Гост 1139-80 основные нормы взаимозаменяемости. соединения шлицевые прямобочные. размеры и допуски (с изменениями n 1, 2)

Прочность прямобочных шлицев.

Напряжение смятия на рабочей поверхности шлица (рис. 587)

где H — полная высота шлица; h — активная высота шлица за вычетом галтели радиусом r у основания шлица и фаски (с) на наружной грани шлица (принято с = r); L — длина шлицев.

Действующая на шлиц сила

где М_кр = М­_Т — момент, передаваемый соединением; R — средний радиус шлицев; z — число шлицев, равное по исходному допущению

(b — ширина шлица); i — доля шлицев, воспринимающих нагрузку.

Следовательно,

и

Назовем b\H относительной шириной профиля и r/Н — относительным радиусом галтели и введем обозначения b/H = u; r/H = Р_H.

Приняв

получаем безразмерную величину приведенного напряжения смятия

Действительное напряжение смятия

Для определения напряжений изгиба примем, что сила Р приложена посередине высоты шлица. Напряжение изгиба в опасном сечении у основания шлица

где k_э — эффективный коэффициент концентрации напряжений.

Подставляя в это выражение значение Р из уравнения (140), получаем

Приведенное напряжение изгиба

Для определения концентрации напряжений воспользуемся диаграммой (рис. 588), изображающей эффективный коэффициент концентрации напряжений k_э, для призматического стержня из прочной стали по осредненным данным, полученным рядом авторов, в зависимости от ρ_b = r/b.

Принятое обозначение ρ_H = r/Н связано с величиной ρ_b соотношением ρ_H = uρ_b.

Как видно из выражений (142) и (144), напряжения изгиба и смятия определяются только относительной шириной шлица (u) и относительным радиусом галтели ρ_H. Число шлицев и абсолютные их размеры не имеют значения. Соединения с малым числом крупных шлицев и с большим числом мелких шлицев (рис. 589, a—в), равнопрочны, если профили шлицев геометрически подобны.

Мелкие шлицы применять целесообразнее. Уменьшение высоты шлицев при заданном внутреннем диаметре вала сокращает радиальные размеры соединения, а при заданном наружном — увеличивает внутренний диаметр вала, существенно повышая его прочность. Из-за коэффициента влияния абсолютных размеров сопротивление усталости мелких шлицев выше, чем крупных. На рис. 590, а показаны подсчитанные по формулам (142) и (144) приведенные напряжения изгиба σ_0изг и смятия σ_0см для различных u и ρ_H. При малых u (узкие и частые шлицы) напряжения смятия невелики, а напряжения изгиба значительны. При больших u (широкие и редкие шлицы) напряжения смятия превышают напряжения изгиба.

Так, например, при u = 1 и ρ_H = 0,1 напряжения смятия σ_0см = 1,25 (точка А), а изгиба σ_0изг = 5,1 (точка Б). При u = 3 и ρ_H = 0,1 напряжение σ_0см = 3,75 (точка В), а σ_0изг = 1,9 (точка Г). С увеличением ρ_H напряжения смятия возрастают, а напряжения изгиба снижаются; с уменьшением — наоборот.

Следовательно, когда прочность соединения лимитируется напряжениями смятия (посадки с зазором по боковым граням шлицев, подвижные направляющие соединения), надо применять малые значения u = 1,0—1,2 при умеренных радиусах ρ_H = 0,10—0,15 (заштрихованные участки на рис. 590). Если прочность соединения определяется напряжением изгиба (посадки с натягом по боковым граням, затянутые соединения), целесообразно придерживаться более высоких значений u = 1,5—2,0 и радиусов ρ_H = 0,15—0,20.

В частном случае, когда допустимые напряжения смятия численно равны напряжениям изгиба (σ_0см = σ_0изг), оптимальные параметры шлицев определяются точками пересечения кривых σ_0см и σ_0изг, имеющих одинаковые значения ρ_H (светлые точки). В наиболее употребительном диапазоне ρ_H = 0,1—0,2 значения u для этого случая равны u = 1,4—2,1.

