6

Рис. 4.6. Схемы полей допусков крайних переходных посадок:

	H8	0,039		H8 0,039
a - Ø40	js 7	00,012,012 ;	б - Ø40	n7 00,,	017042

2. Для посадки Ø40 H8 0,039 :

n7 00,,042017

Nmax es EJ 0,042 0 0,042мм;

Nmin es ES 0,042 ( 0,039) 0,003мм ;

Ncp ei EJ 0,017 0 0,017мм ;

Sср ES ei 0,039 ( 0,017) 0,022мм; JTN JTS 0,039 0,025 0,064мм.

Впереходных посадках допуск натяга JTN равен допускузазора JTS. Дополнительный материал по рассматриваемому вопросу со-

держится в [1, С. 9...11, 204...207; 2, С. 46...47].

61

4.9. Простановка размеров и предельных отклонений на чертежах

Основные правила указания допусков и посадок на чертежах регламентированы ГОСТ 2.307-68.

На машиностроительных чертежах номинальные и предельные линейные размеры и их отклонения проставляют в миллиметрах без указания единицы.

На рабочих чертежах деталей предельные отклонения линейных размеров указывают условными обозначениями полей допусков лишь в случае использования стандартного режущего инструмента (развертки, протяжки) и соответствующих калибров (рис. 4.7, а).

При использовании универсальных СИ предельные отклонения размеров указываются числовыми значениями (рис. 4.7, б).

Комбинированное обозначение полей допусков, при котором непосредственно за условным обозначением в скобках приводят числовые значения предельных отклонений, является наиболее предпочтительным (рис. 4.7, в)

Рис. 4.7. Нанесение предельных отклонений размеров на рабочих чертежах деталей:

a - Ø40H8, Ø40e8; б - Ø40 0,039 , Ø40 00,,050089 ; в - Ø40H8 0,039 , Ø40e8 00,,050089

Последний способ простановки размеров применяется, если тип измерительного средства заранее не известен.

Предельные отклонения, равные нулю, не указывают, напри-

мер: Ø40 0,039 , Ø40 0,039 .

При симметричном расположении поля допуска абсолютную величину отклонений указывают один раз со знаком , например, Ø40 0,1.

Предельные отклонения размеров деталей на сборочном чертеже указывают аналогично в виде дроби, в числителе которой

62

располагается поле допуска отверстия, а в знаменателе – поле допуска вала (рис. 4.8).

Рис. 4.8. Обозначение посадок на сборочном чертеже деталей:

	а - Ø40	H8	или H8/e8; б - Ø40	0,039			; в - Ø40	H8 0,039
								e8
		e8			0,050				0,050
					0,089				0,089

Предельные отклонения, не указанные непосредственно после номинальных размеров, а оговоренные общей записью в технических требованиях чертежа, называются неуказанными предельны-

ми отклонениями размеров.

Основные правила назначения неуказанных предельных отклонений на линейные размеры (длина ступени вала, полуоси, рамы автомобиля; ширина фаски; радиус закругления; угол и т.д.) на чертежах регламентированы ГОСТ 25670-83.

Предельные отклонения на такие размеры могут быть заданы по квалитетам, классам точности или комбинированно. Соответствие классов точности квалитетам приведено в табл. 4.1.

При изготовлении деталей с нормальной точностью наиболее предпочтительными для простановки на размеры с неуказанными допусками являются средний класс точности или 14 квалитет.

Таблица 4.1

Классы точности		Квалитеты
обозначение	наименование
t1	точный	12
t2	средний	14
t3	грубый	16
t4	очень грубый	17

Допускаются 4 варианта назначения неуказанных предельных отклонений линейных размеров, из которых наиболее предпочтительным является первый вариант (второй применять не рекомендуется, табл. 4.2).

63

Таблица 4.2

Варианты назначения неуказанных предельных отклонений линейных размеров

	Номер	Отверстие	Вал	Прочие
	варианта			размеры
	1	H14	h14	t/2 или JT/2
	2	+t	-t	t/2
	3	t/2	t/2	t/2
	4	JT/2	JT/2	JT/2

К прочим размерам относятся уступы, расстояния между осями отверстий или плоскостями симметрии и т.п.

Предельные отклонения размеров для разных уровней точно-

сти приведены в [5, С. 174...182].

На рабочих чертежах деталей вместо простановки предельных отклонений по варианту 1 допускается выполнять следующие поясняющие надписи: “Неуказанные предельные отклонения размеров: H14; h14; t2 /2” или “Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий по H14, валов по h14, остальных t2 /2”.

Более подробные сведения по этому подразделу отражены в

[2, С. 50...52; 1, С. 8, 210...212; 5, С. 171...182].

4.10.Сравнение допусков и посадок

всистемах ЕСДП и ОСТ

Система допусков и посадок ОСТ своё условное наименование получила по первым стандартам этой системы, которые также назывались ОСТ и применялись в СССР с 1924 по 1980 гг.

