Боковой зазор в зубчатой передаче. Выверка зубчатых передач. Боковой зазор зацепления косозубого колеса

Глава 1 ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ

ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ О ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧАХ

Зубчатая передача состоит из пары находящихся в зацеплении зубчатых колес или зубчатого колеса и рейки. В первом случае она служит для передачи вращательного движения от одного вала к другому, во втором - для превращения вращательного движения в поступательное.

В машиностроении применяют следующие виды зубчатых передач: цилиндрические (рис. 1) при параллельном расположении валов; конические (рис. 2, а) при пересекающихся и перекрещивающихся валах; винтовые и червячные (рис. 2, б и в) при перекрещивающихся валах.

Зубчатое колесо, передающее вращение, называют ведущим, приводимое во вращение - ведомым. Колесо зубчатой пары с меньшим числом зубьев называют шестерней, сопряженное с ним парное колесо с большим числом зубьев - колесом.

Отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни называют передаточным числом:

Кинематической характеристикой зубчатой передачи является передаточное отношение i , представляющее собой отношение угловых скоростей колес, а при постоянном i - и отношение углов поворота колес

Если при i не стоят индексы, то под передаточным отношением следует понимать отношение угловой скорости ведущего колеса к угловой скорости ведомого.

Зубчатое зацепление называют внешним, если оба зубчатых колеса имеют внешние зубья (см. рис. 1, а, б), и внутренним, если одно из колес имеет внешние, а второе - внутренние зубья (см. рис. 1, в).

В зависимости от профиля зубьев колес различают зацепления трех основных видов: эвольвентные, когда профиль зуба образован двумя симметричными эвольвентами; циклоидальные, когда профиль зубьев образован циклоидальными кривыми; зацепления Новикова, когда профиль зуба образован дугами окружности.

Эвольвентой, или разверткой окружности, называется кривая, которую описывает точка, лежащая на прямой (так называемой производящей прямой) линии, касательной к окружности и перекатываемой по окружности без скольжения. Окружность, разверткой которой является эвольвента, называют основной окружностью. С увеличением радиуса основной окружности кривизна эвольвенты уменьшается. При радиусе основной окружности, равном бесконечности, эвольвента превращается в прямую, что соответствует профилю зуба рейки, очерченному по прямой.

Наиболее широкое применение находят зубчатые передачи с эвольвентным зацеплением, которое имеет следующие преимущества перед другими видами зацепления: 1) допускается небольшое изменение межосевого расстояния при неизменном передаточном отношении и нормальной работе сопряженной пары зубчатых колес; 2) облегчается изготовление, так как одним и тем же инструментом можно нарезать колеса

Рис. 1.

Рис. 2.

с различным числом зубьев, но одинакового модуля и угла зацепления; 3) колеса одного и того же модуля сопрягаются между собой независимо от числа зубьев.

Приведенные ниже сведения относятся к эвольвентному зацеплению.

Схема звольвентного зацепления (рис. 3, а). Два колеса с эвольвентными профилями зубьев соприкасаются в точке А, находящейся на линии центров О 1 О2 и называемой полюсом зацепления. Расстояние aw между осями колес передачи по межосевой линии называют межосевым расстоянием. Через полюс зацепления проходят начальные окружности зубчатого колеса, описанные вокруг центров О1 и О2 и при работе зубчатой пары перекатывающиеся одна по другой без скольжения. Понятие о начальной окружности не имеет смысла для одного отдельно взятого колеса, и в этом случае применяют понятие о делительной окружности, на которой шаг и угол зацепления колеса соответственно равны теоретическому шагу и углу зацепления зуборезного инструмента. При нарезании зубьев методом обкатки делительная окружность представляет собой как бы производственную начальную окружность, возникающую в процессе изготовления колеса. В случае передачи без смещения делительные окружности совпадают в начальными.

Рис. 3. :

а - основные параметры; б - инволюта; 1 - линия зацепления; 2 - основная окружность; 3 - начальная и делительная окружности

При работе цилиндрических зубчатых колес точка касания зубьев перемещается по прямой MN, касательной к основным окружностям, проходящей через полюс зацепления и называемой линией зацепления, являющейся общей нормалью (перпендикуляром) к сопряженным эвольвентам.

