Обґрунтування, розрахунок та вибір посадок типових з’єднань деталей машин

Міністерство освіти і науки України

Національний  університет біоресурсів і природокористування  України

 

 

 

 

 

 

 

Кафедра надійності техніки

 

Курсова робота з предмету:

«Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання»

Тема: “Обґрунтування, розрахунок та вибір посадок типових з’єднань деталей машин"

Варіант № 48   Рис. № 23

 

 

Керівник: Бистрий О. М.                                                                                       Виконав:

Допущено  до  захисту:                                                                студент II – го курсу

“____”_________ 2012 р.                                                                                група КД - 102

Захищено  з  оцінкою:____                                         Танський Микола Андрійович 
_____________________

(підпис)

 

 

 

 

 

 

 

Київ 2012

Зміст

 

1. Вступ.................................................................................................................1.

 

2.  Розрахунок і вибір посадок гарантованого зазору для з’єднань типу

“ вал – підшипник ковзання”...............................................................................2.

 

3. Розрахунок і вибір посадок гарантованого натягу  для з’єднань типу

“ вал – втулка”......................................................................................................7.

 

4. Обґрунтування і призначення посадок перехідного характеру по граничному значенню зазору (Smax), та розрахунок ймовірності

забезпечення  зазору - натягу..............................................................................13.

 

5. Розрахунок та вибір посадок для з’єднань із підшипниками кочення ……17.

 

6. Вибір та призначення посадок для шпонкових і шліцьових з’єднання.......23.

 

7. Призначення посадок для гладких циліндричних з’єднань методом

аналогії.................................................................................................................30.

 

8. Використана література..............................................................................39.

     

 

 

 

 

 

 

Вступ

В техніці при розробці, компонуванні та конструюванні

приладів та пристроїв необхідно  забезпечувати якість виготовлення пристроїв та обладнання. Для забезпечення якості таких пристроїв необхідно  використовувати методи розрахунку галузі метрології, стандартизації, взаємозамінності та технічних вимірювань.

Взаємозамінність ( пов’язує в єдине ціле конструювання технологію виробництва і контроль приладів та пристроїв електромеханіки та ін. ), згідно з ДСТУ  1.1:2001 - це здатність одного виробу, процесу чи послуги бути використаними замість іншого для задоволення тих самих потреб. У машинобудуванні взаємозамінність – це властивість незалежно виготовлених деталей( вузлів, агрегатів ) займати свої місця без додаткових операцій обробки і виконувати при цьому свої функції відповідно до технічних умов.

Стандартизація та уніфікація деталей і елементів приладів сприяє, за допомогою стандартизованим і уніфікованим процесам в промисловості, прискоренню та зменшенню вартості конструювання і виготовлення виробів і приладів. Тому метою даної курсової роботи за допомогою діючої системи допусків і посадок принципів їх побудови і метою їх застосування, а також за допомогою способів контролю встановлених відхилень, є навчитися, виходячи із завдання, користуватися стандартами, правильно встановлюваних значення допусків і види посадок для проектованих вузлів в тому числі і норми точності геометричних параметрів.

 

 

 

 

 

 

 

Розрахунок  і вибір посадок гарантованого  зазору для з’єднань типу “ вал – підшипник ковзання ”

     Порядок розрахунку такий:

    1. Визначаю оптимальний зазор за формулою:

Sопт = 2,

де hS – гідродинамічний фактор

hS = , м ² ;

де h – товщина масляного шару в місці найбільшого зближення поверхонь вала і отвору в робочому стані, м ;

S – зазор між валом і отвором у стані спокою, м;

d_ном - номінальний діаметр спряження, м;

l – довжина спряження, м;

ω – кутова швидкість, рад/с;

ɳ - абсолютна в’язкість оливи при робочій температурі, Па·с;

k = – конструктивний коефіцієнт з’єднання;

р- середній питомий тиск в підшипнику, Па;

p =  ,

де  – навантаження на цапфу.

