2600

чии осевой нагрузки (для однорядных ПК k3 = 1).

В случае местного нагружения колец ПК поля допусков и посадку определяют по справочным таблицам ГОСТа, учитывая режим работы подшипника (табл. 7, 8). Режим работы подшипника определяется через отношение приведенной нагрузки P к номинальной динамической грузоподъемности С.

Таблица 6. Допускаемые значения интенсивности радиальной нагрузки

Если Р/С 0,07 – легкий режим; если 0,07 Р/С 0,15 – нормальный режим; если Р/С 0,15 – тяжелый режим.

Таблица 7. Рекомендуемые посадки шариковых и роликовых подшипников на

вал, класс точности – 0

Таблица 8. Рекомендуемые посадки шариковых и роликовых подшипников в

корпус, класс точности – 0

КОНТРОЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ

1.Какие классы точности подшипников качения существуют?

2.Из каких деталей состоит подшипник качения?

3.Какие виды нагружения колец подшипников существуют?

4.Каковы особенности посадок подшипников качения?

5.В какой системе выполняются посадки внутреннего и внешнего колец ПК и почему?

6.Что учитывается при выборе посадок подшипников качения?

7.Как определить интенсивность радиальной нагрузки?

8.Почему поле допуска внутреннего кольца подшипника перевернуто относительно нулевой линии?

9.Как на чертеже обозначаются посадки подшипника качения?

Глава 7. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ШЛИЦЕВЫХ, ШПОНОЧНЫХ И ЗУБЧАТЫХ СОЕДИНЕНИЙ

7.1. Виды центрирования шлицевых соединений

Шлицевые соединения способны передавать большие крутящие моменты, имеют высокую усталостную прочность и надежность, высокую точность центрирования соединяемых деталей, отличающихся равномерным распределением нагрузки по высоте зуба.

В зависимости от профиля зубьев шлицевые соединения подразделяются на прямобочные, эвольвентные и треугольные. Эвольвентные шлицевые соединения по сравнению с прямобочными передают большие крутящие моменты, имеют на 10…40 % меньшую концентрацию напряжений у основания зубьев, повышенную циклическую прочность и долговечность, проще в изготовлении.

Прямобочные шлицевые соединения (ГОСТ 1139 80) центрируются тремя способами: по наружному диаметру D, по внутреннему диаметру d, по ширине шлицев b (рис. 31).

Рис. 31. Виды центрирования шлицевых соединений

Центрирование по d и D применяют в шлицевых соединениях, к которым предъявляются высокие требования по кинематической точности.

Центрирование по внутреннему диаметру d применяют в тех случаях,

когда втулка имеет высокую твердость после термообработки и ее не обрабатывают протягиванием (а шлифуют) или когда могут возникать значительные искривления длинных валов после термообработки. Преимущество – возможность передачи больших крутящих моментов.

Центрирование по наружному диаметру D рекомендуется тогда,

когда втулку термически не обрабатывают. Данный вид центрирования применяют для неподвижных соединений, когда отсутствует износ от осевых перемещений; для подвижных соединений, воспринимающих небольшие нагрузки. В автомобилестроении – до 80 % центрирование по D.

Центрирование по b целесообразно при передаче знакопеременных нагрузок, больших крутящих моментов, а также при реверсивном движении. Этот способ не обеспечивает высокой точности центрирования и поэтому его применяют редко.

7.2. Посадки шлицевых соединений

Допуски и посадки шлицевых соединений с прямобочным профилем зуба

Посадки шлицевых соединений с прямобочным профилем строят по системе отверстия (номенклатура дорогостоящих протяжек меньше, чем при применении системы вала). Посадки осуществляют по центрирующей цилиндрической поверхности и одновременно по боковым поверхностям впадин втулки и зубьев вала (т.е. по d и b, или по D и b, или только по b). Отклонения размеров отверстия и вала отсчитывают от номинальных размеров d, D и b. Основные поля допусков показаны на рис. 32.

Рис. 32. Поля допусков при центрировании по внутреннему диаметруd

При центрировании по внутреннему диаметру d стандартом рекомендуются следующие посадки с зазором:

H7/f7, H7/g6 – для d; H7/f7, H7/g6 – для D; D9/h9, F10/f9 – для b.

Рекомендуемые переходные посадки:

H7/n6, H7/js6 – для d и D.

При высоких требованиях к точности центрирования стремятся по-

лучить наименьшие зазоры по центрирующим диаметрам. Если основным требованием к соединению является высокая прочность, то предусматривают возможно меньшие зазоры между боковыми поверхностями зубьев и впадин. Пример: карданное сочленение в автомобилях, где используется центрирование по боковым сторонам зубьев.

