Принцип измерения при нормальных условиях. Принцип ограничения предельных контуров.

Принцип измерения при нормальных условиях. Принцип ограничения предельных контуров.

Принцип измерений при нормальных условиях обеспечивает единообразие информации, получаемой при неоднократных независимых измерениях одних и тех же параметров. Измерения в нормальных условияхозначают, что измерения проводят при нормальных значениях влияющих физических величин. На пример, при измерении длины всегда существенное значение имеет температура. Нормальные условия измерений линейных размеров предполагают колебания влияющих величин в пределах областей их нормальных значений. Область нормальных значений это такая область при которой погрешности вызванные воздействием этой величины, могут быть признаны пренебрежимо малыми.

Принцип ограничения предельных контуров необходим для соблюдения единообразия при решении вопроса о годности детали по контролируемому параметру.

Ограничение предельных контуров фактически определяет поля допусков, что необходимо для получения однозначного заключения о годности детали по результатам ее измерительного контроля. Необходимо установить правила разбраковки деталей по результатам измерений размеров элемента в нескольких сечениях. Формальным основанием для разбраковки деталей по размерам является истолкование предельных контуров детали. Деталь признается годной в том случае, если ее реальные контуры, установленные по результатам измерений, не выходят за предельные.

Принципы обеспечивающие формирование рядов допусков: принцип формализации допусков, принцип увязки допусков с эффективными параметрами, принцип группирования значений эффективных параметров, принцип установления уровней относительной точности.

Формирование рядов допусков в любой системе осуществляется на базе четырёх остальных принципов.

Принцип формализации допусков позволяет «отделить» меру допустимого рассеяния (допуск) от поля допуска, определенным образом связанного с номинальным контуром конкретной поверхности. Абстрагирование от конкретных объектов широко используется в науке и технике. Этот прием применяется и при формализации допусков в системах.

Принцип увязки допусков с эффективными параметрами предназначен для расчета «теоретических значений» допусков. Чтобы обеспечить нормальную работу изделия необходимо назначить допуски требуемой точности с учётом масштабного фактора. При выборе допуска размера его значение связывают с номинальным размером. Функциональная зависимость в общем виде: Т=F(Q,V,..) где Т – допуск параметра, F – знак функциональной зависимости, Q,V – эффективные параметры. Анализ систем и допусков показывает, что в большинстве случаев модно обойтись одним или двумя эффективными параметрами.

Принцип группирования значений эффективных параметров используется для сокращения номенклатуры допусков в системе.

Если допуск любого параметра рассчитывать строго по принятой функциональной зависимости, то расчетных допусков будет столько же, сколько и номинальных значений параметров. Различия между «теоретическими значениями» и выбранным стандартным не должны существенно искажать установленный системой допусков и посадок характер связи между значением допуска и эффективными параметрами. Интервалы эффективных параметров являются одним из «входов» в таблицу рядов допусков любого стандарта.

Принцип установления уровней относительной точности обеспечивает необходимое разнообразие допусков с сохранением возможности единообразного решения типичных задач функционирования деталей и их изготовления с учетом масштабных факторов.

Для решения различных конструкторских задач необходимы допуски разной точности. Например, точность направляющих станка или измерительного прибора существенно выше точности дверного засова; подшипники шпинделя станка точнее подшипников коробки скоростей и т.д.

Квалитет (степень точности) – совокупность допусков, рассматриваемых как соответствующие одному уровню точности для всех номинальных размеров Обозначения допусков разных квалитетов it6, it9, it12, it18

Принцип группирования значений эффективных параметров

Оклонения и допуски расположения поверхностей.

Отклонение расположения – отклонение реального положения рассматриваемого элемента от его номинального положения. Отклонением расположения реальных поверхностей и профилей всегда сочетаются с отклонениями формы.

Отклонение от параллельности плоскостей оценивают на заданной длине, определяя использованием длин рассматриваемых и базовых элементов и размеры нормируемого участка.

Отклонения от перпендикулярности плоскостей, прямых, осей или плоскостей симметрии, оси и плоскости (рис. 3.15) можно рассматривать по аналогии с отклонениями от параллель­ности, с тем отличием, что угол между элементами равен 90°.

Отклонение угла наклона от номинального значения по добно отклонению от перпендикулярности по смыслу, вари­антам проявления и способам оценки, но его применяют при номинальных углах наклона, отличных от 0" (180°) и 90”. На­клон обычно нормируют в угловых единицах, а отклонения оценивают в микрометрах.