      У стані  спокою під дією сили навантаження  вал знаходиться в крайньому  нижньому положенні. При обертанні сили тертя затягують мастило у вузеньку клиноподібну щілину між валом і отвором. Під дією сили тиску, що виникає в клині при відповідному співвідношенні розмірів з’єднання, частоти обертання, в’язкості масла і тиску, вал нібито спливає, спираючись на масляний клин, і зміщується в бік обертання.

      При цьому  коефіцієнт тертя найменший, знос  поверхонь найменший, а ресурс  з’єднання найбільший. Тому такий  зазор називається «оптимальний».

      2. Визначаю розрахунковий зазор з урахуванням спрацювання мікро- нерівностей на поверхні контакту.

S_роз = S_опт – 1, 4( R_ZD - R_zd  ),

де R_ZD і R_zd висота нерівностей профілю отвору і вала ( шорсткість ), мкм;

    3.  Вибираю необхідну стандартну посадку, яка задовольняє умову:

S_ср.ст ≈ S_розр

 де S_ср.ст – середній зазор стандартної посадки, мкм.

Стандартну посадку вибирають  за ДСТУ ISO.

     При виборі посадок підшипників ковзання перевагу потрібно надавати посадкам переважаючого застосування. Посадки в яких S_{min cm} = 0, вибирати не можна .

    4. Перевіряю правильність посадки ( достатність шару мастила ), визначаю найменшу товщину шару мастила, яке забезпечує умови рідинного тертя:

h_min ≥ R_ZD + R_zd

     5. Розраховую  коефіцієнт  запасу  міцності:

К_Т = ;        К_Т  ≥ 2;

 

 

      Отже, мені потрібно розрахувати і вибрати посадку гарантованого зазору для з’єднань типу “ вал – підшипник ковзання ”, за табличними даними.

      1. Визначаю оптимальний зазор за формулою:

Sопт = 2,

hS = =223 мкм²

тоді Sопт = 2 = 30,5  мкм.

      2. Розрахунковий зазор становить:

S_роз = 30, 5 – 1, 4(0, 03 + 0, 4) = 30 мкм.

      3. Стандартна переважаюча посадка, яка задовольняє умову:

S_ср.ст ≈ S_розр   Ø 105

в якій ,

S_max = Es – ei =22+27 = 49 мкм.

S_min = Ei – es = 12 мкм,

тому  S_ср.ст = ₌ = 30,5 мкм,

тобто 30,5 ≈ 30 мкм.

 

 

4. Перевіряю правильність вибору посадки:

а) найменша товщина шару мастила за формулою:

h_min = _{= =} 4,7 мкм

б) умова h_min ≥ R_ZD + R_zd дотримується, бо 4.7 ˃ 0,03+0,4.

5. Розраховую  коефіцієнт  запасу  міцності:

К_Т = ;  К_Т  ≥ 2;

₌ =540 мкм

= 49 – 12 = 37 мкм

К_Т = = 14,3 мкм

Умова виконується:  14,3 > 2;

 6. Призначаю засоби вимірювання орієнтуючись на конструктивні особливості деталей, метрологічні та економічні показники та користуючись ГОСТ 8.051-81. Результати заношу в таблицю 1.

Таблиця 1.1. Засоби вимірювання для контролю деталей з’єднання

Назва деталі, її номінальний розмір, поле допуску	Величина допуску деталі IT, мм	Допустима похибка вимірювання  ±δ, мкм	Назва засобу вимірювання	Границі вимірювань, мм	Граничні похибки інструменту  Δlim, мкм
Отвір	0,022	6,0	Нутромір індикаторний	80-120	5,5
Вал	0,015	5,0	Мікрометр підвищеної точності	80-120	7,0

 

 

 

 

 

 

 

Розрахунок  і вибір посадок гарантованого  натягу  для з’єднань типу “ вал  – втулка "

     Посадки з  натягом застосовують у нерухомих  з’єднаннях, причому відносна нерухомість  спряжених деталей досягається  за рахунок пружинних деформацій, які виникають при запресуванні.