Замена полей допусков из системы ОСТ в ЕСДП используется

вследующих случаях:

1)при проверке взаимозаменяемости деталей, выполненных в этих двух системах;

2)переработке технической документации, в которой допуски и посадки назначались в системе ОСТ;

3)выборе допусков и посадок в ЕСДП в процессе нового проектирования по методу аналогии с ранее назначавшимися по системе ОСТ.

64

Рассмотрим некоторые особенности построения допусков и

посадок в обеих системах.

1.Общий диапазон номинальных размеров разбит на четыре части: ЕСДП – до 1 мм, свыше 1 до 500 мм, свыше 500 до 3500 мм, свыше 3150 до 10000 мм; ОСТ – менее 0,1 мм, свыше 0,1 до 1 мм, свыше 1 до 500 мм, свыше 500 до 10000 мм.

2.Обозначение основных отклонений отверстия и вала: ЕСДП

–H и h; ОСТ – А и В.

3.Сокращенное написание предельных отклонений от номинального размера отверстия и вала: ЕСДП – ES, EJ и es, ei; ОСТ – ВОА, НОА и ВОВ, НОВ.

4.Общее количество квалитетов в ЕСДП – 19 (от 01 до 17) и классов точности в ОСТ – 20 (от 02 до 10).

5.Сравнение некоторых квалитетов в ЕСДП с классами точности в ОСТ в интервале размеров от 1 до 500 мм отражено в табл. 4.3.

Таблица 4.3

Квалитеты		-	01	0	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Классы	отвер-	02	03	04	05	06	07	08	09	1	2	2a	3	3a
точно-	стие
сти	вал	02	03	04	05	06	07	08	1	2	2a	-	3	3a

6. Примеры обозначения и схемы полей допусков посадок в обеих системах приведены на рис. 4.9 и 4.10.

а – Ø40	H7 0,025	;	б – Ø40	A	0,027
	f7 00,,050025			X	00,,050025

Рис. 4.9. Схемы полей допусков посадок с зазором в системе отверстия: a - в ЕСДП; б - в ОСТ

65

	F7	0,0500,025				X 0,0500,025
а – Ø40				;	б – Ø40	B 0,027
	h7	0,025

Рис. 4.10. Схемы полей допусков посадок с зазором в системе вала: а - в ЕСДП; б - в ОСТ

Ближайшие взаимозаменяемые поля допусков из одной системы в другую выбираются из [5, С. 198...250] по числовым значениям предельных отклонений и величине допуска.

Замена полей допусков считается равноценной, если они по величине отличаются не более чем на 20% и при этом их предельные отклонения не выходят за поле допуска в каждой системе более чем на 10%.

Замена посадок из одной системы в другую является равнозначной, если разница между их зазорами или натягами не превышает 10%.

Для лучшего усвоения приведенных данных смотри

[5, С. 190...198, 251...261; 2, С. 53...56].

4.11.Теоретические предпосылки выбора посадки

сзазором для подшипника скольжения

Посадки с зазором применяются в подвижных и неподвижных соединениях.

В подвижных соединениях зазор служит для размещения слоя смазки и компенсации температурных деформаций деталей, погрешностей их изготовления и сборки.

Наиболее распространенным типом подвижного соединения является подшипник скольжения (ПС), который имеет ряд преимуществ перед подшипниками качения:

1)небольшие габариты;

2)высокая долговечность;

66

3)возможность работы в агрессивной среде (вода и окислы в смазке);

4)допустимость работы в условиях вибрации и ударных на-

грузок;

5)втулка ПС может быть выполнена разъемной для установки на валах большого диаметра и сложной формы, например, коленчатых.

Недостатками ПС являются: необходимость непрерывной подачи смазки под давлением для охлаждения; невысокая рабочая температура (до 150 °С); затрудненное вращение и интенсивный износ деталей подшипника при низких температурах.

В зависимости от условий работы в подшипнике скольжения могут быть три вида трения.

1. Жидкостное трение наблюдается, когда поверхности втулки и вала полностью разделены слоем смазки (коэффициент трения f = 0,001...0,008). Данный вид трения бывает в двигателе автомобиля при его движении по ровной дороге.

2. Полужидкостное трение возникает, если вместо сплошного масляного слоя между трущимися поверхностями имеется лишь масляная пленка (запуск двигателя, переключение передач); в результате f увеличивается до 0,008...0,08.

3. Полусухое трение является следствием аварийной ситуации, когда поверхности втулки и вала соприкасаются без смазки, что приводит к перегреву и разрушению подшипника (f = 0,1...0,5).