Отклонение от соосности представляет собой смещение номинально совпадающих осей, измеренное на дли­не нормируемого участка. При измерении за базу может быть принята либо ось одной из поверхностей, либо общая ось но­минально соосных поверхностей вращения.

Отклонение от симметричности рассматрива­ют либо относительно оси или плоскости симметрии базового алемента либо относительно общей плоскости симметрии. Оно определяется наибольшим расстоянием между принятой ба- аой и плоскостью (осью) симметрии рассматриваемого элемен­та в пределах нормируемого участка.

Позиционное отклонение - наибольшее расстояние между реальным положением элемента (центра, оси или плоскости симметрии) и его номинальным положением в пределах нор­мируемого участка.

Отклонение от пересечения осей - наименьшее расстояние меж­ду осями реальных элементов, номинально пересекающимися.

Стандарт определяет три вида шпоночных соединений, которые называют «свободное», «нормальное» и «плотное». В зависимости от характера шпоночного соединения для них установлены конкретные поля допусков ширины пазов вала и втулки.

Для обеспечения качества шпоночного соединения, которое в значительной мере зависит от точности расположения плоскостей симметрии пазов вала и втулки, назначают допуски симметричности и параллельности.

Числовые значения допусков расположения определяют по формулам:

Т = 0,6 Т шп

Т = 4,0 Т шп,

где Т шп – допуск ширины шпоночного паза b.

Шероховатость боковых поверхностей шпоночного паза выбирается в зависимости от полей допусков размеров шпоночного соединения (значения параметра Ra или 3,2 мкм, или 6,3 мкм).

Условное обозначение призматических шпонок включает следующие элементы:

· слово «Шпонка»;

· обозначение исполнения (исполнение 1 не указывают);

· размеры сечения b × h и длины шпонки l;

· обозначение стандарта.

Пример условного обозначения призматической шпонки исполнения 2 с размерами b = 4 мм, h = 4 мм, l = 12 мм

Шпонка 2 – 4 × 4 × 12 ГОСТ 23360 –78.

Призматические направляющие шпонки могут закрепляться в пазах вала винтами. Для прохода винтов в шпонке делают гладкие отверстия, а для отжима шпонки при демонтаже служит сквозное резьбовое отверстие. Пример условного обозначения призматической направляющей шпонка исполнения 3 с размерами b = 12 мм, h = 8 мм, l = 100 мм

Шпонка 3 – 12 × 8 × 100 ГОСТ 8790 –79.

 

Сегментные шпонки обычно применяют для передачи небольших крутящих моментов. Размеры сегментных шпонок и шпоночных пазов (ГОСТ 24071-80) выбирают в зависимости от диаметра вала.

Виды полей допусков ширины пазов для сегментных шпоночных соединений зависят от характера шпоночного соединения (таблица 14.4).

Таблица 14.4 – Шпоночные соединения с сегментными шпонками

Характер шпоночного соединения	Поле допуска ширины паза
на валу	во втулке
Нормальное	N9	Js9
Плотное	Р9	Р9

 

Для термообработанных деталей допускаются предельные отклонения ширины паза вала по Н11, ширины паза втулки – D10 (соединение свободного типа).

Стандарт устанавливает следующие поля допусков размеров шпонок:

· ширины b – h9;

· высоты h (h1) – h11;

· диаметра D – h12.

Условное обозначение сегментных шпонок состоит из слова «Шпонка»; обозначения исполнения (исполнение 1 не указывают); размеров сечения b × h (h1); обозначения стандарта. Пример условного обозначения сегментной шпонки исполнения 2 с размерами b = 4 мм и h = 6,5 мм:

Шпонка 2 – 4 × 6,5 ГОСТ 24701 –80.

Клиновые шпонки применяют в неподвижных шпоночных соединениях, когда требования к соосности соединяемых деталей невысоки. Размеры клиновых шпонок и шпоночных пазов нормированы ГОСТ 24068 – 80. Длину паза на валу для клиновой шпонки исполнения 1 выполняют равной 2 l, для остальных исполнений длина паза равна длине l закладной шпонки.

Предельные отклонения размеров b, h, l для клиновых шпонок такие же, как и для призматических (ГОСТ 23360 – 78).

