Методы назначения посадок для типовых соединений

Размещено на http://www.allbest.ru/

Методы назначения посадок для типовых соединений

ВВЕДЕНИЕ

Качество и конкурентоспособность выпускаемой продукции находятся в прямой зависимости от точности ее изготовления.

Эксплуатационные показатели механизмов и машин (долговечность, надежность, точность и др.) в значительной мере зависят от правильности назначения посадок, допусков формы и расположения, шероховатости поверхности.

Взаимозаменяемостью изделий (машин, приборов, механизмов и т.д.), их частей или других видов продукции называют их свойство равноценно заменять при использовании любой из множества экземпляров изделий, их частей или иной продукции другим однотипным экземпляром.

Для обеспечения взаимозаменяемости изделия изготавливаются таким образом, что их геометрические, физические, химические и другие влияющие на эксплуатационные свойства параметры находятся в заранее установленных пределах. На базе взаимозаменяемости достигается более высокое, чем при пригонке, качество изготовляемой продукции.

В широком смысле взаимозаменяемость является комплексным понятием, распространяющимся на сферы проектирования, производства и эксплуатации изделий.

Для эффективности массового и серийного производства взаимозаменяемость является необходимым условием.

Целью курсовой работы является систематизация, закрепление и расширение теоретических знаний и их применение для решения конкретных технических и производственных задач. Эта работа является подготовительной к выполнению курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломному проектированию.

Выполнение курсовой работы базируется на изучении основных стандартов по назначению допусков и посадок для основных типовых соединений.

1. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ

Взаимозаменяемостью изделий (машин, приборов, механизмов и т.д.), их частей или других видов продукции называют их свойство равноценно заменять при использовании любой из множества экземпляров изделий, их частей или иной продукции другим однотипным экземпляром.

Для обеспечения взаимозаменяемости изделия изготавливаются таким образом, что их геометрические, физические, химические и другие влияющие на эксплуатационные свойства параметры находятся в заранее установленных пределах. На базе взаимозаменяемости достигается более высокое, чем при пригонке, качество изготовляемой продукции. Взаимозаменяемость механизмов, узлов и деталей является основой для агрегатирования.

В широком смысле взаимозаменяемость является комплексным понятием, распространяющимся на сферы проектирования, производства и эксплуатации изделий.

Для достижения взаимозаменяемости при проектировании, помимо установления номинальных значении параметров изделий, должны задаваться их предельные отклонения (допуски), учитывающие, условия изготовления, контроля и эксплуатации. В производстве взаимозаменяемость обеспечивается тем, что эти параметры выполняются в пределах установленных допусков и проводится необходимый их контроль.

Для эффективности массового и серийного производства взаимозаменяемость является необходимым условием. Она позволяет расчленять производственный процесс, вести независимое изготовление деталей, сборочных единиц и других элементов. Только при обеспечении взаимозаменяемости возможны широкое кооперирование и специализация производства, механизация и в особенности автоматизация производственных процессов.

(ГЦ) - гладкое цилиндрическое соединение.

ГЦ соединения разделяют на подвижные и неподвижные. Подвижные соединения должны обеспечивать min зазор в соединении для обеспечения трения со смазочным материалом. Неподвижные соединения должны передавать крутящий момент в процессе эксплуатации.

Основные отклонения. Для образования посадок с различными зазорами и натягами в ЕСДП для размеров до 500 мм предусмотрено 27 вариантов основных отклонений валов и отверстий (рисунок 1.1). Основное отклонение - это одно из двух отклонений (верхнее или нижнее), ближайшее к нулевой линии.

Рисунок 1.1 - Основные отклонения отверстий и валов

Основные отклонения отверстий обозначают прописными буквами латинского алфавита, валов - строчными.

· Отклонения А - Н (а - h) предназначены для образования полей допусков в посадках с зазорами;

· отклонения Js- N (js - n)- в переходных посадках;

· отклонения Р -ZС (р - zс) - в посадках с натягом.

Значение основных отклонений зависит от номинального размера. Абсолютное значение и знак каждого основного отклонения вала определяют по эмпирическим формулам.

Основные отклонения отверстий построены так, чтобы обеспечить посадки в системе вала, аналогичные посадкам в СА. Они равны по абсолютному значению и противоположны по знаку основным отклонениям валов, обозначаемым той же буквой. (общее правило).

В каждом изделии детали разного назначения изготовляют с различной точностью. Для нормирования требуемых уровней точности установлены квалитеты (степени точности, классы точности).

Задача №1.1

Исходные данные

Требуется провести анализ посадки.

Решение:

· Определяем предельные отклонения для H6 определяются по таблице 1.36

стр. 116[2], для m5 определяются по таблице 1.29 стр. 90 [2]

· Вычисляем наибольший предельный размер отверстия

Dmax = D + ES,

где - наибольший предельный размер отверстия, мм;

D - номинальный размер, мм;

ES - верхнее предельное отклонение отверстия, мм.

= 100 + 0,023 = 100,023 мм

· Определяем наименьший предельный размер отверстия

Dmin = D + EI,

где - наименьший предельный размер отверстия, мм;

D - номинальный размер, мм;

EI - нижнее предельное отклонение отверстия, мм.

мм

· Рассчитываем наибольший предельный размер вала

,

где - наибольший предельный размер вала, мм;

D - номинальный размер, мм;

es - верхнее предельное отклонение вала, мм.

мм

· Определяем наименьший предельный размер вала

,

где - наименьший предельный размер вала, мм;

D - номинальный размер, мм;

ei - нижнее предельное отклонение вала, мм.

,

· Расчёт максимального натяга



где - наибольший натяг, мм;

- наибольший предельный размер вала, мм;

- наименьший предельный размер отверстия, мм.

,

· Вычисляем минимальный натяг

,

где - наименьший натяг, мм;

- наименьший предельный размер вала, мм;

- наибольший предельный размер отверстия, мм.

,

· Определяем средний натяг

,

где - среднее значение натяга, мм;

- наибольший натяг, мм;

- наименьший натяг, мм.

,

max

· Вычисляем максимальный зазор

Smax = ES - ei,

где Smax - максимальный зазор, мм;

ES - верхнее предельное отклонение отверстия, мм;

ei - нижнее предельное отклонение вала, мм.

Smax = 0,023 - 0,013 = 0,010 мм

· Определяем допуск переходной посадки

Tn = Smax + Nmax,

где Tn - допуск переходной посадки, мм;

Smax - максимальный зазор, мм;

- наибольший натяг, мм.

Tn = 0,010 + 0,028 = 0,038 мм

· Расчёт допуска отверстия

,

где - допуск отверстия, мм;

- наибольший предельный размер отверстия, мм;

- наименьший предельный размер отверстия, мм.

