Первышин А.Н. Метрология - файл n1.doc

Первышин А.Н. Метрология
скачать (5522.5 kb.)
Доступные файлы (1):
n1.doc5523kb.21.10.2012 10:04скачать

n1.doc

1   2   3   4   5   6   7   8
§ 16. Классы точности подшипников качения. Допуски, посадки. Выбор по­садок подшипников качения исходя из схемы работы, характера нагружения колец и режима работы. Обозначения посадок подшипников качения на чертежах.
Подшипники качения предназначены для центрирования вращающихся деталей относительно неподвижных с минимальными потерями энергии.

Подшипник качения состоит из внутреннего кольца (1), наружного кольца (2) и тел вращения (3) (рис. 33).

В качестве тел вращения могу использоваться: шарики, ролики, иглы, в соответствии с этим различают шариковые, роликовые и игольчатые подшипники. Подшипник является покупной деталью, обладает полной внешней взаимозаменяемостью по трем параметрам: посадочное место d на вал (4), посадочное место D в корпус (5) и шириной B. Одна из деталей 4 или 5 вращается, а другая неподвижна, либо вращается с другой относительно центрируемой угловой скоростью. В зависимости от того, какая из деталей вращается, различают три схемы нагружения (рис. 34). Первая, когда вал 4 вращается с угловой скоростью ?, а корпус 5 неподвижен. Вторая схема, корпус 5 вращается с угловой скоростью ?, а вал 4 неподвижен. Третья схема, когда и вал 4 и корпус 5 вращаются, но с разными угловыми скоростями. Наиболее распространена первая схема.



В дальнейшем будем рассматривать в основном первую схему. Изделия 4 и 5 проектируются и при этом необходимо выбирать характер соединения вала с подшипником и корпуса с подшипников по назначению изделия в целом. Поскольку подшипник мы не можем дополнительно обрабатывать, то организация посадок будет заключаться подборе размеров вала и корпуса, выборе характер соединения (посадки переходные, с натягом, с зазором).

Нам нужно определить методику выбора посадок, исходя из схемы работы изделия, поэтому надо структурировать вращающиеся и неподвижные тела.

Допуски на присоединительные размеры подшипников качения D, d, В, отличаются от стандартных допусков на гладкие цилиндрические соединения и регламентируются ГОСТами 520-71 "Подшипники качения. Технические требования" и ГОСТом 3325-85 "Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки".

Для подшипников качения установлено пять классов точности в порядке ее возрастания: 0, 6, 5, 4, 2. Самая низкая точность у 0 и 6 классов, используемых в общем машиностроении. 5 и 4 классы используются в точном машиностроении и в частности в авиацинно-ракетно-космической технике, 2 класс - в приборостроении.

Точность подшипников определяется следующими параметрами:

  1. точностью размера присоединительных поверхностей;

  2. точностью формы и расположения поверхностей колец;

  3. точностью формы и размера тел качения в одном подшипнике.

Существует специфика расположения полей допусков подшипников качения, введено специальное обозначение основного отклонения – L, которая не используется в обозначении гладких цилиндрических соединений. Расположение полей допусков будет отличаться от стандартных для гладких цилиндрических соединений, т. к. подшипник - деталь покупная, то во всех сборках, он являются главными, т.е. его поверхность (L) является основной и к ней мы формируем посадку за счет изменения сопрягаемой детали. Сборка этих подшипников в узел является специфической специальной задачей.


Рассмотрим поля допусков наружного и внутреннего колец подшипника качения (рис. 35).



Соответствующие присоединительные размеры - вал d, а отверстие - D. Заметим, что в отличие от обычных обозначений, наружное кольцо обозначено буквой D, хотя оно является валом. На рисунке - L0, означает L - основное отклонение, 0 - не квалитет в данном случае, а класс точности подшипника. В общем расположение поля допуска основного вала выполнено в тело детали, поле допуска внутреннего кольца подшипника находится вне тела детали. У наружного и у внутреннего колец основным отклонением L обозначено верхнее отклонение. Поле допуска подшипника определяется двумя параметрами: номинальным диаметром и классом точности. Расположение поля допуска определяет основное отклонение, которое всегда равно нулю. Таким образом в сопряжении подшипников качения с валом и с корпусом можно не использовать специальные подшипниковые посадки, иначе пришлось изменить всю систему гладких цилиндрических посадок.