По ширине шпонки b стандарт устанавливает соединения по ширине паза вала и втулки с использованием полей допуска D10. Длина паза вала L – с полем Н15. Предельные отклонения глубины пазов t1 и t2 соответствуют отклонениям для призматических шпонок.

Предельные отклонения угла наклона верхней грани шпонки и паза ± АТ10/2 по ГОСТ 8908-81.

Пример условного обозначения клиновой шпонки исполнения 2 с номинальными размерами b = 8 мм, h = 7 мм, l = 25 мм:

Шпонка 2 – 8 × 7 × 25 ГОСТ 24068 – 80.

34.Шлицевые соединения и предъявляемые к ним точностные требования. Виды центрирования, принципы их выбора. Стандартизация точности шлицевых прямобочных Обозначение.

Шлицевые соединения – вид соединения валов со втулками по сопрягаемым поверхностям сложного профиля с выступами (шлицами) и впадинами. Они предназначены для передачи крутящего момента, обеспечивают хорошее центрирование втулки на валу, легкое относительное перемещение деталей вдоль оси. Технологически эти соединения сложнее шпоночных, но благодаря большому числу шлиц позволяют передавать значительные вращающие моменты и обеспечивают меньшую концентрацию напряжений.

В зависимости от формы профиля зубьев (шлиц) различают прямобочные, эвольвентные и треугольные шлицевые соединения. Треугольные шлицевые соединения с мелкими шлицами обычно применяют для неподвижных соединений. Наиболее широко распространены прямобочные шлицевые соединения с четным числом шлиц, которые применяют для подвижных, а также и для неподвижных соединений.

Размеры и число зубьев z шлицевых соединений с прямобочным профилем зависят от серии (легкая, средняя, тяжелая). При одном и том же внутреннем диаметре более тяжелые серии отличаются увеличением высоты шлиц (и диаметра D). Тяжелая серия имеет большее число шлиц по сравнению со средней.

В прямобочных и эвольвентных шлицевых соединениях сопряжения (посадки) могут осуществляться по трем поверхностям (по наружной цилиндрической поверхности D, внутренней цилиндрической поверхности d и по боковым поверхностям впадин втулки и шлиц вала b). Сложности сопряжения по трем поверхностям одновременно (неоправданно высокие требования к точности всех элементов по размерам, форме и расположению) привели к определенным особенностям решения задач:

· для любого шлицевого соединения введены понятия центрирующей поверхности и нецентрирующих поверхностей;

· в шлицевом соединении осуществляются как минимум два сопряжения – по центрирующей поверхности и по одной из нецентрирующих поверхностей;

· по нецентрирующим поверхностям сопряжения назначают посадки с большими гарантированными зазорами и грубыми полями допусков, либо даже предусматривают зазор по номинальным размерам (без образования посадки).

Сопряжения по боковым поверхностям шлиц (по размерам b) осуществляются в любом шлицевом соединении (прямобочном, эвольвентном, треугольном) вне зависимости от выбора центрирующего элемента.

Принципиально возможны три метода центрирования в любом шлицевом соединении втулки и вала (по наружной цилиндрической поверхности D, внутренней цилиндрической поверхности d и по боковым поверхностям шлиц b). Схематическое изображение методов центрирования в шлицевом соединении представлено на рисунке 14.4.

 

Рисунок 14.4 – Схемы центрирования в прямобочных шлицевых соединениях

На схемах центрирования по наружному диаметру D (рисунок 14.4 а); по внутреннему диаметру d (рисунок 14.4 б); по боковым сторонам зубьев b (рисунок 14.4 в) условно показаны зазоры по нецентрирующим диаметрам.

Выбор метода центрирования определяется эксплуатационными требованиями и технологией получения шлицевых поверхностей. Для получения шлиц на валу заготовку в виде гладкого вала обычно обрабатывают специальным инструментом (фасонная фреза, шлифовальный круг). Инструмент имеет профиль, соответствующий форме впадины, причем полный профиль получают за один или несколько проходов. Шлицевое отверстие в серийном и массовом производстве получают протягиванием (обработка протяжкой – специальным многолезвийным режущим инструментом, образующим полный профиль шлицевого отверстия за один проход инструмента). Протягивание может быть окончательной операцией или после него осуществляют дополнительную обработку детали. Если после протягивания деталь закаливают, дополнительная обработка центрирующего элемента становится необходимой, поскольку термообработка сложной детали приводит к короблению поверхности и искажению геометрических параметров (деталь «ведет»).