    При передачі  великих крутних моментів для  розвантаження контактуючих поверхонь  застосовують додаткові деталі( шпонки, гвинти, штифти ).В цьому випадку  крутний момент передається шпонкою,  а натяг утримує деталь від  осьового переміщення.

    При силовому  способі складання з’єднань розрахункові  натяги треба коригувати в  бік збільшення внаслідок часткового  зминання нерівностей поверхонь.

    Методика розрахунку  і вибору посадок з натягом  з урахуванням конкретних умов  роботи з’єднання, розмірів, матеріалу,  питомого тиску, шорсткості поверхонь  така:

   1. Визначити допустимий  натяг:

N_min =P_min d_{н ,}

де    P_min =    -  найменший питомий тиск у площині контакту при крутному моменті M_kp, Па;

d_н – номінальний діаметр спряження, м;

l – довжина спряження, м;

C_D і C_d – безрозмірна коефіцієнти, залежні від розмірів і матеріалу деталей з’єднання і визначаються за формулами:

C_D = + μ_D

 

C_d = - μ_D 

d₂ - зовнішній діаметр втулки, м;

d₁  - діаметр отвору, м;

μ_D і μ_d – коефіцієнт Пуассона для матеріалів втулки і вала;

f – коефіцієнт тертя;  

E_D і E_d – модуль пружності матеріалу втулки і вала,  Па.

  2. Визначаю розрахунковий натяг з урахуванням руйнування мікронерівностей на поверхні контакту при запресуванні

N_розр = N_min + 1.2(R_ZD + R_zd),

R_ZD і R_zd – висота нерівностей профілю втулки і вала,  мкм.

  3. Вибираю стандартну посадку за ДСТУ 2500-94, яка задовольняє умову:

N_{min ст}  ≥ N_розр ,

де  N_{min ст} - найменший стандартний натяг вибраної посадки, мкм;

  4. Перевіряю міцність з’єднання:

  а)  визначаю найбільший питомий тиск, який може виникати при вибраній посадці, Па:

P_max =  _,

де  N_{min ст}  - найбільший стандартний натяг обраної посадки, мкм;

  б) визначаю найбільше припустиме напруження у втулці і валі, Па:

 

P_{пр D} = 0.58Ϭ_TD^,

 

P_{пр d} = 0.58Ϭ_Td^,

де Ϭ_TD і Ϭ_Td межа текучості матеріалу втулки і вала, Па.

  в) перевіряю міцність втулки і валу, дотримуючись умови:

P_max  ≤ P_прD

P_max ≤ P_прd

     Отже, мені потрібно розрахувати і вибрати посадку гарантованого натягу для з’єднань типу “ вал – втулка ”, за табличними даними.

  1. Визначу найменший натяг

P_min = = 9·10⁶ Па;

C_D = + 0.3 =2.4;

C_d = 1 - 0, 38 = 0, 62 (при d₁ = 0);

  

Тоді: N_min =9·10⁶ · 0.075 ₌ 1.8 · 10¹⁷ = 1.8 мкм.

 

 2. Визначаю розрахунковий натяг:

N^’_розр = 1.8 + 1.2(6, 3 + 6, 3) = 16, 92 мкм.

 3. Стандартна переважна посадка, яка за ГОСТ 25346 – 82 задовольняє умову N_{min ст}  ≥ N_розр , буде Ø 75 , у якої N_{min ст}  = 29 мкм; N_{max ст}  = 78 мкм, тобто 29 ≥ 16,92.

 4. Перевіряю на міцність:

 а) найбільший питомий  тиск для посадки  Ø 75

 

P_max = ₌ 41, 3 · 10⁷ Па = 41, 3 МПа

  б) найбільше напруження у втулці і валу

P_{пр D} = 0.58 · 340 ⁼ 126, 2 МПа;

P_{пр d} = 0.58 · 100 ⁼ 58 Мпа.