мм

· Вычисляем допуск вала

,

где - допуск вала, мм;

- наибольший предельный размер вала, мм;

- наименьший предельный размер вала, мм.

мм.

· Определение среднего квадратичного отклонения натяга:

,

где - среднего квадратичного отклонения натяга, мкм;

- допуск отверстия, мм;

- допуск вала, мм.

· Определение предела интегрирования:

Z = ,

где Z - предел интегрирования;

- среднее значение натяга, мм;

- среднее квадратичное отклонение натяга, мкм.

z = = 1,97

1 Определение функции ф(z) по значению z = 1,97 по таблице 1.1 [2]

ф(1,97) = 0,477

Расчет вероятности натягов (процент натягов) и вероятности зазора (процент зазора):

т.к z > 0, то вероятность натяга определяем по формуле:

,

где - вероятность натяга;

ф(z) - функция.

,

,

где - вероятность зазора;

ф(z) - функция.

,

Определяем процент натяга и зазора при взаимозаменяемости ГЦ соединений:

PN = 100·

PS = 100·

Т.е. при сборке примерно 97,7 % будут с натягами и 2,3% соединений - с зазорами.

Рисунок 1.2 - Схема расположения полей допусков для посадки

Посадка назначена в системе вала и относится к группе переходных посадок.

Таблица 1.1 - Результаты расчета посадки

Обозначение заданного соединения
Значения параметров соединения	Номинальный размер, мм	100
	Nmax	0,028
	Smax	0,010
	Допуск посадки, мм Тп	0,038
	Характер посадки	переходная
	Система посадки	СА
Значения параметров деталей	отверстие	Условное обозначение размера
		Допуск, мм ТD	0,023
		Значение основного отклонения, мм	0
		Предельные отклонения, мкм	Верхнее ES	+0,023
			Нижнее EI	0
		Предельные размеры, мм	Dmax, мм	100,023
			Dmin, мм	100
	вал	Условное обозначение размера
		Допуск, мм Тd	0,015
		Значение основного отклонения, мм	+ 0,013
		Предельные отклонения, мкм	Верхнее es	+ 0,028
			Нижнее ei	+ 0,013
		Предельные размеры, мм	dmax, мм	100,028
			dmin, мм	100,013

Задача №1.2

Исходные данные

Требуется провести анализ посадки.

Решение:

· Определяем предельные отклонения для S7 определяются по таблице 2.38 стр. 110 [4], для h6 определяются по таблице 2.35 стр. 95 [4]

· Вычисляем наибольший предельный размер отверстия по формуле 1.1

= 100 - 0,058 = 99,942 мм.

· Находим наименьший предельный размер отверстия по формуле 1.2

мм.

Определим наибольший предельный размер вала по формуле 1.3

мм.

· Вычисляем наименьший предельный размер вала по формуле 1.4

мм.

· Находим допуск для отверстия по формуле 1.10

мм.

· Вычисляем допуск для вала по формуле 1.11

мм.

· Вычисляем наибольший натяг по формуле 1.5

мм.

· Определяем наименьший натяг по формуле 1.6

мм.

· Вычисляем средний натяг по формуле 1.7

мм.

· Определяем допуск посадки с натягом

,

где - допуск отверстия, мм;

- допуск вала, мм.

мм.

Рисунок 1.3 - Схема расположения полей допусков для посадки

Посадка находится в системе вала и относится к посадкам с натягом.

Таблица 1.2 - Результаты расчета посадки

Обозначение заданного соединения
Значения параметров соединения	Номинальный размер	100
	Натяг Зазор, мм	Nmax	0,093
		Nmin	0,036
	Допуск посадки, мм Тп	0,057
	Характер посадки	С натягом
	Система посадки	СВ
Значения параметров деталей	отверстие	Условное обозначение размера
		Допуск, мм ТD	0,035
		Значение основного отклонения, мм	-0,058
		Предельные отклонения, мм	Верхнее ES	-0,058
			Нижнее EI	-0,093
		Предельные размеры, мм	Dmax, мм	99,942
			Dmin, мм	99,907
	вал	Условное обозначение размера
		Допуск, мм Тd	0,022
		Значение основного отклонения, мм	0
		Предельные отклонения, мм	Верхнее es	0
			Нижнее ei	-0,022
		Предельные размеры, мм	dmax, мм	100
			dmin, мм	99,078

Задача № 1.3

Исходные данные:

Требуется провести анализ посадки.

Решение:

· Определяем предельные отклонения для Н7 определяются по таблице 1.36 стр. 117 [2], для e8 определяются по таблице 1.29 стр. 90 [2]

· Вычисляем наибольший предельный размер отверстия по формуле 1.1

= 100+0,035=100,035 мм

· Вычисляем наименьший предельный размер отверстия по формуле 1.2

мм.

· Вычисляем наибольший предельный размер вала по формуле 1.3

99,928 мм.

Вычисляем наименьший предельный размер вала по формуле 1.4

· Вычисляем допуск для отверстия по формуле 1.10

· Вычисляем допуск для вала по формуле 1.11

.

· Определяем наименьший зазор

,

где - наименьший зазор, мм;

- наибольший предельный размер вала, мм;

- наименьший предельный размер отверстия, мм.

мм

· Находим наибольший зазор

,

где - наибольший зазор, мм;

- наименьший предельный размер вала, мм;

- наибольший предельный размер отверстия, мм.

,

· Вычисляем допуск посадки с зазором по формуле 1.18

,

· Вычисляем средний зазор

,

где Sm - средний зазор, мм;

- наибольший зазор, мм;

- наименьший зазор, мм.

65 мм.

Рисунок 1.4 - Схема расположения полей допусков для посадки

Посадка относится к системе отверстия и к группе посадом с зазором

Таблица 1.3 - Результаты расчета посадки

Обозначение заданного соединения
Значения параметров соединения	Номинальный размер	100
	Натяг Зазор, мм	Smax	0,161
		Smin	0,072
	Допуск посадки, мм Тп	0,089
	Характер посадки	С зазором
	Система посадки	СА
Значения параметров деталей	отверстие	Условное обозначение размера	100 H7
		Допуск, мм ТD	0,035
		Значение основного отклонения, мм	0
		Предельные отклонения, мм	Верхнее ES	0,035
			Нижнее EI	0
		Предельные размеры, мм	Dmax, мм	100,035
			Dmin, мм	100
	вал	Условное обозначение размера
		Допуск, мм Тd	0,054
		Значение основного отклонения, мм	-0,072
		Предельные отклонения, мм	Верхнее es	-0,072
			Нижнее ei	-0,126
		Предельные размеры, мм	dmax, мм	мм
			dmin, мм	мм

2. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Подшипники качения - наиболее распространенные стандартные сборочные единицы, изготовляемые на специализированных заводах. Они обладают полной внешней взаимозаменяемостью по присоединительным поверхностям, определяемым наружным диаметром D наружного кольца и внутренним диаметром d внутреннего кольца, и неполной внутренней взаимозаменяемостью между телами качения и кольцами. Вследствие малых

допусков зазоров и малой допускаемой разноразмерности комплекта тел качения кольца подшипников и тела качения подбирают селективным методом. Полная взаимозаменяемость по присоединительным поверхностям позволяет быстро монтировать и заменять изношенные подшипники качения при сохранении их хорошего качества; при несоблюдении полной взаимозаменяемости качество подшипников ухудшается.