Такая система полей допусков подшипников качения позволяет, используя стандартные поля допусков гладких цилиндрических соединений, образовать необходимое поле для практики посадки подшипников качения с сопрягаемыми деталями при небольших зазорах и натягах. Выбор посадок подшипников качения на вал и в корпус определяется схемой работы подшипника, видом нагружения колец и условиями работы.

Внутреннее кольцо вращается с угловой скоростью ?, внешнее кольцо неподвижно. Возникает часто задача определить вид посадок, которые необходимы для решения основной задачи подшипника, а именно длительного центрирования вращающейся части, т.е. внутреннего кольца подшипника вместе с валом, относительно неподвижной, т.е. наружного кольца в корпусе, с минимальными потерями (рис. 34). На подшипник действует некоторая постоянная нагрузка R (сила притяжения, динамические нагрузки). Необходимо определить вид посадок внутреннего кольца на вал и наружного кольца в корпус в данной схеме нагружения. Представим себе, что внутреннее кольцо на валу будет посажено с зазором, тогда возникнут проскальзывания вала относительно внутреннего кольца подшипника и произойдет износ, который приводит к увеличению зазора, следовательно, к нарушению условий центрирования и падению ресурса. Подшипник качения будет работать как подшипник скольжения, без условий обеспечения смазки, термических условий и т.д. В этом случае, когда вращается вал, необходимо, чтобы кольцо вращалось вместе с валом. Необходимо обеспечить в месте соединения натяг. Если существует натяг, т.е. возникают определенные силы, препятствующие проскальзыванию, то нагрузка R, которая сосредоточена в нижней части кольца, будет рассредоточена по всей поверхности кольца, т. е. износ по дорожке будет равномерным. Такая нагрузка называется циркуляционной. Наружного кольцо закреплено, следовательно, нагрузка через внутреннее кольцо передается на наружное кольцо и будет все время сосредоточена в одном месте. Эта нагрузка называется местной, тела качения изнашивают беговую дорожку в одном месте, т. е. образуется выемка.

Относительно корпуса необходимо проскальзывание, когда образуется выемка, тогда возникают тангенциальные силы и наружное кольцо имеет возможность проскальзывать в корпусе и износится равномерно, поэтому в этом посадочном месте необходимо обеспечить зазор. Зазор и натяг должны быть достаточно небольшими, большой зазор приведет к потерям точности центрирования, возникновению люфта, при большом натяге, в случае запрессовки тонкостенной конструкции подшипника качения в корпус, произойдет деформация наружного кольца, в результате радиальный зазор, который определяет ресурс и центрирование, уменьшится, и подшипник может заклинить.

Внутреннее кольцо (1) вращаясь вместе с валом (4) (за счет небольшого натяга N) воспринимает нагрузку R всей поверхностью своей беговой дорожки и поэтому изнашивается равномерно. Такая нагрузка называется циркуляционной. Наружное кольцо (2) посажено в корпус (5) с небольшим зазором S, что позволяет при выработке его нижней части, проворачиваться обеспечивая равномерный износ. Нагрузка R воспринимается в данный момент времени только нижней частью кольца (2) и называется местной. Для разных схем нагружения и закрепления в области местной нагрузки следует использовать посадки с зазором, в области циркуляционной - посадки с небольшим натягом.

Рассмотрим первую схему нагружения (рис. 34). Класс точности - 6. Вместе с валом вращается внутреннее кольцо. Как обеспечить натяг? Если воспользоваться системой отверстия, т.е. выполнить внутреннее кольцо подшипника по основному отверстию, то необходимо использовать основные посадки от р до z, обеспечивающие натяг, но эти посадки приведут к уменьшению радиального зазора и заклиниванию подшипника. Поэтому выбираем поле L6, направленное вне тела детали, тогда можно использовать для обеспечения натяга посадки, которые в стандартных условиях были для валов переходными, убрав вниз поле допуска подшипника, мы переходим к малым натягам, которые обеспечивают ресурс. Для обеспечения зазора выбираем скользящие посадки h6, h7, g6 и т.д.

