Виды и назначение посадок (стр. 1 из 3)
1. Назначение посадок на гладкие цилиндрические соединения
Выбор различных посадок для подвижных и неподвижных соединений производят на основании предварительных расчетов, экспериментальных исследований.
Расчеты подвижных посадок заключаются в установлении необходимого зазора или обеспечения жидкостного трения. Расчеты неподвижных посадок сводятся к определению прочности сопрягаемых деталей, а также к определению усилий запрессовки и распрессовки.
Переходные посадки предназначены для неподвижных, однако, разъемных соединений деталей. Неподвижность в них достигается с помощью различных элементов. Переходные посадки обеспечивают хорошее центрирование соединяемых деталей и их легкую сборку. Отверстие в переходных посадках обычно принимают на один квалитет грубее вала.
Рассмотрим одно из гладких цилиндрических соединений узла Д2 – соединение зубчатого колеса с валом с номинальным размером D2 = 22 мм. Неподвижность этого соединения обеспечивается шпонкой, поэтому здесь нет необходимости применять посадку с натягом. В таком соединении целесообразно применить одну из переходных посадок. В соответствии с рекомендациями (3, с. 322) выбираем посадку, Н7/k6 которая обеспечивает хорошее центрирование и возможность легкой сборки и разборки.
Для выбранного сопряжения определим размерные параметры деталей. По стандарту (6) находим верхние и нижние предельные отклонения размеров отверстия: ES = +21 мкм, EI = 0 и вала es = +15 мкм, ei = +2 мкм.
В соответствии с рис. 1 определяем предельные размеры Dmax, Dmin, dmax, dmin, допуски размеров TD и Td, зазор Smax и натяг Nmax; допуск посадки Tn,Dmax= D + ES = 22 + 0.021 = 22.021 мм Td= es – ei = 0.015 – 0.002 = 0.013 мм, Dmin= D + EI = 22 + 0 = 22 мм Smax= ES – ei = 0.021 – 0.002 = 0.019 мм, TD= ES – EI = 0.021 – 0 = 0.021 мм, Nmax= es – EI = 0.015 – 0 = 0.015 мм, dmax= d + es = 22 + 0.015 = 22.015 мм, Tn= TD + Td = 0.021 + 0.013 = 0.034 мм.
2. Назначение посадок для подшипников качения
В соответствии с заданным режимом работы узла назначаем вначале посадки для подшипников по размерам: 1) D7= 20 мм и D8=52 мм; 2) D4 = 25 мм и D5 = 62 мм.
Посадку вращающихся колец подшипников для исключения их проворачивания по посадочной поверхности вала или отверстия корпуса в процессе работы под нагрузкой необходимо выполнять с гарантированным натягом. Посадку одного из не вращающихся колец двухопорного вала необходимо проводить с гарантированным зазором для обеспечения регулировки осевого зазора или натяга, а также для компенсации температурных расширений валов или корпусов.
Поскольку в данной курсовой работе не ставится задача определения этих параметров, то для выбора посадок необходимо учитывать указанный в задании режим работы подшипника, в данном случае нормальный, т.е. 0.07£ P/C£ 0.15.
Из конструкции узла следует, что внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом, или оно испытывает циркуляционное нагружение, а наружное кольцо испытывает местное нагружение, так как оно неподвижно относительно радиальной нагрузки.
Исходя из этих условий, т.е. режима работы и характера нагружения по (22, табл. 1 и 3 прил. 5) принимаем посадку внутреннего кольца подшипника на вал 1) Æ20k6, 2) Æ25k6, а посадку наружного кольца в корпус 1)Æ52 Js7, 2)Æ 62 Js7.
Для посадки 1)Æ20 k6 верхнее предельное отклонение отверстия внутреннего кольца ES= 0, а нижнее EI= -8 мкм. Предельные отклонения вала выбираем по стандарту (6), они будут равны: es= + 15 мкм и ei= + 2 мкм.
Для посадки 1)Æ52 Js7 по (20 или 4 табл. 4.83) верхнее предельное отклонение наружного кольца подшипника es=+10 мкм, а нижнее ei =-10 мкм. Согласно (6) верхнее предельное отклонение диаметра отверстия корпуса ES=0, а нижнее EI= -8.
Для посадки 2)Æ25 k6 верхнее предельное отклонение отверстия внутреннего кольца ES=0, а нижнее EI= -8 мкм. Предельные отклонения вала выбираем по стандарту (6), они будут равны: es= + 15 мкм и ei= + 2 мкм.
Для посадки 2)Æ62 Js7 по (20 или 4 табл. 4.83) верхнее предельное отклонение наружного кольца подшипника es=0, а нижнее ei = -8 мкм. Согласно (6) верхнее предельное отклонение диаметра отверстия корпуса ES= + 10, а нижнее EI=-10.
Определяем для выбранных посадок предельные зазоры Smax и Smin, натяги Nmax и Nmin между сопрягаемыми поверхностями (1):
Внутреннего кольца и вала
Nmax=es-EI=15+8=23 мкм;
Nmin=ei-ES=2 – 0=2 мкм;
Наружного кольца и корпуса
Nmax=es-EI= 0+ 10= 10 мкм;
Smax=ES-ei= 10 + 8 = 18 мкм.
Определяем для выбранных посадок предельные зазоры Smax и Smin, натяги Nmax и Nmin между сопрягаемыми поверхностями (2):
Внутреннего кольца и вала
Nmax=es-EI= 15 + 8 =23 мкм;
Nmin=ei-ES= 2 – 0= 2 мкм;
Наружного кольца и корпуса
Nmax=es-EI= 0 + 10 =10 мкм;
Smax=ES-ei= 10 + 8= 18 мкм.
