     |
Н=5
Рис. 1.2.5.
1.2.6.4. Маркировка калибров
При маркировке на калибре указывают номинальный размер проверяемой детали, условное обозначение поля допуска (65g6), название калибра (ПР, НЕ, К-И и др.), цифровые величины и знак предельных отклонений изделия в миллиметрах.
1.3. ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ.
ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
1.3.1. Задание
Для заданного подшипника качения (приложение 2) и условия его работы выбрать посадки колец на вал и в корпус. Для выбранных посадок построить схемы расположения полей допусков и подсчитать предельные размеры сопрягаемых деталей, наибольшие и наименьшие натяги и зазоры. Выполнить упрощенный чертеж узла подшипника и чертежи сопрягаемых с подшипником деталей, на которых указать посадки, поля допусков, точность формы и расположения, шероховатость поверхностей, сопрягаемых с кольцами подшипника.
1.3.2. Классы точности подшипников качения (ПК)
ГОСТ 520-91 устанавливает 5 классов точности ПК: 0,6,5,4 и 2 (точность ПК повышается от 0 класса ко 2-му). На чертежах и при маркировке подшипников класс точности указывается цифрой слева от обозначения подшипника и отделяется от него разделительным знаком тире, например, 6 – 204, где 6 – класс точности подшипника. Класс точности 0 не указывается. ГОСТ 520-91 приводит допускаемые отклонения по основным размерам подшипника в зависимости от класса точности.
В соответствии с ГОСТ 3325-85 режимы работы подшипника характеризуются расчетной долговечностью (табл. 1.3.2.).
Таблица 1.3.2.
| Режим работы | Расчетная долговечность в часах |
| Легкий | Более 10000 |
| Нормальный | Более 5000 до 10000 |
| Тяжелый | Более 2500 до 5000 |
1.3.3. Поля допусков посадочных мест валов и отверстий корпуса
Выбор полей допусков поверхностей валов и корпусов, сопрягаемых с кольцами подшипников, регламентируются ГОСТ 520-91. Этот стандарт распространяется на посадочные места валов и отверстий корпусов под ПК, отвечающим следующим условиям:
· валы стальные, сплошные или полые толстостенные, т.е. с отношением d/do = 1,25, где d – диаметр вала, do – диаметр отверстия вала;
· материал корпуса – сталь или чугун;
· температура нагрева подшипника при работе – не выше 100ºС.
Поля допусков валов и отверстий корпусов выбирается по ГОСТ в зависимости от:
· вида нагружения кольца;
· режима работы подшипника;
· состояния эквивалентной нагрузки Р и каталожной динамической грузоподъемности С;
· типа, размера и класса точности подшипника.
1.3.4. Пример. Выбрать посадку на вал и в корпус подшипника 6 – 205 ГОСТ 8338-75 при следующих условиях:
- режим работы – нормальный;
- вид нагружения колец;
- внутреннего – местное;
- наружного – циркуляционное.
Эквивалентная нагрузка Р кгс (условная постоянная нагрузка, обеспечивающая тот же срок службы ПК, какой должен быть в действительных условиях) – 90 кгс.
Динамическая грузоподъемность С кгс – постоянная радиальная нагрузка, соответствующая расчетному сроку службы, равному 1 млн. оборотов внутреннего кольца – 1100 кгс.
Решение.
По ГОСТ 8338-75 устанавливаем, что подшипник 205 – это шариковый радиальный однорядный подшипник, имеющий посадочные диаметры: внутреннего кольца d = 25 мм; наружного кольца Dмм.
По ГОСТ 520-91 находим, что предельные отклонения посадочных диаметров для класса точности 6 и наружных диаметров составляют (табл. 1.3.4.):
| Диаметры | Верхнее отклонение, мкм | Нижнее отклонение, мкм |
| по dср | - 8 | |
| по Dср | - 11 |
По ГОСТ выбираем поля допусков сопрягаемых деталей. При местном нагружении внутреннего кольца, нормальном режиме работы, соотношении эквивалентной нагрузки и динамической грузоподъемности Р/С = 90/1100 ≈ 0,08 и диаметре вала 25 мм для шарикового радиального подшипника рекомендованы поля допусков g6, f6,is, h6. Известно, что с увеличением нагрузки рекомендуется в пределах допустимого увеличить наибольший натяг и, наоборот, с уменьшением – уменьшать. Так как в нашем примере отношение Р/С ≈ 0,08 около нижнего предела нагрузок следует выбрать поле допуска f6, обеспечивающее посадку с гарантированным зазором, или поле g6, дающее незначительный процент соединений с натягом. Выбираем поле g6.
