Величины натягов и зазоров

Выбор классов точности и посадок производится в соответствии с табл. 90—96, в которых даны предельные отклонения и величины натягов и зазоров. [c.113]

Величины натягов и зазоров [c.117]

Ввиду того что на величину натягов и зазоров в сопряжениях пластмассовых деталей влияет ряд факторов, не подлежащих точному учету, рекомендуется опытная проверка выбранных посадок сопряжений. [c.709]

Величина натягов и зазоров в для классов точности [c.931]

О величине натягов и зазоров для гладких валов и отверстий с размерами от 1 до 500 мм можно судить на основании следующих данных (ОСТ 1021—1025) [c.21]

Для двигателей автомобилей ГАЗ-51 и Победа завод выпускает поршни, шатуны и пальцы четырех групп с разными величинами натягов и зазоров. Каждая группа деталей помечается своим цветом краски (белый, зеленый, желтый и красный). При сборке поршневой группы необходимо подбирать детали, помеченные одним цветом. [c.495]

Величины натягов и зазоров 1-й класс точности [c.132]

Такое группирование позволяет точнее учитывать специфику пластмасс при расчете величин натягов и зазоров и при определении прочности соединения с натягом и подвижности соединения с зазором деталей из пластмасс друг с другом и с металлическими деталями. [c.204]

Использование вероятностных методов расчета. Основы теории вероятности изучают в специальных разделах математики. В курсе деталей машин вероятностные расчеты используют в двух видах принимают табличные значения физических величин, подсчитанные с заданной вероятностью (к таким величинам относятся, например, механические характеристики материалов ст , o i, твердость Ни др., ресурс наработки подшипников качения и пр.) учитывают заданную вероятность отклонения линейных размеров при определении расчетных значений зазоров и натягов, например в расчетах соединений с натягом и зазоров в подшипниках скольжения при режиме жидкостного трения. [c.10]

Основной характеристикой посадок является величина натяга или зазора, которая может быть получена в сопряжении деталей. При переходе от прессовых посадок к подвижным убывают гарантированные натяги для прессовых посадок и возрастают гарантированные зазоры для подвижных посадок. Для переходных посадок в том же направлении возрастает вероятность получения зазоров и уменьшается вероятность получения натягов. [c.379]

Все охватывающие соединения по посадкам, т. е. по значениям получающихся в них зазоров и натягов, можно разделить на две группы. Первую образуют посадки с натягами, достаточными для образования на посадочной поверхности силы трения, способной уравновешивать внешние воздействия (продольную силу Ра и крутящий момент Т) вторую — переходные посадки с малой величиной натяга или зазора А. Причем вследствие технологических погрешностей в одних экземплярах соединяемых деталей, изготовленных по одному и тому же чертежу, может получиться натяг, а в других — зазор. Эта группа применяется тогда, когда требуется облегченная сборка и разборка соединения или когда соединение превращается в кинематическую пару при операциях управления машиной (как, например, в соединении подвижных шестерен с валами коробки скоростей). В этих случаях для передачи крутящего момента (если он нагружает соединение) должны использоваться другие устройства, о которых будет сказано в следующем параграфе. [c.357]

Сопряжения деталей, образуемые в процессе сборки изделий, в зависимости от количества степеней свободы, как уже отмечалось, будут обладать различными свойствами и могут быть неподвижными или подвижными. От относительных размеров деталей, образующих сопряжение, зависит степень его неподвижности или подвижности. Эти степени характеризуются величиной натягов или зазоров, выдерживаемых при сборке сопряжений, [c.31]

Напряженная посадка характеризуется одинаковыми по величине наибольшими и наименьшими натягами и зазорами. Посадку рекомендуется применять в сопряжениях, выполняемых по системе шип — проушина (концевые соединения деталей). [c.621]

Для данного номинального размера при выбранной системе и посадке фактическая величина натяга или зазора может получить любое значение в пределах, определяемых выбранным классом точности. [c.179]

При подсчете величин посадок и зазоров за расчетные величины берутся среднеарифметические значения, полученные при обмере. При этом максимальные и минимальные значения зазоров или натягов должны лежать в допустимых пределах. [c.360]

Следовательно, степень прочности соединения зависит от величины натяга или зазора, т. е. от характера соединения деталей, или их посадки. Стандартом предусмотрены следующие посадки и их обозначение [c.67]

