Условные обозначения шлицевых эвольвентных соединений

Допуски и посадки для шлицевых соединений с эвольвентным профилем устанавливаются по ГОСТ 6033-80. Их условное обозначение содержит номинальный (равный наружному) диаметр соединения D=m(z+l), модуль, обозначение посадки и номер стандарта.

Примеры обозначения

При центрировании по боковым поверхностям зубьев. D=50 мм; m=2 мм;

посадка по боковым поверхностям s(e) – 9g / 9H

соединение 50 x 2 x 9H / 9g ГОСТ 6033 80

вал 50 x 2 x9g ГОСТ 6033 − 80

отверстие 50 x 2 x 9H ГОСТ 6033 − 80

При центрировании по наружному диаметру. D = 50 мм; m = 2 мм; посадка по центрирующему диаметру D - H7 / g6 и по боковым поверхностям s(e) - 9H / 9h

соединение 50 x H7 / g6 x 2 x 9H / 9h - 80 ГОСТ 6033 80

вал 50 x g6 x 2 x 9h ГОСТ 6033 − 80

отверстие 50 x H7 x 2 x 9H ГОСТ 6033 − 80

а

б

в

Примеры условного обозначения: а) на валу; б) в отверстии; в) в сопряжении

Треугольные зубчатые соединения (рис. 5) применяют главным образом для не­подвижного соединения деталей при пере­даче небольших вращающих моментов, чтобы избежать прессовых посадок, а также при тонкостенных втулках.

Основные параметры:

β - угол зуба и впадины отверстия;

D_в - наружный диаметр вала;

d_a - внутренний диаметр отверстия;

d_в - диаметр впадины вала;

D_a - диаметр впадины отверстия.

Пределы изменения основных параметров соединений: число зубьев 20—70; модуль 0,2—1,5мм; угол впадин вала 90; 72 и 60°. Центрирование только по боковым сторонам зубьев. Наряду с цилиндрическими соедине­ниями применяют и конические. Обычно конусность 1:16, угол ук­лона впадины 1°37'; размеры зубьев уста­навливают по большому основанию конуса (Рис. 5, сечение А—А). Соединения впадин зуба на валу 90° с числом зубьев 36 и 48 и номинальными диаметрами от 5 до 75мм принимают по табл. 7, допуски - по табл. 8. Формулы для определения параметров треугольных соединений приведены в табл. 35.

Номинальные размеры М_в и М_а выбира­ют по табл. 9 в зависимости от принятого номинального диаметра, равного наружно­му диаметру вала. На чертежах отверстия и вала указывают число зубьев z , угол 90°, угол β, диаметр начальной окружности d.

Таблица 7. Основные размеры треугольных соединений, мм

¹ Теоретические диаметры по вершинам указывают на чертеже: наружный D₁ только на от­верстии, внутренний D₂ - на валу.

Таблица 8. Допуски для треугольных соединений

*Допуски даны для посадки Н9/h8.

Таблица 9. Формулы для определения параметров треугольных соединений

Кроме того, на чертеже отверстия задают наружный диаметр по вершинам D₁, диаметр впадин D_a с надписью «минимум» и внутренний диаметр d_a, а на чертеже вала - внутренний диаметр по вершинам D₂, наружный диаметр D_в и диаметр впадин d_в с надписью «максимум». Допуски выбирают по табл. 8. В зависимости от назначения соединения принимают нормальную или пониженную точность. Последняя предназначена преимущественно для грубых соединений с отверстием, имеющим разрез и стяжку, а также для грубых конических соединений. Допуски на диаметры начальной окружности даны для скользящей посадки с зазорами от нуля до суммы допусков на диаметры от­верстия и вала. Допуск на толщину зуба отверстия ра­вен допуску на диаметр начальной окруж­ности (так как угол равен 90º). Допуск на толщину зуба вследствие того, что угол β равен 80 или 82,5°, на несколько тысячных миллиметра точнее, чем допуск на диаметр начальной окружности, и практически может считаться также равным допуску на диаметр начальной окружности. Таким образом, допуски на диаметр начальной окружности дают полное представление о характере посадки по толщине зуба и боковым зазорам.

