Суммарный допуск среднего диаметра резьбы. Вследствие взаимосвязи между отклонениями шага, угла профиля и собственно среднего диаметра допускаемые отклонения этих параметров раздельно не нормируют (за исключением резьб с натягом, резьб калибров и инструмента). Устанавливают только суммарный допуск на средний диаметр болта Td2 и гайки ТD2, который включает допускаемое отклонение собственно среднего диаметра d2 (D2) и диаметральные компенсации погрешности шага и угла профиля:

Td2(ТD2) = d2 (D2) + fp + f .

Верхний предел суммарного допуска среднего диаметра наруж-ной резьбы ограничивает приведенный средний диаметр d2пр max, а нижний предел - средний диаметр d2min . Для внутренней резьбы - это допуск, нижний предел которого ограничивает приведенный средний диаметр D2пр min, а верхний предел - средний диаметр D2max.

2.8.3. Допуски и посадки резьб с зазором

Допуски метрических резьб с крупными и мелкими шагами для диаметров 1 - 600 мм регламентированы ГОСТом 16093 - 81. Этот стандарт устанавливает предельные отклонения диаметров резьбы в посадках типа скользящих и с зазорами (рис. 2.39).

Установлены ряды основных отклонений: для болтов h, g, f, e, d; для гаек H, G, E, F.

Основные отклонения, определяющие положение полей допусков относительно номинального профиля, зависят только от шага резьбы (кроме h и Н). Для резьбы с данным шагом одноименные основные отклонения для всех (наружного, среднего, внутреннего) диаметров равны (например, g для d, d2 и d1).

Численные значения основных отклонений рассчитываются по формулам: для наружной резьбы: esd = -(80 + 11P);

ese = -(50 + 11P);

esf = -(30 + 11P);

esg = -(15 + 11P);

esh = 0;

для внутренней резьбы:

EIE = (50 + 11P);

EIF = (30 + 11P);

EIG = (15 + 11P);

EIH = 0,

где es и EI - верхнее и нижнее отклонения, мкм; Р - шаг резьбы, мм.

Установлены также следующие степени точности, определяющие значения допусков диаметров наружной и внутренней резьбы:

диаметры болта: наружный d 4, 6, 8;

средний d2 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10*;

диаметры гайки: внутренний D1 4, 5, 6, 7, 8;

средний D2 4, 5, 6, 7, 8, 9*.

Примечание. Степени 9* и 10* применяются только для резьб на деталях из пластмасс.

Основным рядом допусков для всех диаметров резьб является 6-я степень точности. Допуски по 6-ой степени точности определяются по формулам:

для наружного диаметра болтов ;

для внутреннего диаметра гаек TD1(6) = 433P - 190P1,22 при P 0,8 мм; TD1(6) = 230P0,7 при P 1 мм;

для среднего диаметра болтов Td2(6) = 90P0,4 d0,1;

для среднего диаметра гаек TD2(6) = 1,32Td2(6),

(где Р и d - в мм; Т - в мкм).

Допуски остальных степеней точности определяются умножением допуска 6-ой степени точности на следующие коэффициенты:

Степень точности . . . . . . . . . . . 3 4 5 7 8 9 10

Коэффициент . . . . . . . . . . . . . . 0,5 0,63 0,8 1,25 1,6 2 2,5.

В зависимости от длины свинчивания резьбы разделены на три группы: малые S - длины свинчивания до 2,24Рd0,2; нормальные N - длины от 2,24Рd0,2 до 6,7Рd0,2; большие L - длины свинчивания свыше 6,7Рd0,2.

В зависимости от точности резьбового соединения установлены три класса точности: точный, средний и грубый (табл. 2.11).

Таблица 2.11

Поля допусков болтов и гаек

Длина свинчивания	Класс точноcти	Поля допусков гаек	Поля допусков болтов
		Отклонение H	Отклонение G	Отклонение h	Отклонение g	Отклонение d, e, f
S	Точный	4H	-	(3h4h)	-	-
	Средний	5H	5G	(5h6h)	5g6g	-
	Грубый	-	-	-	-	-
N	Точный	5H	-	4h	4g	-
	Средний	6H	6G	6h	6g	6d, 6e, 6f
	Грубый	7H	7G	8h	8g	-
L	Точный	6H	-	(5h4h)	-	-
	Средний	7H	(7G)	(7h6h)	7g6g	(7e6e)
	Грубый	8H	(8G)	-	(9g8g)	-

Для стандартизованных полей допусков задаются предельные отклонения для резьбы болтов: верхнее -- для наружного d, среднего d2 и внутреннего d1 диаметров; нижнее -- для наружного d и среднего d2 диаметров. Для внутреннего диаметра резьбы болта нижнее отклонение не регламентируется, но косвенно ограничивается формой впадины болта. При неоговоренной форме впадины оно не должно выходить за линию плоского среза на расстоянии Н/8 от вершины остроугольного профиля (см. рис. 2.36, б). При закругленной впадине резьбы болта радиус кривизны впадины ни в одной из точек не должен быть менее 0,1Р (см. рис. 2.36, в).