Для циркуляционного нагружения наружного кольца подшипника и заданных условий работы рекомендовано поле допуска отверстия корпуса N7.
По стандарту определяем предельные отклонения и предельные размеры сопрягаемых с подшипником поверхностей.
· предельные размеры вала Ø25g6(
);
· наибольший 24,993;
· наименьший 24,96;
· предельные размеры отверстия Ø52N7(
);
· наибольший 51,991;
· наименьший 51,961.
Построение схем расположения полей допусков.
Построение схемы расположения полей допусков сопрягаемых поверхностей производится аналогично гладким цилиндрическим сопряжением.
Определяем предельные значения зазоров и натягов в сопряжениях:
по d: Smax = 25 – 24,98 = 0,02 мм
Nmax = 24,993 – 24,992 = 0,001 мм
по D: Smax = 51,991 – 51,989 = 0,002 мм
Nmax = 52 – 51,961 = 0,039 мм
После выполнения требуемых чертежей на них требуется указать: на чертеже сопряжения – посадки в соединении внутреннего и наружного колец с сопряженными деталями; на чертежах вала и корпуса – поля допусков диаметров, сопряженных с кольцами подшипников, отклонения формы и расположения поверхностей, сопряженных с кольцами подшипников и их шероховатость.
1.3.5. Выполнение чертежей
Обозначение посадок подшипников на сборочных чертежах регламентировано ГОСТ 3325-85 и этот стандарт распространяется на посадки подшипников в соединении с деталями, поля допусков которых выполнены по системе ИСО.
В данном примере обозначение посадок будет: Ø25g6, Ø52N7.
Требования по форме, расположения и шероховатости поверхностей на чертежах вала и корпуса указываются в соответствии с ГОСТ 3325-75. Для нашего примера: шероховатость посадочных поверхностей отверстия и вала – 8-ой класс (Ra от 0,63 до 0,32 мкм).
Овальность и конусообразность вала и отверстия в корпусе – не более половины допуска на диаметр, при этом в соответствии с ГОСТ 10356-83 овальность и конусообразность численно выражается разностью наибольшего и наименьшего диаметров рассматриваемой поверхности в соответствующих сечениях.
Таким образом, допуск овальности и конусообразности для данного примера будет:
- для вала 13: 4 ≈ 3,25 мкм, округление 0,003 мм;
- для отверстия в корпусе 30: 4 = 7,5 мкм, округленно 0,07 мм.
Торцовое биение:
- заплечика вала – не более 0,01 мм;
- заплечика отверстия корпуса – не более 0,02 мм.
1.4. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ШПОНОЧНЫХ
И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
1.4.1. Шпоночные соединения
Задание. Для заданного диаметра вала d и длины шпонки l (шпонка призматическая) определить номинальные значения элементов шпоночного соединения и их предельные отклонения (ГОСТ 23360-78) в зависимости от типа соединения. Построить схему расположения полей корпусов по ширине шпонки b. Выполнить чертеж поперечного сечения вала и втулки по шпоночному пазу в соответствии с вариантом задания (приложение 3).
Общие понятия. В машиностроении широко применяются соединения с призматическими шпонками. Основные размеры призматических шпонок и сечений пазов на валах и во втулках выбираются по ГОСТ 23360-78.
Предельные отклонения размеров призматических шпонок по ширине и высоте установлены для трех исполнений шпонок по ГОСТ 8789- 78:
- исполнение А – с закруглениями по обоим концам;
o исполнение В - прямоугольные;
o исполнение С - с закруглением на одном конце.
Предельные отклонения размеров нормируются по ГОСТ 23360-78.
Предельные отклонения для размеров шпонок по ширине b приняты по h9, а для размера по высоте h – по h11. Для размера шпонки по длине l приняты отклонения по h14. Все эти отклонения выбираются по стандарту ГОСТ 8789-88.
Посадки для шпоночных соединений выбираются в зависимости от характера соединения. Посадочным размером в шпоночном соединении является только размер b. По этому размеру предусмотрены три вида соединений. Свободное соединение:
· паз под шпонку на валу выполняется по H9;
· паз под шпонку по втулке выполняется по D10.
Нормальное соединение:
· паз под шпонку на валу выполняется по N9;
· паз под шпонку во втулке выполняется Is9.
Плотное соединение:
· паз под шпонку на валу выполняется по P9;
· паз под шпонку во втулке выполняется P9.