На практике работоспособность соединений, особенно при циклической нагрузке, определяется преимущественно напряжениями смятия, что объясняется различными условиями работы шлицев при смятии и изгибе. Напряжения смятия, сосредотачивающиеся на наиболее нагруженных участках шлицев, вызывают местный наклеп, появление неровностей, сопровождающееся дальнейшим возрастанием очаговых нагрузок и приводящее в конечном счете к схватыванию соединения. При изгибе перегруженные шлицы упруго деформируются, что способствует передаче нагрузки на остальные, менее нагруженные шлицы и упрочнению соединения.

По этим причинам следует, как правило, всемерно уменьшать напряжения смятия, т. е. придерживаться малых значений u = 1—1,5 и ρ_H = 0,1—0,15 (заштрихованные области на рисунке) при несколько повышенных напряжениях изгиба. Оптимальным можно считать значение u = 1,5, при котором σ_0см ≈ 2 и σ_0изг ≈ 3,2. Применять u > 2 во всяком случае не рекомендуется. Если прочность материала ступицы ниже прочности вала, целесообразно ширину b_ст шлицев ступицы делать больше ширины b_в шлицев вала в отношении

где σ_в и σ_ст — пределы прочности на смятие соответственно вала и ступицы.

Соединение шлицевое эвольвентное с углом профиля 30° по ГОСТ 6033-80. Допуски.

В разделе приведены допуски и посадки шлицевых эвольвентных соединений. Центрирование эвольвентных шлицевых соединений производят в большинстве случаев по боковым сторонам зубьев; при особо высоких требованиях к точности соединения применяется центрирование по наружному диаметру. Даны примеры условных обозначений.

Допуски и основные отклонения для центрирующих диаметров D_f и d_a — по СТ СЭВ 145-75.

Условное обозначение эвольвентных шлицевых соединений

Примеры условных обозначений:

а) соединения D=50 мм, m=2 мм с центрированием по боковым сторонам зубьев с посадкой по боковым сторонам зубьев 9H/9g:

50х2х9H/9g ГОСТ 6033-80

То же, втулки соединения:

50х2х9H ГОСТ 6033-80

То же, вала соединения:

50х2х9g ГОСТ 6033-80

б) соединения D=50 мм, m=2 мм с центрированием по D_f с посадкой по диаметру центрирования H7/g6:

Купить ГОСТ 6033-80 — бумажный документ с голограммой и синими печатями. подробнее

Распространяем нормативную документацию с 1999 года. Пробиваем чеки, платим налоги, принимаем к оплате все законные формы платежей без дополнительных процентов. Наши клиенты защищены Законом. ООО «ЦНТИ Нормоконтроль».

Наши цены ниже, чем в других местах, потому что мы работаем напрямую с поставщиками документов.

Способы доставки

• Срочная курьерская доставка (1-3 дня)
• Курьерская доставка (7 дней)
• Самовывоз из московского офиса
• Почта РФ

Распространяется на шлицевые соединения с эвольвентным профилем зубьев, расположенных параллельно оси соединения, с углом профиля 30 градусов и устанавливает исходный контур, форму зубьев, номинальные диаметры, модули и числа зубьев, номинальные размеры и измеряемые величины при центрировании по боковым поверхностям зубьев, а также допуски и посадки.

Стандарт соответствует ИСО 4156-1981 в части методов контроля

Обозначение шлицевых эвольвентных соединений

Варианты условных обозначений эвольвентных шли­цевых соединений на чертежах показаны на рис 17.

Центрирование по боковым сторонам

Рисунок 17. Шлицевое эвольвентное соединение при центрировании по боковым сторонам зубьев.

Шлицевое эвольвентное соединение с D = 65мм; т = 3 мм, при центрировании по боковым сторонам зубьев с посадкой 9H/9g.