Подшипники качения имеют следующие основные преимущества:

* обеспечивают более точное центрирование вала;

* имеют более низкий коэффициент трения;

* имеют небольшие осевые размеры.

К недостаткам подшипников качения можно отнести:

* повышенную чувствительность к неточностям монтажа и установки;

* жесткость работы, отсутствие демпфирования колебаний нагрузки;

Рисунок 2.1 - Подшипник качения

Подшипники, являясь опорами для подвижных частей, определяют их положение в механизме и несут значительные нагрузки. Подшипники качения имеют следующие основные преимущества по сравнению с подшипниками скольжения:

* обеспечивают более точное центрирование вала;

* имеют более низкий коэффициент трения;

* имеют небольшие осевые размеры.

К недостаткам подшипников качения можно отнести:

* повышенную чувствительность к неточностям монтажа и установки;

* жесткость работы, отсутствие демпфирования колебаний нагрузки;

* относительно большие радиальные размеры.

Классы точности подшипников качения. Качество подшипников определяется:

точностью присоединительных размеров d, D, ширины колец В;

точностью формы и взаимного расположения поверхностей колец подшипников и их шероховатости;

точностью формы и размеров тел качения и шероховатостью их поверхностей;

точностью вращения, характеризуемой радиальным и осевым биением дорожек качения и торцов колец.

Задача

Исходные данные шариковый подшипник с параметрами:

d = 17мм, D = 47мм, класс точности P4 соединяется с валом, имеющим поле допуска m5 и отверстие корпуса, имеющим поле допуска H6

Требуется составить подшипниковые посадки и провести их анализ

Решение: внутреннее кольцо с валом образует посадку - , которая выполнена в системе отверстия. Наружное кольцо образует с отверстием корпуса посадку - , которая выполнена в системе вала.

Отклонения для соединения внутреннего кольца с валом назначаются: для вала по ГОСТ 25346/3/, а для внутреннего кольца по ГОСТ 520/4/, т.е. Для соединения наружного кольца с отверстием корпуса отклонения назначаются: для отверстия корпуса по ГОСТ 25346/3/, а для наружного кольца по ГОСТ 520/4/, т.е.

· При соединении вала с внутренним кольцом подшипника образуются предельные размеры:

o Вычисляем наибольший предельный размер отверстия по формуле 1.1

Dmax = 17 + 0 = 17 мм;

o Определяем наименьший предельный размер отверстия по формуле 1.2

Dmin = 17 - 0,004 = 16,996 мм

o Рассчитываем наибольший предельный размер вала по формуле 1.3

d max = 17 + 0,015 = 17,015

o Вычисляем наименьший предельный размер вала по формуле 1.4

d min = 17 + 0,007 = 17,007 мм

Определяем наибольший натяг для посадки по формуле 1.5

Nmax = 17,015 - 16,996 = 0,019 мм

o Вычисляем наименьший натяг для посадки по формуле 1.6

Nmin = 17,007 - 17 = 0,007 мм

· При соединении отверстия с наружным кольцом подшипника образуются предельные размеры:

o Вычисляем наибольший предельный размер отверстия по формуле 1.1

Dmax = 47 + 0,016 = 47,016 мм;

o Вычисляем наименьший предельный размер отверстия по формуле 1.2

Dmin = 47 + 0 = 47 мм;

o Вычисляем наибольший предельный размер вала по формуле 1.3

d max = 47 - 0 = 47 мм;

o Вычисляем наименьший предельный размер вала по формуле 1.4

d min = 47 - 0,004 = 46,996;

o Вычисляем наибольший натяг для посадки по формуле 1.5

Nmax = 47 - 47 = 0 мм;

o Вычисляем наибольший зазор для посадки по формуле 1.8

Smax = 0,016 + 0,004 = 0,020 мм

Т.е. при соединении вала с внутренним кольцом подшипника образуются Nmax = 0,019мм Nmin = 0,007мм, а при соединении наружного кольца подшипника с отверстием корпуса Nmax = 0мм Smax = 0,020мм

Рисунок 2 - Схема расположения полей допусков:

а)Схема полей допусков соединения внутреннего кольца подшипника с валом;

б)Схема полей допусков соединения внешнего кольца подшипника с отверстием корпуса.

Таблица 2.1 - Результаты расчета подшипниковых посадок

Наименование элементов соединения	Номинальный размер, мм	Поле допуска	Допуск размера, мкм	Предельные отклонения, мкм	Предельные размеры, мм
				ES (es)	EI (ei)	max	min
Подшипник	Внутреннее кольцо	17	L4	4	0	-4	17	16,996
	Наружное кольцо	47	?4	4	0	-4	47,0	46,996
Вал	17	m5	8	+15	+7	17,015	17,007
Отверстие корпуса	47	H6	16	+16	0	47,016	47,0

3. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Резьбовые соединения широко используются в машиностроении в конструкциях машин, приборов, инструментов, приспособлений.

Все резьбы можно классифицировать по назначению, профилю витков, числу заходов, направлению вращения контура осевого сечения.

По назначению резьбы разделяются на общие и специальные. К резьбам общего назначения относятся резьбы, предназначенные для применения в любых отраслях промышленности:

а) крепежные (метрическая, дюймовая), применяемые для разъемных соединений. Основное требование - обеспечить прочность соединения и сохранить плотность (нераскрытие) стыка в процессе длительной эксплуатации;

б) кинематические (трапецеидальные и прямоугольные) применяются для ходовых винтов, винтов суппортов станка и столов измерительных приборов. Основное требование - обеспечить тонное перемещение при наименьшем трении и упорная - для преобразования вращательного движения в поступательное в прессах и домкратах. Основное требование - плавность вращения и высокая нагрузочная способность;

в) трубные и арматурные (трубные цилиндрические и конические, конические метрические), применяются для трубопроводов и арматуры разнообразного назначения.