При необходимости назначения другой посадки следует применять систему отвер­стия, чтобы сохранить неизменным допуск на отверстие. Характер посадки должен быть отражен отклонениями на диаметр начальной окружности вала, которые могут быть даны в два минуса для посадки с гарантированным зазором, в два плюса или один плюс для посадок с натягами и зазорами. При выборе посадок для вала рекомен­дуется придерживаться посадок, приведенных в табл. 10. Для конических валов рекомендуются переходные посадки (т.е. вал с более полным зубом).

Допуски на диаметр начальной окружности включают: собственно допуск на диаметр начальной окружности, отклоне­ние шага и отклонение угла профиля. Допуски на внутренний диаметр отверстия d_a и наружный диаметр вала D_в для нормальной точности даны по 8-9 квалитету ГОСТ 25347-82, а для пониженной по 9-10 квалитету.

Диаметр проволочек для измерения зубьев и номинальные размеры между про­волочками для отверстия и по проволочкам для вала стандартизованы. Все диаметры проволочек берут по ГОСТ 2475-88 для измерения резьб. Номинальные размеры между проволочками и по проволочкам дают соединение без зазора. На чертеже должны быть указаны: диа­метры проволочек и номинальный размер между проволочками для отверстия и по проволочкам для вала, на чертеже делают надпись: «Отклонения по диаметру начальной окружности».

Допуски на размеры М_в и М_а (см. рис. 5) те же, что на диаметр начальной окружности. Размеры М_в и М_а на чертежах должны быть снабжены надписью: «Отклонения по диаметру начальной окружности». Основной расчетной величиной явля­ется диаметр начальной окружности d, который делит пополам теоретическую высоту зубьев по вершинам профиля. Теоретические диаметры по вершинам профиля - наружный D₁ и внутренний D₂ - служат для вычисления размеров по проволочкам для вала и отверстия и размеров режущего и мерительного инструмента.

Таблица 10. Посадки вала(Размеры, мм)

3.4 Зубчатые передачи .

Зубчáтая переда́ча — это механизм или часть механизма механической передачи, в состав которого входят зубчатые колёса. При этом усилие от одного элемента к другому передаётся с помощью зубьев. Зубча́тое колесо́ или шестерня́ — основная деталь зубчатой передачи в виде диска с зубьями на цилиндрической или конической поверхности, входящими в зацепление с зубьями другого зубчатого колеса. В машиностроении принято малое зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называть шестернёй, а большое — колесом. Назначение - передача вращательного движения между валами, которые могут иметь параллельные, пересекающиеся и скрещивающиеся оси или преобразование вращательного движения в поступательное, и наоборот.

Зубчатые колеса и передачи классифицируют по различным признакам, например по виду поверхностей, на которых располагаются зубцы (цилиндрические и конические, внутренние и внешние), по направлению зубцов (прямозубые, косозубые, винтовые, шевронные), по профилю зубцов (эвольвентные, циклоидальные, часовые, цевочные, Новикова), по направлению осей вращения (цилиндрические – с параллельными осями, конические – с пересекающимися, винтовые и червячные – со скрещивающимися). Среди множества классификаций важнейшими для определения точностных параметров являются те, которые определяют функциональное назначение передачи.

Требования, предъявляемые к точности зубчатых передач, зависят от назначения передач и условий их эксплуатации. В приборах, делительных машинах и технологическом оборудовании для нарезания резьбы и зубчатых колес применяют так называемые "отсчетные передачи", в которых главное внимание уделяют пропорциональности углов поворота зубчатых колес или кинематической точности. Кинематическая точность передачи определяет постоянство передаточного отношения за полный оборот зубчатого колеса. Колеса этих передач в большинстве случаев имеют малый модуль и работают при малых нагрузках и низких скоростях.

Достаточно часто встречаются в технике и "силовые" или тяжело нагруженные зубчатые передачи, к которым не предъявляют высоких требований точности вращения (передачи в домкратах, лебедках, прессах и т.д.). При передаче больших крутящих моментов требуется хороший контакт боковых поверхностей зубьев в передаче и максимальное использование площади рабочих поверхностей зубьев.

Если у зубчатых передач нет явно выраженного эксплуатационного характера, их относят к передачам общего назначения. К таким передачам не предъявляют повышенных требований по точности.