   в) Умова міцності втулки витримується

41,3 ≤  126,2.

              Отже, посадка обрана правильно.

       Якщо  умова міцності не витримана  для цієї посадки, то треба  вибрати іншу посадку і знову  перевірити на обидві умови.

       Для  спряжень,  в яких крутний момент  передається додатковими деталями ( гвинт, штифт, шпонка ), нерухому  посадку можна вибрати методом  аналогії.

       При  одному і тому ж натягу міцність  з’єднання залежить від матеріалу,  розмірів деталей, шорсткості  і зусилля запресування… Тому  важливо знати способи складання  деталей і необхідне зусилля  для їх виконання.

       Зусилля запресування визначається:

P_запр = p_max π·d_нl·f.

       Зусилля розпресування складає: P_розпр = 1,2…1,5 P_запр

     У даному завданні зусилля запресування буде:

P_запр = 42, 49 ·10⁶ · 3, 14 · 0,075 · 0,085 · 0, 05 = 42527H = 425.2 kH.

    5. Призначаю засоби вимірювання орієнтуючись на конструктивні особливості деталей, метрологічні та економічні показники та користуючись ГОСТ 8.051-81. Результати заношу в таблицю 2.

 

 

Таблиця 2. Засоби вимірювання для контролю деталей з’єднання

Назва деталі, її номінальний розмір, поле допуску	Величина допуску деталі IT, мм	Допустима похибка вимірювання  ±δ, мкм	Назва засобу вимірювання	Границі вимірювань, мм	Граничні похибки інструменту  Δlim, мкм
Отвір	0,030	9,0	Нутромір індикаторний	50-80	5,0
Вал	0,019	5,0	Мікрометр підвищеної точності	50-80	6,0

 

     Складання під пресом – найбільш відомий і простий процес, який застосовують переважно при відносно невеликих натягах. Недоліками способу є нерівномірність пошкодження, потреба в потужних пресах.

      Складання способом термічного деформування проводиться як при відносно великих, так і при відносно малих натягах. Якість з’єднання достатньо висока за рахунок зменшення пошкодження деталей.

      Комбінований спосіб з’єднання ( нагрівання отвору і охолодження вала ) застосовують у тому випадку, коли одного нагрівання чи охолодження недостатньо.

      При використанні  останніх двох способів нагрівання  деталей ( отворів ) проводиться  в печах.

      Для одержання  нерухомих з’єднань з охолодженням  вала до низької температури  застосовують джерела холоду: вуглекислотну  ( температура випаровування –  78,5 °С ), рідинне повітря, кисень ( температура випаровування – 183-195 °С ), рідинний азот ( температура випаровування – 195,8 °С ).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Обґрунтування і призначення посадок перехідного  характеру по граничному значенню зазору (Smax), та розрахунок ймовірності

забезпечення  зазору - натягу

      Перехідні  посадки використовують у тих  випадках, коли потрібно забезпечити  добре центрування у з’єднанні і легке розбирання експлуатації.

      Натяги  в перехідних посадках відносно  малі, тому, як правило, не потрібно  перевіряти деталь на міцність. Зазори в перехідних посадках  також відносно малі. Таким чином,  перехідні посадки характеризуються  або зазором, або натягом. 

     Таким чином, перехідні посадки займають проміжне положення між рухомими ( зазор ) і нерухомими ( натяг ) посадками. Жодна з цих посадок не гарантує нерухомість з’єднання. Для забезпечення передачі крутного моменту і нерухомості з’єднання в цих посадках застосовують шпонки, гвинти та інше кріплення.

      При застосуванні  перехідних посадок являє інтерес  виявлення практичних граничних  ( ймовірних ) зазорів і натягів  замість теоретичних, табличних.  Розрахунок практичних граничних  зазорів і натягів оснований  на положеннях теорії ймовірності.