Пример. Диаметр вала d = 46 мм, длина шпонки l = 80 мм. Шпонка призматическая. Соединение нормальное, исполнение А.
Решение. Определяем номинальные значения элементов шпоночного соединения (ШС). По табл. 4.52. (стр. 773 [5]) b = 14 мм, h = 9 мм, t1 = 5,5 мм, t2 = 3,8 мм. Шпонка 49х9х80 мм ГОСТ 23360-78.
1.4.2. Схема полей допусков по ширине шпонки b (рис. 1.4.2.)
h9 – поле допуска шпонки.
N9 – поле допуска паза под шпонку на валу.
Is9 - поле допуска ширины паза под шпонку на валу.
Рис. 1.4.1.
По ГОСТ 23360-78 (табл. 2) выбираем посадки для нормального соединения и определяем предельные отклонения для ширины шпонки, ширины паза вала и ширины паза втулки.
Ширина шпонки 14h9 = 14- 0,043 мм.
Ширина паза вала 14N9 = 14- 0,043 мм.
Ширина паза втулки 14Is9 = 14±
Глубина паза вала t1
Глубина паза втулки t2
Предельные отклонения по высоте шпонки h принимаем по h11:
9h11 = 9- 0,09 мм
Предельные отклонения размера шпонки по длине l принимаем по h14:
80h14 = 80- 0,14 мм
Предельные отклонения длины вала под шпонку l по H15:
80H15 = 80+ 1,2 мм
Построим схему расположения полей допусков по ширине b (рис. 1.4.1.).
1.4.2. Шлицевые соединения
Задание. Для заданного прямобочного шлицевого соединения (приложение 4) указать: номинальные размеры основных параметров, серию и метод центрирования по ГОСТ 1139-80.
Определить допуски и предельные размеры всех элементов соединения, построить схему расположения полей допусков и посадок. Вычертить чертеж (самостоятельно) поперечного сечения шлицевого вала и втулки в соответствии с вариантом задания. Описать контроль точности шлицевых деталей калибрами.
Общие понятия. Различают шлицевые соединения (ШС) с прямобочным, эвольвентным и треугольным профилем зуба.
В машиностроении широкое распространение получили ШС с прямобочным профилем зуба. Номинальные размеры и число зубьев ШС деталей, средней и тяжелой серий общего назначения с прямобочным профилем зубьев устанавливает ГОСТ 1139-80 в зависимости от высот и чисел зубьев, различных для одного и того же диаметра.
Существует три способа центрирования ШС: по поверхности наружного диаметра D; по поверхности внутреннего диаметра d; по боковой поверхности шлицев b.
Центрирование по наружному диаметру D рекомендуется, когда втулку термически не обрабатывают или когда твердость ее после термической обработки допускает протягивание или шлифование.
Центрирование по поверхности внутреннего диаметра d целесообразно применять в тех случаях, когда втулка имеет высокую твердость и ее нельзя обрабатывать чистовой протяжкой и когда требуется повышенная точность центрирования.
Центрирование по боковым сторонам шлицев b используется при передаче знакопеременных нагрузок, больших крутящих моментов, а также при реверсивном движении.
Посадки ШС осуществляют по центрирующей цилиндрической поверхности и одновременно по боковым поверхностям впадин втулки и зубьев вала, т.е. по d и b, по D и b, только по b.
В зависимости от характера работы соединения и схемы центрирования по стандарту на гладкие цилиндрические соединения выбирают посадки (см. задачу № 1). Основные отклонения и допуски для размеров d, D, b по ГОСТ 1139-80.
Обозначение ШС валов и втулок должно содержать:
Ø букву, обозначающую поверхность центрирования;
Ø число зубьев и номинальные размеры d, D, b соединения, вала втулки;
Ø обозначение полей допусков и посадок диаметров, а также размер b, помещаются после соответствующих размеров.
Допускается не указывать в обозначении допуски нецентрирующих диаметров.
Пример. Шлицевое соединение:
D – 6 x 16H7/f7 x 26 h12/a11 x 4 D9/f8
Решение. Номинальные размеры основных параметров и серию ШС определяем по ГОСТ 1139-80 [1, стр. 781]:
Ø серия средняя
d = 16 мм; D = 20 мм; b = 4 мм;
Ø центрирование осуществляется по внутреннему диаметру d;
Ø посадка по диаметру d – H7/f7.