Для резьбы гаек задаются следующие предельные отклонения: нижнее для всех трех диаметров (D, D1, D2), верхнее -- для среднего D2 и внутреннего D1 диаметров.

Обозначение точности и посадок резьбы. Обозначение поля допуска диаметра резьбы состоит из цифры, показывающей степень точности, и буквы, обозначающей основное отклонение (например, 6h, 6g, 6Н).

Обозначение поля допуска резьбы состоит из обозначения поля допуска среднего диаметра, помещаемого на первом месте, и обозначения поля допуска диаметра выступов (например, 7g6g; 5Н6Н). Если обозначение поля допуска диаметра выступов совпадает с обозначением поля допуска среднего диаметра, его в обозначении поля допуска резьбы не повторяют (например, 6g, 6Н). Если длина свинчивания отличается от нормальной, ее указывают в обозначении резьбы.

Примеры. М24х1,5 - 7g6g - R - 50 (резьба метрическая: наружный диаметр 24 мм; шаг 1,5 мм; поле допуска на средний диаметр 7g; поле допуска на наружный диаметр 6g; R - резьба с закругленной впадиной; длина свинчивания 50 мм).

М12х1LH - 6H/6g (LH - резьба левая; 6Н - поля допусков среднего и внутреннего диаметров гайки; 6g - поля допусков среднего и наружного диаметров болта).

2.8.4. Допуски резьб с натягом и с переходными посадками

Рассматриваемые посадки служат главным образом для соединения шпилек с корпусными деталями, если нельзя применить соединения винтовое или типа болт -- гайка. Эти посадки применяют в крепежных соединениях, работающих при ударах, вибрациях, колебаниях температуры, для центрирования деталей на резьбе и т. д.

Посадки с натягом и переходные должны обеспечивать неподвижность собранных деталей, исключающую самоотвинчивание шпилек и возможность вывинчивания их из гнезда под действием моментов, возникающих на другом конце шпилек при отвинчивании гаек. Натяги создаются только по боковым сторонам профиля, т. е. по средним диаметрам сопрягаемых резьб; по наружным и внутренним диаметрам предусматриваются зазоры (рис. 2.40, а). Резьбовые соединения с натягом требуют ограничения допусков на диаметры d2 и D2 и, следовательно, допуска натяга.

ГОСТ 4608 - 81* предусматривает посадки с натягом только в системе отверстия. Посадки , и должны осуществляться с сортировкой наружной и внутренней резьб по собственно среднему диаметру в средней части резьбы на группы. Число групп (две или три) указано в скобках. Сборка резьбовых деталей (шпильки, гнезда) должна осуществляться из одноименных сортировочных групп по схеме, показанной на рис. 2.40, б. Посадки и осуществляются без сортировки. Допускается применение посадок 3Н6Н/3р и 3Н6Н/3n без сортировки на группы. Указанные посадки относятся к переходным и их применение требует дополнительной проверки.

Допуски среднего диаметра резьбы деталей, сортируемых на группы, не включают диаметральных компенсаций отклонений шага и угла наклона боковой стороны профиля. В этом случае на шаг и угол профиля предусмотрены допуски, которые контролируются только у шпилек, для гнезд эти отклонения обеспечивают при изготовлении резьбообразующего инструмента соответствующей точности.

Предельные отклонения внутреннего диаметра наружной резьбы по дну впадины d3 не устанавливаются. Они ограничиваются положением поля допуска среднего диаметра d2 и предельными отклонениями формы впадины наружной резьбы.

Резьбы с переходными посадками применяют при одновременном дополнительном заклинивании шпилек по коническому сбегу резьбы, по плоскому бурту и цилиндрической цапфе. По ГОСТу 24834 - 81* предусмотрены следующие посадки: ; ;; ; ; .