Центрирование по наружному и внутреннему диаметрам соответствующих цилиндрических поверхностей (D и d) применяют для обеспечения сравнительно высоких требований к соосности втулки и вала. Центрирование по боковым поверхностям зубьев b применяют при менее высоких требованиях к соосности и необходимости снизить динамические нагрузки на шлицы. Динамические ударные нагрузки в шлицевых соединениях возникают из-за зазоров между боковыми сторонами шлиц и шлицевых впадин при работе изделия в реверсивном и старт-стопном режимах.

Точность центрирования втулки и вала по наружному и внутреннему диаметрам (D и d) практически одинакова, и выбор центрирующего элемента в таких случаях определяется требованиями к конструкции и возможностями технологического оборудования.

При центрировании по внутреннему диаметру d изготавливают шлицевые валы исполнений А и С, а при центрировании по наружному диаметру D и боковым сторонам зубьев b – исполнения В. Форма сечения втулки при всех способах центрирования шлицевых соединений одинакова.

Центрирование по D применяют в соединениях, передающих небольшой крутящий момент, когда допускается сравнительно невысокая твердость втулки – (40...45) НRC. Такой метод центрирования применяют для неподвижных соединений или соединений со сравнительно редкими взаимными осевыми перемещениями деталей, в которых практически отсутствует износ поверхностей. Втулку (обычно после нормализации) окончательно обрабатывают чистовой протяжкой.

Центрирование по d применяется для подвижных шлицевых соединений передающих большие крутящие моменты. В таких соединениях втулка должна быть достаточно твердой, а поскольку закаленную поверхность нельзя обработать чистовой протяжкой, окончательной технологической операцией обработки шлицевого отверстия является шлифование по внутреннему диаметру.

Условное обозначение шлицевого соединения содержит:

· букву, означающую поверхность центрирования;

· число шлиц и номинальные размеры d, D и b соединения;

· обозначения посадок, помещенные после соответствующих размеров.

Поля допусков нецентрирующих диаметров допускается в обозначении не указывать.

Примеры условных обозначений разных сопряжений для шлицевого прямобочного соединения с числом зубьев z = 6, внутренним диаметром d = 28 мм, наружным диаметром D = 32 мм, шириной зуба b = 7 мм представлены ниже.

Обозначение сопряжения при центрировании по внутреннему диаметру d, с посадкой по центрирующему диаметру Н7/е8 и по ширине зуба D9/f8:

d – 6 ´ 28 Н7/е8 ´ 32 Н12/а11 ´ 7 D9/f8.

Обозначение при центрировании по наружному диаметру D, с посадкой по центрирующему диаметру Н8/h7 и по ширине зуба F10/h9:

D – 6 ´ 28 ´ 32 Н8/h7 ´ 7 F10/h9.

Обозначение при центрировании по боковым сторонам b зубьев:

b – 6 ´ 28 ´ 32 Н12/а11 ´ 7 D9/h8.

Условные обозначения отдельных шлицевых поверхностей (внутренней и наружной) отличаются тем, что вместо посадок записывают обозначения полей допусков соответствующих размеров. Пример условного обозначения втулки при центрировании по внутреннему диаметру:

d – 6 ´ 28 Н7 ´ 32 Н12 ´ 7 D9.

Пример условного обозначения вала при центрировании по внутреннему диаметру:

d – 6 ´ 28 е8 ´ 32 а11 ´ 7 f8.

Параметры эвольвентных шлицевых соединений, включая число шлиц (зубьев), значения модулей, поля допусков и посадки определены ГОСТ 6033 – 80. Преимуществами эвольвентного профиля шлиц перед прямобочным являются возможность обеспечить несколько лучшее центрирование по боковым поверхностям зубьев, а также меньшие габариты при передаче одинаковых моментов. Эвольвентный шлиц имеет повышенную прочность на изгиб, поскольку утолщается к основанию.

В эвольвентных шлицевых соединениях центрирование по боковым поверхностям зубьев применяют чаще, чем по наружному диаметру. Допускается и центрирование по внутреннему диаметру (при этом профиль следует выполнять с плоской или закругленной формой дна впадины), но такое центрирование практически не применяется.

Поскольку эвольвентные шлицы и впадины имеют переменную ширину, для них в отличие от прямобочных шлицевых поверхностей разработаны специальные допуски (с разными степенями точности) и оригинальные обозначения (сначала степень точности, затем – основное отклонение).