   1. Отже, мені потрібно вибрати посадку в якій Smax = 8 мкм.  
                                                     Ø 102

Саме ця посадка задовольняє  дану умову.

N_min = ei – ES = 0,013 - 0,004 = 0, 009 мм; S= N=0,008 мм; Цим задовольняються початкова умова, де S _max ≈ S _{max ст} = 0.008 мм.

N_max = es – EI = 0,035 + 0.018 = 0.053 мм.

N_сер =     0.031 мм.

  2. Визначаю значення середнього квадратичного відхилення натягу:

= = 0,005 мм або 5 мкм.

   3. Визначаю границі інтегрування

z = = 10,3;

 

     4. Знаходимо значення межі інтегрування  функції:

Ф( z ) = Ф( 10,3 ) =  0, 499;

     5.Знаходимо ймовірність одержання натягу та зазору:

Натяг: P_N= 0,5 + Ф( z ), при z > 0;

            P'_N= 0, 5 + 0, 499 = 0, 999;   P_N = 99% ймовірності натягу;

Зазор: P'_S= 0,5 - Ф( z ), при z > 0;

            P'_S= 0, 5 - 0, 499 = 0, 001;  P'_S  = 0,001% ймовірності зазору.

Крива нормального розподілу ймовірності  виникнення зазору - натягу

7. Призначаю засоби вимірювання орієнтуючись на конструктивні особливості деталей, метрологічні та економічні показники та користуючись ГОСТ 8.051-81. Результати заношу в таблицю 3.

Таблиця 3. Засоби вимірювання для контролю деталей з’єднання

Назва деталі, її номінальний розмір, поле допуску	Величина допуску деталі IT, мм	Допустима похибка вимірювання  ±δ, мкм	Назва засобу вимірювання	Границі вимірювань, мм	Граничні похибки інструменту  Δlim, мкм
Отвір	0,014	4,0	Нутромір індикаторний	80-120	5,5
Вал	0,022	6,0	Мікрометр підвищеної точності	80-120	7,0

 

Розрахунок  та вибір посадок для з’єднань із підшипниками кочення

    Підшипники кочення – найбільш поширені стандартні складові одиниці.

Вони мають повну зовнішню взаємозамінність по приєднувальних поверхнях, які визначаються зовнішнім діаметром D зовнішнього кільця і внутрішнім діаметром d внутрішнього кільця. Встановлено п’ять класів точності підшипників, які позначаються 0; 6; 5; 4; 2. Для більшості механізмів, машин загального призначення ( трактори, автомобілі… ) застосовують підшипники класу точності 0. Підшипники вищих класів точності застосовують при великих частотах обертання і у випадках, коли потрібна висока точність обертання вала.

     Для скорочення  номенклатури підшипники виготовляють з відхиленням розмірів внутрішнього і зовнішнього діаметрів, які не залежать від посадки, за якою їх будуть монтувати. Для усіх класів точності верхнє відхилення приєднувальних діаметрів дорівнює нулю.

     Для нормальної  роботи підшипника потрібно, щоб  між кільцями і тілами  був  зазор.

     При виготовленні  підшипника застосовують початковий  зазор, розмір якого точно регламентується.  Після посадки підшипника на  вал і в корпус початковий  зазор зменшується, як правило,  внаслідок деформації внутрішнього  кільця після запресування його  на вал.

     Посадки підшипника  кочення на вал і в корпус  вибирають залежно від типу  і розміру підшипника, умов його  експлуатації, значення характеру  навантажень, що діють на нього,  а також навантажень кілець.

     Розрізняють  три види основних навантажень  на підшипники.

     При місцевому навантаженні кільця радіальне навантаження постійного напрямку сприймається обмеженою ділянкою доріжки кочення.

     При циркуляційному навантаженні кільця радіальне навантаження сприймається послідовно усім колом доріжки кочення. Таке навантаження існує у підшипниках редукторів, коробок передач тракторів і автомобілів.

