Допуски циліндричних зубчастих коліс

Рішення: Розраховуємо інтенсивність навантаження:

= 3200 / ( ( 23 – 2∙2,5 ) ∙10^-3 ) ∙1 ∙1 ∙1  =  178 ∙10³ Н/м

Такій інтенсивності  навантаження по таблиці /дод.8/ для  зовнішнього кільця підшипника відповідає поле допуску Н7.

Для внутрішнього кільця підшипника, яке має циркулярне навантаження по таблиці /дод.9/ відповідає поле допуску валу k6.

 

7.3 Схема розміщення  полів допусків кілець підшипників  кочення і з'єднаних з ними  деталей (корпус і вал).

 

 

 

8. Вибір посадок для шпонкових з¢єднань.

 

8.1. Обґрунтування вибору посадок для шпонкових з’єднань.

Шпонкові з¢єднання призначенні для з¢єднання валів між собою за допомогою спеціальних пристроїв (муфт), а також для з¢єднання з валами, осями різних тіл обертання (зубчатих коліс ексцентриків, шківів маховиків).

Стандартизовані шпонкові з¢єднання з призматичними, сегментними і клиновими шпонками. Частіше всього застосовується група ненапружених призматичних і сегментних шпонкових з¢єднань. Використання призматичних шпонок дає можливість більш точно центрувати спряжені елементи і отримувати як нерухомі, так і ковзаючі з¢єднання.

В шпонкових з¢єднаннях вибір полів допусків шпонки і шпонкових пазів визначається з конструктивних міркувань.

Якщо матеріал втулки піддається обробці протягуванням  або калібруванням, то з міркувань економічності вибирають по зовнішньому діаметру D з¢єднань з прямобічним профілем зубців або по діаметру впадини втулки D₁ з¢єднань з евольвентним профілем зубців.

Поля допусків вала і  втулки по центруючому діаметру визначають із умови точності центрування і довговічності.

Шпонки звичайно спряжуються  по ширині з валом по нерухомій  посадці, а з втулками – по одній  з рухомих посадок. Натяг необхідний для того, щоб шпонка не переміщувалась при експлуатації, а зазор –  для компенсації уникнення неточності пазів і їх перекосів.

 

8.2. Розшифровка  позначень посадки.

1. Основні розміри призматичних шпонок і шпоночних пазів на валах і в втулках приймаємо відповідно до (СТ РЕВ 189 – 75) [5, дод.7. с.197]:

 

Діаметр вала, d	Номінальні розміри  шпонки	Інтерв. довжин l		Глибина паза		Радіус заокруглення r або фаска S1´45°
	b ´ h	від	До	На валу t1	У втулці t2	max	min
74	20 ´ 12	56	220	7,5	4,9	0,6	0,4

 

2. Граничні відхилення  параметра b (ширина шпонки ). Для вільного з’єднання стандартом передбачено [ 1, ст.113, 121 ]:

ширина шпонки 20h9_-0,052;

ширина паза вала 20Н9_-0,052;

ширина паза втулки 20D10

 

Приклад умовного позначення призматичної шпонки з розмірами:

ширина шпонки b = 20;

висота шпонки h = 12;

довжина шпонки l = 70 мм;

діаметр вала d = 74 мм;

тип з’єднання - вільне

Шпонка 20 ´ 12 ´ 70 СТ РЭВ 189-75.

Для шпонкового з¢єднання масового виробництва вибираємо посадку шпонки .

8.3. Схема розміщення полів допусків.

 

 

9. Вибір посадок для шліцьового з’єднання.

9.1. Обґрунтування вибору посадок для шліцьових з’єднань.

Шліцьові з’єднання  призначені для передачі крутячих моментів і осьових сил. Порівняно із шпонковими шліцьові з'єднання забезпечують краще центрування і більшу рівномірність розподілу навантажень по висоті зуба /шліця/, передають більші крутні моменти.

Шліцьові з'єднання  бувають з прямим, евольвентним, трикутним профілем.

