Главная | Обратная связь | Поможем написать вашу работу!
МегаЛекции

Влияние погрешностей на передачу.




Радиальные, тангенциальные и осевые нарушения в настройке оборудования при нарезании зубчатых колес приводят, кроме всего прочего, к изменению гарантированного (минимального) бокового зазора между неработающими поверхностями зубьев зубчатой передачи (рис. 7 плаката «Теоретические основы зубчатых передач»), которые нужны для размещения смазки и компенсации увеличения объема зубьев при их нагревании.

Влияет на точность и температура в цехе, где нарезают колесо. Например, при измени температуры на 10 оС конусность на колесе шириной b = 250 мм у станка с диаметром устанавливаемого изделия 2000 мм может достичь 0,05 – 0,07 мм. «Суточные полосы» в виде длинных волнообразных поверхностей на зубьях, вызванных остыванием станка и детали в нерабочую ночную смену, достигающих 0,01 мм, приводят к возрастанию местной нагрузки до 50 %.

Нормы точности зубчатых колес и передач. Все выше названные погрешности, возникшие при нарезании прямозубых, косозубых и шевронных зубчатых колес диаметром до 6300 мм, шириной зубчатого венца или полушеврона до 1250 мм и модулем от 1 до 55 мм, ограничиваются при изготовлении и эксплуатации через четыре группы норм точности. ГОСТ 1643-81 ОНВ Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски:

- нормы кинематической точности;

- нормы плавности работы;

- нормы контакта;

- нормы бокового зазора.

Кроме уже названных причин, проявившихся при нарезании зубчатых колес, нарушения в работе зубчатых передач возникают из-за неравномерности нагрева зубчатых колес и корпуса, неточностей монтажа передачи, отсутствия смазки. Бывает, что нужны весьма малые боковые зазоры, как в реверсивных передачах, так и большие – в скоростных турбинных передачах. Для уменьшения влияния всех этих погрешностей и их регламентации и введены нормы, которые уже перечислены выше.

 


 

76. Нормы кинематической точности, нормы плавности, нормы контактов зубьев, нормы бокового зазора и межосевого расстояния. Показатели кинематической точности устанавливаются в соответствии с ГОСТ 1643-81. Если кинематическая точность зубчатых колес относительно рабочей оси соответствует требованиям стандарта и требований селективной сборки не выдвигается, кинематическую точность зубчатых передач допускается не контролировать. Если собранная передача соответствует по кинематической точности требованиям стандарта, то отдельно кинематическую точность зубчатых колес контролировать не надо. Нормы плавности надо контролировать у зубчатых колес, но при их соответствии требованиям НД передачу не контролируют. И, наоборот, – при хорошей работе передачи зубчатые колеса можно не проверять. Показатели контакта зубьев устанавливаются в зависимости от граничных значений номинального коэффициента осевого перекрытия. Если точность зубчатых колес по нормам контакта и действительные значения fxr и fyr соответствуют требованиям ГОСТ 1643-81, пятно контакта в зубчатых передачах допускается не контролировать. Аналогично при соответствии суммарного или мгновенного пятна контакта требованиям НД контроль по другим показателям, определяющим контакт зубьев в передаче, не обязателен. Большинство норм кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев в зависимости от условий работы зубчатого колеса по правым и левым профилям допускается назначать из разных степеней точности.

Точность зубчатых колес проверяют разными методами и с помощью разных средств, поэтому установлено несколько равноправных вариантов показателей точности колес.

Степени точности, виды сопряжений и допусков бокового зазора, классы точности межосевого расстояния. Точность изготовления зубчатых колес и передач задается степенью точности, а требования к боковому зазору – видом сопряжения и видом допуска. По кинематической точности, плавности и полноте контакта зубчатые колеса и передачи делятся на 12 степеней точности, из которых по 1, 2 и 3-й степеням точности для мелкомодульных и 1 и 2-й степеням для среднемодульных передач числовые значения норм пока не установлены. Степени точности характеризуются коэффициентами точности, составляющими ряды со знаменателями геометрической прогрессии для различных показателей от 1,26 до 1,6. Высшие из имеющихся степеней точности 3, 4 и 5 предназначены для изготовления измерительных колес, применяемых при комплексном контроле зубообрабатывающего инструмента и точных зубчатых колес. В различных машинах и станках широкое распространение при окружных скоростях 6 – 10 м/с получила 7-я степень точности.