В условных обозначениях резьб с натягом и с переходными посадками поле допуска наружного диаметра d шпильки (болта) не проставляется, поскольку оно постоянное (для резьб с натягом - 6е или 6с, а для резьб с переходными посадками - 6g).

2.8.5. Стандартные резьбы общего и специального назначения

В табл 2.12 приведены наименования стандартных резьб общего назначения, наиболее широко распространенных в машино- и приборостроении, и даны примеры их обозначения на чертежах.

К наиболее распространенным цилиндрическим резьбам специального назначения относятся: метрическая для приборостроения, упорная усиленная 45о, окулярная для оптических приборов, круглая для санитарно-технической арматуры, круглая для цоколей и патронов электрических ламп, для обсадных и колонковых труб геологического бурения, для объективов микроскопов, для масленок консистентной смазки; к коническим резьбам специального назначения относятся: коническая для вентилей и горловин баллонов для газов, замковая для труб геологоразведочного бурения, для обсадных труб и муфт к ним, для насосно-компрессорных труб и муфт к ним.

Таблица 2.12

Резьбы общего назначения

Тип резьбы	Наименование резьбы	Профиль и угол профиля	Номер стандарта на допуски	Примеры обозначения на чертежах
Для скрепления деталей и регулировочных устройств
Цилиндрическая метрическая	для диаметров 0,25 - 0,9 мм	Треугольный = 60о	ГОСТ 9000 - 81	М0,5 - 4Н5/5h5
	с крупным шагом		ГОСТ 16093 - 81	М20 - 6Н/6g
	с мелким шагом			М20х2 - 6Н/6g
	с натягом		ГОСТ 4608 - 81*	М16-2Н5С(2)/3р(2)
	с переходными посадками		ГОСТ 24834 - 81*	М12-4Н6Н/4j
	Круглая	Закругленный = 30о	СТ СЭВ 3962 - 83	Rd12 - 7H6H/7e6e
Для преобразования движений в винтовых механизмах
Цилиндрическая метрическая	Трапецеидальная однозаходная	Трапецеидальный = 30о	ГОСТ 9562 - 81	Tr20x6 - 7H/7e
	Трапецеидальная многозаходная		ГОСТ 24739 - 81	Tr20x4(P2) - 8H/8e
	Упорная	Пилообразный = 30о; = 3о	ГОСТ 25096 - 82	S80x10 - 7AZ/7h
Для плотного (герметичного) соединения труб, арматуры и т. д.
Дюй- мовая	Трубная цилиндрическая	Треугольный = 55о	ГОСТ 6357 - 81	G2 - A/A
	Трубная коническая		ГОСТ 6211 - 81	Rс R
	Коническая дюймовая	Треугольный = 60о	ГОСТ 6111 - 52*	К3/4" ГОСТ 6111 - 52*
Коническая метрическая	Коническая метрическая	Треугольный = 60о	ГОСТ 25229 - 82	МК20х1,5
Примечания: 1. Левая резьба обозначается буквами LH, например, М20 LH - 6Н. 2. Для многозаходной резьбы указывается ход резьбы, а затем в скобках буква Р и численное значение шага, например, Tr20x4(P2) - 8e.

2.9. Допуски зубчатых и червячных передач

Точность в значительной мере определяет работоспособность зубчатых и червячных передач, так как их погрешности вызывают дополнительные динамические нагрузи, неравномерность вращения, вибрации, шум, концентрацию нагрузок по длине контактных линий и другие дефекты. Существующие системы допусков для зубчатых и червячных передач ограничивают погрешности изготовления с целью получения работоспособных механизмов. Работоспособность передач с учетом условий их работы можно обеспечить, зная, какие основные эксплуатационные показатели определяют точность передач. Эта задача облегчается тем, что по условиям работы все зубчатые и червячные передачи можно подразделить на несколько групп, каждая из которых характеризуется своим основным показателем точности. Так, для отсчетных передач основным точностным требованием является кинематическая точность; для высокоскоростных -- плавность работы; для тяжелонагруженных тихоходных -- полнота контактных зубьев; для реверсивных (особенно отсчетных) - ограничение величины и колебания бокового зазора.

С учетом условий эксплуатации в стандартах на допуски для зубчатых и червячных передач установлены нормы точности: кинематической, плавности работы и контакта зубьев.

По точности изготовления все зубчатые колеса и передачи разделены на 12 степеней (от 1-й наиболее точной до 12-й наиболее грубой). Для некоторых степеней числовые значения допусков и отклонений пока не предусмотрены. Эти степени точности оставлены для будущего развития. К таким степеням точности относятся: для цилиндрических передач -- 1 и 2; для конических - 1 - 3; для червячных - 1 и 2 при m < 1 мм.