Специфическое расположение поля допуска внутреннего кольца подшипника позволяет обеспечить небольшие натяги при использовании стандартных полей отклонений гладких цилиндрических валов переходных посадок (k, m, n для первой схемы) (рис. 36).


Аналогично поступают с другими схемами.

Лекция №11
§ 17. Допуски и посадки шпоночных соединений, обозначение посадок на чертежах.

Шпоночные соединения предназначены для передачи крутящего момента от вала к отверстию или наоборот. Различают сегментные, клиновые и призматические шпоночные соединения.

Характерный вид призматического шпоночного соединения (рис. 40).

Шпонка (3) длиной l, высотой h и шириной b устанавливается в паз вала (1) глубиной t1 и в паз отверстия (2) глубиной t2.

Если вал вращается с угловой скоростью ?, то он через шпонку передает крутящий момент отверстию по поверхности.

Параметры шпоночного соединения (b,h, t1, t2) зависят от передаваемой нагрузки и номинального размера соединения, чем больше усилие, передаваемое на вал, тем больше перемещение шпонки в зазоре и, значит, тем более мощную шпону следует выбирать. Регламентируются данные параметры ГОСТом 23360-78.

По характеру параметров посадки различают виды шпоночных соединений (рис.41):

  1. свободные;

  2. нормальные;

  3. плотные.


Шпоночное соединение всегда выполняется в системе вала, причем основным валом является шпонка. Ее поле допуска рекомендуется выбирать для всех типов соединений h9 и реже h10. Для всех полей допуска в шпоночных соединениях рекомендуется использовать 9-ый или реже 10-ый квалитеты. Во всех видах шпоночных соединений посадка шпонки в паз вала плотнее, чем в паз отверстия.




Вид

шпоночного

соединения

Параметры посадки

Вид нагружения

Подвижность соединения

Условия сборки

3+1

3+2

Свободное

S,

S2

Невысокое, равномерное

Подвижное

Легкие

Нормальное

S,=0

s2

Среднее, равномерное

Неподвижное

Нормальные

плотное

N

N

Реверсивное с

высокими

нагрузками

Неподвижное, неразъемное

С запрессовкой


§ 18. Допуски и посадки шлицевых соединений, обозначение посадок на чертежах.

Шлицевые соединения также как шпоночные предназначены для передачи крутящего момента с одновременным центрированием по шлицевым поверхностям. Шлицевое соединение можно рассматривать как многошпоночное, но обладающим следующими преимуществами:

  1. они могут передавать большие нагрузки при тех же габаритах;

  2. обладают большим ресурсом работы;

  3. обеспечивают лучшее центрирование вала относительно отверстия.

Шлицевые соединения подразделяются:

  1. по форме шлицевых поверхностей (прямобочные, эвольвентные, треугольные, трапециидальные);

  2. по условиям эксплуатации (подвижные и неподвижные);

  3. по условиям нагружения (тяжелые, средние, легкие).

Основные параметры шлицевых соединений приведены в ГОСТе 1139-80.

Наибольшее распространение получили прямобочные и эвольвентные шлицы.

Далее рассмотрим шлицевые соединения на примере прямобочных.



Прямобочные шлицы различают по способу центрирования. При высоких требованиях к центрированию и отсутствию реверсивных нагрузок используют центрирование по внутреннему диаметру d или по наружному диаметру D. В противном случае используют центрирование по ширине шлицов b (рис. 42).

Для того, чтобы обеспечить центрирование по какому-либо параметру, по остальным параметрам нужно сделать зазоры. Так, например, при центрировании по внутреннему диаметру d, зазор обеспечивается по наружному диаметру D и ширине шлица b (левый рисунок). Аналогично происходит с центрированием по внутреннему диаметру. В случае центрирования по ширине шлица b зазоры появятся на наружном и внутреннем диаметре.

Если втулка не очень твердая и пазы в ней можно изготовить протягиванием, то предпочтителен вариант центрирования по внешнему диаметру D. При высокой твердости втулки использую центрирование по внутреннему диаметру d.

При назначении посадок шлицевых соединений используют, как правило, посадки в системе отверстия или комбинированные посадки.
Изобразим комплексную схему полей допусков в случае центрирования по внутреннему диаметру (рис. 42).. По трем шлицевым размерам d, D, b проходит три нулевых линии.