Основное требование - обеспечение герметичности соединения.

Резьбы специального назначения предназначены для соединения одного типа деталей определенного механизма (резьба для цоколей эл. ламп, резьба для противогаза, окулярная резьба для оптических приборов).

По профилю витков: треугольные, трапецеидальные, упорные (пилообразные), прямоугольные, круглые.

По числу заходов: однозаходные, многозаходные.

В зависимости от направления вращения контура осевого сечения: правые и левые резьбы.

Основные параметры резьбы. (ГОСТ 9150-):

• d2 (D2) - средний диаметр;

• d (D) - наружный диаметр;

• d1 (D1) - внутренний диаметр;

• Р - шаг резьбы;

• Рп - ход резьбы;

• б - угол профиля резьбы;

• в и г - углы наклона сторон профиля;

• l - длина свинчивания - (длина соприкосновения винтовых поверхностей наружной и внутренней резьб в осевом сечении).

Предусмотрены срезы вершин:

у гайки;

у болта = Н/8.

Радиус закругления впадины болта:

R = H/6 = 0,144 Р,

где Р - шаг резьбы.

Резьбовые соединения с таким профилем отличаются повышенной прочностью по сравнению с резьбой, имеющей меньшие срезы и облегчается образование наружной резьбы накатыванием и внутренней резьбы нарезанием.

Форма впадины не регламентируется у гайки, у болта можно выполнять плоскосрезанной и закругленной. Реальный профиль должен быть расположен между линиями плоского среза на расстоянии Н/4 и Н/8 от вершины исходного треугольника.



Рисунок 3.1 - Реальный профиль метрической резьбы

Метрические резьбы бывают с крупным и мелким шагом. Установлено 3 ряда диаметров метрической резьбы и каждый диаметр имеет крупный и мелкие шаги.

Для обеспечения требований взаимозаменяемости свинчиваемых деталей устанавливают предельные контуры резьбы болта и гайки. При Н/h (с нулевым зазором) - контур являетcя общим. От номинального контура в направлении перпендикулярном оси резьбы отсчитываются отклонения диаметров и располагаются поля допусков, определяющих наименьший предельный контур болта и наибольший гайки.

Для обеспечения свинчиваемости и качества соединений действительные контуры не должны выводить за соответствующие предельные контуры на всей длине свинчивания.

Свинчиваемость будет обеспечена только в том случае, если разность диаметров d2 и D2 будет не меньше диаметральных компенсаций шага и половины угла профиля обоих деталей.

Для упрощения контроля резьб введено понятие приведенного среднего диаметра резьбы.

Для наружной резьбы и внутренней резьбы:

d2пр=d2изм+fб+fp ,

где fp - диаметральная компенсация погрешности шага, мкм;

fб - диаметральная компенсация погрешности угла профиля.

D2пр=D2изм - (fб+fp))

Приведенный средний диаметр можно представить как средний диаметр теоретической резьбы не имеющий отклонений шага, угла профиля и отклонений формы которая свинчивается с действительным резьбой без зазора и без натяга.

D2 (d2), P, б - основные параметры резьбы, они определяют характер контакта резьбовых соединений, его прочность, точность поступательного перемещения и др.

Т.к. между этими параметрами имеется взаимосвязь, то допустимые отклонения не нормируют раздельно, а устанавливают суммарный допуск на d2 и D2:

Td2(TD2) = Дd2(ДD2) +fб+fp,

где Td2(TD2) - суммарный допуск на средний диаметр наружной (внутренней) резьбы;

Дd2(ДD2) - средний диаметр, мм.

Верхний предел наружной резьбы - d2 пр, а нижний - собственно средний диаметр.

Для внутренней резьбы верхний предел d2, а нижний предел D2прив.

Система допусков и посадок для метрической резьбы диаметром от 1 до 600 мм регламентирована ГОСТ 16093 - посадки с зазором, ГОСТ 4608 - посадки с натягом и ГОСТ 24834 - переходные посадки.

Посадки с зазором.

Для получения посадок резьбовых деталей с зазором в ГОСТ 16093 - предусмотрено пять основных отклонений (d, е, f, g, h) для наружной и четыре (Е, F, G, Н) для внутренней резьбы. Эти отклонения одинаковы для диаметров d1, d2, d и D, D2, D1. Основные отклонения Е и F установлены только для специального применения при значительных толщинах слоя защитного покрытия.

При сочетании основных отклонений Н / h образуется посадка с наименьшим зазором, равным нулю. Указанные основные отклонения для наружной резьбы определяют верхние отклонения, а для внутренней - нижние отклонения.

Степени точности резьбы. Установлены следующие степени точности (ГОСТ 16093-)

для диаметра болта:

наружного 4,6,8

среднего 3,4,5,6,7,8,9,10*

для диаметра гайки:

внутреннего 4,5,6,7,8

среднего 4,5,6,7,8,9*

*степень точности резьб из пластмасс

Длины свинчивания. Для выбора степени точности в зависимости от длины свинчивания резьбы и требований к точности соединений установлены три группы длин свинчивания:

S - короткие;

N - нормальные;

L - длинные.

Классы точности.

Понятие о классах точности условное (на чертежах указывают не классы, а поля допусков), его используют для сравнительной оценки точности резьбы.

1 Точный класс рекомендуется для ответственных статически нагруженных резьбовых соединений;

2 средний класс - для резьб общего применении;

3 грубый - для резьб, нарезаемых на горячекатанных заготовках, в длинных глухих отверстиях и т.п.

Для обеспечения посадок с натягом шпильку следует ввинчивать в корпус туго, чтобы исключить ее проворачивание при затяжке в процессе сборки и эксплуатации или при отвинчивании гайки для ремонта и осмотра механизма.

Посадки с натягом регламентированы ГОСТ 4608 -, который распространяется на метрические резьбы диаметром 5 - 45 мм и шагом 0,8 - 3 мм.

Посадки с натягом по среднему диаметру предусмотрены только в системе отверстия.

Переходные посадки (ГОСТ 24834 -) применяют при одновременном дополнительном заклинивании шпилек по коническому сбегу резьбы, по плоскому бурту и по цилиндрической цапфе.

Задача

Исходные данные: резьбовое соединение 16 мм, посадка , шаг Р = 1,25 мм.

Требуется составить условное обозначение резьбового соединения и провести анализ посадки.

Решение Условное обозначение резьбового соединения будет выглядеть следующим образом М16 - .

Номинальные диаметры находим по таблице 4.24 [1]:

d2(D2) = d - 1 + 0,188 = 15,188 мм.

d1(D1) = d - 2 + 0,647 = 14,647 мм.

d (D) = 16 мм.