Допуски и посадки шлицевых соединений с эвольвентным профилем зуба

В эвольвентных шлицевых соединениях втулку относительно вала центрируют по боковым поверхностям зубьев или по наружному диаметру (рис. 33). Центрирование по внутреннему диаметру не рекомендуется из-за малых размеров опорных площадок во впадинах зубьев. Наибольшее распространение получил способ центрирования по боковым поверхностям зубьев, обеспечивающий более высокую точность центрирования.

Рис. 33. Центрирование эвольвентных шлицевых соединений

Допуски и посадки при центрировании по боковым поверхностям зубьев регламентированы ГОСТ 6033 – 80. При этом виде центрирования установлено два вида допусков размера ширины е впадины втулки и толщины s зуба вала (рис. 34):

Те (Тs) – допуск ширины впадины втулки (толщины зуба вала);

Т – суммарный допуск, включающий отклонение размера ширины впадины (толщины зуба), а также отклонения формы и расположения элементов профиля впадины (зуба).

Отклонение размеров e и s отсчитывают от их общего номинального размера по дуге делительной окружности.

Для ширины e впадины втулки установлено одно основное отклонение H и 7-я, 9-я, 11-я степени точности. Для толщины s зуба вала установлены десять основных отклонений: a, c, d, f, g, h, k, n, p, r и 7-я – 11-я степени точности.

Рис. 34. Расположение полей допусков ширины впадины втулки (а) и толщины зуба вала (б)

Посадки по боковым поверхностям зубьев предусмотрены в системе отверстия. Допуски нецентрирующих диаметров при центрировании по боковым поверхностям зубьев принимают такими, чтобы в соединении исключить контакт по этим диаметрам. Для нецентрирующих элементов D и d назначены поля допусков Н11 и h12 соответственно.

Допуски и посадки при центрировании по наружному диаметру

регламентированы ГОСТ 6033 – 80. Установлены два ряда полей допусков для центрирующих диаметров окружности впадин Df и окружности вершин зубьев вала da:

ряд 1 – H7 для Df; n6, js6, h6, g6, f7 – для da;

ряд 2 – H8 для Df; n6, h6, g6, f7 – для da.

Первый ряд следует предпочитать второму. Значения основных отклонений и допусков приведены в ГОСТ 25346 – 82.

7.3. Обозначение шлицевых соединений на чертежах

Обозначение соединений с прямобочным профилем зубьев

Обозначение должно содержать букву, обозначающую поверхность центрирования, число зубьев и номинальные размеры d, D и b соединения вала и втулки, обозначение полей допусков или посадок диаметров, а также b, помещенные после соответствующих размеров. Допускается не указывать в обозначении допуски нецентрирующих диаметров.

Пример 1. Число зубьев z = 8; внутренний диаметр d = 36 мм; наружный диаметр D = 40 мм; ширина зуба b = 7 мм; центрирование по внутреннему диаметру; посадка по d – H7/e8; по b – D9/f8.

Обозначение: d – 8 36 H7/e8 40 7 D9/f8.

Пример условного обозначения отверстия втулки того же соедине-

ния: d – 8 36H7 40 7D9; для вала: d – 8 36e8 40 7f8.

Пример 2. Дано обозначение: D – 8 42 48H8/h7 8F7/e8.

Итак, это означает: шлицевое прямобочное соединение с числом зубьев z = 8, центрирование по D = 48 мм с посадкой H8/h7, ширина зуба b = 8 мм с посадкой F7/e8, нецентрирующий диаметр d = 42 мм.

Обозначение соединений с эвольвентным профилем зубьев

Обозначение должно содержать номинальный диаметр соединения D, модуль m, обозначение посадки (полей допусков вала и отверстия), помещаемое после размеров центрирующих элементов и номер стандарта.

Пример. Соединение с номинальным диаметром D = 50 мм и модулем m = 2 мм при центрировании по боковым сторонам зубьев (по ширине b) с посадкой 9H/9g по боковым поверхностям.

Обозначение: 50 2 9Н/9g ГОСТ 6033 – 80.

Обозначение шлицевого вала: 50 2 9g ГОСТ 6033 – 80; втулки: 50 2 9Н ГОСТ 6033 – 80.

При центрировании по D с посадкой H7/g6 соединение обозначают: 50 H7/g6 2 ГОСТ 6033 – 80.

7.4. Стандартизация шпоночных соединений

Основное назначение шпоночных соединений передача крутящего момента. Наиболее широкое применение получили призматические шпоночные соединения. Для получения различных посадок призматических шпонок установлены поля допусков на ширину шпонок, пазов валов и втулок. Для размеров шпонок установлены следующие поля допусков: по ширине h9, по высоте h11, по длине h14.