В связи с тем, что поля допусков колец подшипников по величинам допусков, а для внутреннего кольца и по расположению отличаются от полей допусков основного отверстия и основного вала по ГОСТу 25346-89, посадки подшипников качения характеризуются иными предельными натягами и зазорами по сравнению с посадками по ГОСТу 25347-82. Из рис. 2.17 видно, что поля допусков вала /6 рб 6 тб к6 п5 т5 к5 я4 тА кА обеспечивают посадки с натягом. Значения зазоров и натягов для основных типов посадок приведены в табл. 2.96. [c.264]

Величина наименьших и наибольших натягов и зазоров, принятых и системе допусков и посадок для деревообработки [c.931]

Закон распределения напряжений смятия по цилиндрической поверхности контакта трудно установить точно. В значительной степени это зависит от величины натяга или зазора посадки, а также от точности цилиндрической формы стержня и отверстия. Поэтому расчет на смятие производят по условным напряжениям. Эпюру действительного распределения напряжений (рис. 1.24, а) заменяют [c.41]

Например, диаметр вала 35+0.05 диаметр отверстия 22+0,027 Тогда наибольший предельный размер вала будет 35,10, а наименьший — 35,05 мм. Допуск 35,10— —35,05 = 0,05 мм. Соответственно наибольший предельный размер отверстия равен 35,027 мм, наименьший — 35 мм. Допуск 35,027—35 = 0,027 мм. В этом соединении размер вала больше размера отверстия и, следовательно, существует натяг. Наибольший натяг равен 35,10— —35 = 0,10 мм, наименьший — 35,05—35,027=0,023 мм. Следовательно, степень прочности или подвижности соединения зависит от величины натяга или зазора, т. е. от характера соединения деталей или их посадки. [c.119]

Примечания 1. Первая цифра значений вероятностей, середины полей посадок, наибольших и наименьших натягов и зазоров относится к наименьшим, а вторая к наибольшим значениям интервала номинальных размеров. 2. Середины полей допусков дают для посадок с натягами величины средних натягов, а для посадок с зазорами — величины средних зазоров. [c.356]

Сборка. Прочность прессового соединения деталей зависит от правильной формы и шероховатости сопрягаемых поверхностей, величины натяга и способа сборки. При неправильной форме сопрягаемых поверхностей (овальности, конусности и т. п.) напряжения, возникающие при посадке, будут распределены неравномерно по поверхностям сопряжения деталей, что отрицательно сказывается на прочности соединения. Виды посадок и поле их допусков указываются на сборочных или ремонтных чертежах восстанавливаемого объекта. Нужно иметь в виду, что одинаково опасен как увеличенный, так и уменьшенный натяг. Чрезмерный натяг приводит к перенапряжению деталей, их повреждению при демонтаже, искажению формы отверстий, уменьшению зазоров между деталями сборочных единиц с подшипниками качения и скольжения и т. п. При малом натяге неизбежно ослабление деталей в посадке. [c.112]

Чтобы получить в соединении нужный натяг или зазор, необходимо в каждом отдельном случае точно установить величину сопрягаемых размеров, которые после обработки должны находиться в пределах допускаемых отклонений. Характер соединения (величина натяга или зазора) называется посадкой. В деревообрабатывающей промышленности система допусков и посадок, позволяющая определить требуемую точность обработки, узаконена ГОСТ 6449—53, [c.14]

Пределы изменения натягов и зазоров определяются величиной допусков сопрягаемых элементов и характером относительного расположения их полей допусков. [c.594]

Следует иметь также в виду, что погрешности формы усложняют картину и изменяют величину расчетных натягов и зазоров. Благодаря этим погрешностям в реальных деталях возможность появления зазоров будет значительно уменьшена. [c.46]

Отклонения от номинальных величин заборов и натягов, Наименьшие натяги и зазоры становятся меньше, [c.251]

Сборка ротора заключается в насадке на вал рабочих колес и других деталей с обеспечением требуемых натягов и зазоров. Расчетные величины натягов должны строго выдержи- [c.214]

При осмотре параллелей и ползунов проверяют крепление параллелей к крышкам цилиндров и к параллельным рамам или кронштейнам, а также параллельных рам и кронштейнов к главной раме. Обращают внимание на соединение ползуна с поршневой скалкой, величину натяга и прочность посадки клина, состояние трущихся поверхностей параллели и ползуна. Зазоры между ползуном и параллелью не должны превышать установленных размеров. [c.223]

Пример. Требуется запрессовать вкладыш с наружным диаметром 90 мм для вала диаметром 83 мм. Для этого необходимо отлить, или выточить вкладыш с наружным диаметром 90+о ли, с внутренним диаметром 8ЭIl f5 мм. Допуски на внутренний диаметр складываются из величины натяга и зазора 0,6 -Ь 0,25 = 0,85 мм [c.99]