Диаметры резьбы с отклонениями:

для болта: для гайки:

d 2 = D2 =

d 1 = D1 =

d = D =

Таблица 3.1 - Параметры резьбового соединения М16 - .

Условное обозначение параметров резьбы по ГОСТ 16093	Детали	Предельные отклонения, мм	Предельные размеры,мм
		верхнее	нижнее	Наиб.	Наим.
D(d)	Гайка	Не норм.	0,026	-
	Болт	0	-0,220	16
D2(d2)	Гайка	0,238	0,026	16,238
	Болт	0	-0,165	16
D1(d1)	Гайка	0,236	0,026	16,236
	Болт	0	Не норм.	16	-

Находим предельные размеры гайки:

· вычисляем наибольшие предельные размеры отверстий по формуле 1.1;

16 + 0,238 = 16,238 мм.

где - наибольшый предельный размер отверстия среднего диаметра, мм.

+ 0,326 = 16,326 мм

где - наибольшый предельный размер отверстия внутреннего диаметра, мм.

· находим наименьший предельный размер отверстия по формуле 1.2

,

где - наименьший предельный размер отверстия внутреннего диаметра, мм;

- наименьший предельный размер отверстия среднего диамера,мм;

- наименьший предельный размер отверстия наружного диамера,мм.

Вычисляем предельные размеры болта:

· определим наибольший предельный размер вала по формуле 1.3;

мм

где - наибольший предельный размер вала наружного диаметра, мм;

- наибольший предельный размер вала внутреннего диаметра, мм;

- наибольший предельный размер вала среднего диаметра, мм;

· вычисляем наименьший предельный размер вала по формуле 1.4

мм

где - наименьший предельный размер вала наружного диаметра, мм;

мм

где - наименьший предельный размер вала среднего диаметра, мм;



Рисунок 3.1 - Схема расположения полей допусков резьбового соединения:

а)Схема расположения полей допусков для среднего диаметра;

б)Схема расположения полей допусков для внутреннего диаметра.

4. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

4.1 Соединения шлицевые прямобочные

В шлицевом соединении шпонки изготовляются за одно целое с валом, что способствует лучшему центрированию и более точному направлению втулки при передвижении ее вдоль оси вала. Кроме того, в шлицевом соединении легче осуществляется взаимозаменяемость валов и втулок. Прочность же шлицевых валов при динамических и переменных нагрузках значительно выше прочности валов со шпонками.

Шлицевые соединения, как и шпоночные, предназначены для передачи крутящих моментов в соединениях шкивов, муфт, зубчатых колес и других деталей с валами.

В отличие от шпоночных соединений, шлицевые соединения, кроме передачи крутящих моментов, осуществляют еще и центрирование сопрягаемых деталей. Шлицевые соединения могут передавать большие крутящие моменты, чем шпоночные, и имеют меньшие перекосы и смещения пазов и зубьев.

В зависимости от профиля зубьев шлицевые соединения делят на соединения с прямобочным, эвольвентным и треугольным профилем зубьев.

Основные параметры Шлицевые соединения с прямобочным профилем зубьев применяются для подвижных и неподвижных соединений: D - наружный диаметр; d - внутренний диаметр; b - ширина зуба; z-число зубьев.

По ГОСТ 1139- в зависимости от передаваемого крутящего момента установлено три типа соединений - легкой, средней и тяжелой серии.

В шлицевых соединениях с прямобочным профилем зуба применяют три способа относительного центрирования вала и втулки: по наружному диаметру D;

по внутреннему диаметру d; по боковым сторонам зубьев b.

Центрирование по D рекомендуется при повышенных требованиях к соосности элементов соединения, когда твердость втулки не слишком высока и допускает обработку чистовой протяжкой, а вал обрабатывается фрезерованием и шлифуется по наружному диаметру D. Применяется такое центрирование в подвижных и неподвижных соединениях.

Центрирование по d применяется в тех же случаях, что и центрирование по D, но при твердости втулки, не позволяющей обрабатывать ее протяжкой. Такое центрирование является наименее экономичным.

Центрирование по b используют, когда не требуется высокой точности центрирования, при передаче значительных крутящих моментов.

Задача

Исходные данные: b =7; zЧ dЧ D = 6Ч28Ч32; центрирование по «d»,рекомендуемые посадки ,

Требуется составить условное обозначение шлицевого соединения и провести анализ посадки.

Решение: при центрировании по D центрирующими параметрами являются «D» и «b», для параметра «b» чаще всего назначается внесистемная посадка. Поэтому распределение посадок будет выглядеть следующим образом: цилиндрический соединение подшипник конический

· для наружного диаметра посадка - ;

· для ширины шлица - .

Т.к внутренний диаметр d - не центрирующий параметр, то для втулки рекомендуется поле допуска - Н 11, а для вала 40,4 таблица 6.10 стр. 215[3].

Условное обозначение соединения (поля допусков на не центрирующий параметр допускается не указывать)

Условное обозначение шлицевой втулки

Условное обозначение шлицевого вала

Отклонения назначаются по ГОСТ 25346 - ,таблица. 3.20; 3.19 [2]

Вычисляем наибольшие и наименьшие предельные размеры шлицевого отверстия d = 28:

· вычисляем наибольший предельный размер шлицевого отверстия по формуле 1.1

= 28 + 0,160 = 28,160 мм.

· вычисляем наименьший предельный размер шлицевого отверстия по формуле 1.2

= 28 + 0=28 мм.

· находим допуск посадки для шлицевого отверстия по формуле 1.10

= 28,160- 28 = 0,160 мм.

Вычисляем наибольшие и наименьшие предельные размеры шлицевого вал

d = 28 :

· определяем наибольший предельный размер шлицевого вала по формуле 1.3

= 28 + 0 = 28 мм.

· вычисляем наименьший предельный размер шлицевого вала по формуле 1.4

= 28 - 1,3 = 26,7 мм.

· вычисляем допуск посадки для шлицевого вала по формуле 1.11

= 28 - 26.7 = 1,3 мм.