     Коливальним навантаженням називають такий вид навантаження, при якому рівнодійна навантаження постійного напрямку і обертового навантаження не робить повного оберту, а коливається в певних межах. Прикладом є навантаження шарикопідшипників колінчастих валів пускових двигунів. Такий вид навантаження є проміжним між місцевим і циркуляційним.

 

 

      Посадка  циркуляційного навантаженого кільця  визначається за інтенсивністю  радіального навантаження.

P_R = K_n·  K₁·  K₂ ,

де  – постійне за напрямком радіальне навантаження, кН/м²;

 – ширина кільця підшипника , м;

 – радіус закруглення фаски кільця, м;

K_n – динамічний коефіцієнт посадки, який залежить від навантаження ( при перенавантаженні до 150%, помірних поштовхах і вібрації K_n = 1, при перенавантаженні до 300%, сильних поштовхах і вібрації K_n = 1, 8 );

K₁ – коефіцієнт, який враховує ступінь послаблення посадочного натягу при порожнистому валі і тонкостінному корпусі ( для вала порожнистого K₁ = 1-3; суцільного - K₁ = 1, для корпуса K₁ = 1 - 1, 8);

K₂ – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між рядами роликів у дворядних конічних роликопідшипниках чи між подвоєними шарикопідшипниками за наявності осьового навантаження на опору ( K₂ = 1-2; за відсутності осьового навантаження K₂ = 1 ).

       Визначення  зусилля запресовки здійснюється  за формулою:

Р_запр = 10 · N_max · f_k · f_e , Н,

де N_max – найбільший натяг у з’єднанні “ підшипник -  вал ”, мкм;

f_k – коефіцієнт,  який залежить від тертя;

       f_k = 4 – при запресуванні;

       f_k = 6 – при ви пресуванні.

f_e – коефіцієнт, який залежить від розмірів кільця

f_e = B

де d₀ – приведений зовнішній діаметр внутрішнього кільця, мм;

d₀ = d +

    1. Розраховую циркуляційне навантаження кільця підшипника.

P_R = 1·  1,2·  1 ≈  390 кН/м

     2. Знаходжу N_minр = = = 8,45 мкм.

  - для важкої серії становить 2,0;

N_min = (0.08 + 0.015 Δt)

Δt = t_p° - t_{навк. сер}° = 75 – 20 = 55

 

N_min = (0.08 + 32 · 0.015 · 55) = 28,6.

      3. Призначаю посадки за умови N_{min ст} ≥ N_minр

      Відхилення для внутрішнього кільця вибираю за стандартом залежно від його діаметра. Таким чином, для з’єднання «внутрішнє кільце – вал» вибрані поля допусків і відхили:

внутрішнє кільце Ø 35      вал Ø 35 m6

Посадка Ø 35 . Посадка вибрана правильно, адже N_{min ст} = ei – ES = 9 мкм.

        Розглянемо з’єднання «отвір в корпусі – зовнішнє кільце», яке навантажене місцево.

Отвір у корпусі Ø 80 Н7   Зовнішнє кільце Ø 80 l0

Посадка Ø 80    Перевіряю посадку за умови N_{mах ст} ≤ N_{доп.нат}

N_{доп.нат} =   = ≈ 48 мкм.

= 4 ·10⁶ кПа

Посадка вибрана правильно.

Перевірка посадки за умови  забезпечення робочого зазору

S_роб = S_поч – Δd (ΔD)

S_поч = 0,5 (S_max + S_min) = 0,5 · 38 = 19 мкм

Δd  = = = 0,3

ΔD = = = 0,5

Ng = 0, 85

= + = 35 +   = 46,25 мм.

= + = 68,75 мм

S_роб = 19 – 0,3 = 18,7 мкм

S_роб = 19 – 0,5 = 18,5 мкм.

         4. Визначаю зусилля, які необхідні для запресування і випресування підшипника.