Угол atw между линией зацепления MN и перпендикуляром к межосевой линии O1O2 (или между межосевой линией и перпендикуляром к линии зацепления) называется углом зацепления.

Элементы прямозубого цилиндрического колеса (рис. 4): da- диаметр вершин зубьев; d - диаметр делительный; df - диаметр впадин; h - высота зуба - расстояние между окружностями вершин и впадин; ha - высота делительной головки зуба - расстояние между окружностями делительной и вершин зубьев; hf - высота делительной ножки зуба - расстояние между окружностями делительной и впадин; pt - окружной шаг зубьев - расстояние между одноименными профилями соседних зубьев по дуге концентрической окружности зубчатого колеса;

st - окружная толщина зуба - расстояние между разноименными профилями вуба по дуге окружности (например, по делительной, начальной); ра - шаг эвольвентного зацепления - расстояние между двумя точками одноименных поверхностей соседних зубьев, расположенных на нормали MN к ним (см. рис. 3).

Окружной модуль mt-линейная величина, в п (3,1416) раз меньше окружного шага. Введение модуля упрощает расчет и изготовление зубчатых передач, так как позволяет выражать различные параметры колеса (например, диаметры колеса) целыми числами, а не бесконечными дробями, связанными с числом п . ГОСТ 9563-60* установил следующие значения модуля, мм: 0,5; (0,55); 0,6; (0,7); 0,8; (0,9); 1; (1,125); 1,25; (1,375); 1,5; (1,75); 2; (2,25); 2,5; (2,75); 3; (3,5); 4; (4,5); 5; (5,5); 6; (7); 8; (9); 10; (11); 12; (14); 16; (18); 20; (22); 25; (28); 32; (36); 40; (45); 50; (55); 60; (70); 80; (90); 100.

Рис. 4.

Значения делительного окружного шага pt и шага зацепления ра для различных модулей представлены в табл. 1.

1. Значения делительного окружного шага и шага зацепления для различных модулей (мм)

В ряде стран, где еще применяют дюймовую систему (1" = 25,4 мм), принята питчевая система, по которой параметры зубчатых колес выражены через питч (pitch - шаг). Наиболее распространена система диаметрального питча, применяемая для колес с питчем от единицы и выше:

где г - число зубьев; d - диаметр делительной окружности, дюймы; р - диаметральный питч.

При расчете эвольвентного зацепления пользуются понятием эвольвентного угла профиля зуба (инволюты), обозначаемого inv aх. Он представляет собою центральный угол 0х (см. рис. 3, б), охватывающий часть эвольвенты от ее начала до какой-то точки хi и определяется по формуле:

где ах - угол профиля, рад. По этой формуле рассчитаны таблицы инволюты, которые приведены в справочниках .

Радиан равен 180°/п = 57° 17" 45" или 1° = 0,017453 рад. На эту величину нужно умножить угол, выраженный в градусах, чтобы перевести его в радианы. Например, ах = 22° = 22 X 0,017453 = 0,38397 рад .

Исходный контур. При стандартизации зубчатых колес и зуборезного инструмента для упрощения определения формы и размеров нарезаемых зубьев и инструмента введено понятие исходного контура. Это контур зубьев номинальной исходной зубчатой рейки в сечении плоскостью, перпендикулярной к ее делительной плоскости. На рис. 5 показан исходный контур по ГОСТ 13755-81 (СТ СЭВ 308-76) - прямобочный реечный контур со следующими значениями параметров и коэффициентов: угол главного профиля а = 20° ; коэффициент высоты головки h*a = 1 ; коэффициент высоты ножки h*f = 1,25 ; коэффициент радиуса кривизны переходной кривой р*f = 0,38 ; коэффициент глубины захода зубьев в паре исходных контуров h*w = 2 ; коэффициент радиального зазора в паре исходных контуров С* = 0,25 .