На толщину шлиц вала и ширину впадин втулки установлены два вида допусков – допуск на размер (Ts – на толщину шлиц вала и Te – на ширину впадин втулки) и T – суммарный допуск, включающий допуски на собственно размер элемента и допуски на отклонения формы и расположения элементов профиля шлиц и впадин.

Для ширины впадин втулки нормировано одно основное отклонение Н и степени точности 7, 9 и 11. На толщину шлиц вала установлены десять основных отклонений (a, e, d, f, g, h, k, n, p, r) и степени точности от 7 до 11.

Обозначения эвольвентных шлицевых соединений включают значения номинального диаметра D, модуля m, обозначение посадки, помещаемое после обозначений размеров или модуля, и номер стандарта.

Пример обозначения эвольвентного шлицевого соединения с центрированием по боковым поверхностям зубьев:

50 ´ 2 ´ 9H/9g ГОСТ 6033 – 80

(D = 50 мм, модуль m = 2 мм, посадка по боковым сторонам шлиц 9H/9g).

Пример обозначения эвольвентного шлицевого соединения с диаметром D = 50 мм, m = 2 мм, с центрированием по D и посадкой по центрирующему диаметру H7/g6:

50 ´ H7/g6 ´ 2 ГОСТ 6033 – 80.

Пример обозначения эвольвентного шлицевого соединения с диаметром D = 30 мм, m = 1,25 мм, при центрировании по внутреннему диаметру d_f с посадкой по центрирующему диаметру Н7/d6:

i 30´1,25´Н7/d6 ГОСТ 6033 – 80.

Кроме норм точности размеров к шлицевым поверхностям деталей предъявляют дополнительные требования по точности формы и расположения поверхностей, а также определенные требования к их микрогеометрии.

При назначении допусков формы и расположения элементов шлицевых соединений можно руководствоваться следующими рекомендациями (рисунок 14.4).

Для прямобочных шлицевых соединений:

· допуски параллельности плоскости симметрии шлицев вала (или пазов шлицевой втулки) относительно оси центрирующей поверхности на длине 100 мм не должны превышать 0,03 мм – в соединениях повышенной точности (с допусками размеров b от IТ6 до IT8) и 0,05 мм – в соединениях нормальной точности (с допусками размеров b от IT9 до IT10). При центрировании по боковым сторонам шлиц выбирают дополнительную базу – ось одной из нецентрирующих поверхностей шлицевого вала (обычно с более жестким допуском);

· допуски радиального биения центрирующих поверхностей шлицевого вала (база – общая ось посадочных поверхностей подшипниковых шеек вала) следует назначать по седьмой степени точности ГОСТ 24643 при допусках центрирующих поверхностей 6...8 квалитетов и по восьмой степени точности при допусках центрирующих поверхностей 9...10 квалитетов;

 

 

Рисунок 14.4 – Обозначения допусков параллельности и радиального биения элементов наружной шлицевой поверхности:

а – при центрировании по внутреннему диаметру; б – при центрировании по наружному диаметру; в – при центрировании по боковым сторонам шлиц.

База БВ – конструкторская база вала (общая ось посадочных поверхностей под подшипники). База Д – ось выбранной нецентрирующей поверхности шлицевого вала при центрировании по боковым сторонам шлиц

Параметры шероховатости поверхностей элементов прямобочных и эвольвентных шлицевых соединений должны быть согласованы с самыми жесткими допусками макрогеометрии. Значения параметра Ra не должны превышать 1,25 мкм для центрирующих поверхностей, 2,5 мкм для нецентрирующих боковых поверхностей шлиц подвижных соединений, а для неподвижных соединений – 4,0 мкм для нецентрирующих боковых поверхностей шлиц неподвижных соединений и 10 мкм для нецентрирующих цилиндрических поверхностей шлиц.

Требования к чертежам шлицевых соединений и их элементов регламентирует ГОСТ 2.409-74 «Единая система конструкторской документации. Правила выполнения чертежей зубчатых (шлицевых) соединений».

35.Зубчатые передачи и предъявляемые к ним точностные требования. Погрешности зубчатых колес и передач.