Несмотря на наличие смазки, в процессе эксплуатации зазор между втулкой и валом в ПС увеличивается по ряду причин:

1)работы подшипника в условиях полужидкостного трения и низких температур;

2)присутствия в масле абразивных частиц, воды и окислов;

3)усталостного износа деталей (потеря пластичности, хрупкость, микротрещины).

Зависимость наименьшей толщины масляного слоя hmin от величины зазора в подшипнике S представлена на рис. 4.11.

67

Рис. 4.11. Зависимость наименьшей толщины масляного слоя hmin от величины зазора S в подшипнике

Из рис. 4.11 видим, что жидкостная смазка создается лишь в определенном диапазоне, ограниченном наименьшим SminF и наибольшим SmaxF функциональными зазорами.

Если после сборки диаметральный зазор в соединении равен SminF, то после приработки механизма он достигает оптимального значения Sopt. При дальнейшем изнашивании деталей подшипника зазор увеличивается до SmaxF и эксплуатация машины должна быть прекращена.

Толщина масляного слоя, при котором обеспечивается жидкостная смазка, обозначается hжс.

Согласно гидродинамической теории смазки, несущая способность ПС определяется следующим образом:

R n l d3нс CR . S2

Видим, что несущая способность подшипника R возрастает с увеличением вязкости масла , частоты вращения вала n и размеров подшипника l, dнс и уменьшением зазора S (CR – безразмерный коэффициент).

По существующему упрощенному методу расчета относительный и диаметральный Sopt зазоры определяются по следующим формулам:

0,8 10 3 4 ,

где - окружная скорость цапфы вала;

68

Sopt dнс ,

где dнс – диаметр номинального сечения подшипника. Стандартная посадка подшипника скольжения выбирается из

условия, чтобы её средний зазор ScpП был примерно равен Sopt ,

т.е. ScpП Sopt .

По новому методу расчета для повышения долговечности ПС необходимо создать дополнительный запас на износ деталей, больший, чем у первой посадки.

Для этого вычисляется SminF , и стандартная посадка выбира-

ется из условия, чтобы SminП SminF.

Пример расчета и выбора посадки с зазором для ПС приведен в [17].

Дополнительный материал по рассматриваемому вопросу со-

держится в [1, С. 212...218; 5, c. 282...297].

4.12. Условия назначения посадок с натягом для неразъемных соединений

Посадки с натягом применяются, в основном, для получения неподвижных неразъемных соединений без дополнительного крепления деталей.

Для повышения надежности соединения иногда дополнительно используют шпонки, штифты и другие средства крепления.

Прессовые посадки используются, например, при соединении венцов и ступиц зубчатых и червячных колес, маховиков, составных частей коленчатых валов.

Различают следующие способы запрессовки деталей:

1)сборка под прессом за счет осевого усилия при нормальной температуре (способ продольной запрессовки);

2)сборка с предварительным разогревом втулки или охлаждением вала до определенной температуры (способ поперечной запрессовки).

Второй способ запрессовки является более перспективным и надежным, т.к. в этом случае не сглаживаются шероховатости на поверхностях сопрягаемых деталей, что создает дополнительный натяг.

В неразъемных соединениях неподвижность деталей относительно друг друга обеспечивается силами трения (сцепления) на

69

контактирующих поверхностях вследствие их деформации, создаваемой натягом при сборке соединений.

Силы трения пропорциональны натягу. При одном и том же натяге прочность соединения зависит от материала и размеров деталей, шероховатости их поверхностей, способа и скорости запрессовки.

При запрессовке деталей происходит растяжение втулки на величину ND и одновременно сжатие вала на Nd, таким образом, натяг равен N=ND+Nd.

Минимальный расчетный натяг NminP определяется по форму-

ле

	2 Mкр			C		C	2
NminP				1					,
	dнс l f			E1		E
							2

где С1, С2 – конструктивные коэффициенты Лямэ для втулки и вала; Е1, Е2 – модули упругости материалов втулки и вала.

Величину минимального функционального натяга можно вычислить по следующей зависимости:

NminF NminP U Ut Uц ,

где U – поправка, учитывающая сглаживание неровностей при их запрессовке; Ut – поправка, учитывающая разницу между рабочей температурой детали и температурой запрессовки (при механическом соединении деталей Ut =0); Uц – поправка на ослабление натяга в быстровращающихся деталях (при 30 м/c, Uц=0).

Стандартная посадка прессового соединения выбирается из условия, чтобы NminП NminF .

По новому методу расчета посадка выбирается по наибольшему допускаемому натягу, найденному из условия прочности прессового соединения:

			C1		C2
	[N] [P] dнс							,
			E
					E	2
			1

где [P] – допускаемое давление на контактной поверхности втулки и вала (выбирается наименьшее значение из [P1] или [P2]).

Наибольший функциональный натяг равен

NmaxF ([Nmax ] U) Uуд ,

где Uуд – поправка на увеличение удельного давления у торцов втулки.

70