Допускается увеличение радиуса переходной кривой рf = р*m , если это не нарушает правильности зацепления в передаче, а также увеличение радиального зазора С = С*m до 0,35m при обработке долбяками или шеверами и до 0,4m при обработке под зубошлифование. Могут быть передачи с укороченным зубом, где h*a = 0,8 . Часть зуба между делительной поверхностью и поверхностью вершин зубьев называют делительной головкой зуба, высота которой ha = hф*m; часть зуба между делительной поверхностью и поверхностью впадин - делительной ножкой зуба. При введении зубьев одной рейки во впадины другой до совпадения их профилей (пара исходных контуров) между вершинами и впадинами образуется радиальный зазор с . Высота захода или высота прямолинейного участка составляет 2m, а высота зуба m + m + 0,25m = 2,25m . Расстояние между одноименными профилями соседних зубьев называют шагом р исходного контура, его значение р = пm , а толщина зуба рейки в делительной плоскости составляет половину шага.

Для улучшения плавности работы цилиндрических колес (преимущественно при увеличении окружной скорости их вращения) применяют профильную модификацию зуба, в результате которой поверхность зуба выполняется с преднамеренным отклонением от теоретической эвольвентной формулы у вершины или у основания зуба. Например, срезают профиль зуба у его вершины на высоте hc = 0,45m от окружности вершин на глубину модификации А = (0,005%0,02) m (рис. 5, б)

Для улучшения работы зубчатых колес (повышения прочности зубьев, плавности зацепления и тп.), получения заданного межосевого расстояния, во избежание подрезания *1 зубьев и для других целей производят смещение исходного контура.

Смещение исходного контура (рис. 6) - расстояние по нормали между делительной поверхностью зубчатого колеса и делительной плоскостью исходной зубчатой рейки при ее номинальном положении.

При нарезании зубчатых колес без смещения инструментом реечного типа (червячные фрезы, гребенки) делительная окружность колеса обкатывается без скольжения по средней линии рейки. В этом случае толщина зуба колеса равна половине шага (если не учитывать нормального бокового зазора *2, значение которого мало.

Рис. 7. Боковой с и радиальный in зазоры зубчатого зацепления

При нарезании зубчатых колес со смещением, исходную рейку смещают в радиальном направлении. Делительная окружность колеса обкатывается не по средней линии рейки, а по какой-то другой прямой, параллельной средней линии. Отношение смешения исходного контура к расчетному модулю - коэффициент смещения исходного контура х. У колес со смещением толщина зуба по делительной окружности не равна теоретической, т. е. половине шага. При положительном смещении исходного контура (от оси колеса) толщина зуба на делительной окруж¬ности больше, при отрицательном (в направлении оси колеса) - меньше

половины шага.

Для обеспечения бокового зазора в зацеплении (рис. 7) толщину зуба колес делают несколько меньше теоретической. Однако ввиду ма¬лой величины этого смещения такие колеса практически считают коле¬сами без смещения.

При обработке зубьев методом обкатки зубчатые колеса со смеще¬нием исходного контура нарезают тем же инструментом и при той же настройке станка, что и колеса без смещения. Воспринимаемое смеще¬ние - разность межосевого расстояния передачи со смещением и ее делительного межосевого расстояния.

Определения и формулы для геометрического расчета основных параметров зубчатых колес приведены в табл. 2.

2. Определения и формулы расчета некоторых параметров эвольвентных цилиндрических зубчатых колес

Параметр	Обо­зна­чение	Определение	Расчетные формулы и указания	Рисунок
Исходные данные
Модуль: расчетный эвольвентного зацепления		Делительный нормальный модуль зубьев. Линейная величина, в п раз меньшая делительного окружного шага	По ГОСТ 9563 - 60*
Угол профиля исходного контура		Острый угол между касательной к профилю зуба рейки и прямой, перпендикулярной к делительной плоскости рейки	По ГОСТ 13755-81 а = 20°
Число зубьев: шестерни колеса
Угол наклона линии зуба
Коэффициент высоты головки		Отношение расстояния ha между окружностями вершин зубьев и делительной к расчетному модулю
Коэффициент радиального зазора		Отношение расстояния C между поверхностью вершин одного колеса передачи и поверхностью впадин другого к расчетному модулю		7
Коэффициент смещения: у шестерни, у колеса		Отношение расстояния между делительной поверхностью колеса и делительной плоскостью производящей рейки к расчетному модулю
Расчет параметров
Диаметры зубчатого колеса: Делительный		Диаметры концентрических окружностей

Боковым зазором называется расстояние по нормали между нерабочими профилями зубьев колес, находящихся в непосредственном зацеплении. Боковой зазор необходим для: устранения возможного заклинивания зубчатой передачи при нагреве; обеспечения условий сборки; ограничения мертвого хода при реверсе зубчатых передач; компенсации погрешностей изготовления и монтажа передачи; устранения удара по рабочим профилям при разрыве контакта рабочих профилей вследствие динамических явлений.