Кроме этого установлено шесть видов сопряжений зубчатых колес в передаче A, B, C, D, E и Н (рис. 8 плаката «Теоретические основы зубчатых передач» и рис. 2, а плаката «Пятно контакта. Боковой зазор и его контроль»), определяющих гарантированные боковые зазоры jn min и восемь типов допуска Тjn на боковой зазор x, y, z, a, b, c, d и h. В сопряжениях вида Н норма на зазор jn min равна нулю, а в остальных видах его величина возрастает от Е до А соответственно допускам квалитетов от IT7 до IT11 гладких цилиндрических соединений, т.е. с коэффициентом 1,6, соответствующим ряду R5. Видам сопряжений Н и Е соответствует вид допуска на боковой зазор h, а видам сопряжений D, C, B и А – виды допуска d, c, b и a. Соответствие между видом сопряжения и видом допуска разрешается изменять, используя при этом более грубые виды допусков z, y и x.

Сопряжение вида В обеспечивает минимальную величину бокового зазора, при котором исключается возможность заклинивания стальной или чугунной передачи от нагрева при разности температур зубчатых колес и корпуса в 250С.

Гарантированный боковой зазор в каждом виде сопряжений обеспечивается при соблюдении соответствующих классов отклонений межосевого расстояния, которых предусмотрено шесть (с I по VI). Сопряжениям Н и Е соответствует II класс, а для сопряжений D, C, B и А – классы III, IV, V и VI соответственно. Допускается изменять соответствие между видом сопряжения и классом отклонений межосевого расстояния.

 

 


 

77. Показатели точности зубчатых колес и передач по нормам кинематической точности, нормам плавности, нормам контакта зубьев, нормам бокового зазора и межосевого расстояния. Выбор контролируемых параметров зубчатых колес зависит от требуемой точности, размера, особенностей производства и других факторов. Предпочтение следует отдавать комплексным показателям и суммарному пятну контакта. При комплексном контроле точность колес и передач оценивают по суммарному проявлению отклонений отдельных параметров, часть из которых может быть увеличена за счет уменьшения других или же вследствие компенсации одних погрешностей другими. Нормы точности включают в себя следующие параметры:

- нормы кинематической точности (эти нормы проявляются через наибольшую кинематическую погрешность передачи F'iOr,наибольшую кинематическую погрешность зубчатого колеса F'ir, кинематическую погрешность зубчатого колеса на k шагах F'ikr, накопленную погрешность k шагов FPkr, накопленную погрешность шага зубчатого колеса FPr (рис. 2 плаката «Погрешности зубчатых передач и их измерение»), радиальное биение зубчатого венца Frr, погрешность обката Fcr, колебание длины общей нормали FvWr, колебание измерительного межосевого расстояния за оборот зубчатого колеса F''ir и на одном зубе f ''ir);

- нормы плавности работы (это циклическая погрешность передачи fzkor, циклическая погрешность зубцовой частоты в передаче fzzor, циклическая погрешность зубчатого колеса fzkr, циклическая погрешность зубцовой частоты зубчатого колеса fzzr, местная кинематическая погрешность передачи f'ior, местная кинематическая погрешность зубчатого колеса f'ir, отклонение шага fPtr, разность шагов fvPtr, отклонения шага зацепления fPbr, погрешность профиля зуба ffr);

- нормы контакта зубьев (это мгновенное пятно контакта (рис. 1 плаката «Погрешности зубчатых передач и их измерение» и рис. 1 плаката «Пятно контакта. Боковой зазор и его контроль»), суммарное пятно контакта, отклонение осевых шагов по нормали FPxnr, суммарная погрешность контактной линии Fkr, погрешность направления зуба Fβr, отклонение от параллельности осей f xr, перекос осей f yr);

- нормы бокового зазора (это отклонение межосевого расстояния far, предельное отклонение межосевого расстояния +fa и -fa, гарантированный боковой зазор jnmin (рис. 1 плаката «Погрешности зубчатых передач и их измерение»), дополнительное смещение исходного контура EHr, предельные отклонения измерительного межосевого расстояния +Ea''s и -Ea''i, номинальная длина общей нормали W, средняя длина общей нормали Wmr (рис.2, д и 4 плаката «Пятно контакта. Боковой зазор и его контроль»), номинальная толщина зуба Ŝc (рис. 2 плаката «Пятно контакта. Боковой зазор и его контроль»), отклонение размера по роликам EMr, эффективный коэффициент осевого перекрытия передачи εβе).