По стандарту на ГЦС [1, стр. 79] определяем предельные отклонения: отверстие Ø16H7; вал Ø16f7;
верхнее отклонение ES = 18; es = - 16;
нижнее отклонение ES = = 0 мкм; ei = - 34 мкм
Рассчитываем предельные размеры отверстия и вала:
Dmax = 16 + 0,018 = 16,018 мм
Dmin = 16 + 0 = 16 мм
dmax = 16 – 0.016 = 15.984 мм
dmin = 16 – 0.034 = 15.965 мм
Схема расположения полей допусков отверстия и вала по внутреннему d дана на рис. 1.4.2.1.
Рис. 1.4.2.1. Поля допусков размера d
Посадка по размеру b – D9/f8.
По таблицам стандарта [1, 79] определяем предельные отклонения ширины шлица b у отверстия и вала.
Отверстие Ø4D9:
ES = + 60 мкм; EI = + 30 мкм
Вал Ø4f8:
es = - 10 мкм; ei = - 28 мкм
Рассчитываем предельные размеры:
Dmax = 4 + 0.06 = 4,06 мм
Dmin = 4 + 0,03 = 4,03 мм
dmax = 4 – 0,028 = 3,972 мм.
Dmin = 4 – 0,01 = 3,99 мм
Схема расположения полей допусков отверстия и вала по ширине шлица b представлена на рис. 1.4.2.2.
Рис. 1.4.2.2. Поля допусков размера b
Посадка по наружному диаметру H12/a11
По стандарту на гладкие цилиндрические соединения [1, стр. 79] определяем предельные отклонения по наружному диаметру D.
Отверстие 20H12:
ES = + 210 мкм;
EI = 0 мкм
Вал 20a11:
es = - 300 мкм;
ei = - 430 мкм
Рассчитываем предельные размеры отверстия и вала по наружному диаметру D (поля допусков на рис. 1.4.2.3.):
Dmax = 20 + 0,21 = 20,21 мм; dmax = 20 – 0,3 = 19,7 мм;
Dmin = 20+ 0 = 20 мм; dmin = 20 – 0,43 = 19,57 мм
Рис. 1.4.2.3. Поля допусков размера D
Эскизы шлицевого соединения и отдельно шлицевого вала и шлицевого отверстия выполняются самостоятельно в соответствии с ГОСТ 2.409-74.
На чертежах поперечного сечения шлицевого вала и шлицевой втулки указать размеры, их поля допусков, шероховатость и допуски расположения поверхностей.
2. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
2.1. Задание. Для заданных резьбовых соединений (приложение № 6) с зазором (или натягом) определить предельные размеры диаметров болта и гайки. Построить схемы расположения полей допусков для каждого соединения. Вычислить предельные размеры каждого соединения. Вычислить предельные размеры каждого элемента резьбы болта и гайки. Дать характеристику заданных соединений.
Общие понятия. Разнообразные резьбовые соединения широко распространены в машиностроении и приборостроении – крепежные резьбы, которые служат для соединения деталей, подлежащих периодическому разъему.
Взаимозаменяемость резьбовых сопряжений строится на некоторых основных принципах, в т.ч. на примере крепежных резьб. Так как резьбовые детали ограничены сложными поверхностями, нарушение взаимозаменяемости в резьбовых сопряжениях может быть вызвано не только не соблюдением предельных размеров наружного и внутреннего диаметров, но и не соблюдением предельных размеров среднего диаметра, погрешностей шага и угла наклона профиля. Предельные размеры наружного и внутреннего диаметров построены таким образом, чтобы обеспечить гарантированный зазор в сопряжении. Для резьб с зазором в стандарте отклонения шага и угла наклона профиля отдельно не нормируются. Погрешности этих элементов компенсируются допуском на средний1 диаметр.
Пример. Посадка с зазором М12 х 1 – 6H/6g.
Номинальные значения диаметров резьб рассчитать по ГОСТ 9000-73 [1, стр. 674-677] (см. табл. 2.1.1.).
Таблица 2.1.1.
| Диаметр | Болт | Гайка |
| Наружный: d, D | 12,0 | 12,0 |
| Средний: d2, D2 | d – 1 + 0,35 = 11,35 | 11,35 |
| Внутренний: d1, D1 | d – 2 + 0.918 = 10,918 | 10,918 |
Шаг резьбы Р = 1 мм – мелкий (указывается в обозначении), угол профиля α = 60°.
Предельные отклонения определяем там же (табл. 2.1.2.).
Таблица 2.1.2.
| Диаметр | Болт – 6g (стр. 691) | Гайка – 6H(стр. 696) |
| Наружный: d, D | 12 
| 12 
|
| Средний: d2, D2 | 11.35 
| 11.35 
|
| Внутренний: d1, D1 | 10.918 
| 10.918 
|
Предельные размеры определяем с учетом значений предельных отклонений (табл. 2.1.3.).