Зубчатая передача с боковым зазором называется однопрофильной. Боковой зазор определяют в сечении, перпендикулярном к направлению зубьев, в плоскости, касательной к основным цилиндрам.

Основным показателем бокового зазора является гарантированный боковой зазор j nmin – наименьший предписанный зазор, который получается при выполнении требований стандартов. Гарантированный зазор при изготовлении передач является исходной величиной. Устанавливается шесть видов сопряжений зубчатых колес в передаче: A, B, C, D, E, H (рис. 1.8.12) и восемь видов допуска T jn на боковой зазор: x, y, z, a, b, c, d, h по мере убывания величины гарантированного бокового зазора и допуска на него соответственно. При сопряжении Н гарантированный боковой зазор 0.

Сопряжение вида В гарантирует минимальный боковой зазор, при котором исключается возможность заклинивания стальной или чугунной передачи от нагрева при разности температур колес и корпуса 25 °С.

А

B

C

D

E

Установлено шесть классов отклонений межосевого расстояния, обозначаемых в порядке убывания точности римскими цифрами от I до VI. Соответствие классов межосевого расстояния и видов сопряжения показано в табл. 1.8.5, это соответствие при необходимости может быть нарушено.

Боковой зазор технологически обеспечивается путем радиального дополнительного смещения исходного контура рейки E Hr от его номинального положения в тело зубчатого колеса. Номинальное положение соответствует плотному двухпрофильному зацеплению.

Показателями, обеспечивающими гарантированный боковой зазор, являются:

· для зубчатых колес: Е Hs , E W m s (+E W m i), E cs , E a”s (E a”i);

· для передачи с нерегулируемым расположением осей – f а r ;

· для передач с регулируемым расположением осей – f nmin .

Название этих показателей приведены ниже.

Рис. 1.8.13 - Смещение исходного контура

Наименьшее дополнительное смещение исходного контура – (-Е Hs) для зубчатых колес с внешним зацеплением (рис. 1.8.13), (+Е H i) для зубчатых колес с внутренним зацеплением. Допуск на дополнительное смещение исходного Т Н устанавливается в зависимости от допуска на радиальное биение зубчатого венца F r и вида сопряжения.

Отклонение длины общей нормали E W r – разность значений действительной и номинальной длины общей нормали W.

Наименьшее отклонение длины общей нормали -E Ws +E Wi для зубчатого колеса с внутренним зацеплением – наименьшее предписанное отклонение длины общей нормали, осуществляется с целью обеспечения в передаче гарантированного бокового зазора. Допуск на длину общей нормали Т W .

Средняя длина общей нормали W mr – средняя арифметическая из всех действительных длин общей нормали по зубчатому колесу. Среднюю длину общей нормали определяют по формуле: W = (W 1 + W 2 + …+ W Z)/z, где z число зубьев колеса.

Наименьшее отклонение средней длины общей нормали –E W m s для зубчатого колеса с внешним зацеплением, +E W m i для зубчатого колеса с внутренним зацеплением, осуществляется с целью обеспечения в передаче гарантированного бокового зазора. Допуск на среднюю длину общей нормали Т W m .

Номинальная толщина зуба (по постоянной хорде) – толщина зуба по постоянной хорде, отнесенная к нормальному сечению, соответствующая номинальному положению исходного контура.

Наименьшее отклонение толщины зуба -E cs – наименьшее предписанное уменьшение постоянной хорды, осуществляемое с целью обеспечения в передаче гарантированного бокового зазора. Допуск на толщину зуба Т с .

Предельные отклонения измерительного межосевого расстояния :

· для зубчатых колес с внешними зубьями +E a”s – верхнее, -E a”i – нижнее;

· для зубчатых колес с внутренними зубьями -E a”s – верхнее, +E a”i – нижнее.

Это разность между допускаемым наибольшим или наименьшим предельным и номинальным межосевым расстоянием. Под номинальным измерительным межосевым расстоянием понимается расчетное межосевое расстояние при двухпрофильном зацеплении измерительного зубчатого колеса с контролируемым зубчатым колесом, имеющим наименьшее дополнительное смещение исходного контура.