Зубчатые колеса и передачи классифицируют по различным признакам:

· по виду поверхностей, на которых располагаются зубцы (цилиндрические и конические, внутренние и внешние),

· по направлению зубцов (прямозубые, косозубые, винтовые, шевронные),

· по профилю зубцов (эвольвентные, циклоидальные, часовые, цевочные, Новикова),

· по направлению осей вращения (цилиндрические – с параллельными осями, конические – с пересекающимися, винтовые и червячные – со скрещивающимися).

Основания классификации не исчерпываются приведенными примерами. Среди множества классификаций важнейшими для выбора точностных параметров являются те, которые определяют функциональное назначение передачи.

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

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

Деление зубчатых передач на «отсчетные» и «силовые» достаточно условно, поскольку все они передают крутящие моменты и все должны обеспечить пропорциональность углов поворота. Например, передачи в механических или электронно-механических часах вполне могут оказаться «силовыми», если малые по абсолютному значению крутящие моменты передаются узкими зубцами с мелким модулем.

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

В редукторах турбин и высокооборотных двигателей, в других изделиях с высокой круговой частотой вращения применяют «скоростные передачи» (высокоскоростные, быстроходные передачи), для которых основными являются требования к плавности работы, что необходимо для снижения уровня вибраций и шума при работе изделия. Плавность работы передачи зависит от колебания мгновенных передаточных отношений (различия передаточных отношений в разные моменты зацепления), которые многократно воспроизводятся за один оборот зубчатого колеса. Основными причинами неплавной работы являются такие погрешности зубчатых колес, как неправильное взаимное расположение зубьев (погрешности шага) и неточность формы рабочих поверхностей (погрешности формы профиля зубьев).

Колеса скоростных передач, как правило, имеют средние модули и передают не слишком большие моменты, однако их зубья могут подвергаться значительным динамическим воздействиям.

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

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

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

ГОСТ 1643 – 81 в принципе позволяет установить двенадцать степеней точности цилиндрических зубчатых колес и передач – с 1 по 12 в порядке убывания точности. В настоящее время допуски и предельные отклонения параметров зубчатых колес и передач нормированы для степеней точности 3...12, а степени 1 и 2 предусмотрены как перспективные. Для каждой передачи (и зубчатого колеса) установлены нормы точности (степени точности) трех видов, определяющие степени кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев.

Независимо от степеней точности устанавливают виды сопряжений, которые определяют требования к боковому зазору. ГОСТ 1643 устанавливает для зубчатых колес и передач с модулем больше 1 мм шесть видов сопряжений (A, B, C, D, E, H) и восемь видов допуска (a, b, c, d, h, x, y, z) гарантированного бокового зазора j_{n min}.

 

Рисунок 13.1 – Виды сопряжений, гарантированные боковые зазоры и допуски боковых зазоров

36.Нормы точности зубчатых колес и передач. Степени точности, виды сопряжений и допусков бокового зазора, классы точности межосевого расстояния.

С увеличением в сопряжении гарантированного бокового зазора j_{n min} обычно предусматривается возрастание вида допуска зазора обозначаемого одноименной виду сопряжения строчной буквой (кроме вида допуска e). В большинстве случаев для зубчатых колес и передач рекомендуется поддерживать определенное соответствие между видом сопряжения, допуском бокового зазора и классом отклонения межосевого расстояния (таблица 13.1).

Реальный боковой зазор в передаче зависит от вида сопряжения, устанавливающего минимальное значение зазора, от допуска зазора, ограничивающего рассеяние зазора между минимально гарантированным и максимально допустимым значениями, а также от соблюдения межосевого расстояния в передаче, рассеяние которого ограничивается выбранным классом точности.

Таблица 13.1 – Рекомендуемое соответствие между видом сопряжения, допуском бокового зазора и классом отклонения межосевого расстояния

Степень точности	Вид сопряжения	Допуск бокового зазора	Класс отклонений межосевого расстояния
3–7 3–7 3–8 3–9 3–11 3–12	H E D C B A	h h d c b a	II II III IV V VI

 

Для отдельно взятого зубчатого колеса боковой зазор рассматривают как зазор между нерабочими профилями зубьев в воображаемом сопряжении рассматриваемого колеса с идеальным колесом при выдержанном номинальном межосевом расстоянии.