Центрирование по наружному диаметру:

Центрирование по внутреннему диаметру:

здесь: D=65, m=3, центрирование по внутреннему диаметру с посадкой H7/g6, посадки остальных поверхностей предусмотрены в табл.5.

Предельные значения радиального биения должны соответствовать значениям табл…., а ориентировочно это половина суммарного допуска

T ( т.е. Fr = 0,5 T ).

Пример выбора параметров эвольвентного шлицевого соединения.

Для подвижного шлицевого соединения D = 50 мм, с модулем т = 2 мм, без повышенных требований к соосности, выбрать геометрические параметры, определить предельные размеры вала и втулки, представить схему расположения полей допусков с оценкой предельных зазоров.

Принимаем центрирование шлицевого соединения по боковым поверхностям зубьев. По номинальному (исходному) диаметру соединения D = 50 мм и модулю т = 2 мм, по табл. 2 определяем число зубьев z = 24.

• Геометрические параметры получаем в соответствии с табл. 1,
• где:
• для вала толщина зуба по делительной окружности
• s =(π/2) m+2 Xm tgα,
• здесь смещение исходного контура будет:

Xm=0.5(D — m z -1.1 m)

Xm=0.5 · (50 — 2·24 -1.1·2) = -0,1мм

1. Теперь:
2. s =(3,1415/2) · 2+2· (-0,1) · 0,5773
3. s =3,1415+(-0,11547)=3,026мм
4. для шлицевой втулки ширина впадины по делительной окружно­сти
5. s=e=3,026мм
6. диаметр окружности вершин зубьев:
7. da =d-0,2m
8. da =50-0,2·2=49,6 мм.
9. диаметр окружности вершин зубьев втулки
10. Da = D – 2m
11. Da = 50 – 2·2 = 46мм.
12. Диаметр делительной окружности вычисляем
13. d = mz = 2·24 =48мм.

Принимаем плоскую форму дна впадины и согласно примечанию к табл. 4. определяем, диаметр окружности впадин вала

• df тах = D­- 2,2т = 50 — 2,2·2 = 45,6 мм
• Диаметр окружности впадины втулки будет
• Df = D = 50 мм.

Учитывая заказанную подвижность соединения выбираем посадки с зазорами. на каждый размер шлицевых деталей по табл.4.

Для центрирования по боковым сторонам предусмотрены предпочтительные посадки 9H/9h и 9H/9g,больший зазор у 9H/9g, её принимаем и получаем формулу соединения.

По таблице приложения 22 выписываем параметры, для шлицевой втулки c полем 9H при D = 50 мм, и модуля т = 2 мм, ES=+71, ESe=+26, EI=0, для шлицевого вала c с полем 9g: es=-11, ese=-37, ei=-82.

Для большего диаметра примем посадку H16/d9 по таблице 4. Параметры шлицевой втулки по Df=50 ,будут определены по таблицам приложения: EI=0, ES=+1600, шлицевого вала по da= 49,6,es=-80,ei=-142.

Для меньшего диаметра по табл. 4 принимаем посадку H11/h16 определяя характеристики по таблицам допусков и посадок, приложения. Параметры шлицевой втулки при Da=46, будут EI=0, ES=+160, шлицевого вала при df= 45,6, es=0, ei=-1600мкм,

По полученным значениям отклонений не трудно получить предельные размеры поверхностей соединения. Результаты удобно представить в виде таблицы табл.6. Подсчитываем предельные размеры и допуски, занося в таблицу.

Таблица 6. Результаты.

Параметр мм	Поле допуска	Предельные отклонения мкм	Предельные размеры мм	Допуск мм
ES (es)	ESe (ese)	EI (ei)	max	min
Шлицевый вал
s=3,026	9g	-11	-37	-82	2,989	2,944	0.045
da=49,6	d9	-80	—	-142	49,520	49,458	0,062
df=45,6	h16	—	-1600	45,6	44,0	1,6
Шлицевая втулка
e=3,026	9H	+71	+26	3,097	3,052	0,045
Df=50	H16	+1600	—	51,6	50,0	1,6
Da=46	H11	+160	—	46,16	46,0	0,16

Схемы расположения полей допусков изображены на рис.9.