Для каждой из трех норм точности (кинематической, плавно­сти и контакта) и бокового зазора предусмотрены отдельные показатели точности, из которых либо один, либо два в сово­купности (рис. 10.З) определяют степень точности колеса и обра­зуют контрольные комплексы.

Степень точности по нормам кинематической точности может быть установлена, еcли проверить:

1) кинематическую погрешность F'ir(рис. 10.3, а);

2) накопленную погрешность окружного шага Fpr (рис. 10.3, б), под которой понимается погрешность во взаимном распо­ложении зубьев колеса, измеренных по одной окружности;

3) радиальное биение зубчатого венца Frr (рис. 10.3, в) и коле­бание длины общей нормали Fwr (рис. 10.3, г) как комплекс из двух допусков;

4) радиальное биение зубчатого венца Frr (см. рис. 10.3, в) и по­грешность обката Fcr, под которой понимается кинематическая погрешность станка для образования зубьев колеса;

5) колебание измерительного межосевого расстояния за обо­рот колеса F"ir, т. е. изменение расстояния между осями колес — проверяемого и измерительного (рис. 10.3, д), и колебания длины общей нормали Wwr (см. рис. 10.3, г).

6) колебание измерительного межосевого расстояния за обо­рот колеса F"ir (см. рис. 10.3, д) и погрешность обката Fcr,

7) радиальное биение зубчатого венца Frr (см. рис. 10.3, в) в колесах 8-й степени точности и грубее.

Из перечисленных комплексов определения кинематической точности выбирают один, который и применяют на данном за­воде.

 

 


 

78. Комплексные и дифференциальные показатели, предельные отклонения и допуски. Комплексным показателем называют такие показатели, которые характеризуют точность зубчатого колеса или зубчатой передачи по нескольким параметрам. Так комплексным показателем нормы кинематической точности является кинематическая погрешность (наибольшая и местная), которую обычно устанавливают в однопрофильном зацеплении, и измерительное межосевое расстояние. При однопрофильном зацеплении зубьев контактируют только одни боковые профили, а между неработающими боковыми профилями имеется боковой зазор jn. Такой вид зацепления является обычным для реальных зубчатых передач. Комплексным показателем полноты контакта зубьев является суммарное пятно контакта – часть активной (рабочей) поверхности зуба зубчатого колеса, на которой расположены следы прилегания его к зубьям парного зубчатого колеса после вращения собранной передачи при легком торможении, обеспечивающем непрерывное контактирование зубьев обоих зубчатых колес. Дифференцированные показатели определяют точность только одного параметра зубчатого колеса или зубчатой передачи.

При разработке системы допусков для зубчатых передач зубчатое колесо надо рассматривать как звено механизма, погрешности которого определяют характер нарушения кинематических функций этого механизма, снижают его долговечность и т.д. Показатели точности должны не только регламентировать точность отдельного колеса, но и определять эксплуатационные параметры всей передачи, характер которых зависит от их служебного назначения. В условных обозначениях показателей точности изготовления последний индекс – буква r обозначает действительное значение (real – действительный). Без буквы r тот же символ обозначает допуск на данную величину. Буква O, стоящая в обозначении на предпоследнем месте, обозначает, что показатель относится к собранной зубчатой передаче; если ее опустить, то тот же символ будет обозначать показатель зубчатого колеса, рассматриваемого отдельно от передачи. Отклонения обозначаются буквой E, причем верхнее – с индексом s и нижнее – индексом i; их ставят после указываемого также в индексе обозначения нормируемого показателя.

Предельные отклонения зубчатых колес и зубчатых передач представляют собой отклонение действительного закона относительного движения колес реальной передачи от закона относительного движения колес идеально точной передачи:

 

F(φ) = f(φ) – f0(φ); (9.2)

 

где F(φ) – функция кинематической погрешности реальной передачи;

φ – координата, определяющая мгновенное положение ведущего колеса передачи;

f(φ) и f0(φ) – законы относительного движения колес соответственно реальной и идеальной передач.