Розміри елементів шліцьового з'єднання стандартизовані. Шліцьові з’єднання з прямобічним профілем виготовлять за ГОСТ 1139-80 /СТ РВ.В 187-75 1 СТ РЕВ І88-75/, а з евольвентним - за ГОСТ 6033-60 /СТ РЕВ 269-76; СТ РЕВ 268-76; СТ РЕВ 269-76/.

Шліцьові з'єднання  трикутним профілем широкого поширення не набули.

Основні параметри шліцьового з'єднання з прямобічним профілем показано на рис. 9.1.

Рис.9.1

Шліцьові з'єднання  характеризуються зовнішнім діаметром D , внутрішнім діаметром d, шириною b шліця , числом шліців /зубів/ z. 3'єднання бувають трьох серій : легкої, середньої і важкої.

Залежно від експлуатаційних  і технологічних вимог центрування  вала і втулки досягається одним  з трьох методів: за зовнішнім  діаметром D; за внутрішнім діаметром d і боковими сторонами b шліців.

Центрування за зовнішнім  діаметром D /рис.9.2,а/ рекомендується тоді, коли твердість втулки дає змогу обробляти протягуванням. Цей спосіб найбільш простий і економічний.

Центрування за внутрішнім діаметром d /рис. 9.2,б/ доцільне, коли втулка має високу твердість і точний розмір можна дістати при шліфуванні діаметра d .

Вал обробляють на шліцьошліфувальному  верстаті.

Центрування за боковими сторонами шліців /рис.9.2, в/ не забезпечує точного центрування вала і втулки, але дає найрівномірніший розподіл сил між шліцями. Метод центрування рекомендується для з'єднань у механізмах, які передають великі крутячі моменти або знакозмінні навантаження. Він забезпечує найменші зазори між боковими поверхнями зубів і западин.

 

Рис. 9.2

 

Допуски та посадки. ГОСТ 1139-80 /СТ РЕВ 187-75 і СТ РЕВ І88-75/ регламентує допуски на розміри D, d, b. Повний /сумарний/ допуск /рис.9.3/ дорівнює сумі похибок розміру, форми і розміщень поверхонь. Наприклад:

де  - відповідно похибки розмірів, форми і розміщень .

Рекомендовані поля  допусків втулок : H7, F8, D9, F10; валів: g6, js6, js7, k7, e8, f9, h9, d9, f9.

Рис.9.3

 

Стандартом передбачені  також рекомендовані поєднання  полів попусків валів і втулок, які утворюють посадки .

 

9.1.1. Визначаємо розміри елементів шліцьового з’єднання.

 

.

9.1.2. Розшифровка позначень посадки.

 

D - спосіб центрування по зовнішньому діаметру:

 

для отвору ;

для валу ;

 

z = 8 - число шліців;

d = 62 мм- внутрішній діаметр шліца;

D = 72 мм- зовнішній діаметр шліца;

b = 12 мм - ширина шліца.

Визначаємо  розмірні характеристики шліцьового з’єднання.

З’єднання з центруванням по боковим сторонам зубців D9/k7, по внутрішньому діаметру H7/g6.

 

9.2. Схема розміщення полів допусків

 

 

10. Допуски циліндричних зубчастих коліс.

10.1. Параметри точності зубчастих коліс.

Зубчасті передачі - це складні кінематичні пари, які мають ряд призначень, а саме: передача крутних моментів, зміни напрямку руху; зміни частоти обертання, перетворення обертального руху в поступальний і навпаки. Параметри точності регламентують точність окремого колеса та експлуатаційні параметри передачі за ГОСТ 1643 - 81.

Встановлено 12 ступенів точності зубчастих коліс і передач.

Для кожного ступеня точності встановлено норми допустимих відхилень параметрів, що визначають кінематичну точність , плавність роботи і контакт зубців (норми кінематичної точності, плавності роботи і контакту зубців).

 

10.2. Види спряжень  зубчастих коліс.

З метою запобігання заклинювання при перегріві передач, забезпеченню умов змащення і обмеженню мертвого ходу при реверсуванні у передачі повинен бути боковий зазор j_n (між неробочими профілями зубців спряжених коліс). Передбачено 6 видів спряжень, які визначають різні значення j_{n min}. Кожний вид спряження має умовну назву, символ і передбачає різні значення зазору, а саме: вид А - збільшений; В - нормальний; С - зменшений; D - малий; Е - особливо малий; Н - нульовий.