Р_запр = 10 · N_max · f_k · f_e , Н,                         f_e = 21 = 9,2

Р_запр = 10 · 0,163 · 4 · 9,2 =60 кН              Р_випр = 10 · 0,163 · 6 · 9,2 = 90 кН.

Вибір та призначення  посадок для шпонкових і шліцьових  з’єднання

          Шпонки – це з’єднувальна ланка між деталями, що обертаються – шківами, зірочками, шестернями і валом. Основне призначення шпонкових з’єднань – передача крутного моменту. З усього різноманіття конструкцій шпонкових з’єднань в автотракторному та сільськогосподарському машинобудуванні найбільше розповсюдженні призматичні і сегментні шпонки.

          Для диференційованого контролю  розмірів деталей шпонкового  з’єднання можна використовувати універсальні засоби вимірювання, однак це вимагає великих затрат часу. Тому на заводах автотракторного та сільськогосподарського машинобудування деталі шпонкових з’єднань контролюють за допомогою граничних калібрів.

          Шліцьові з’єднання, не дивлячись на більшу складну технологію виготовлення у порівнянні з шпонковими, знаходять все більше широке застосування. Це пояснюється наступними перевагами: більш рівномірне розподілення навантаження по висоті зуба; краще центрування і направлення посаджених на вал деталей; менша концентрація напружень, що дозволяє при однакових габаритах передавати більш крутний момент.

          Залежно від призначення умов  роботи, конструктивних особливостей  використовують три види шліцьових  з’єднань, що відрізняються профілем зубів: прямо бічні, шліцьові евольвентні з кутом профілю 30° і трикутні.

          Найбільш розповсюджені шліцьові  з’єднання з прямо бічним профілем і парною кількістю зубів.

          Шліцьові з’єднання можуть бути рухомими, коли втулка переміщується уздовж вала ( шестерні коробок передач, роздавальних коробок, муфт, що включають і виключають ), і нерухомими, коли втулка в процесі роботи не повинна переміщуватися по валу.

          а) шпонкові з’єднання: для з’єднання шестерні з валом d = 35 мм, вибираю тип з’єднання шпонки,  а також посадки по спряжених розмірах, накреслюю схему розташування полів допусків і розраховую граничні зазори і натяги. Натяг потрібний для того, щоб шпонка не переміщалася при експлуатації, зазор – для компенсації неминучих неточностей пазів і їх прекосу.

          Шпонка, яка підходить для мого валу, має розміри: b x h – 7 х 7 мм.

( ГОСТ 23360 - 78 )

 

 

 

           Для серійного і масового виробництва  приймаю нормальне з’єднання шпонки з пазами по ширині: вал – Н9, втулка D9. Поле допуску по ширині шпонки для будь-якого з’єднання становить h9.

          Вибираю граничні відхилення  розмірів по ширині шпонки: 7 h9 Вибираю граничні відхилення розмірів по ширині пазів: вал – 7  N9 , втулка – 7 Js9 .

 

1. Поле допуску паз  – вал; 2. Шпонка; 3.  Паз – втулка.

Розраховую граничні зазори і натяги для з’єднань.

Вал – шпонка:

 

 

Втулка – шпонка:     
    

       Кінцеві розміри деталей з’єднання по висоті паза втулки і глибині паза вала, параметри посадок вибираю в залежності з ГОСТ 23360 - 78 .

 

 

        Методи і засоби контролю з’єднання деталей . Ширину пазів вала і втулки перевіряють пластинами, що мають прохідну і непрохідну сторони. Розмір від утворювальної циліндричної поверхні втулки до дна паза ( D_n + t² ) контролюють пробкою зі ступінчастим виступом. Глибину паза вала t₁ перевіряють кінцевими калібрами, що мають стрижень з прохідною і непрохідною ступенями. Симетричність розташування паза відносно осьової площини перевіряють у втулки з пробкою з шпонкою, а у вала – накладною призмою з контрольним стрижнем.