1. Рисунок 18. Графическое представление посадок шлицевого соединения 65x3x 9H/9g Гост 6033-60
2. Определяем наибольший Smax и наименьший Smin зазоры для посадки 9H/9g по боковым поверхностям зубьев:
3. Smax =eimax — Smin = 3,097 — 2,944 = 0,153мм;
4. Smin =eimin — Smax = 3,052 — 2,989 =0,063 мм.



Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шлицевые эвольвентные с углом профиля 30 град. Размеры, допуски и измеряемые величины

Обозначение:	ГОСТ 6033-80
Статус:	действующий
Название рус.:	Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шлицевые эвольвентные с углом профиля 30 град. Размеры, допуски и измеряемые величины
Название англ.:	Basic norms of interchangeability. Involute splined joints with 30 gr. profile angle. Dimensions, tolerances and measurable sizes
Дата актуализации текста:	07.11.2012
Дата актуализации описания:	07.11.2012
Дата введения в действие:	01.01.1982
Область и условия применения:	Настоящий стандарт распространяется на шлицевые соединения с эвольвентным профилем зубьев, расположенных параллельно оси соединения, с углом профиля 30 градусов и устанавливает исходный контур, форму зубьев, номинальные диаметры, модули и числа зубьев, номинальные размеры и измеряемые величины при центрировании по боковым поверхностям зубьев, а также допуски и посадки. Стандарт не распространяется на специальные шлицевые соединения, которые отличаются от регламентируемых настоящим стандартом номинальными размерами и видом центрирования
Список изменений:	№0 от 01.12.2008 (рег. 01.12.2008) «Дата введения перенесена» №1 от 01.01.1982 (рег. 13.01.1982) «Срок действия продлен» №2 от 01.07.1990 (рег. 13.10.1989) «Срок действия продлен»
Приложение №1:
Расположен в:	ОКС Общероссийский классификатор стандартов 21 МЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ 21.120 Валы и муфты 21.120.30 Шпонки, шпоночные канавки, шлицы КГС Классификатор государственных стандартов Г Машины, оборудование и инструмент Г1 Общие детали и узлы машин Г14 Соединения шпоночные, шлицевые и клиновые

Оглавление

1 Исходный контур и форма зубьев

2 Номинальные диаметры, модули и числа зубьев

3 Предельные отклонения от параллельности сторон зубьев вала и втулки

4 Номинальные размеры и измеряемые величины

5 Допуски и посадки

6 Условные обозначения

7 Методы контроля

Приложение 1 Выбор величин параметров шлицевых соединений HF и hf в зависимости от вида применяемого инструмента

Приложение 3 Допуски и посадки при центрировании по внутреннему диаметру

Приложение 4 Расчет предельных отклонений и контрольных размеров

×

Дата введения:	01.01.1982
Добавлен в базу:	01.09.2013
Актуализация:	01.01.2019

Этот ГОСТ находится в:

Раздел: Экология

Подраздел: 21 МЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ

Подраздел: 21.120 Валы и муфты

Подраздел: 21.120.30 Шпонки, шпоночные канавки, шлицы

Раздел: Электроэнергия

Подраздел: 21 МЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ

Подраздел: 21.120 Валы и муфты

Подраздел: 21.120.30 Шпонки, шпоночные канавки, шлицы

I. ФОРМА ЗУБЬЕВ

I. ФОРМА ЗУБЬЕВ

1. Форма зубьев и зависимости между геометрическими параметрами соединений устанавливаются по черт.1 и 2 и табл.1.Примечание. Впадины зубьев вала с формой дна, показанной на черт.1 и 2 сплошными линиями, в дальнейшем именуются «плоскими», а впадины с формой дна, показанной на тех же чертежах пунктирными линиями, в дальнейшем именуются «закругленными».