Наибольшие погрешности зубчатых колес и зубчатых передач ограничены допусками. Допуска установлены не для всех показателей точности.

 

 


 

79. Обозначение точности зубчатых колес и передач. Точность изготовления зубчатых колес и передач задают степенью точности, а требования к боковому зазору – видом сопряжения по норм бокового зазора. Примеры условного обозначения:

7 – С ГОСТ 1643-81 – цилиндрическая передача со степенью точности 7 по всем трем нормам, с видом сопряжения зубчатых колес С и соответствием между видом сопряжения и классом отклонений межосевого расстояния;

8 – 7 – 6 – Ва ГОСТ 1643-81 – цилиндрическая передача со степенью точности 8 по нормам кинематической точности, со степенью 7 по нормам плавности, со степенью 6 по нормам контакта зубьев, с видом сопряжения В, видом допуска на боковой зазор а и соответствием между видом сопряжения и классом отклонений межосевого расстояния;

7 – 600y – ГОСТ 1643-81 – передача 7 степени точности с гарантированным боковым зазором 600 мкм (не соответствующим ни одному из шести видов сопряжений) и допуском на боковой зазор вида у;

7 – Са /V- 128 ГОСТ 1643-81 – передача со степенью точности 7 по всем нормам, с видом сопряжения колес С, видом допуска на боковой зазор а и более грубым классом отклонений межосевого расстояния – V и уменьшенным боковым зазором в 128 мкм.

Рабочий чертеж зубчатого колеса. Зубчатые колеса имеют одну из самых сложных поверхностей, которые стандартизованы. Именно сложностью этих деталей обусловлено то, что для их изображения принято много условностей, собранных в межгосударственных стандартах. Это:

ГОСТ 2.402-68 Единая система конструкторской документации. Условные изображения зубчатых колес, реек, червяков и звездочек цепных передач;

ГОСТ 2.403-75 Единая система конструкторской документации. Правила выполнения чертежей цилиндрических зубчатых колес;

ГОСТ 2.404-75 Единая система конструкторской документации. Правила выполнения чертежей зубчатых реек;

ГОСТ 2.405-75 Единая система конструкторской документации. Правила выполнения чертежей конических зубчатых колес;

ГОСТ 2.406-75 Единая система конструкторской документации. Правила выполнения чертежей цилиндрических червяков и червячных колес;

ГОСТ 2.407-75 Единая система конструкторской документации. Правила выполнения чертежей червяков и колес глобоидных передач.

Указанные стандарты предписывают правила указания на чертежах всех элементов зубчатых венцов. Остальные элементы зубчатых колес оформляют как для обычных изделий машиностроения в соответствии с общими требованиями стандартов ЕСКД. Сведения о зубчатых венцах (рейках, червяках) частично помещают непосредственно на изображении детали, а частично – в специальной таблице.

На изображении детали указывают диаметр окружности вершин зубьев и, если надо, допуск но ее радиальное биение, ширину венца, допустимое биение базового торца, размеры фасок и радиусов притупления кромок зубьев, шероховатость боковых поверхностей зубьев и глубина продольной модификации зубьев.

Таблица параметров должна состоять из трех частей, которые должны быть отделены друг от друга сплошными основными линиями:

первая часть – основные данные (модуль, число зубьев, угол наклона зуба и направление, вид исходного контура, коэффициент смещения и степень точности и вид сопряжения по нормам бокового зазора);

вторая часть – данные для контроля (постоянная хорда зуба и высота до нее или длина общей нормали или толщина зуба по хорде и высота до нее или торцовый размер по роликам и диаметр ролика);

третья часть – справочные данные (делительный диаметр, число зубьев сектора, при необходимости и прочие справочные данные).

 

80. Основные эксплуатационные требования к штифтовым, шпоночным и шлицевым соединениям. Штифты служат для точного центрирования деталей типа крышек по отношению к корпусу с последующим закреплением болтами или винтами, могут применяться в качестве предохранительного элемента и фиксирующего элемента при регулировках, а также для скрепления деталей машин, передающих небольшие нагрузки. Для фиксации взаимного положения деталей машин обычно пользуются двумя штифтами, притом только гладкими. Гладкие штифты применяют также и для скрепления деталей машин. Просечные штифты применяют только для скрепления деталей машин. По сравнению с гладкими они не требуют разворачивания отверстий и при отсутствии дополнительных средств закрепления их в гнезде более надежны от выпадения. Эти штифты допускают многократную сборку и разборку соединений.