При обозначении шлицевых соединений на чертежах необходимо указывать:

  1. вид центрирования,

  2. число шлицов z,

  3. номинальные размеры (D, d, b) и рядом с этими размерами посадки.

Центрирование происходит по тому размеру, у которого минимальные наиболее вероятные зазоры. Для данного рисунка наиболее вероятные, или характерные, зазоры находятся в области внутреннего диаметра (d), следовательно, центрирование происходит по внутреннему диаметру.

При обозначении шлицевых размеров на чертежах требуется указать достаточно много размеров. Приведем пример того, как изображаются посадки комбинированного типа на сборочных чертежах для конкретного случая.

Пусть задано:

Вид центрирования (d, D, b).

z = 8 – число шлицов,

d = 36 мм – внутренний диаметр,

D = 40 мм – наружный диаметр,

b = 7 мм – ширина шлицов.

Приведем примеры обозначения данного шлицевого соединения в трех случаях:

  1. когда центрирование осуществляется по внутреннему диаметру (d);

  2. когда центрирование осуществляется по наружному диаметру (D);

  3. когда центрирование осуществляется по ширине шлица (b).



где

d – вид центрирования;

8 – число шлицов;

36 – внутренний диаметр с соответствующей посадкой ;

40 – наружный диаметр с посадкой, которой соответствуют большие зазоры;

7 – ширина шлица с посадкой , этой посадке также соответствуют достаточно

большие зазоры.

Данное обозначение отвечает приведенной комплексной схеме полей.

Рассмотрим случай центрирования по наружному диаметру, являющийся широко распространенным и самым экономически эффективным применяемым видом центрирования, если выполняются определенные соотношения твердости втулки и вала.

Обозначение в этом случае аналогично первому варианту, но есть существенное отличие: если центрирование происходит по наружному диаметру, то не указывается посадка для внутреннего диаметра соединения.

.

Третий вид центрирования используется для реверсивных шлицевых соединений.

Для этого вида центрирования также не регламентируется посадка по внутреннему диаметру. По наружному диаметру используется посадка с достаточно большим зазором . Если центрирующим параметром является ширина шлица целесообразно приблизить поле допуска е8 к нулевой линии (рис. 43), тогда центрирующей посадкой по ширине шлица следует выбрать .



Контроль шлицевых соединений осуществляется поэлементными непроходными калибрами и комплексными проходными калибрами. Подробнее контроль элементов сложной формы с помощью калибров будет рассмотрен в других разделах. Здесь же следует отметить, что калибр в любом случае представляет собой деталь ответную, например, для контроля шлицевой втулки используется шлицевой вал, изготовленный с полями допуска примерно в 10 раз меньшими, чем допуск соответствующего рабочего шлицевого вала. Это будет проходной шлицевой вал для контроля шлицевой втулки. Непроходные калибры поэлементны, так как в этом случае помимо погрешности на размеры необходимо контролировать погрешности формы.

Лекция №12
§ 19. Классификация резьб. Профиль и основные параметры метрической резьбы.
Резьбовые соединения предназначены для:

  1. крепления деталей (крепежные резьбы),

  2. преобразования вращательного движения в поступательное (кинематические резьбы),

  3. обеспечения герметичности (трубные и арматурные резьбы),

  4. решения специальных задач (специальные резьбы).

Все эти типы резьб встречаются в авиационной ракетно-космической технике. На трубных и арматурных резьбах базируется стендовое ракетно-космическое оборудование. Кинематические резьбы используются в станках, в головках различных измерительных приборов. Специальные резьбы – для телескопов, окуляров подводных лодок (окулярные резьбы), для решения трудных резьб в буровых вышках, т.е. для решения специальных задач.

В основном мы будем рассматривать крепежные резьбы, как наиболее распространенные, но надо сказать, что принципы, заложенные в стандартизацию крепежных резьб годны и для других случаев.

В зависимости от формы профиля различают:

  1. треугольные,

  2. трапециидальные,

  3. прямоугольные,

  4. круглые резьбы.

Кроме того, профиль резьбы может быть как симметричным, так и несимметричным (силовые резьбы).