Установлены три типа шпоночных соединений: свободное, нормальное, плотное. Ширина паза вала и втулки регламентирована ГОСТ

23360 78 (табл. 9).

Таблица 9. Шпоночные соединения

7.5. Допуски зубчатых соединений

ГОСТ 1643 – 81 все требования к зубчатым передачам разделяет на группы:

величины бокового зазора;

кинематической точности;

плавности работы;

полноты контакта поверхностей зубьев.

Для каждой группы ГОСТ устанавливает 12 степеней точности зубчатых колес и передач, обозначаемых в порядке убывания точности циф-

рами 1, 2, 3 … 11, 12.

1-я, 2-я степени точности – перспективные (пока не имеют установленных допусков);

3-я – 5-я – для передач, работающих при особо высоких скоростях вращения;

6-я, 7-я – для особо ответственных передач (делительных механизмов и устройств);

8-я, 9-я – для зубчатых колес средней точности; 10-я –12-я – для неответственных передач.

Требования к точности величины бокового зазора

Теоретически зубчатая передача является двухпрофильной. Это означает, что контакт зубьев колес происходит одновременно по их правым и левым боковым сторонам. Реальная зубчатая передача является однопрофильной – контакт зубьев происходит только по рабочей стороне профиля. Величина бокового зазора, и довольно значительная, необходима, когда зубчатая передача при работе разогревается, а внешняя среда имеет низкую температуру. Боковые зазоры необходимы в передачах, часто меняющих направление вращения (реверсивные передачи).

Стандарт устанавливает наименьший гарантированный боковой зазор jn min и допуски на него Tjn. Величина его назначается в соответствии с условиями работы передачи. ГОСТ 1643 – 81 устанавливает шесть видов сопряжений по боковому зазору (рис. 35).

Рис. 35. Схема расположения полей допусков зубьев зубчатых колес: 1 – гарантированные зазоры jn min; 2 – допуски на боковые зазоры Tjn

Введено 6 видов сопряжений, которые обозначены прописными буквами H, E, D, C, B, A в порядке роста величины зазора. Допуски на боковой зазор Tjn обозначаются h, d, c, b, a, z, y, x (табл. 10). Существенное влияние на величину гарантированного бокового зазора оказывают отклонения межосевого расстояния зубчатых колес. Поэтому, кроме допусков на параметры зубчатого колеса, ГОСТ устанавливает отдельные классы отклонений межосевого расстояния (см. табл. 10). Таких классов шесть и они обозначаются римскими цифрами I, II … VI в порядке убывания точности.

Гарантированный боковой зазор измеряют в собранной передаче с помощью щупов или свинцовой проволоки (пластины), обжимаемой в нерабочем пространстве между зубьями или при проворачивании пары зацепления.

Таблица 10. Нормы точности бокового зазора

Требования к кинематической точности

Кинематическая точность регламентирует степень согласованности углов поворота ведущего и ведомого колес и зависит от кинематической точности зуборезного станка, на котором нарезают данное колесо, и от соосности заготовки зубчатого колеса с осью вращения оправки станка, на котором закреплена заготовка колеса.

Основные показатели кинематической точности:

наибольшая кинематическая погрешность зубчатого колеса Fir' ;

радиальное биение зубчатого колеса Fr r;

наибольшая кинематическая погрешность передачи Fior' и др.

Наибольшая кинематическая погрешность Fir' это разность меж-

ду действительным и номинальным углами поворота зубчатого колеса. Fir'

представляет собой алгебраическую разность значений погрешности угла поворота колеса в пределах одного оборота (рис. 36).

Радиальное биение зубчатого колеса Fr r – это наибольшая, в пре-

делах полного оборота зубчатого колеса, разность расстояний от рабочей оси этого колеса до элемента исходного контура, наложенного на профиль зубьев этого колеса.

Требования к плавности работы

Неплавность работы колес проявляется на графике кинематической погрешности (см. рис. 36) волнообразным характером кривой. Нарушение плавности приводит к возникновению шума и вибраций. Повышение плавности работы достигается чистовой обработкой зубчатых колес.

Основные показатели плавности работы:

отклонение шага зацепления fpbr (рис. 37);

погрешность профиля зуба ffr;

местная кинематическая погрешность колеса fir' и другие.

Рис. 36. Кривая кинематической погрешности зубчатого колеса

Шаг зацепления есть кратчайшее расстояние между двумя параллельными плоскостями, касательными к двум одноименным боковым поверхностям соседних зубьев колеса.

Отклонение шага зацепления fpbr – разность между действительным и номинальным шагами зацепления.