Шпонка служит для передачи крутящего момента для неподвижного соединения типа вал-зубчатое колесо. Вследствие смятия и среза шпонок, ослабления сечения валов и втулок пазами и образования концентраторов напряжений шпоночные соединения не могут передавать большие крутящие моменты. В результате перекосов и смещения пазов и контактных деформаций от радиальных сил в шпоночных соединениях возможен перекос втулки на валу.

Этих недостатков лишены шлицевые соединения, передающие большие крутящие моменты, имеющие большое сопротивление усталости и высокую точность центрирования и направления.

Стандартизация штифтов и штифтовых соединений. По форме различают конические и цилиндрические штифты. По конструкции и те и другие делают гладкими и просечными, т.е. с насеченными или выдавленными канавками. Преимущество конических штифтов по сравнению с цилиндрическими в том, что без ущерба для надежности соединения их можно неоднократно вынимать из отверстия и ставить назад. Конические штифты изготовляют с конусностью 1: 50, обеспечивающей самоторможение. По конструкции рабочей части штифты выполняют гладкими и с насеченными или выдавленными канавками, что не требует развертывания отверстия (как для гладких штифтов) и создает надежное соединение, предохраняющие штифт от выпадения в процессе работы. Штифты бывают незакаленные гладкие цилиндрические диаметром от 0,6 до 50 мм, закаленные гладкие цилиндрические диаметром от 0,6 до 20 мм. Насеченные делают диаметром от 1 до 16 мм с цилиндрической насечкой, а от 1,6 до 16 – с конической. ГОСТ 26862-86 «Штифты. Общие технические условия» обобщает требования к штифтам. В нем приведены предусмотренные стандартами следующие 10 видов штифтов диаметрами от 0,6 до 50 мм (рис. 2 плаката «Штифтовые, шпоночные и шлицевые соединения»):

- цилиндрические – ГОСТ 3128-70;

- цилиндрические закаленные ГОСТ 24296-80;

- цилиндрические с внутренней резьбой (для глухих отверстий)– ГОСТ 12207-79;

- цилиндрические заклепочные (с засверленными концами) – ГОСТ 10774-80;

- цилиндрические насеченные с коническими насечками – ГОСТ 10773-80;

- цилиндрические насеченные (с цилиндрическими насечками) – ГОСТ 12850-80;

- конические - ГОСТ 3129-70;

- конические с внутренней резьбой – ГОСТ 9464-79

- конические разводные – ГОСТ 19119-80;

- конические с резьбовой цапфой ГОСТ 9465-79.

Кроме названных в ГОСТ 26862-86 штифтов могут быть и другие, например, пружинные, коррозионностойкие, антимагнитные, с особыми требованиями по свариваемости.

 

 


 

81. Стандартизация шпоночных соединений. Размеры, допуски и посадки шпоночных соединений с призматическими шпонками устанавливает ГОСТ 23360-78, с сегментными шпонками – ГОСТ 24071-80. НД для призматических шпонок не регламентирует соединения для крепления режущего инструмента и специальные шпоночные соединения.

Посадки шпонок по боковым сторонам (свободное, нормальное и плотное соединения). Для получения разных посадок призматических шпонок (рис. 4) установлены поля допусков на ширину b шпонок, пазов валов и втулок. Для ширины шпонки установлено поле допуска h9 (для высоты шпонки h11 и для длины h14), что позволяет делать их централизовано, как подшипники, независимо от посадки. Установлены три типа шпоночных соединений: свободное, нормальное и плотное. Для свободного соединения установлены поля допусков ширины b для паза на валу Н9 и для паза во втулке D10, что дает посадку с зазором; для нормального соединения – соответственно N9 и Js9; для плотного соединения – одинаковые поля допусков на ширину b для паза на валу и во втулке Р9. Нормальные и плотные соединения имеют переходные посадки. Сопряжения шпонки с пазами на валу и во втулке выполняется в системе вала.