В зависимости от расположения поверхности резьбы различают цилиндрические и конические резьбы, а также внутренние (гайка), наружные (болт) резьбы, от направления вращения резьбы делятся на правые и левые, от числа заходов - одно- и многозаходные резьбы.

Общим требованием для всех типов резьб является обеспечение долговечности и свинчиваемости, без подгонки независимо изготовленных резьбовых деталей.

Профиль и основные элементы метрической резьбы регламентируются ГОСТом 9150-81.

Исходный теоретический профиль такой резьбы характеризуется тремя параметрами.

  1. Средний диаметр болта (наружной резьбы) d2 и гайки (внутренней резьбы) D2.

Средний диаметр – диаметр воображаемого цилиндра, соосного с резьбой, образующая которого в любой осевой плоскости делится боковыми сторонами витков резьбовой поверхности на равные части.

Изобразим ось резьбы и виртуальную цилиндрическую поверхность с диаметром d2 (D2), которая разделена на равные отрезки пока еще виртуальными витками резьбы (ab=bc=cd=….). Для построения исходного теоретического профиля необходимо взять угол в 60° и опускать его до тех пор, пока он не пересечется с соответствующими точками. Таким образом, мы получим исходный теоретический профиль резьбы (рис. 44).

  1. Шаг резьбы Р – расстояние между параллельными сторонами двух соседних витков резьбы, измеренное в направлении оси резьбы.

  2. - угол профиля резьбы. Это угол между боковыми сторонами осевого профиля резьбы (для метрической резьбы = 60є), в осевом сечении - сечения витков, соответствующие равносторонним треугольникам.





Так же кроме шага осевые размеры резьбы характеризуются ходом резьбы. Многозаходные резьбы применяются в случае соединения тонкостенных деталей, когда радиальный размер резьбы должен быть ограничен. Изобразим исходный теоретический профиль однозаходной резьбы. Для того чтобы передать примерно такие же усилия, уберем впадины и симметрично им создаем выступы. Резьба будет обладать большей прочностью при тех же осевых усилиях.

Номинальный профиль резьбы помимо указанных характеризуется дополнительно еще двумя параметрами:

  1. d1 (D1) – внутренний диаметр резьбы,

  2. d (D) – наружный диаметр резьбы.

Происходит подрезка теоретического профиля резьбы и номинальный профиль будет выглядеть следующим образом (рис. 44) и у этого профиля дополнительно появляются еще два диаметра.

Наружный диаметр резьбы – диаметр воображаемого цилиндра, описывающего номинальную резьбовую поверхность.

Внутренний диаметр резьбы (d1, D1) – диаметр воображаемого цилиндра вписанного в номинальную резьбовую поверхность.

Номинальная резьбовая поверхности является общей для сопрягаемых резьбовых деталей.

Осевое сечение номинальной резьбовой поверхности называется номинальным профилем.

В зависимости от соотношения между наружным диаметром резьбы и шагом различают резьбы с крупным и мелким шагом.

Если это соотношение:

,

то говорят о резьбах с крупным шагом, который в обозначении на чертежах не приводится. Указание шага необходимо для резьб с мелким шагом.

Рассмотрим обозначение резьбы:



М – обозначает метрическую резьбу (ά=60°);

24 – наружный диаметр d = D = 24мм.

Обозначение следует читать следующим образом: метрическая резьба с наружным диаметром 24 с крупным шагом. Если необходимо числовое значение шага, то следует посмотреть в соответствующий ГОСТ. Иногда для решения специальных задач используются резьбы с мелкими шагами и для их нарезания применяются специальные инструменты.


Резьба метрическая с наружным диаметром 24мм и с мелким шагом - 1,5мм.

При использовании резьб с мелким шагом увеличивается нагрузка на резьбу при меньших радиальных размерах. Это один из путей увеличения нагрузки резьбы при уменьшении радиальных габаритов, другой – увеличение заходности резьбы.