Обозначение точности зубчатой передачи или колеса включает обозначения всех назначенных норм точности, то есть степеней точности по показателям кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев и норм бокового зазора в передаче. При установлении неодинаковых степеней точности по разным нормам, а также при несоответствии между видом сопряжения, допуска бокового зазора и классом точности межосевого расстояния, в обозначении пишутся три числа (указание степеней точности) и две буквы (вид сопряжения и допуск бокового зазора), а через косую черту указывается класс отклонения межосевого расстояния. Например, обозначение точности зубчатого колеса или передачи

7–8–7–Вс/IV ГОСТ 1643–81

расшифровывается следующим образом: степень точности по нормам кинематической, IV.

При одинаковых степенях точности и соблюдении соответствия вида сопряжения, допуска бокового зазора и класса межосевого расстояния обозначение существенно сокращается, например 9–В ГОСТ 1643-81 (степени точности по нормам кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев 9, вид сопряжения В, вид допуска бокового зазора b, класс точности межосевого расстояния V).

Стандарт допускает определенное комбинирование норм кинематической точности, плавности работы и контакта по разным степеням точности. Поскольку между элементами зубчатых колес существует взаимосвязь, нормы плавности работы колес и передач могут быть не более чем на две степени точнее или на одну степень грубее норм кинематической точности. Нормы контакта зубьев можно назначать по любым степеням, более точным, чем нормы плавности, а также на одну степень грубее норм плавности.

По разным профилям зубьев (левым и правым) одного и того же зубчатого колеса могут быть заданы разные нормы точности, если это дает определенную экономию при обработке зубчатых колес, предназначенных для нереверсивной работы. Желательно чтобы колесо имело асимметричную ступицу во избежание неправильной сборки с переменой «левого» профиля зубьев на «правый».

Допускается не назначать, а значит и не контролировать степень точности на норму, не имеющую принципиального значения для конкретной конструкции зубчатого колеса. Если на одну из норм не задана степень точности, то на соответствующем месте обозначения точности зубчатого колеса вместо цифры ставят букву N (например 7–N–6–Ba ГОСТ 1643–81).

Для полной оценки точности геометрических параметров зубчатых колес необходимо обеспечить их контроль по всем нормам (с использованием показателей кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев и бокового зазора в передаче). С этой целью разработаны и регламентированы стандартом так называемые контрольные комплексы показателей, обеспечивающие проверку соответствия зубчатого колеса всем установленным нормам.

Каждый из контрольных комплексов устанавливает показатели, необходимые для контроля зубчатого колеса по всем назначенным нормам точности, причем все стандартные комплексы равноправны. Для контроля каждой из норм точности может быть выбран либо комплексный показатель, либо частный комплекс, характеризующий именно эту норму точности. Например, в контрольный комплекс может входить комплексный показатель кинематической точности F′_ir, либо частные комплексы из элементарных показателей кинематической точности F_pr и F_pkr, либо F_rr и F_vWr. Показатели точности зубчатых колес и передач есть реальные значения, получаемые в ходе измерительного контроля (об этом свидетельствует буква r в конце подстрочного индекса). Установленные стандартом нормы (предельно допустимые значения или допуски) для зубчатых колес или передач с соответствующими номинальными параметрами и определенной степени точности обозначаются такими же литерами с индексами, но без последней в индексе буквы r, например, F′_i, F_p, F_pk, F_r, F_vW.

Выбор метода контроля зависит от технологии производства зубчатых колес и состояния зубообрабатывающего оборудования. Согласно положению стандарта если изготовитель существующей системой контроля технологического процесса обеспечивает требуемую точность изготовления и сборки зубчатых колес, непосредственный их контроль, а также контроль передач по всем показателям установленного контрольного комплекса не являются обязательными.

Если зубчатые колеса по точности соответствуют требованиям установленных норм, контроль зубчатой передачи в сборе необязателен; если собранная передача по точности отвечает требованиям назначенных норм, контроль точности зубчатых колес не является необходимым.

Выбор контрольного комплекса зависит от масштабов производства, требуемой точности и типоразмеров изготовляемых зубчатых колес, наличия зубоизмерительных средств, а также от назначения проверяемых зубчатых колес. Следует учитывать и двоякую цель измерений: во-первых, контроль изготовленных колес предназначен для выявления и изъятия бракованных деталей (приемочный контроль), а во-вторых, результаты измерений зубчатых колес могут быть использованы для оперативного вмешательства в управление производством и корректировки технологических процессов.

При приемочном контроле зубчатых колес в соответствии с основным следствием из принципа инверсии (н