 


 

82. Классификация шлицевых соединений по назначению и предъявляемые к ним точностные требования. При увеличенных нагрузках и повышенных требованиях к центрированию вместо шпоночных применяют шлицевые (зубчатые) соединения втулок с валами. Как в тех случаях, когда втулка должна перемещаться вдоль вала (коробки скоростей, муфты), так и в тех, когда такого перемещения не требуется. В них нагрузка на вал и втулку распределяется равномернее, чем в шпоночных соединениях, причем концентрация напряжений меньше и обеспечивается лучшее центрирование на валу. В зависимости от профиля зубьев шлицевые соединения делят на прямобочные, эвольвентные и треугольные.

Шлицевые соединения с треугольным профилем не стандартизованы и регламентируются отраслевыми нормалями.

 

 


 

83. Типы и основные элементы шлицевых деталей и соединений: диаметры, ширина шлиц, модуль. В зависимости от профиля зубьев шлицевых соединений меняются и основные элементы. В шлицевых прямобочных соединениях это поверхности с диаметрами d и D (от 14 до 125 мм), число z (от 6 до 20) и угол γ расположения шлицев, ширина зуба b. В э вольвентных – по боковым поверхностям и наружному диаметру, в треугольных – по боковым поверхностям. Модуль для эвольвентного шлицевого соединения – это то же, что и модуль для зубчатого колеса.

Виды центрирования, принципы их выбора. Одним из основных показателей точности шлицевых соединений является концентричность сопрягаемых деталей, которая обеспечивается соосностью центрирующих поверхностей валов и втулок. Вид центрирования определяется эксплуатационными требованиями и технологическими факторами. Чтобы понять это, надо знать как изготовляются шлицевые валы и отверстия. Шлицы на валах фрезеруют либо последовательно, вырезая паз за пазом фасонной фрезой на горизонтально-фрезерном станке, либо обрабатывают сразу все шлицы червячной фрезой на зубофрезерном станке. Точность при этом получается недостаточной. При наличии термообработки накладываются погрешности от коробления детали и шлиц. Поэтому точные элементы шлицевого валика при окончательной обработке обязательно шлифуют. Шлифование боковых сторон шлиц и внутреннего диаметра у валиков не представляет особой сложности. Шлицевые отверстия во втулках сначала сверлят, а затем протягивают круглой и шлицевой протяжками. Протяжки, особенно шлицевые, - это сложный дорогостоящий высокопроизводительный инструмент. При большом числе деталей такая обработка экономична, так как сразу получается высокая точность, которая при незакаленных втулках обычно не требует последующей обработки. Следовательно, основным мотивом при выборе центрирования по d или D является возможность наиболее производительно и экономично произвести чистовую обработку посадочных поверхностей. Именно поэтому основные способы центрирования соединений с прямобочными шлицами, которые примерно равнозначны, это центрирование втулок на валах по наружному диаметру D и по внутреннему диаметру d – второй способ применяется при высокой твердости сопрягаемых поверхностей (каленую втулку можно точно обработать только по этому размеру и только шлифованием); по боковым сторонам шлиц b – применяется при невысокой точности центрирования и реверсивных ударных нагрузках и это самый простой и дешевый вид центрирования.

Разделение прямобочных шлицевых соединений на три серии (легкую, среднюю и тяжелую) позволяет при постоянном внутреннем диаметре усилить соединение при первом переходе за счет увеличения большего диаметра, а потом и увеличения числа зубьев.

У эвольвентных шлицевых соединений центрирование осуществляется по наружному диаметру, по боковым поверхностям зубьев и по внутреннему диаметру. Центрирование по внутреннему диаметру не рекомендуется. Выбор вида центрирования, как и у прямобочных шлицевых соединений у эвольвентных соединений зависит от условий эксплуатации и технологических факторов. Если материал втулки поддается обработке протягиванием или калиброванием, то по соображениям экономичности (а это всегда главное соображение) выбирают центрирование по диаметру впадин втулки Df соединения.

Эвольвентные соединения имеют следующие преимущества перед прямобочными при выборе:

- прочность зубьев выше: на изгиб – вследствие утолщения профиля зуба у основания, на смятие – вследствие большего числа зубьев по окружности;

- точность зубьев получается значительно выше при обработке на зуборежущем оборудовании методом обкатывания с помощью червячных фрез или на коротких валах – с помощью долбяков;

- эвольвентные зубья одинакового модуля нарезают одной фрезой (или долбяком), а для прямобочных шлицев нужны отдельные червячные фрезы для каждого размера соединения;

- тип посадки по боковым граням (с натягом или зазором) в некоторых пределах можно менять смещением режущего инструмента относительно вала;

- при плотной посадке по боковым граням зубья в значительной степени разгружены от изгиба; соединение работает преимущественно на срез по основанию зубьев;

- можно подвергать корригированию (смещением исходного контура, изменением коэффициента высоты зуба) для повышения прочности и получения нормальных наружных диаметров соединения;

- шлицы на валах можно подвергать доводочной обработке (шевингованию для улучшенных или нормализованных сталей, шлифованию для закаленных и химико-термически обработанных сталей), а также упрочняющему обкатыванию зубчатыми накатниками;

- в соединениях, работающих с перекосами посредством шевингования или шлифования на качающемся столе зубьям можно придать бочкообразную форму, обеспечивающую свободу перекоса.

Треугольные зубчатые шлицевые соединения применяют чаще всего вместо посадок с натягом и при тонкостенных втулках для передачи небольших крутящих моментов. Наряду с цилиндрическими соединениями применяют и конические. Обычно конусность 1: 16. Центрирование только по боковым сторонам зубьев. Часто втулка имеет разрез и стягивается на валу с помощью клеммного соединения.

 

 


 

84. Стандартизация точности шлицевых прямобочных соединений. По ГОСТ 1139-80, распространяющемся на шлицевые прямобочные соединения при расположенных параллельно оси 6 – 20 зубьях регламентирует размеры легкой, средней и тяжелой серий и три метода центрирования сопрягаемых вала и втулки. Метод центрирования по боковым сторонам зубьев обеспечивает достаточно точные поля допусков и посадки только по размеру b и гарантированные зазоры по d и D. При этом методе легко шлифовать боковые поверхности зубьев закаленного вала, но соосность невысокая, хотя производство дешевое. Методы центрирования по внутреннему или наружному диаметрам гарантируют посадку по боковым поверхностям и центрирующему диаметру и зазор по второму диаметру. Точные элементы вала при таком центрировании обязательно шлифуют. Основное преимущество центрирования по диаметрам – экономичность обработки.

Поля допусков и рекомендуемые посадки прямобочных шлицевых соединений назначают в системе отверстия. Допуски и основные отклонения размеров d, D, b назначают по ГОСТ 25346-82 равновеликимикак и для гладких соединений. Для параметров валов в стандарте приводится 20 полей допусков с использованием допусков 5 – 10 квалитетов, для параметров втулок – восемь полей допусков с использованием допусков 6 – 10 квалитетов. На рисунке 7 показано расположение полей допусков шлицевой втулки (рис. 7, а), вала (рис. 7, б) и соединения (рис. 7, в). Посадки назначают в зависимости от способа центрирования. Стандарт устанавливает для центрирующих поверхностей валов 20 полей допусков 5 – 10 квалитетов с основными отклонениями d, e, f, g и h – для образования посадок с зазорами, а также js, k, m и n – для образования посадок типа переходных. Для центрирующих поверхностей втулок установлены поля допусков H6, H7 H8 – для размеров D и d; F8, D9, D10, F10 и Js10 – для размера b. При центрировании по D и d посадки создаются не только по центрирующим поверхностям, но также и по боковым сторонам зубьев. При высоких требованиях к точности центрирования надо получать минимальные зазоры по центрирующим поверхностям. Для центрирования по внутреннему диаметру установлено 12 посадок по d и 32 посадки по ширине зубьев. Для центрирования по наружному диаметру установлено 7 посадок по D и 16 по b. Для центрирования только по b установлено 23 посадки. Для не центрирующих диаметров установлены поля допусков: для D вала - a11 и втулки - H12, для d - H11 для втулки, а у вала этот диаметр должен быть не менее диаметра, значения которого приведены в НД. При этом создаются большие зазоры.

Например: H7/f7, H7/g6 для d и D (дают соединения с зазором); H7/n6, H7/js6 для d и D (дают соединения с переходными посадками); D9/h9, F10/f9 для b. Из общего числа полей допусков и посадок НД выделяет предпочтительные и ограниченного применения.

 

 


 

85. Стандартизация точности шлицевых эвольвентных соединений оговорена ГОСТ 6033-80, распространяющемся на шлицевые эвольвентные соединения с углом профиля 300 и устанавливает исходный контур, форму зубьев, номинальные диаметры D, модуль m, число зубьев z = 6 – 82, номинальные размеры элементов и измеряемые величины при центрировании по боковым поверхностям зубьев, а также допуски и посадки.

Исходный контур, модули. Поскольку эвольвентное шлицевое соединение равносильно соединению двух зубчатых колес с наружными (вал) и внутренними (втулка) зубьями, то при одинаковом количестве зубьев на него распространены и принципы построения профиля зубьев, аналогичные тем, что используются для зубчатых колес. Так элементами эвольвентного шлицевого соединения являются: номинальный (исходный) диаметр D (от 4 до 500 мм), делительная окружная толщина зуба s и ширина впадины втулки e (номинально s=e), диаметр основной окружности db, диаметр делительной окружности d, смещение исходного контура xm, делительный окружной шаг p. Соотношения между отдельными элементами следующие: модуль как и у зубчатого колеса m = p/π (от 0,5 до 20 мм), p = 2s = 2e; диаметр делительной окружности d = mz; диаметр основной окружности db = mzcоs300; диаметр окружности впадин втулки Df = D; диаметр окружности вершин зубьев втулки Da = D – 2m; диаметр окружности впадин вала df = D – 2,2m; диметр окружности вершин зубьев вала da = D – 0,2m

Поля допусков, степени точности и рекомендуемые посадки. При центрировании по боковым сторонам зубьев используют два вида допусков (одинаковые для e и s): Te(Ts) – допуск собственно ширины впадины втулки (толщины зуба вала), контролируемый отдельно в случаях, когда не применяют комплексный калибр; Тсуммарный допуск, включающий отклонение собственно ширины впадины (толщины зуба) и отклонение формы и расположения элементов профиля впадины (зуба), контролируемый комплексным калибром.

По ширине впадины втулки установлены три степени точности (7, 9 и 11), а по толщине зуба вала – пять (7, 8, 9, 10 и 11). Величины допусков Te и Ts возрастают в зависимости от роста номера степени точности с коэффициентом 1,4. По аналогии с единой системой допусков и посадок (ЕСДП) для гладких соединений для полей допусков установлены основные отклонения, причем: одно основное отклонение Н ширины впадины е втулки и десять основных отклонений (a, c, d, f, g, h, k, n, p и r) толщины зуба s вала. Вторые отклонения получают, как в гладких цилиндрических соединениях. Чтобы отличить степень точности от квалитета, ее указывают перед буквой, обозначающей основное отклонение.

При центрировании по наружному диаметру (Df для втулки и da для вала) допуски и основные отклонения устанавливают непосредственно по ЕСДП для гладких цилиндрических соединений. Для центрирующего диаметра Df применяют поля допусков Н7 и Н8, а для диаметра da – поля допусков n6, js6, h6, g6 и f7. Предпочтительным является поле допуска Н7. В данном случае поля допусков ширины впадины втулки е и толщины зуба вала s должны соответствовать 9 или 11 степеням точности. При таком способе центрирования и плоской форме дна впадины выполняется равенство Df = Da = D.

Выбор норм точности шлицевых соединений по аналогии. Поля допусков вала и втулки по центрирующему диаметру определяют из условия точности центрирования и долговечности. Так, если шлицевое отверстие представляет собой отверстие в зубчатом колесе передачи и для этого колеса установлен допуск на радиальное биение Fr зубчатого венца, то расчетное обоснование выбора полей допусков выполняют по методике расчета точности переходных разъемных неподвижных соединений. Расчетное обоснование выбора полей допусков шлицевых соединений по долговечности еще не разработано, но, исходя из обычной интенсивности износа, можно прогнозировать, что технический ресурс соединения составит Трес = Umax/γ, где Umax - наибольший допустимый износ, γ - скорость изнашивания, определяемая как функция давления, создаваемого на изнашиваемой поверхности и скорости относительного скольжения трущихс

Поделиться:





Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2024 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...