3. Назначение комбинированных посадок на гладкие цилиндрические соединения
В качестве примера рассмотрим соединение крышки с корпусом с номинальным размером D = 62 мм. В большинстве случаев с целью сокращения номенклатуры режущего инструмента рекомендуется назначать посадки в системе отверстия. Но выбранная посадка может привести к неоправданному ухудшению технологичности детали. Если на рассматриваемое соединение назначить посадку в системе отверстия, то поле допуска отверстия на участке «корпус-крышка» будет H7.
Однако на это же отверстие для участка корпус-подшипник в предыдущем разд. 2 уже назначено поле допуска Js7. Следовательно, в том случае одно и то же отверстие на разных участках будет иметь различные размеры, т.е. оно будет ступенчатым.
Более целесообразно выдержать размер отверстия одинаковым на всей его длине таким, каким он выбран для сопряжения «корпус-подшипник», т.е. Æ62 JS7. Для обеспечения легкой сборки и разборки это сопряжение должно быть с гарантированным зазором.
По(5) подбираем поле допуска крышки так, чтобы на схеме (рис. 3б) оно было расположено ниже поля допуска отверстия, при чем квалитет крышки может быть грубее квалитета отверстия. Этим условиям отвечает поле допуска крышки d9, а посадка в рассматриваемом сопряжении комбинированной. Æ62Js7/f9. Для этой посадки определяем значения зазоров: Smin=0 мм; Smax=0.05 мм; Sср=0.025 мм. Комбинированными называются посадки, в которых поля допусков сопрягаемых деталей выбраны в разных системах. Выбранную комбинированную посадку Æ72 Js7/d9 проставляем на сборочном чертеже узла.
4. Назначение посадок на шпоночное соединение
Для соединения D2=22 мм зубчатого колеса с валом необходимо выбрать тип шпоночного соединения, а также посадки по спрягаемым размерам, изобразить схему расположения полей допусков и рассчитать предельные зазоры и натяги. Шпонки обычно сопрягаются по ширине с валом по неподвижной посадке, а с втулками по одной из подвижных посадок. Натяг необходим для того, чтобы шпонка не перемещалась при эксплуатации, а зазор – для компенсации неизбежных неточностей пазов и их перекоса.
Для заданных условий работы и сборки принимаем призматическую шпонку, исполнение 1, сечением b x h=8 x 7.
По (4, табл. 4.65) для серийного и массового производства принимаем нормальное соединение шпонки с пазами по ширине: вала – N9, втулки – Js9. Поле допуска по ширине самой шпонки для любого соединения установлено h9.
Выбираем предельные отклонения размера по ширине шпонки 8h9 = 8 -0.036 мм. Выбираем предельные отклонения размеров по ширине пазов: вала 8N9=8 -0.036 мм и втулки 8Js9 = ± 0.018.
Рассчитываем предельные зазоры и натяги в сопряжениях:
вал – шпонка 8N9/h9
Smax=0 – (-0.036) =0.036 мм;
Nmax=0 – (-0.036) =0.036 мм;
втулка – шпонка 8Js9/h9
Smax=+0.018 – (-0.036) =0.054 мм;
Nmax=0 – (-0.018) =0.018 мм.
Размеры по высоте паза втулки и глубине паза вала (рис. 5) выбираются в соответствии с (4, табл. 4.66). эти размеры необходимо указывать на рабочих чертежах.
Размеры по высоте паза втулки и глубины паза вала выбираются в соответствии с [4, табл. 4.66] или по [11]. Эти размеры необходимо указывать на рабочих чертежах деталей.
5. Назначение посадок на шлицевые соединения
Шлицевые соединения имеют то же назначение, что и шпоночные, но обычно используются при передаче больших крутящих моментов и более высоких требованиях к соосности соединяемых деталей. Среди шлицевых соединений прямобочные соединения наиболее распространены.
При выборе способа центрирования, характера и точности шлицевого соединения необходимо исходить из назначения узла и условий его эксплуатации.
Рассмотрим соединение подвижного блока зубчатых колес с валом по диаметру D6 = 32 мм.
В процессе работы узла зубчатое колесо не перемещается вдоль оси вала. Твердость втулки не слишком высока и допускает обработку чистовой протяжкой, а вал обрабатывается фрезированием и шлифованием по диаметру D.
Таким образом, в данном случае целесообразно применить способ центрирования по внешнему диаметру.
С учетом изложенного принимаем по (4, табл. 4.73 и 4.75) следующие посадки:
по центрирующему диаметру D H7/f7
по размеру b – D9/f8.
по нецентрирующему D – H12/б11
По D6 = D = 32 мм находим по (4, табл. 4.71) значения остальных параметров шлицевого соединения:
d = 26, b = 6, z = 6.
На сборочном чертеже узла выбранное шлицевое соединение можно обозначить следующим образом:
d –6 x 26H7/f6 x 32 H12/б11 x 6 D9/f8.
Предельные отклонения на размеры шлицевых поверхностей выбираются по (6).
Схема расположения полей допусков элементов шлицевого соединения
Рис. 7. Предельные контуры шлицевых деталей: 1 – номинальный контур соединения, 2 – предельные контуры зуба вала, 3 – контуры паза
6. Расчет предельных калибров
Для одного из сопряжений заданном узле необходимо рассчитать предельные и исполнительные размеры рабочих калибров для контроля отверстия и вала. Исполнительным называется размер калибра, проставляемый на его чертеже.