Проектування та аналіз роботи вузла редуктора (стр. 4 из 5)

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

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

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

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

8.2 Розшифровка позначень посадки

Дано: Діаметр з’єднання: 52H8/k7; тип шпонки: призматична; вид з’єднання: щільне.

1. Призначаємо параметри шпонки згідно заданих умов.

Згідно заданого діаметра вала D = d = 52 мм призначаємо шпонку перерізом b×h = 16×10, де b=16 мм; h=10 мм.

Довжина шпонки l=50 мм.

Отже, b×h×l=16×10×50.

2. Розшифровуємо умовне позначення шпонки:

b=16 мм – ширина шпонки, а значить ширина паза втулки і вала;

h=10 мм – висота шпонки, для якої глибина паза вала t₁=6 мм; глибина паза втулки t₂=4,3 мм;

l=50 мм – довжина шпонки і паза вала.

3. Вибираємо посадки для шпоночного з’єднання.

Враховуючи, що тип шпонки – призматичний, вид шпоночного з’єднання – щільне, а діаметр вала – d=52 мм знаходимо поля допусків на:

ширина шпонки 16h9_-0,043;

ширина паза вала 16P9

;

ширина паза втулки 16P9

;

висота шпонки h – 10h9_-0,036;

довжина шпонки l – 50h14_-0,62;

довжина паза вала під шпонку l – 50H15^+1,0;

глибина паза валу t₁ – 6 h12_–0,12;

глибина паза втулки t₂ – 4,3 h12_-0,12 .

4. Розраховуємо величину посадок у з’єднанні шпонки з пазом втулки.

Шпонка з пазом втулки має перехідну посадку 16P9/h9, тому:

S_max = ES – ei = -0,018 – (-0,043) = 0,025(мм);

N_max = es – EI = 0 – (-0,061) = 0,061(мм);

S_cp = (S_max + (-N_max))/2 = (0,025 + (-0,061))/2 = -0,018(мм).

Отже, паз втулки з шпонкою має перехідну посадку для надійного центрування, але переважно з натягом.

Схема розміщення полів допусків шпонкового з’єднання див. Додаток Е

9. Вибір посадок для шліцьового з’єднання

9.1 Обґрунтування вибору посадок для шліцьових з’єднань

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

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

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

Шліцьові з'єднання трикутним профілем широкого поширення не набули.

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

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

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

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

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

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

Рис. 9.2

Допуски й посадки. ГОСТ 1139-80 /СТ РЕВ 187-75 і СТ РЕВ І88-75/ регламентує допуски на розміри

Повний /сумарний/ допуск /рис.9.3/ дорівнює сумі похибок розміру, форми і розміщень поверхонь. Наприклад:

де

- відповідно похибки розмірів, форми і розміщень .

Рекомендовані поля допусків втулок:

Рис.9.3

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

Визначаємо розміри елементів шліцьового з’єднання.

.

Розшифровка позначень посадки.

b  спосіб центрування за боковими сторонами шліців b:

Втулка

,

вал

;

z = 8  число шліців;

d = 46  внутрішній діаметршліца;

D = 54  зовнішній діаметршліца;

b = 9  ширина шліца.

Визначаємо розмірні характеристики шліцьового з’єднання. Результати наведено в таблиці 9.1.

Таблиця 9.1 Розмірні характеристики шліцьового з’єднання

Елементи з’єднання	Номінальний розмір	Поле допуску	Граничне відхилення, мм		Граничний розмір, мм		Допуск розміру мм
			ES (es)	EI (ei)	Максимальний	Мінімальний
Отвір	46	H11	0,160	0	46,160	46	0,160
Вал	46	-	-	-	-	-	-
Ширина впадин отвору	9	F8	+0,035	+0,013	9,035	9,013	0,022
Товщинашліца вала	9	f8	-0,013	-0,035	8,987	8,965	0,022
Отвір	54	H12	0,300	0	54,300	54	0,300
Вал	54	a11	-0,340	-0,530	53,660	53,470	0,190

Схема розміщення полів допусків шліцевого з’єднання див. Додаток Ж

10. Розрахунок розмірних ланцюгів

10.1 Основні положення теорії розмірних ланцюгів

В будь-якій конструкції машини або механізму окремі деталі зв’язані між собою взаємним розміщенням, розмірами та допусками на них. Вказаний зв’язок регламентується розмірними ланцюгами.

Розмірний ланцюг сукупність взаємозв’язаних розмірів, які утворюють замкнутий контур та визначають взаємне розміщення поверхонь (або осей) однієї або декількох деталей.

Однією з основних властивостей розмірного ланцюга є його замкнутість, яка і визначає взаємозв’язок розмірів деталей, які входять в розмірний ланцюг.

Кожний з розмірів, який утворює розмірний ланцюг, називається ланкою. Серед ланок розмірного ланцюга розрізняють одну замикаючу ланку, а інші  складові.

Замикаюча ланка розмірного ланцюга A_Σ безпосередньо не виконується, а утворюється автоматично в результаті виконання всіх ланок.

По відношенню до замикаючої ланки складові ланки діляться на збільшуючі, із збільшенням яких вихідна ланка збільшується, та зменшуюча, при збільшенні яких вихідна ланка зменшується.

Вид ланки (збільшуюча або зменшуюча) можна встановити використовуючи правило обходу по контуру. Для цього на схему розмірного ланцюга замикаючій ланці надають певне направлення, яке позначається стрілкою над буквеним позначенням ланки.

10.2 Схема розмірного ланцюга

На рис. 9.1. зображено вузол коробки швидкостей.

Згідно з технічними вимогами до вузла, що розглядається необхідно щоб сумарний осьовий зазор між торцем кришки 2 і торця підшипника 34 знаходився в межах 0,40...0,85 мм.

Необхідно визначити допуски та граничні відхилення на розміри тих деталей, які визначають величину осьового зазору.

Розрахунок розмірного ланцюга методом рівних допусків

Аналіз конструкції показує, що вихідною ланкою є осьовий зазор, який залежить від розмірів А_1, А₂, А₃,А₄, А₅, А₆,А₇, А₈, А₉, А₁₀, А₁₁, А₁₂.

Будуємо схему розмірного ланцюга.

Задаємо направлення обходу по контуру і визначаємо зменшуючи та збільшуючі ланки :

А₁, А₂, А₃, А₄, А₅, А₆, А₇– зменшуючі;

А₈, А₉, А₁₀, А₁₁, А₁₂– збільшуючі.

Згідно з заданими технічними умовами A_Σmax = 0,90 мм;

A_Σmin = 0,62 мм, можна записати A_Σ = 0,55

. Тобто номінальне

значення вихідної ланки A_Σ = 0,55. Допуск на розмір вихідної ланки