Центрирование по

Черт.1

Черт.2. Центрирование по D

Центрирование по

Черт.2

Таблица 1

Наименование параметра	Обозна-чение	Величина и зависимость
Исходные параметры соединений	Модуль
	Число зубьев
	Диаметр делительной окружности
	Угол давления на делительной окружности (профильный угол исходного контура рейки)
	Диаметр основной окружности
	Номинальный наружный диаметр соединения
	Смешение исходного контура рейки
	Шаг (по дуге делительной окружности)
	Номинальные толщина зуба вала и ширина впадины отверстия по делительной окружности
Номинальные диаметры	вала	наружный (окружности выступов)
		внутренний (окружности впадин)
		при плоской впадине
		при закругленной впадине
	отверстия	наружный (окружности впадин)
		при центрировании по
		при центрировании по
		внутренней (окружности выступов)
Диаметр окружности через начальные точки переходных кривых отверстия
при центрировании по
«
вала
Высота фаски у кромки зуба вала при центрировании по
Радиус закругленной впадины

Примечания:

1. При центрировании по и использовании для обработки отверстия инструмента с размерами применительно к центрированию по номинальный наружный диаметр вала принимается равным .

2. Радиус указан в таблице для исходного контура зубчатой рейки.

Наши события

21 августа 2020, 17:34
Компаунды “Полипластик”, нефтепогружной кабель на “Томсккабеле” и открытая проверка на “Подольсккабеле”. Что обсуждали в эфире RusCable Live 21 августа

18 августа 2020, 14:30
НП Ассоциация «Электрокабель» готовит ответный шаг по казахстанскому утильсбору на импортный кабель

18 августа 2020, 11:00
Продолжение тендерной истории: проявите точность, примите участие в новой закупке!

17 августа 2020, 15:40
Кабельные компании готовы открыть склады для проверок на контрафакт. Откровения в прямом эфире RusCable Live от 14 августа

17 августа 2020, 12:30
Правительство Москвы провело вебинар, посвященный мерам поддержки бизнеса

17 августа 2020, 11:40
Возвращаемся в работу вместе с RusCable Insider Digest № 185

II. РАЗМЕРНЫЙ РЯД СОЕДИНЕНИЙ

2. Номинальные наружные диаметры (), модули (), числа зубьев () и смещение исходного контура () в зависимости от , и должны соответствовать табл.2.

Таблица 2

Размеры, мм

Номинальный наружный диаметр	1	1,5	2	2,5	3,5	5	(7)	10
12	11
13	12
15	14
17	16
20	18	0,5	12	0,25
22	20	0,5	14	-0,25
25	24	0,5	16	-0,25
28	26	0,5	18	0,25	12	1
30	28	0,5	18	0,75	14
32	30	0,5	20	0,25	14	1
35	34	22	0,25	16	0,5	12	1,25
38	36	0,5	24	0,25	18	14	0,25
40	38	0,5	26	-0,25	18	1	14	1,25
42			26	0,75	20	16	-0,25
45			28	0,75	22	-0,5	16	1,25
50			32	0,25	24	18	1,25
55			36	-0,25	26	0,5	20	1,25	14	1,25
60			38	0,75	28	1	22	1,25	16	0,25
65					32	-0,5	24	1,25	18	-0,75
70					34	26	1,25	18	1,75	12	2,5
75					36	0,5	28	1,25	20	0,75	14
80					38	1	30	1,25	22	-0,25	14	2,5
85							32	1,25	24	-1,25	16
90							34	1,25	24	1,25	16	2,5
95							36	1,25	26	0,25	18
100							38	1,25	28	-0,75	18	2,5
110							42	1,25	30	0,75	20	2,5	14	2,5
120							46	1,25	34	-1,25	22	2,5	16	0,5
130							50	1,25	36	0,25	24	2,5	18	-1,5
140									38	1,75	26	2,5	18	3,5
150									42	-0,25	28	2,5	20	1,5	14
160									44	1,25	30	2,5	22	-0,5	14	5
170									48	-0,75	32	2,5	24	-2,5	16
180									50	0,75	34	2,5	24	2,5	16	5
190											36	2,5	26	0,5	18
200											38	2,5	28	-1,5	18	5
220											42	2,5	30	1,5	20	5
240											46	2,5	34	-2,5	22	5
260											50	2,5	36	0,5	24	5
280													38	3,5	26	5
300													42	-0,5	28	5
320															30	5
340															32	5
360															34	5
380															36	5
400															38	5

Примечания:

1. Модуль 7 по возможности не применять.