Независимо от норм и степеней точности в стандартах предусмотрены необходимые виды сопряжений зубьев, отличающихся наименьшими боковыми зазорами, и виды допусков на боковой зазор.

2.9.1. Система допусков для цилиндрических зубчатых передач [50]

Для эвольвентных цилиндрических зубчатых передач разработан ГОСТ 1643 - 81, который распространяется на эвольвентные цилиндрические зубчатые колеса и зубчатые передачи внешнего и внутреннего зацепления с прямозубыми, косозубыми и шевронными зубчатыми колесами с диаметром делительной окружности до 6300 мм, модулем зубьев от 1 до 55 мм, шириной зубчатого венца или полушеврона до 1250 мм.

2.9.1.1. Кинематическая точность передачи

Для обеспечения кинематической точности предусмотрены нормы, ограничивающие кинематическую погрешность передачи и кинематическую погрешность колеса.

Кинематической погрешностью передачи Fк.п.п. называют разность между действительным 2 и номинальным (расчетным) 2н углами поворота ведомого зубчатого колеса передачи, выраженную в линейных величинах длиной дуги его делительной окружности, т.е. Fк.п.п = (2 - 2н )r, где r -- радиус делительной окружности ведомого колеса.

Наибольшая кинематическая погрешность F'ior передачи определяется наибольшей алгебраической разностью значений кинематической погрешности передачи за полный цикл изменения относительного положения зубчатых колес (рис. 2.41, а) Здесь и далее штрихом обозначены погрешности, соответствующие однопрофильному зацеплению.

Наибольшая кинематическая погрешность передачи ограничена допуском F'io. Его значения в стандарте не приведены и определяются как сумма допусков на кинематическую погрешность ее колес, т. е.

F'io = F'i1+ F'i2 .

Кинематической погрешностью зубчатого колеса F'к.п.к называют разность между действительным и номинальным (расчетным) углами поворота зубчатого колеса на его рабочей оси, ведомого точным (измерительным) колесом при номинальном взаимном положении осей вращения этих колес; ее выражают в линейных величинах длиной дуги делительной окружности (рис. 2.41, б).

Наибольшая кинематическая погрешность зубчатого колеса F'ir -- наибольшая алгебраическая разность значений кинематической погрешности зубчатого колеса в пределах угла полн полного оборота (см. рис. 2.41, б), Эта погрешность ограничивается допуском на кинематическую погрешность колеса F'i (значения в стандарте не приведены). Он определяется как сумма допусков на накопленную погрешность шага Fр и на погрешность профиля зуба ff: F'i = Fр + ff .

Допускается нормировать кинематическую погрешность колеса на k шагах - F'i kr. Эта погрешность ограничивается допуском F'i k.

Погрешность обката Fcr возникает в результате кинематической погрешности делительной цепи зубообрабатывающего станка. Эту составляющую кинематической погрешности колеса определяют при его вращении на технологической оси, исключив циклические погрешности зубцовой частоты и кратных ей более высоких частот. Погрешность обката ограничивается допуском Fc, выраженным в тех же единицах, что и допуск на кинематическую погрешность колеса.

Накопленная погрешность k шагов Fpkr (рис. 2.42) -- наибольшая разность дискретных значений кинематической погрешности зубчатого колеса при номинальном его повороте на k целых угловых шагов:

Fpkr = ( - k2/z)r,

где -- действительный угол поворота зубчатого колеса; z -- число зубьев зубчатого колеса; k2/z -- номинальный угол поворота колеса (k 2 -- число целых угловых шагов); r -- радиус делительной окружности колеса.

Допуск на накопленную погрешность k шагов обозначают Fpk.

Накопленная погрешность шага зубчатого колеса Fpr -- наибольшая алгебраическая разность значений накопленных погрешностей в пределах зубчатого колеса (см. рис. 2.42). Допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса обозначают Fp. Накопленная погрешность шага зубчатого колеса образуется в основном вследствие погрешности обката и монтажного эксцентриситета зубчатого колеса.

Радиальное биение зубчатого венца Frr -- разность действительных предельных положений исходного контура в пределах зубчатого колеса (от его рабочей оси).

Радиальное биение зубчатого венца ограничивается допуском Fr. Практически Frr определяется разностью расстояний от рабочей оси колеса до постоянных хорд Sc зубьев (рис. 2.43, а). Радиальное биение зубчатого венца вызвано неточным совмещением рабочей оси колеса с технологической осью при обработке зубьев, а также радиальным биением делительного колеса станка.