Особая трудность при нормировании точностных требований к зубчатым колесам заключается в том, что эти детали являются сложными по своей геометрической форме, а кроме того, они являются элементами кинематической цепи. Поэтому и необходимо при нормировании учитывать их основное служебное назначение - передачу движения с одного вала на другой. Для правильного нормирования точности зубчатых колес для обеспечения разнообразных эксплуатационных требований, в нормативных документах по точности колес и передач установлены (нормируются) четыре группы почти независимых параметров, которые названы нормами точности. Нормы точности на зубчатые колеса и передачи представляют собой набор требований к точности геометрических и кинематических параметров зубчатых колес и передач для оценки этой точности в отношении определенного эксплуатационного признака.

Называются эти нормы:

1) нормы кинематической точности,

2) нормы плавности работы,

3) нормы полноты контакта зубьев,

4) нормы бокового зазора.

В нормах кинематический точности нормируются требования к таким геометрическим и кинематическим параметрам колеса и передачи, погрешность которых влияет на погрешность передаточного отношения за полный оборот колеса, т.е. характеризует погрешность в угле поворота за один его оборот по сравнению с тем, если бы вместо него находилось абсолютно точное колесо.

В нормах плавности работы нормируются требования к точности таких геометрических и кинематических параметров колеса и передач, погрешность которых также влияет на кинематическую точность, но эта погрешность проявляется многократно за один оборот колеса, т.е. один или несколько раз на каждом зубе. Эти требования имеют наибольшее значение для передач, работающих на больших скоростях, поскольку такие погрешности являются источником ударов, приводящих к появлению шума и вибраций.. В нормах контакта нормируются требования к таким геометрическим и кинематическим параметрам колес и передач, погрешность которых влиияет на величину площади поверхности касания при вращении зубьев сопрягаемых колес.

Требования к контакту поверхностей имеют особо важное значение дня передач, работающих с большими нагрузками.

В нормах бокового зазора[4] нормируются требования к таким параметрам колеса и передачи, которые влияют на зазор по нерабочим профилем зубьев при соприкосновении по рабочим профилям зубьев.

Например, в редукторах турбин и высокооборотных двигателей, в других изделиях с высокой круговой частотой вращения применяют "скоростные передачи" (высокоскоростные, быстроходные), для которых основными являются требования к плавности работы, что необходимо для снижения уровня вибраций и шума при работе изделия. Плавность работы передачи зависит от колебания мгновенных передаточных отношений, то есть от разностей передаточных отношений в каждый момент зацепления, которые многократно воспроизводятся за один оборот зубчатого колеса. Основными источниками неплавности работы являются такие погрешности зубчатых колес, как неправильное взаимное расположение зубьев (погрешности шага) и неточность формы рабочих поверхностей (погрешности формы профиля зубьев). Колеса скоростных передач, как правило, имеют средние модули и передают не слишком большие моменты, однако их зубья могут подвергаться значительным динамическим воздействиям.

В зависимости от условий работы меняются требования и к боковому зазору между нерабочими профилями зубьев. Эвольвентное зацепление теоретически способно работать при нулевых боковых зазорах (толщина зуба, находящегося в зацеплении, равна ширине впадины ответного колеса). Однако неточности изготовления зубчатого венца приводят к искажению формы и взаимному смещению реальных профилей зубьев, что может вызвать их деформацию или поломку. Видоизменяют профиль зубьев и его расположение также температурные и силовые деформации. Смещение реальных профилей зубьев может также быть следствием неточностей монтажа зубчатых колес.

Для компенсации неточностей изготовления и монтажа, силовых и температурных деформаций используют зазор между нерабочими сторонами профилей зубьев находящихся в зацеплении колес. Ширина впадины, превышающая толщину зуба, обеспечивает не только компенсацию технологических погрешностей и деформаций, но и служит также для размещения между зубьями слоя смазки, которая при отсутствии зазоров выдавливалась в процессе работы.

В реверсивных передачах и передачах, работающих в старт-стопном режиме, назначают минимальный боковой зазор, что позволяет предупреждать удары при перемене направления вращения или начале движения после остановки. Значительные зазоры назначают в передачах, работающих при высоких температурах, и т.д.

Геометрические параметры цилиндрических зубчатых передач внешнего зацепления. Все геометрические параметры подразделяются на исходные т.е. параметры, которые выбираются конструктором; основные параметры, которые рассчитываются на основании исходных параметров и контрольные параметры - дополнительные параметры необходимые для контроля качества изготовления зубчатых колес.

Таблица 1. Исходные параметры цилиндрических зубчатых передач