 

10.3. Вибір параметрів зубчастого колеса.

Для  нормальної  роботи  зубчатого  зачеплення  приймаємо  такі спряження: 8-7-7-В,

де: 8 - ступінь по нормам кінематичної точності;

7 - ступінь точності  по нормам плавності;

7 - ступінь  точності  по нормам контакту зубців;

В - вид спряження зубців.

Вихідні дані:

Ділильний діаметр d= 245 мм;

Міжосьова відстань а = 210 мм

Приймаємо, що m = 5, тоді z = d/m = 245/5 = 49.

Визначаємо довжину  спільної нормалі:

W = m × W₁,

де W₁ – довжина спільної нормалі при m=1 мм.

W₁ = 13,97084 при z_n = 5                                                 (2, стор. 360, табл.5.30).

Тоді W = m × W₁ = 5 × 13,97084 = 69,8542 мкм.

Визначення допуску  на середню довжину загальної  нормалі:

T_Wmi = 100 мкм                                                                  (2, стор. 344, табл.5.21).

 

Визначення найменшого відхилення середньої довжини загальної  нормалі:

.

E¢_Wms = 140 мкм                                                              (2, стор. 342, табл. 5.19 ).

E¢¢_Wms = 18 мкм при F_r = 71мкм.

F_r = 71 - допуск на радіальне биття зубця                     (2, стор. 317, табл. 5.7 ).

Тоді Е_ms = - (140 +18) = –158 мкм.

Визначення нижнього відхилення середньої довжини загальної  нормалі:

.

Отже довжина загальної  нормалі:

69,8542

.

Визначення гарантованого  бокового зазору :

j_n = j_n1 + j_n2

j_n1 = a (a₁ ∙ (t₁ – 20°) - a₂ ∙ (t₂ – 20°)) ∙ 2sina,

де а - між осьова відстань;

a₁,a₂ - коефіцієнти лінійного розширення:

a₁ = 11,5 × 10^-6 ° С^-1 - для стальних коліс;

a₂ = 10,5 × 10^-6 ° С^-1 - для чавунного корпусу             (1, стор. 188, табл. 1.62 );

t₁, t₂ - граничні температури зубчастого колеса і корпуса відповідно

t₁ = 75 °С ; t₂ = 50 °С.

j_n1 = 210∙(11,5 × 10^-6 × 55 - 10,5 × 10^-6 × 30) × 0,684 = 80,807 мкм;

j_n2 = (10...30) m = 20 × 5 = 100 мкм;

j_n = 80,807 + 100 = 180,807 мкм;

По (2, стор. 336, табл. 5.17 ) вибираємо j_{n min} = 185 мкм.

j_{n min} = 185мкм ³ j_n.

Отже, умова виконується: 185> 180,807

 

10.4. Схема призначення допусків на боковий зазор.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

j_{n min} - величина гарантованого ( найменшого ) бокового зазору; T_jn - допуск на боковий зазор.

 

 

Список літератури

 

 

1. Допуски и посадки: Справочник /В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.В.  Романов, В.А. Врагинский. Л.: Машиностроение, 1982. – ч.1
2. Допуски и посадки: Справочник /В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.В. Романов, В.А. Врагинский. Л.: Машиностроение, 1983. – ч.2
3. Якушев А. И., Воронцов Л.Н., Федотов Н.М., Взаимозаменяемость,

стандартизация и технические  измерения. - М.: Машиностроение, 1986.

4. Дунаев П.Ф., Дедиков О.П., Варламова Л.П.. Допуски и посадки Обоснование выбора. - М.: Высш. школа, 1984.
5. СТ СЭВ 144-75. Единая система допусков и посадок СЭВ. Поля допусков и рекомендуемые посадки.
6. СТ СЭВ 368-76. Единая система конструкторской документации. Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей.
7. СТ СЭВ 638-77. Шероховатость поверхности. Параметры, характеристики и обозначения.
8. ГОСТ 2.105-68. Форма для текстовых конструкторских документов.