При отсутствии необходимых данных допуск на расточку внутреннего диаметра ступицы выбирают на основании табл. 7-1. Шпонку примеривают и оодгоняют к пазу вала и ступице. Примерка должна показать отсутствие натяга на шпонку в радиальном наорав-лении, в противном случае шпонку следует прострогать или опилить с тем, чтобы обеспечить радиальный зазор между шпонкой и ступицей ОД—0,4 мм. Боковые грани шпонки должны плотно входить в пазы. Величины натягов и зазоров шпоночных соединений деталей насосов могут быть выбраны по табл. 7-2. [c.143]

Переходные посадки дакзт в сопряжениях как натяги, так и зазоры, причем величины возможных натягов и зазоров при одних и тех же номинальных размерах с уменьшением точности значительно возрастают, и сопряжения утрачивают определенность. [c.379]

Ряд параметров, входяи их в формулы расчета деталей машин, имеют существенное рассеяние и должны рассматриваться как случайные величины. Соответственно расчеты следует производить в вероятностном плане. Это особенно относится к расчетам на долговечность и к расчетам, в которые в качестве основных параметров входят натяги и зазоры, например к расчетам соединений с натягом и подшипников. Натяги и зазоры получаются как разность близких величин и имеют, так же как и ресурсы, особенно большое относительное рассеяние. [c.21]

В связи о тем что поля допусков колец подшипников по величинам допусков, а для внутреннего кольца и по расположению, отличаются от полей допусков основного отверстия и основного вала по ГОСТ 25347—82 (СТ СЭВ 144—75), посадки подшипников характеризуются иными предельными натягами и зазорами по сравнению о посадками по ГОСТ 25347—82 (СТ СЭВ 144—75). Так, если посадочное место (шейка) вала изготовлено с допуском по g6, го соединение внутреннего кольца с валом происходит не по посадке о гарантированным зазором H/g, а по переходной посадке если шейка вала из10Т0влепа с допуском по к6, гпб или п6, то соединение выполняется не по переходным посадкам, а по посадкам о небольшим натягом (рио. 10.1). [c.224]

Пористые железографитовые подшипники изготовляются преимущественно в виде цилиндрических втулок и поставляются в готовом к установке виде. Толщина стенки 5 определяется из условий прочности и способности материала впитывать масло ориентировочно принимают (5 =53 0,1-ь0,2) <1, но не менее 2 мм допуски на внутренний и наружный диаметры в пределах 2—3-го классов точности. Втулки запрессовываются в корпус по посадкам ПР2з или ПРЗ3, при этом уменьшение внутреннего диаметра втулки равно к=0,7 величины натяга относительный зазор между валом и подшипником ф ка 0,001—0,002. Доводить внутренний диаметр до требуемого размера рекомендуется калибровкой, протягиванием или развертыванием, при расточке качество рабочей поверхности получается значительно ниже. [c.318]

Сопряжения деталей, образуемые в процессе сборки изделий, в зависимости от количества степеней свободы, как уже отмечалось, будут обладать различными свойствами и могут быть неподвижными или подвижными. В свою очередь, в зависимости от относительных размеров деталей, образующих сопряжение, последнее может обладать различной ст епенью неподвижности или подвижности. Эти степени, как известно, характеризуются величиной натягов или зазоров, выдерживаемых при сборке сопряжений, или, иначе, величиной и знаком конструктивных и производственных отклонений размеров сопрягаемых деталей. [c.25]

Предварительный натяг в направляющих качения устраняет вредное влияние зазоров и обеспечивает повышение жесткости направляющих в 2—3 раза. Предварительный натяг может осуществляться постоянно действующей внешней нагрузкой от массы узла станка (рис. 142, а) для горизонтальных рядов роликов. Недостаток этого способа предварительного натяга — невозможность выбора оптимальной величины натяга и его регулирования. Другой способ создания предварительного натяга использует замыкание размерной цепи при сборке направляющих, как это осуществлено (рис. 142, а) для вертикально расположенных рядов роликов. Недостаток прдобного способа заключается в том, что надо выдерживать размеры Л и Л 2 с большой точностью, так как максимальные величины натяга для шариковых направляющих не должны превышать 7—10 мкм, а для роликовых направляющих 10—15 мкм. Рекомендуемые величины натяга обычно составляют 5—6 мкм. [c.164]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...