Значения параметров шлицевого соединения:

· рассчитываем допуск посадки с зазором по 1.18

= 0,160 + 1,3 = 1,46 мм;

· определяем наибольший зазор по формуле 1.20

= 28,160 - 26,7 = 1,46 мм;

· определяем наименьший зазор по формуле 1.19

= 28 - 28= 0 мм;

· вычисляем средний зазор по формуле 1.21

мм;

Таблица 4.1 - Распределение посадки внутреннего диаметра

Обозначение заданного соединения d = 28
Значения параметров соединения	Номинальный размер, мм	28
	Зазор, мм	Smax	1,3
		Smin	-
		Sm	0,65
	Допуск посадки, мм Тп	1,56
	Характер посадки	С зазором
	Система посадки	СА
Значения параметров деталей	отверстие	Условное обозначение размера
		Допуск, мм ТD	0,160
		Значение основного отклонения, мм	0
		Предельные отклонения, мкм	Верхнее ES	0,160
			Нижнее EI	0
		Предельные размеры, мм	Dmax, мм	28,160
			Dmin, мм	28
	вал	Условное обозначение размера
		Допуск, мм Тd	1,3
		Значение основного отклонения, мм	-
		Предельные отклонения, мкм	Верхнее es	-
			Нижнее ei, мм	-1,3
		Предельные размеры, мм	dmax, мм	28
			dmin, мм	26,7

Рисунок 4.1 - Поле допусков шлицевого соединения для внутреннего диаметра

Вычисляем наибольшие и наименьшие предельные размеры шлицевого отверстия

d = :

· вычисляем наибольший предельный размер шлицевого отверстия по формуле 1.1

= 32 + 0,025 = 32,025 мм.

· вычисляем наименьший предельный размер шлицевого отверстия по формуле 1.2

= 32 мм.

· находим допуск посадки для шлицевого отверстия по формуле 1.10

= 32,025 - 32 = 0,025 мм.

Вычисляем наибольшие и наименьшие предельные размеры шлицевого вала

d = :

· определим наибольший предельный размер шлицевого вала по формуле 1.3

= 32 + (- 0,025) = 31,075 мм.

· вычисляем наименьший предельный размер шлицевого вала по формуле 1.4

= 32 + (-0,050) = 31,050 мм.

· вычисляем допуск посадки для шлицевого вала по формуле 1.11

= 31,075- 31,050 = 0,025 мм.

Значения параметров соединения:

· рассчитываем допуск посадки с зазором по 1.18

= 0,025 + 0,025 = 0,050 мм;

· рассчитываем наибольший зазор по формуле 1.20

= 32,025 - 31,050 = 0,975 мм;

· определяем наименьший зазор по формуле 1.19

= 32 - 31,075 = 0,925 мм;

· вычисляем средний зазор по формуле 1.21

мм.

Таблица 4.2 - Распределение посадки наружного диаметра

Обозначение заданного соединения
Значения параметров соединения	Номинальный размер	32
	Зазор, мм	Smax	0,720
		Smin	0,310
		Sm	0,515
	Допуск посадки, ммТп	0,410
	Характер посадки	С зазором
	Система посадки	СА
Значения параметров деталей	отверстие	Условное обозначение размера
		Допуск, мм ТD	0,025
		Значение основного отклонения, мм	0
		Предельные отклонения, мкм	Верхнее ES	+0,025
			Нижнее EI	0
		Предельные размеры, мм	Dmax, мм	32,025
			Dmin, мм	32
	вал	Условное обозначение размера
		Допуск, мм Тd	0,025
		Значение основного отклонения, мм	-0,025
		Предельные отклонения, мкм	Верхнее es	-0,025
			Нижнее ei	-0,050
		Предельные размеры, мм	dmax, мм	31,075
			dmin, мм	31,050

Рисунок 4.2 - Поле допусков шлицевого соединения для наружного диаметра

Вычисляем наибольшие и наименьшие предельные размеры отверстия шлицевого соединения

d = :

· вычисляем наибольший предельный размер шлицевого отверстия по формуле 1.1

= 7 + 0,035 = 7,035 мм.

· вычисляем наименьший предельный размер шлицевого отверстия по формуле 1.2

= 7 + 0.013 = 7,013 мм.

· находим допуск посадки для шлицевого отверстия по формуле 1.10

= 7,035 - 7,013 = 0,022 мм.

Вычисляем наибольшие и наименьшие предельные размеры вала шлицевого соединения

d = :

· определим наибольший предельный размер шлицевого вала по формуле 1.3

 = 7 - 0,013 = 6,987 мм.

· вычисляем наименьший предельный размер шлицевого вала по формуле 1.4

= 7 - 0,035 = 6,965 мм.

· вычисляем допуск посадки для шлицевого вала по формуле 1.11

= 6,987 - 6,965 = 0,022 мм.

Определение значения параметров шлицевого соединения:

· допуск посадки с зазором по формуле 1.18

0,022 - 0,022 = 0 мм;

· определяем наибольший зазор по формуле 1.20

= 7,035 - 6,965= 0,07 мм;

· наименьший зазор формуле 1.19

7,013 - 6,987 = 0,026 мм;

· средний зазор по формуле 1.21

мм;

Таблица 4.2 - Распределение посадки ширины шлица

Обозначение заданного соединения b =
Значения параметров соединения	Номинальный размер	7
	Зазор, мм	Smax	0,070
		Smin	0,26
		Sm	0,48
	Допуск посадки, мм Тп	0,044
	Характер посадки	С зазором
	Система посадки	внесистемная
Значения параметров деталей	отверстие	Условное обозначение размера
		Допуск, мм ТD	0,022
		Значение основного отклонения, мм	+0,013
		Предельные отклонения, мкм	Верхнее ES	+0,035
			Нижнее EI	+0,013
		Предельные размеры, мм	Dmax, мм	7,035
			Dmin, мм	7,013
	вал	Условное обозначение размера
		Допуск, мм Тd	0,022
		Значение основного отклонения, мм	-0,013
		Предельные отклонения, мкм	Верхнее es	-0,013
			Нижнее ei	-0,035
		Предельные размеры, мм	dmax, мм	6,987
			dmin, мм	6,965

Рисунок 4.3 - Поле допусков шлицевого соединения для ширины шлица

5. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ КОНИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИИ

Система допусков углов установлена ГОСТ 8908- . Она распространяется на углы конусов и призматических элементов деталей с длиной меньшей стороны угла до 2500мм

Конус (наружный, внутренний) характеризуется диаметром большого основания D, диаметром малого основания d, углом конусаб, углом уклона б/2, длиной конуса L. Взаимосвязь между размерами D, d, L, б и б/2 выражается зависимостью:

0,5(D-d)/L = tgб/2,

где L - длина конуса;

D, d - диаметры большого и малого основания;

б/2 - угол наклона.

При необходимости параметры наружных конусов помечают индексом е, внутренних - i .

Плоскость поперечного сечения конуса, в которой задают номинальный диаметр конуса, называют основной плоскостью

Плоскость, служащая для определения осевого положения основной плоскости , называют базовой плоскостью.

Осевое расстояние между основной и базовой плоскостями конуса называют базорасстоянием конуса.

Допуски углов.