Прежде чем перейти к назначению полей допуска и посадок резьбы необходимо понять, что поскольку резьба является сложной фасонной поверхностью, характеризующейся 5 параметрами, то, по большому счету, на все параметры нужно назначить поля допуска. Особенно тяжело это сделать для шага и угла, поскольку данные параметры особенно сложно контролировать, а значит и выдерживать, поэтому в резьбовых соединениях отказались от обычной схемы назначения полей допуска. Также все параметры связаны между собой геометрически, поэтому невозможно назначать поля допуска соответствующие этим параметрам независимо друг от друга. И мы имеем право задавать поля допуска не на все эти параметры. Эти соображения и приводят нас к понятию компенсации.

Поля допуска резьбовых деталей назначают только для диаметров, а неточности изготовления по шагу ?? и по углу ?? компенсируют за счет изменения среднего диаметра резьбы. Соответственно - компенсация среднего диаметра по шагу и - компенсация среднего диаметра по углу ?.

Возникает вопрос, почему мы назначаем компенсации именно по среднему диаметру резьбы, а не по наружному или внутреннему. Дело в том, что во всех резьбовых соединениях, а они бывают переходными, с натягом, с зазором (чаще с зазором), плотность свинчивания определяется только поверхностью соответствующих витков. По наружному или внутреннему диаметру во всех этих резьбах назначается зазор. Характер соединения определяется контактом по боковым поверхностям витков. И даже если в резьбовом соединении применяется посадка с натягом, по внутреннему или наружному диаметру будет зазор, поэтому компенсация назначается по среднему диаметру. По нему же назначаются и все поля допуска.

Разберемся, почему возникает погрешность изготовления по углу и шагу. При изготовлении резьбы на станке задается число оборотов и подача, и резцом нарезается резьба, также можно использовать и другие инструменты (метчики, плашки). В любом случае нарезающий инструмент изготовлен с погрешностью, погрешность имеет и ходовой винт станка и обороты станка. Погрешность может накапливаться по длине резьбы или возникать только в определенных местах. Погрешность угла профиля образуется из-за неточности угла режущего клина.

Рассмотрим пример диаметральной компенсации по среднему диаметру погрешности угла профиля ?.

Пусть имеется идеальная гайка с идеальным углом профиля и некоторым средним диаметром . Представим, что с идеальной гайкой мы хотим свинтить болт с таким же средним диаметром, но с погрешностью по углу профиля (рис. 46). Из рисунка видно, что если у болта такой же средний диаметр, то его профиль будет пересекаться с профилем гайки. Ясно, что свинчивание таких деталей невозможно, следовательно, должно произойти либо смятие поверхности (искажение профиля), либо отсутствие свинчивания. Компенсация проходит следующим образом, возможны два пути – уменьшение среднего диаметра болта, или увеличение среднего диаметра гайки, рассмотрим второй путь. Точку пересечения поднимем на величину диаметральной компенсации среднего диаметра. Но следует помнить о том, что с противоположной стороны, ниже оси, должна произойти такая же компенсация, поэтому компенсацию запишем, как . На эту величину и поднимется вверх профиль гайки.



В результате этой компенсации получим профиль гайки.

Величина компенсации вычисляется из чисто геометрических соображений и приблизительно равна:

.

Таким образом, если с идеальной гайкой необходимо свинтить боль, имеющий только погрешность угла профиля , то при равных средних диаметрах:



необходимо увеличить средний диаметр гайки на величину соответствующей диаметральной компенсации. .

Тогда кажущийся средний диаметр такого болта:

- приведенный диаметр.

Аналогичным образом вводится и компенсация шага, и в общем случае приведенный диаметр болта вычисляется следующим образом:

.

Его необходимо свинчивать с гайкой не такого же, а меньшего диаметра

Если мы изготовили болт, у которого все размеры, кроме угла, выдержаны идеально и самым точным образом измерили его средний диаметр, то его необходимо свинчивать с гайкой не такого же диаметра, а увеличенного диаметра. Несмотря на то, что геометрический диаметр болта 10 мм, то за счет компенсации для свинчивания ему необходимо 10,1 мм. Таким образом, действительный диаметр болта всегда будет больше замеренного, гайки – меньше замеренного.

Тогда при назначении допусков на средний диаметр необходимо учитывать эти компенсации, т.е. допуск должен быть увеличен на их величину.





Лекция №13
1   2   3   4   5   6   7   8


Учебный материал
© bib.convdocs.org
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации