О П И С А Н И Е 359500
Союз Советских
Социалистических
Республик
Зависимое от авт. свидетельства №
Заявлено 16.VI.1970 (№ 1449690i25-28) с присоединением заявки №
М. Кл. G 01Ь 5/14
Комитет по делам изобретений и открытий при Совете Министров
А. Ю. Лядов и В. С. Корепанов
Алтайский моторный завод
Заявитель
СПОСОБ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ВЕЛИЧИНЫ БОКОВОГО ЗАЗОРА
Изобретение относится к области контроля в машиностроении, а именно к определению бокового зазора в зубчатом зацеплении для случаев размещения зубчатых колес в разъединяющихся корпусах, плоскость разъединения которых не проходит через оси сопрягаемых колес.
Существует ряд способов для определения величины бокового зазора в зубчатом зацеплении, заключающихся в измерении геометрических параметров элементов зацепления с последующим расчетом величины бокового зазора.
Недостатком известных способов является невозможность определить предлагаемый боковой зазор в зубчатых колесах до соединения частей корпуса между собой — этим обусловливается высокая трудоемкость подбора и регулировки величины бокового зазора, так как требуется многократная сборка-разборка с подбором соединяемых узлов.
Целью настоящего изобретения является создание такого способа получения величин, составляющих боковой зазор, который позволил бы уменьшить трудоемкость сборки колес зубчатого зацепления.
Для этой цели замеряют величины отклонения профиля впадины зубчатого колеса относительно общей плоскости разъема одного из корпусов от расчетного, затем замеряют величину отклонения профиля впадины относительно общей плоскости разъема второго из корпусов от расчетного, а величину бокового зазора определяют как произведение алгебра5 ической суммы замеренных величин отклонений размеров от расчетных, умноженное на синус угла зацепления по формуле; S=2a sinn, где S — величина бокового зазора; а — угол зацепления зубчатых колес; а — алгебраическая сумма отклонений размеров от расчетных.
Процесс определения бокового зазора поясняется чертежом.
На фиг. 1 изображен один из сопрягаемых
15 узлов с зубчатым колесом и измерительным элементом; на фиг. 2 изображен второй из сопрягаемых узлов со вторым колесом и измерительным элементом.
Н, — теоретический, расчетный размер от общей плоскости разъединения корпусов до положения зажимаемого измерительным элементом 1 во впадине зубчатого колеса 2;
Но, — действительный размер от общей плоскости разъединения корпусов до положения, занимаемого измерительным элементом 1 во впадине зубчатого колеса 2; а, — величина отклонения в расположен30 ном профиле впадины зубчатого ко359500 аз = ̈́— Н, Ф1/д. f
Изд. Иа 1787
Подписное
Заказ 3968/1
Типография, пр. Сапунова, 2 леса 2 относительно общей плоскости разъема корпусов; определяется по формуле: а,=Н,— На, Нр, — теоретический, расчетный размер от общей оси разъединения корпусов до положения, занимаемого измерительным элементом 1 во впадине зубчатого колеса 8; 10
Нв, — действительный размер от общей плоскости разъединения корпусов до положения, занимаемого измерительным элементом 1 во впадине зубчатого колеса 3; 15
a> — величина отклонения в расположении профиля впадины зубчатого колеса 8 относительно общей плоскости разьема корпусов; определяется по формуле: гю
Таким образом, общая сумма отклонений двух замеров составляет:
Определение величины бокового зазора в зубчатом зацеплении осуществляется следующим образом.
Вначале определяют по чертежу расчетные величины Н, и Н, затем измерительным устройством определяют их действительные величины На, и На„после чего находят соответствующие отклонения а> и а, а зазор определяют по формуле:
5 = 2аяпа, где $ — величина бокового зазора, а — сумма отклонений двух замеров, сс — угол зацепления зубчатой передачи.
П р едм ет изобретения
Способ определения величины бокового зазора в зубчатом зацеплении, заключающийся в том, что измеряют геометрические параметры элементов зацепления и расчетом определяют величину бокового зазора, отличающийся тем, что, с целью получения величин, составляющих боковой зазор в зубчатом зацеплении с зубчатыми колесами, размещенными в разъединяющихся корпусах, плоскость разьединения которых не проходит через оси сопрягаемых зубчатых колес, замеряют величину отклонения расположения профиля впадины зубчатого колеса относительно общей плоскости разъема одного из корпусов от расчетного, затем замеряют величину отклонения профиля впадины относительно общей плоскости разъема второго из корпусов от расчетного, а величину бокового зазора определяют как произведение алгебраической суммы замеренных величин отклонений размеров от расчетных, умноженное на синус угла зацепления по формуле.
Значение бокового зазора состоит в том, что в у становившемся режиме работы зубчатые колеса имеют более высокую температуру, чем корпус и расширяются больше, чем увеличивается расстояние между их опорами, так как тепло образуется в зоне контакта зубьев и отводится через плоскость. Эта разность расширения должна быть скомпенсирована боковым зазором. Он также необходим для создания нормальных условий смазки, компенсации погрешностей изготовления и монтажа передачи, ограничения мертвого хода при реверсировании передачи.
Боковой зазор (рис. 12.5) определяется в сечении, перпендикулярном к направлению оси зубчатых колес, в плоскости, касательной основным цилиндрам.
Рис. 12.5.
При определении норм бокового зазора принято у словие, что допуск зазора должен зависеть от величины гарантированного зазора, т.е. чем больше гарантированный зазор, тем больше допуск зазора. Это позволяет расширить поля допусков на изготовление зубчатых колес с большими гарантированными зазорами.
Гарантированный боковой зазор обозначается j и ограни- чивается допуском Т и.
Номинальным положением исходного контура называется его условное положение относительно оси вращения колеса, соответствующее плотному (беззазорному) зацеплению в передаче при номинальном положении исходного контура второго колеса и номинальном межосевом расстоянии.
Практически это такое положение зуборезного инструмента (червячной модульной фрезы, долбяка, рейки и др.) относительно заготовки колеса на станке, при котором толщина зуба колеса будет иметь номинальную расчетную величину, обеспечивающую плотное зацепление с парным колесом при номинальной толщине его зубьев и номинальном межцентровом расстоянии.
Для компенсации погрешностей изготовления и монтажа колес создается гарантированный боковой зазор, который достигается смещением зуборезного контура в тело колеса, обеспечивая получение действительной толщины зуба меньше номинальной.
Дополнительное смещение исходного контура Е - дополнительное смещение исходного контура от его номинального положения в тело зубчатого колеса, осуществляемое с целью обеспечения в передаче гарантированного бокового зазора (рис. 12.6).
Рис. 12.6.
Наименьшая величина этого смещения назначается в виде зависимости степени точности по нормам плавности и вида сопряжения и обозначается:
- для зубчатых колес с внешними зубьями -E Hs ;
- для зубчатых колес с внутренними зубьями +Е г Предельные отклонения измерительного межосевого расстояния
- (верхнее +E a „ s и нижнее -Е - разность между допускаемыми наибольшими или соответственно наименьшими измерительными и номинальным межосевым расстояниями (рис. 12.7).
Рис. 12.7. Измерительное межосевое расстояние
Под номинальным измерительным межосевым расстоянием понимается межосевое расстояние при беззазорном зацеплении измерительного колеса с контролируемым, имеющим наименьшее дополнительное смещение исходного контура и лишенного погрешностей.
Независимо от степеней точности (рис. 12.8) зубчатых колес и передач установлены шесть видов сопряжений зубчатых колес в передачах А, В , С, D, Е, Н и восемь видов допуска T jn на боковой зазор х, у, z, а , b, с, d , И.
Рис. 12.8.
виды сопряжений (табл. 12.1).
Таблица 12.1
Виды сопряжений и степени точности
При отсутствии специальных требований, видам сопряжений Ни Е соответствует вид допуска на боковой зазор И, а видам сопряжений D , С, В, Л - соответственно d, с, Ь, а.
Допускается изменение соответствия между видом сопряжения зубчатых колес и видом допуска на боковой зазор. При этом могут быть использованы виды допусков х, у, z.
Установлено шесть классов отклонений межосевого расстояния, обозначаемых в порядке убывания точности римскими цифрами I, II, III, IV, V, VI.
Гарантированный боковой зазор в каждом сопряжении обеспечивается при соблюдении предусмотренных классов отклонений межосевого расстояния (для сопряжений Н иЕ - II класса, а для сопряжений D, С, В, А классов III, IV, V и VI - соответственно) (табл. 12.2).
Допускается изменять соответствие между видом сопряжения и классом отклонения межосевого расстояния.
Класс отклонений межосевого расстояния использу ется при изменении соответствия между видом сопряжения и классом отклонения межосевого расстояния.
При выборе более грубого класса отклонений межосевого расстояния, чем предусмотрено для данного вида сопряжения, уменьшенный гарантированный боковой зазор рассчитывается по формуле
где j mjn и / - табличные значения гарантированного бокового зазора и предельного отклонения межосевого расстояния для данного вида сопряжения (табл. 13 ГОСТ 1643-81); y" min - рассчитанный гарантированный боковой зазор; /" - отклонение межосевого расстояния для более грубого класса точности.
Например: при заданном межосевом расстоянии a w = 126 мм принят вид сопряжения D и IV класс отклонения межосевого расстояния.
Необходимо найти j" nmin для этого случая.
По таблице 13 ГОСТ 1643-81 находим для сопряжения D и a w = 126 мм:
Для IV класса точности из той же таблицы
При принятии более точного класса отклонений межосевого расстояния наименьший боковой зазор в передаче будет больше бокового зазора, приведенного в стандарте. При этом его величина рассчитывается по той же формуле.
Боковой зазор j n между неработающими профилями зубьев сопряженных колес определяют в сечении, перпендикулярном направлению зубьев, в плоскости, касательной к основным цилиндрам (рисунок 36). Этот зазор необходим для устранения заклинивания при нагреве передачи (температурная компенсация), размещения слоя смазки, а также для компенсации погрешностей изготовления и сборки. Боковой зазор приводит к появлению при реверсировании передач мертвого хода, величину которого ограничивают для уменьшения ударов по нерабочим профилям зубьев. Теоретическая зубчатая передача является двухпрофильной и беззазорной (j n = 0). Реальная передача должна иметь боковой зазор.
Минимальная величина бокового зазора j n min определяет вид сопряжения зубьев. Стандартами предусматривается шесть видов сопряжения: А (с увеличенным гарантированным зазором j n min для 3-12 степеней точности), В (с нормальным гарантированным зазором, 3-11), С, D (с уменьшенным j n min , 3-9, 3-8), Е (с малым j n min , 3-7), Н (нулевым j n min , 3-7).
Установлено восемь видов допусков Тj n бокового зазора (при этом Тj n =
j n min - j n max): h, d, c, b, a, z, y, x. Допуски расположены в порядке возрастания. Видам сопряжения Н и Е соответствует вид допуска h, видам сопряжения D, С, В, А – соответственно d, c, b , a. Допускается по технологическим или иным соображениям менять соответствие видов сопряжения и допуски бокового зазора, используя также виды допуска z, y, x (см. рисунок 36).
Установлено шесть классов отклонений межосевых расстояний, обозначаемых в порядке убывания точности римскими цифрами от 1 до Y1. Гарантированный боковой зазор обеспечивается при соблюдении установленных для данного вида сопряжения классов отклонений межосевого расстояния (Н, Е –II класс, D, C, B, A – III, IY, Y, YI классы).
Минимальный боковой зазор j n min должен учитывать температурную компенсацию j nt и слой смазки см:
j n min = j nt + см. (3.156)
Рисунок 36 – Боковой зазор в зубчатой передаче
Необходимую температурную компенсацию можно рассчитать, зная температуру колеса t кол и корпуса передачи t пер и учитывая, что боковой зазор j n измеряют под углом профиля :
t = a w [ кол (t кол – 20 0) - кор (t кор – 20 0)],
где w – межосевое расстояние, I – коэффициенты линейного расширения ( кол – колеса, кор – корпуса).
Учитывая, что толщина смазки должна составлять от 0,01 до 0,03 модуля, получим, что минимальный (гарантированный) боковой зазор j n min должен быть равен
j n min = (0,01 0,03) m + a w [(( кол (t кол –20 0) - пер (t пер – 20 0) 2sin (3.157)
Сопряжение вида В гарантирует боковой зазор, при котором исключается заклинивание зубьев передачи от нагрева при разности температур колес и корпуса 25 0 С (см. рисунок 36).
Как следует из сказанного, вид сопряжения зубьев назначается расчетным или опытным путем независимо от степеней точности. Допустимые погрешности изготовления или монтажа зубчатой передачи, зависящие от степеней точности, сказываются на максимальной величине бокового зазора.
Существуют три метода обеспечения бокового зазора: регулирование расстояния между осями передачи, применение при изготовлении специального инструмента с утолщенными зубьями и метод радиального смещения исходного контура рейки зубонарезного инструмента.
Первый метод практически не применяют, т.к. перемещение рабочих валов для получения бокового зазора приводит к уменьшению активной части профиля и коэффициента перекрытия; этот метод невозможен при нескольких парах сопряженных зубьев, сидящих на двух параллельных валах, так как отрегулированный боковой зазор одной пары шестерен дает неприемлемые значения для остальных пар шестерен.
Второй метод получения “тонких” зубьев шестерен за счет увеличения толщины режущих зубьев инструмента (фрез, реек и т.д.) ведет к увеличению номенклатуры и удорожанию инструмента.
Третий метод получил преимущественное распространение, так как использует стандартный инструмент и позволяет обеспечивать любые боковые зазоры за счет дополнительного смещения зубонарезного инструмента в “тело” заготовки. Наименьший боковой зазор создается за счет уменьшения толщины зуба по постоянной хорде Е с методом радиального смещения исходного контура на величину Е Н. Дополнительное уменьшение толщины зуба по хорде на величину допуска Т с происходит за счет допуска на смещение исходного контура Т Н, что вызывает соответствующее увеличение бокового зазора. Зависимости, характеризующие изменение бокового зазора от смещения исходного контура и утонения зуба показана на рисунке 36:
j n min = 2 Е Н sin; (3.158)
E C = 2E H tg. (3.159)
Таким образом,
боковой зазор определяется смещением
исходного контура Е Н,
межосевым расстоянием а
(для него установлены отклонения f a),
толщиной зуба на делительной окружности
или постоянной хордой зуба 
При наличии радиального биения F r толщины зубьев не остаются постоянными, но изменяются с приближением и удалением к ведущему колесу, поэтому Т Н F r:
Т Н = 1,1 F r + 20. (3.160)
Боковой зазор состоит из гарантированного бокового зазора j n min и бокового зазора j n 1 для компенсации погрешности изготовления и монтажа (1 и 2 – колесо и шестерни):
j n min + j n1 = (Е Н 1 + Е Н 2)2 sin. (3.161)
Принимая смещение колеса и шестерни приблизительно одинаковыми
Е Н 1 Е Н 2 Е Н, получим ( = 20 0):
Боковой зазор j n 1 учитывает отклонения межосевого расстояния f a , шага зацепления f p в двух колес, отклонения направления F двух колес, отклонения от параллельности f x и перекоса осей f у, j n 1 равен при квадратичном суммировании:
Наибольший боковой зазор является замыкающим звеном сборочной размерной цепи, составляющими звеньями которой будут отклонения межосевого расстояния и смещения исходных контуров:
j n max = j n min + (Т Н 1 + Т Н 2 + 2f a) 2sin. (3.164)
Учитывая производственные потребности, для характеристики бокового зазора применяют следующие показатели:
наименьшее смещение исходного контура Е Н (допуск Т Н );
наименьшее отклонение толщины зуба Е С (допуск Т С = 0,73 Т Н );
наименьшее отклонение средней длины общей нормали Е wm (допуск Т wm );
наименьшее отклонение длины общей нормали Е w (допуск Т w );
предельные отклонения измерительного межосевого расстояния Е а`` (+ E a `` s и -Е а`` I ).
Нормаль W – расстояние между разноименными боковыми поверхностями группы (2, 3 и т.д.) зубьев.
Измерительное
межосевое расстояние – расстояние
беззазорного сопряжения зубьев
контролируемого колеса и измерительного
колеса; E a `` s =
(колебание
измерительного расстояния на одном
зубе); E a `` I
= -Т Н.
При разработке чертежей зубчатых колес, корпусов редукторов, приводов и т.д. применяются показатели w (E w , T w), S c (E c , T c), f a (рисунок 36).
При контроле зубчатых колес используют комплексы показателей, которые установлены для различных степеней точности. Комплексы контроля являются равноправными, но не равноценными. Первый из них (для каждой нормы, образованный одним комплексным показателем, дает наиболее полную оценку точности колеса). Каждый последующий характеризует значительную долю основной погрешности или отдельные ее части.
Выбор того или иного комплекса контроля зависит от назначения и точности зубчатых колес и передач (принцип инверсии), их размеров, практики контроля, объема и условий производства и др. Для выбранного комплекса на чертеже зубчатого колеса с нестандартным исходным контуром указывают необходимые допуски и отклонения и колесо контролируют по всем параметрам.
В чертежах зубчатых колес со стандартным исходным контуром (рисунок 37), показатели комплекса конструктор не указывает; эти показатели назначаются технологическими службами.
Контроль зубчатых колес может быть приемочный, профилактический и технологический.
Приемочный контроль – контролируют показатели комплекса.
Профилактический – отладка технологических процессов и выявление причин брака.
Для контроля кинематической точности используют приборы для измерения кинематической погрешности колес, измерительного межосевого расстояния, накопленной погрешности шагов, радиального биения, колебания длины общей нормали, погрешности обката.
При контроле плавности работы применяют приборы для измерения местной кинематической и циклических погрешностей, шага зацепления, погрешности профиля, отклонений углового шага.
При контроле полноты контакта применяют приборы для измерения суммарного пятна контакта, осевого шага, направления зуба, погрешности формы и расположения контактной линии.
При контроле бокового зазора измеряют приборами смещение исходного контура, отклонение измерительного межосевого расстояния, отклонение средней длины общей нормали, толщину зуба (в том числе штангензубомерами).
Рисунок 37 – Зубчатое колесо
Для
устранения возможного заклинивания
при нагреве передачи, обеспечения
условий протекания смазочного материала
и ограничения мертвого хода при
реверсировании отсчетных и делительных
реальных передач они должны иметь
боковой зазор j n (между
нерабочими профилями зубьев сопряженных
колес). Этот зазор необходим также для
компенсации погрешностей изготовления
и монтажа передачи. Боковой зазор
определяют в сечении, перпендикулярном
к направлению зубьев, в плоскости,
касательной к основным цилиндрам
(рисунок 8.2.13).
Рисунок
8.2.13
Боковой
зазор обеспечивается путём радиального
смещения исходного контура рейки
(зуборезного инструмента) от его
номинального положения в теле
колеса.
Система
допусков на зубчатые передачи устанавливает
гарантированный боковой зазор j nmin ,
которым является наименьший предписанный
боковой зазор, не зависящий от степени
точности колес и передач. Он определяется
по формуле:
где
V – толщина слоя смазочного материала
между зубьями; a ω -
межосевое расстояние; α 1 и
α 2 –
температурные коэффициенты линейного
расширения материала колес и корпуса;
Δt° 1 и
Δt° 2 –
отклонение температур колеса и корпуса
от 20°C; α – угол профиля исходного
контура.
Толщину
слоя смазки ориентировочно принимают
в пределах от 0,01m (для тихоходных
кинематических передач) до 0,03m (для
высокоскоростных передач).
Для
удовлетворения требований различных
отраслей промышленности, независимо
от степени точности изготовления колес
передачи, предусмотрено шесть видов
сопряжений, определяющих различные
значения j nmin:
A, B,C, D, E, H (рисунок 8.2.14).
Рисунок
8.2.14
Установлено
шесть классов отклонений межосевого
расстояния, обозначаемых в порядке
убывания точности римскими цифрами от
I до VI. Гарантированный боковой зазор в
каждом сопряжении обеспечивается при
соблюдении предусмотренных классов
отклонений межосевого расстояния (для
сопряжений H и E - II класса, для сопряжений
D, C, B и А - классов III, IV, V и VI соответственно).
Соответствие видов сопряжений и указанных
классов допускается изменять.
На
боковой зазор установлен допуск T jn ,
определяемый разностью между наибольшим
и наименьшим зазорами. По мере увеличения
бокового зазора увеличивается допуск
T jn .
Установлено восемь видов допуска T jn на
боковой зазор: x, y, z, a, b, c, d, h. Видам
сопряжений Н и Е соответствует вид
допуска h, видам сопряжений D, C, B и A -
соответственно виды допусков d, c, b и a.
Соответствие видов сопряжений и видов
допусков T jn допускается
изменять используя при этом и виды
допуска z, y и x.
Биение
зубчатого венца определяется
как разность наибольшего и наименьшего
показаний индикатора при расположении
наконечника во всех впадинах контролируемого
колеса.
Стандартизованными параметрами, характеризующими зубчатую передачу являются:
Модуль зубьев,
Передаточное число,
Межосевое расстояние.
Червячные передачи относятся к зубчато-винтовым. Если в зубчато-винтовой передаче углы наклона зубьев принять такими, чтобы зубья шестерни охватывали ее вокруг, то эти зубья превращаются в витки резьбы, шестерня - в червяк, а передача - из винтовой зубчатой в червячную. Преимущество червячной передачи по сравнению с винтовой зубчатой в том, что начальный контакт звеньев происходит по линии, а не в точке. Угол скрещивания валов червяка и червячного колеса может быть каким угодно, но обычно он равен 90°.
Коническая зубчатая передача
Если угол между осями равен 90°, то коническую зубчатую передачу называют ортогональной . В общем случае в неортогональной передаче угол, дополненный до 180° к углу между векторами угловых скоростей извеньев1 и 2, называют межосевым углом Σ
33\34 . Нормирование параметров размерного взаимодействия в шпоночных соединениях
ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Назначение шпоночных соединений Шпоночные соединения предназначены для получения разъёмных соеди-нений, передающих крутящие моменты. Они обеспечивают вращение зубчатых колес, шкивов и других деталей, монтируемых на валы по переходным посад-кам, в которых наряду с натягами могут быть зазоры. Размеры шпоночных со-единений стандартизированы. Различают шпоночные соединения с призматическими (ГОСТ 23360), сегментными (ГОСТ 24071), клиновыми (ГОСТ 24068) и тангенциальными (ГОСТ 24069) шпонками. Шпоночные соединения с призматическими шпонка-ми применяются в малонагруженных тихоходных передачах (кинематические цепи подач станков), в крупногабаритных изделиях (кузнечно-прессовое обо-рудование, маховики двигателей внутреннего сгорания, центрифуги и др.). Клиновые и тангенциальные шпонки воспринимают осевые нагрузки при ре-версах в тяжело нагруженных соединениях. Наиболее широкое использование получили призматические шпонки. Конструктивное исполнение и размеры призматических шпонок Призматические шпонки имеют три исполнения. Вид исполнения шпонки определяет форму паза на валу. Исполнение 1 для закрытого паза, для нормального соединения в усло-виях серийного и массового типов производства; исполнение 2 для открыто-го паза с направляющими шпонками, когда втулка перемещается вдоль вала при свободном соединении; исполнение 3 для полуоткрытого паза со шпон-ками, установленными на конце вала с плотным соединением напрессованной втулки на вал в единичном и серийном типах производства. Размеры шпонки зависят от номинального размера диаметра вала и опре-деляются по ГОСТ 23360. Примеры условных обозначений шпонок: 1. Шпонка 16 х 10 х 50 ГОСТ 23360 (шпонка призматическая, исполнение 1; b х h = 16 х 10, длина шпонки l = 50). 2. Шпонка 2 (3) 18 х 11 х 100 ГОСТ 23360 (шпонка призматическая, испол-нение 2 (или 3), b х h = 18 х 11, длина шпонки l = 100). Посадки шпонок и рекомендации по выбору полей допусков Основным посадочным размером является ширина шпонки b. По этому размеру шпонка сопрягается с двумя пазами: пазом на валу и пазом во втулке. Шпонки обычно соединяются с пазами валов неподвижно, а с пазами втулок с зазором. Натяг необходим для того, чтобы шпонки не перемещались при эксплуатации, а зазор для компенсации неточности размеров и взаимного расположения пазов. Шпонки вне зависимости от посадок изготавливаются по разме-ру b с допуском h9, что делает возможным их централизованное изготовление. Остальные размеры менее ответственны: высота шпонки по h11, длина шпонки по h14, длина паза под шпонку по Н15 . Посадки шпонок осуществляются по системе вала (Сh). Стандартом до-пускаются различные сочетания полей допусков для пазов на валу и во втулке с полем допуска шпонки по ширине. Свободное соединение используется для направляющих длинных шпонок; нормальные применяются наиболее часто для крепёжных шпонок, установлен-ных в середине вала; плотное соединение – для шпонок на конце вала. Основные требования при оформлении поперечных сечений соединения с призматической шпонкой и деталей участвующих в них Предельные отклонения размеров, выбранных полей допусков, опреде-лять по таблицам ГОСТ 25347. При выполнении поперечного сечения шпоночного соединения необхо-димо указать посадки, а у шпонки – поля допусков на размеры b и h шпонки в смешанном виде и шероховатости поверхностей. На чертежах поперечных сечений вала и втулки необходимо указать шероховатости поверхностей, поля допусков на размеры b, d и D в смешанном виде, а также нормировать размеры глубины пазов: на валу t1 – предпочтительный вариант или (d – t1) c отрица-тельным отклонением и во втулке (d + t2) – предпочтительный вариант или t2 c положительным отклонением. В этом и другом случае отклонения выбираются в зависимости от высоты шпонки h . Кроме этого на чертежах по-перечных сечений вала и втулки необходимо ограничивать допусками точность формы и взаимного расположения. Предъявляются требования по допустимым отклонениям от симметричности шпоночных пазов и параллельности плоско-сти симметрии паза относительно оси детали (базы). При наличии в соединении одной шпонки допуск параллельности принимать равным 0,5IT9, допуски симетричности – 2IT9, а при двух шпонках, расположенных диаметрально, – 0,5 IT9 от номинального размера b шпонки. Допуски симметричности могут быть зависимыми в крупносерийном и массовом производстве.
Типы боковых зазоров (определяются для каждого зубчатого колеса в наборе зубчатых колес)
Реальные зубчатые колеса должны производиться со специальными допустимыми боковыми зазорами. Определите допустимые значения, исходя из своих рабочих условий.
В цилиндрических и косозубых зубчатых зацеплениях существует два способа определения необходимого значения бокового зазора. Во-первых, уменьшите толщину зуба, погрузив пуансон в пустую форму на глубину, превышающую теоретически допустимую по стандарту. Во-вторых, увеличьте межосевое расстояние по сравнению с рассчитанным теоретически.
При задании бокового зазора, учитывайте следующие факторы:
- Пространство, необходимое для смазки.
- Дифференциальное расширение между компонентами зубчатого колеса и кожухом.
- Ошибки в расчетах. Недостаточность обоих колес, ошибки профиля, шаг, толщина зуба, угол наклона зуба и межосевое расстояние. Чем меньше величина бокового зазора, тем более точной будет машинная обработка зубчатого колеса.
- Условия работы, например, частое реверсирование или избыточная нагрузка.
Размер бокового зазора не должен быть слишком велик для соответствия требованиям работы. Убедитесь, что он достаточен для того, чтобы затраты на машинную обработку не превысили необходимые.
Традиционно устанавливается половина значения допуска для бокового зазора на толщину зубьев каждого зубчатого колеса из пары. Однако существуют исключения. Например, в шестернях, имеющих малое количество зубьев, используются все допустимые значения для ведомого зубчатого колеса. В результате не происходит ослабления зуба шестерни.
- Круговой боковой зазор j t [мм/дюймы]
- Нормальный боковой зазор j n [мм/дюймы]
- Центральный боковой зазор j r [мм/дюймы]
- Угловой боковой зазор j Θ [град]
| Типы зацепления зубчатых колес | Отношение между круговым направлением j t и нормальным направлением j n | Отношение между круговым направлением j t и центральным направлением j r | Отношение между круговым направлением j t и угловым боковым зазором j Θ |
|---|---|---|---|
| Цилиндрическое зубчатое зацепление | j n = j t cos α | ||
| Косозубое цилиндрическое зубчатое колесо | j nn = j tt cos α n cos β |
|
|
|
Боковой зазор зацепления косозубого колеса
Для косозубых колес имеется два вида боковых зазоров, относящихся к интервалу зуба. Существует поперечное сечение в нормальном направлении поверхности зубьев “n” и поперечное сечение в перпендикулярном направлении к оси “t”.
|
j nn |
Боковой зазор в направлении, перпендикулярном по отношению к поверхности зуба |
|
j nt |
Боковой зазор в круговом направлении в поперечном сечении, перпендикулярном по отношению к зубу |
|
j tn |
Боковой зазор в направлении, перпендикулярном по отношению к поверхности зуба в поперечном сечении, перпендикулярном оси |
|
j tt |
Боковой зазор в круговом направлении, перпендикулярном оси |
|
В плоскости нормали к зубу: |
j nn = j nt cos α n |
Загрузка...