Все углы применяемые при конструировании, можно разделить на три группы:

1 нормальные углы общего назначения;

2 нормальные углы специального назначения (применяются в стандартизованных специальных деталях: конические шейки шпинделей станков, конусы разверток, зенкеров, оправок и т.д.);

3 специальные углы (углы, размеры которых связаны расчетными зависимостями, их нельзя округлять).

Для облегчения достижения взаимозаменяемости установлены ряды нормальных конусностей (СТ СЭВ 512 - ) и ряды нормальных углов ГОСТ 8908.

Допуском угла АТ - (от англ. Выражения angle tolerance - допуск угла) называется разность между набольшим amax и наименьшим amin предельными углами. Допуски должны назначаться в зависимости от номинальной длины L1 меньшей стороны угла.

Стандартом ГОСТ8908 - для углов установлено 17 степеней точности, обозначаемых АТ1, АТ2,...АТ17.

Допуск угла АТ при переходе от одной степени к другой изменяется по геометрической прогрессии с ф =16. Используя эту закономерность можно образовывать сверхточные степени 0; 01.

Реально достижимой является:

5 - для наружных конусов (к- калибры пробки) и 6 для внутренних конусов k-калибры втулки);

6, 7 - для изделий высокой точности;

10... 12 - при нормальной точности;

13…15 - в деталях пониженной точности;

16... 17 - для свободных размеров.

Для каждой степени установлены:

допуск угла АТб, выраженный в угловых единицах ( микрорадианах ) на чертежах указывается округленное значение допуска угла в градусной мере сек. АТб по Ст СЭВ 178 - (ГОСТ 8908 - );

допуск угла АТh , выраженный отрезком на перпендикуляр к стороне угла, противолежащей углу АТ0 на расстояние а от вершины этого угла ( для призматических элементов);

допуск угла конуса АТо, выраженный допуском на разность диаметров в двух перпендикулярных к оси сечений конуса на заданном расстоянии, а между ними определяется по перпендикулярам к оси конуса для конических поверхностей.

Допуски вида АТh назначаются на конусы, имеющие конусность более 1:3 в зависимости от L1.

Допуски углов могут быть расположены в плюс (+ АТ ) в минус (- АТ ) или симметрично (±АТ/2) относительно угла. При любом расположении поля допуска отклонения угловых размеров отсчитываются от номинального размера угла.

Указанные допуски используются при косвенном контроле угловых отклонений.

Коническое соединение характеризуется конической посадкой и базорасстоянием соединения.

Установлены посадки с зазором, с натягом, переходные.

Неподвижные соединения предназначены для исключения взаимного перемещения деталей или для передачи крутящего момента. Неподвижные конические соединения получаются путем приложения осевой силы, создающей соответствующий натяг, необходимый при передаче крутящегося момента . Под влиянием осевой силы происходит самоцентрирование деталей.

Конусные соединения обеспечивают более легкую разборку по сравнению с цилиндрическими соединениями, позволяют регулировать натяг в процессе работы

Переходные посадки применяют для обеспечения газо-, водо-, и маслонепроницаемости по сопрягаемым поверхностям. Их применяют в пробковых кранах трубопроводной арматуры и т.д.

Подвижные соединения применяют для обеспечения относительного вращения или зазора между элементами пары. Их используют в точных приборах, конических подшипниках станков и т.д. Для компенсации износа в подвижных соединениях и обеспечения достаточной величины затяжки неподвижных конусных соединений часть поверхности у наружного конуса не вводят в сопряжение с поверхностью внутреннего конуса, т.е. устанавливается определенный запас на износ или затяжку

Существуют несколько способов фиксации взаимного осевого положения наружных и внутренних конусов:

а) путем совмещения конструктивных элементов конусов (детали при сборке продвигаются до соответствующих базовых плоскостей);

б) путем установления между базовыми плоскостями заданного осевого базорасстояния Zp;

в) путем осевого смещения сопрягаемых конусов на заданную величину Еа от их начального положения, за которое принимается положение в момент фактического соприкосновения данной пары конусов.

Для конусов установлено два способа нормирования допуска диаметра конуса.

1 способ: допуск диаметра Тd устанавливается одинаковый в любом поперечном сечении конуса. То ограничивает отклонения угла конуса и отклонения формы конуса, если они не ограничены меньшими допусками АТа.

2 способ: раздельное нормирование каждого вида допуска: Тds (допуск на диаметр в указанном сечении), допуск угла конуса АТб, допуск круглости ТFR я и допуск прямолинейности образующей ТFL.

Методы контроля конусов

Существует много различных методов измерения параметров конусов. Наиболее распространенными являются:

1 методы контроля с помощью угловых мер:

- прямое измерение углов калибрами (пробками, втулками, угловыми плитками и

многомерными призмами);

контроль по отклонению базорасстояния калибров;

припасовка по краске;

опенка размера световой щели;

контроль специальными механическими и пневматическими приборами;

2 косвенные методы измерения угловых величин путем пересчета результатов линейных измерений; измерение на универсальном микроскопе координатным методом; с помощью синусных и тангенсных линеек;

3 точные гониометрические методы измерения угла оптическими приборами (гониометрами, оптическими делительными головками и оптическими квадрантами).

Контроль калибрами является комплексным и сводится к контролю базорасстояния Z, а через него к определению суммарной ошибки диаметров и угла конуса.

Степень прилегания калибра и характер контакта определяется по качанию вставленного калибра, а в ответственных случаях применяют метод окраски.

Задача

Исходные данные:

; Zpf = 5 мм; с 1:50

Требуется определить параметры конического соединения.

Решение:

o вычисляем верхнее отклонение для наружного конуса

esz = - ei/c,

где esz - верхнее отклонение для наружного конуса, мм;

ei - верхнее и нижнее отклонение наружного конуса, мм;

с - масштаб.

esz = - (-0.040/0,02) = 2 мм

o определяем нижнее отклонение для наружного конуса

eiz = - es/c,

где eiz - нижнее отклонение для наружного конуса, мм;

es - верхнее и нижнее отклонение наружного конуса, мм;

с - масштаб.

eiz = - (-0,025/0,02) = 1,25 мм

o вычисляем верхнее отклонение для внутреннего конуса

ESz = -EI / c,

где ESz - верхнее отклонение для внутреннего конуса, мм;

EI - нижнее отклонение для отверстия, мм;

с - масштаб.

ESz = 0/0,02 = 0 мм

o рассчитываем нижнее отклонение для внутреннего конуса

EIZ = - ES / с,

где EIZ - нижнее отклонение для внутреннего конуса, мм;

ES - верхнее отклонение для отверстия, мм.