Таблица 2.1.3.
| Диаметр | Болт – 6g | Гайка – 6H | |||||||||
| Величина | d | d2 | d1 | D | D2 | D1 | |||||
| max | min | max | min | max | min | max | min | max | min | max | min |
| 11.974 | 11.794 | 11.324 | 11.203 | 10.892 | неограниченно | неограниченно | 12,0 | 11,51 | 11,35 | 11,154 | 10,918 |
Общая характеристика резьбового соединения М12 х 1 – 6H/6g.
Резьба с мелким шагом, длина свинчивания нормальная, соединение с зазором, класс точности гайки и болта – 6 (средний). Поля допусков - предпочтительного применения. Резьба общего назначения.
2.1.2. КОНТРОЛЬ РЕЗЬБЫ
Назначение, характеристика и конструкции калибров для контроля метрических резьб по ГОСТ 9253-79 (табл. 2.23. [7]), калибры для других резьб берутся согласно ГОСТ (табл. 1.49. [7]).
ГОСТ 18107-72 «Допуски калибров для метрической резьбы» распространяются на калибры для проверки метрических резьб изделий 4…8-й степеней точности и соответствует рекомендациям ИСО.
Стандартом предназначаются предельные отклонения рабочих калибров, предназначенных для проверки размеров резьбы изделий заводом-изготовителем.
Для проверки резьбы изделий проходными резьбовыми калибрами контролерами контрольных отделов предприятия-изготовителя рекомендуется пользоваться не новыми, а частично изношенными по среднему диаметру калибрами. Новые калибры должны выдаваться рабочим для контроля резьбы изделий в процессе их изготовления.
Указания для расчета резьбовых калибров и контркалибров, номера рисунков со схемами расположения полей допусков их резьбы и номера таблиц, в которых даны численные значения предельных отклонений диаметров резьбы калибров и контркалибров даны в таблице 2.27 [7]. Формулы для расчета предельных размеров резьбы калибров и контркалибров приведены в таблице 2.29 [7]. Допустимые отклонения для шага и половины угла профиля резьбы калибров приведены в таблицах 2.39 и 2.40. [7].
Формулы для расчетов резьбовых калибров по ГОСТ 18107-72 даны в таблице 2.1.2.
Таблица 2.1.2.
| Резьбовые калибры | Про- филь резьбы | Отклонения наружного диаметра (отсчитывается) | Отклонения среднего диаметра (отсчитывается) | Отклонения внутреннего диаметра (отсчитывается) | |||||||
| Пробка | ПР | Полный | От наим. d гайки | Рис. 2.23. | Табл. 2.36. | От наим. d2 гайки | Рис. 2.21. | Табл. 2.32. | Наиб. d1 калибра от наим. d1 гайки | Рис.2.25. | Табл. 2.33. |
| Пробка | НЕ | Укороченный | От наиб. d2 гайки плюс 2F2 | Рис. 2.23. | Табл. 2.36. | От наиб. d2 гайки | Рис. 2.21. | Табл. 2.32. | Наиб. d1 калибра от наим. d1 гайки | Рис. 2.25. | Табл. 2.33 |
| Кольца и скобы | ПР | Полный | Наим. d калибра от наиб. d болта | Рис. 2.22. | Табл. 2.33. | От наиб. d2 болта | Рис. 2.20. | Табл. 2.30. | От наиб. d1 болта | Рис.2.24. | Табл. 2.37. |
| Кольца и скобы | НЕ | Укороченный | Наим. d калибра от наиб. d болта | Рис. 2.22. | Табл. 2.33. | От наим. d2 болта | Рис. 2.20. | Табл. 2.31. | От наим. болта d2 минус 2F1 | Рис. 2.24. | Табл. 2.37 |
Подсчет резьбовых калибров ГОСТ 18107-72 [10, стр. 372](табл. 2.1.3.).
Таблица 2.1.3.
| Пробка | ПР | d | Новая | 12 + 0,023)-0,022 = 12,023-0,022 |
| Изношенная | 12 + 0,001 – 0,0055 = 11,9955 | |||
| d2 | Новая | 11,35 + 0,0175)- 0,011 = 11,3675- 0,011 | ||
| Изношенная | 11,35 + 0,0065 – 0,0055 = 11,351 | |||
| d1 | Наибольший | 10,918 | ||
| Не ограничивается | - |