2. Допуски и посадки рекомендуются по приложению к настоящему стандарту.

Характеристики шлицевых соединений

По своей конструкции и способу передачи вращательного момента, шлицевые соединения можно отнести к многошпоночным. Несколько плоскостей взаимодействия при вращении, только вместо большого количества пазов и шпонок в них, только шлицевый вал и втулка. Шпонки отсутствуют, их заменяют шлицевые пазы и зубья, вырезанные непосредственно на сопрягаемых деталях. Конструкция позволяет значительно сократить погрешность изготовления и дает возможность перемещаться втулке вдоль оси вала, не прекращая радиальное движение.

Размеры шлицов определяются внутренним диаметром вала, их количеством и формой. В шлицевом соединении образуется несколько плоскостей контактов. Возможность передачи большого крутящего момента возрастает по сравнению со шпонками в несколько раз.

Зуб шлица нарезается фрезами на зуборезных станках и протяжкой. Для подвижных узлов делается последующая шлифовка боковых поверхностей. Длина зубьев может быть любой, у неподвижных шлицевых соединений равна высоте ступицы колеса. При скольжении шестерни вдоль оси, длина нарезанных выступов на валу определяется размером перемещения шестерни, ее высотой и технологическим припуском, равным радиусу фрезы для ее выхода при обработке.

Диаметр вала по наружной поверхности равен размеру втулки по впадинам. Втулка со шлицами в точности копирует своим отверстием профиль вала и плотно надевается на него. Шлицевые канавки по отверстию нарезаются на долбежном станке. Технология изготовления длительная, требует большой точности, которую не может обеспечить долбяк, поскольку длина резца большая относительно его сечения. При попытке ускорить обработку, сделать больше заход и подачу, инструмент отжимает, размер получается в минус.

При проектировании узла и подборе пар, основным параметром является внутренний диаметр по шлицам. Его рассчитывают на кручение и изгиб. Шлицевая втулка подвергается меньшим по силе воздействиям. Она выбирается по справочнику. Детали делают из среднеуглеродистых малолегированных сталей: Ст 45, Ст40Х, Ст 40ХН. Они имеют относительно высокую вязкость и низкую хрупкость в нормализованном состоянии и после объемной закалки на воздух при твердости 320–350 HB.

Определить количество зубьев при проектировании можно по таблицам. Они разделены для каждого внутреннего диаметра на 3 группы по нагрузкам:

• легкая;
• средняя;
• тяжелая.

Чем больше крутящий момент нужно передавать, тем выше сам шлиц и больше их количество. За счет этого увеличивается площадь контакта.

Зубчатые соединения рассчитываются с учетом погрешности изготовления. Между поверхностями сопряженных деталей имеется зазор соединения. При повороте ведущей детали он смещается в противоположную сторону от направления действия силы. В идеале все поверхности соприкасаются и нагружены одинаково. По факту зубчатые соединения изготавливаются с погрешностью в 0,01–0,03 мм, в зависимости от размера и способа обработки. Муфта одной плоскостью соприкасается сильнее, другими меньше. При расчете прочности выбирается по таблице поправочный коэффициент, позволяющий рассчитать параметры деталей на прочность с учетом неравномерных сил нагрузок.

Зазор в соединении определяет размер холостого хода. Начиная двигаться, ведущая деталь сначала выбирает просвет между рабочими плоскостями, затем начинается силовое воздействие и вращение ведомой детали и всего узла.