EIz = - 0,015/0,02 = - 0,75 мм

o вычисляем максимальное предельное базорасстояние

Zpfmax = Zpt + (es - EI /с),

где: Zpfmax - максимальное предельное базорасстояние, мм;

Zpt - базорасстояние;

es -верхнее предельное отклонение вала, мм;

EI - нижнее отклонение для отверстия, мм.

Zpfmax = 5+ (-0,025)/0,02 = 3,75 мм

o определяем наименьшее предельное базорасстояние

Zpfmin = Zpt + (ei - ES) /с,

где Zpfmin -наименьшее предельное базорасстояние, мм;

Zpt - базорасстояние;

ei - нижнее предельное отклонение вала, мм;

ES - верхнее отклонение для отверстия, мм.

Zpfmin = 5 + (-0,040 - 0,015)/0,02 = 2,25 мм

o вычисляем диаметральный допуск для внутреннего конуса

Td = es - ei,

где Td- допуск для внутреннего конуса, мм;

es - верхнее предельное отклонение вала, мм;

ei - нижнее предельное отклонение вала, мм.

Td = -0,025 - (-0,040) = 0,015 мм

o вычисляем диаметральный допуск для наружного конуса

TD = ES - EI,

где TD- допуск для наружного конуса, мм;

ES - верхнее отклонение для отверстия, мм;

ES - верхнее отклонение для отверстия, мм.

TD = 0,015-0 = 0,015 мм

· Расчёт осевых допусков:

ТZe = esz-eiz,

где ТZe - осевой допуск для наружного конуса;

eiz - нижнее отклонение для наружного конуса, мм;

esz - верхнее отклонение для наружного конуса, мм.

ТZe = 0,4 - 0,25 = 0,15 мм

ТZi = ESz-ЕIz,

где ТZi - осевой допуск для внутреннего конуса;

ESz - верхнее отклонение для внутреннего конуса, мм;

EIZ - нижнее отклонение для внутреннего конуса, мм.

ТZ i = 0 - (-0,15) = 0,15 мм

TZ = Тd/с,

где TZ - осевой допуск;

Тd - допуск вала, мм;

с - масштаб.

TZ = 0,015/0,02 = 0,15 мм

Рисунок 5 - Схема расположения полей допусков

6. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

Эвольвентный профиль получается в результате обкатывания нарезаемого колеса без скольжения зуборезным инструментом.

По эксплуатационному назначению зубчатые передачи делят на 4 основные группы:

К отсчётным относятся зубчатые передачи измерительных приборов, делительных механизмов металлорежущих станков, делительных машин, счётно - решающих механизмов и т.п. Колёса этих передач имеют малый модуль и работают при малых нагрузках и скоростях. Основной эксплуатационный показатель этих передач - кинематическая точность, т.е. точная согласованность углов поворота ведущего и ведомого колёс передачи.

Скоростными являются зубчатые передачи турбин редукторов, двигатели турбовинтовых самолётов и другие. Окружные скорости таких передач могут составлять 60 м/с. При большой передаваемой мощности до 40 тысяч квт. Их основной эксплуатационный показатель - плавность работы, т.е. отсутствие циклических погрешностей многократно повторяющихся за оборот колеса.

С ростом скорости вращения требования плавности работы повышаются. Это может быть достигнуто при min погрешностях формы и взаимного расположения.

Для тяжело нагруженных скоростных зубчатых передач имеет значение и полнота контакта зубьев. Они имеют модуль средней величины.

К силовым относится зубчатые передачи передающие значительные крутящие моменты, работающие при малых числах оборотов (з.п. шестеренных клетей прокатных станов, подъёмно-транспортных механизмов и другие). Они имеют большой модуль основное требование - обеспечение более полного использования активных боковых поверхностей зубьев, т.е. получение наибольшего пятна контактов зубьев.

К передачам общего назначения требования по точности не предъявляют.

При разработке системы допусков для зубчатых передач, необходимо рассматривать зубчатые передачи как звено механизма, погрешности которого определяют характер нарушения кинематической функции этого механизма, снижает его долговечность и др. Погрешность передачи представляет собой отклонение действительного закона относительного движения колёс реальной передачи от закона относительного движения колёс идеально точной передачи, т.е.

F(ц) = f(ц) - f0 (ц),

где F(ц) - функция кинематической погрешности реальной передачи;

f(ц) и f0 (ц) - законы относительного движения колёс реальной и идеальной передач.

Показатели точности должны регламентировать точность как отдельного колеса, так и определять эксплуатационные параметры всей передачи, характер который зависит от их служебного назначения.

Эти исходные положения были использованы при разработке системы допусков для эвольвентных цилиндрических зубчатых передач, которая была оформлена ГОСТ1643-81.

Стандартом установлены понятия наибольшей кинематической погрешности передачи определяемой наибольшей алгебраической разностью значений кинематической погрешности передачи за полный цикл изменения относительного положения з.к.

- является показателем для 3-8 степени точности.

- допуск .

- допуск на погрешность профиля зуба.

возникает из-за погрешности цепей обката зуборезного станка, несовпадений центра основной окружности колеса с его рабочей осью, неточности зуборезного инструмента, погрешности его установки и т.д.

На кинематическую точность зубчатого колеса влияют такие погрешности, суммарная, воздействие которых обнаруживается один раз за оборот колеса.

К ним относятся погрешности обката, накопленная погрешность шага, радиальное биение зубчатого венца, колебания длины общей нормали и измерительного межосевого расстояния за оборот колеса.

Погрешность обката Fcr - возникает в результате несогласованности угловых поворотов обрабатываемого колеса и зубообрабатывающего инструмента.

Fpkr - кинематическая погрешность зубчатого колеса при повороте на К угловых шагов.

Накопленная погрешность шага по зубчатому колесу Fpr

Fpr - образуется в следствии погрешности обката и монтажного эксцентриситета зубчатого колеса

Frr - практически определяется разностью расстояния от рабочей оси колеса до постоянной хордыSc зубьев. Оно вызывается неточным совмещением рабочей оси колеса с технологической осью при зубообработке и радиальным биением делительного колеса станка

Frr - допуск Fr.

Плавность работы.

Эта характеристика определяется такими параметрами, погрешности которых многократно (циклически) проявляются за оборот з.к. и составляют часть кинематической погрешности.

Кинематическую погрешность можно представить в виде спектра гармонических составляющий, амплитуда и частота, которых зависит от характера составляющей погрешности. Так отклонения шага зацепления вызывают колебание кинематической погрешности с частотой равной частоте входа в зацепление зубьев колёс с зубцовой частотой.

Fr - допуск на радиальное биение зубчатого венца.