Отклонение межосевого расстояния f а r – это разность между действительным и номинальным межосевыми расстояниями в средней торцовой плоскости передачи. Предельные отклонения межосевого расстояния обозначаются ±f а , наименьший гарантированный зазор обозначается f nmin . Последние два отклонения не зависят от степени точности, их назначают в зависимости от вида сопряжения.

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.

Задание и исходные данные к расчету

Для заданной пары зубчатых колес установить степени точности по нормам кинематической точности, плавности и контакта; назначить комплекс контролируемых показателей и установить по стандарту числовые значения допусков и предельных отклонений по каждому из контролируемых показателей.

Выполнить рабочий чертеж одного зубчатого колеса в соответствии с требованиями стандартов.

Параметры зубчатого зацепления указаны в табл. 1.

Расчет начальных параметров

Межосевое расстояние aW рассчитывается по формуле:

где d1 и d2 – диаметры соответственно шестерни и колеса.

aW=(69+150)/2=110 мм.

Расчет параметров зубчатого зацепления.

Согласно , табл. 5.12 и 5.13 назначаем 8–ю степень точности передачи, так как окружные скорости невысоки, как и передаваемые мощности. Данная степень точности отмечена как наиболее используемая.

Назначим комплекс показателей точности, пользуясь материалом табл. 5.6., 5.7., 5.9., 5.10., назначаем:

допуск на радиальное биение зубчатого венца Fr:

допуск на местную кинематическую погрешность f"i:

допуск на предельные отклонения шага fpt:

fpt=±20 мкм;

допуск на погрешность профиля ff:

Пусть суммарное пятно контакта обладает следующими параметрами:

ширина зубчатого венца bW составляет по высоте зуба не менее 50 % и по длине зуба не менее 70 % – тогда справедливо:

допуск на непараллельность fХ:

допуск на перекос осей fY:

допуск на направление зуба Fb:

шероховатость зубьев RZ:

Минимальный боковой зазор рассчитывается по алгоритму примера главы 5.3. :

где jn1 и jn2 – соответственно слагаемые 1 и 2.

где а – межосевое рассстояние, мм;

aР1 , aР2 – коэффициенты теплового расширения соответственно для зубчатых колес и корпуса, 1/° С;

t1 , t2 – предельные температуры, для которых рассчитывается боковой зазор соответственно зубчатых колес и корпуса, ° С; принимаем согласно заданию t1=50, t2=35.

jn min=59 мкм. Cледовательно, пользуясь табл. 5.17., принимаем вид сопряжения С и IV класс отклонения межосевого расстояния. Тогда предельное отклонение межосевого расстояния:

Максимальный возможный боковой зазор определяется по формуле:

jn max=jn min+0.684 (TH1+TH2+2fa) ,

где TH1 , TH2– допуск на смещение исходного контура;

fa – предельное отклонение межосевого.

jn max=325 мкм.

Назначим контрольный комплекс для взаимного расположения разноименных профилей зубьев. Для этого из табл 5.30. возьмем длину общей нормали W при m=3 и zn=2 – число одновременно контролируемых зубьев.

Wm=10.7024 мм;

W=m*Wm =23.1072 мм.

Верхнее отклонение EW ms, мкм:

EW ms= EW ms1 + EW ms2 ,

где EW ms1 , EW ms2 – наименьшее дополнительное смещение исходного контура, соответственно слагаемое 1 и 2:

EW ms=71 мкм.

Допуск на среднюю длину общей нормали:

.

Данный результат отображается на чертеже.

Дополнительно

Проектирование технологии ремонта гидроцилиндров с использованием полимерных материалов
Одно из направлений повышения эффективности производства - его переоснащение современной техникой, внедрение передовых технологических процессов и достижений современной науки. В лесной промышленности и лесном хозяйстве таким направлением наряду с увеличением единичной мощности выпускаемой те...

Кибернетика и синергетика – науки о самоорганизующихся системах
Фронт современной науки простирается от сравнительно част­ных, конкретных концепций относительно различных областей физи­ческого и химического мира, до глубочайших теорий, охватывающих различные сферы природы, общества и технической деятельности че­ловека. К последним следует отнести кибернетику и...

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.