Колебанием длины общей нормали FvWr называют разность между наибольшей и наименьшей действительными длинами общей нормали в одном и том же зубчатом колесе: FvWr = Wнаиб - Wнаим. Оно зависит от тангенциальной составляющей погрешности обката. Эта погрешность ограничена допуском FvW.

Длина общей нормали зубчатого колеса W -- расстояние между двумя параллельными плоскостями, касательными к двум разноименным активным боковым поверхностям А и В зубьев колеса (рис. 2.43, б). При этом общая нормаль к эвольвентным профилям является одновременно касательной к основной окружности.

Колебание измерительного межосевого расстояния за оборот колеса F''ir - разность между наибольшим и наименьшим действительными межосевыми расстояниями при двухпрофильном зацеплении измерительного зубчатого колеса с контролируемыми при повороте последнего на полный оборот (рис. 2.44).

Номинальным измерительным межосевым расстоянием а" называют расчетное расстояние между осями измерительного и проверяемого колеса, имеющего наименьшее дополнительное смещение исходного контура. При этом сопряженные зубья колес находятся в плотном двухпрофильном зацеплении.

Здесь и далее двумя штрихами обозначены погрешности, соответствующие двухпрофильному зацеплению. Эти колебания ограничиваются допусками F''i.

2.9.1.2. Плавность работы передачи

Эта характеристика передачи определяется параметрами, погрешности которых многократно (циклически) проявляются за оборот зубчатого колеса и также составляют часть кинематической погрешности. Аналитически или с помощью анализаторов кинематическую погрешность можно представить в виде спектра гармонических составляющих, амплитуда и частота которых зависят от характера составляющих погрешностей. Например, отклонения шага зацепления (основного шага) вызывают колебания кинематической погрешности с зубцовой частотой, равной частоте. входа в зацепление зубьев колес.

Циклический характер погрешностей, нарушающих плавность работы передачи, и возможность гармонического анализа дали основание определять и нормировать эти погрешности по спектру кинематической погрешности.

Под циклической погрешностью передачи fzkor (рис. 2.45, а) и зубчатого колеса fzkr (рис. 2.45, б) понимают удвоенную амплитуду гармонической составляющей кинематической погрешности соответственно передачи или колеса. Для ограничения циклической погрешности установлены допуски:

fzоk -- на циклическую погрешность передачи и fzk -- на циклическую погрешность зубчатого колеса.

Для ограничения циклической погрешности с частотой повторения, равной частоте входа зубьев в зацепление fzzor и fzzr , установлены допуски на циклическую погрешность зубцовой частоты в передаче fzzo и fzz. Эти допуски зависят от частоты циклической погрешности (равной числу зубьев колес z), степени точности, коэффициента осевого перекрытия и модуля m.

Коэффициентом осевого перекрытия косозубой цилиндрической передачи называют отношение угла осевого перекрытия зубчатого колеса к угловому шагу. Угол осевого перекрытия (рис. 2.46) -- это угол поворота зубчатого колеса косозубой цилиндрической передачи, при котором точка контакта зубьев перемещается по линии зуба этого колеса от одного его торца до другого (т. е. угол поворота колеса передачи от положения входа до выхода зуба из зацепления).

Косозубые передачи со значительным коэффициентом осевого перекрытия по сравнению с прямозубыми имеют меньший зубцовый импульс (меньшую амплитуду первой гармонической составляющей), поэтому с увеличением допуск fzzo уменьшается.

Местные кинематические погрешности передачи f 'ior и зубчатого колеса f 'ir определяются наибольшей разностью между местными соседними экстремальными (минимальными и максимальными) значениями кинематической погрешности передачи или зубчатого колеса за полный цикл вращения колес передачи или в пределах оборота колеса полн (рис. 2.47). Эти погрешности ограничиваются допусками соответственно f 'io f 'i, причем f 'i = fPt + ff.

Погрешность профиля зуба ffr (рис. 2.48) -- расстояние по нормали между двумя ближайшими номинальными торцовыми профилями 1, между которыми размещается действительный торцовый активный профиль 2 зуба колеса. Под действительным торцовым профилем зуба понимают линию пересечения действительной боковой поверхности зуба зубчатого колеса плоскостью, перпендикулярной к его рабочей оси.

Погрешности профиля вызывают неравномерность движения колес, дополнительные динамические нагрузки, а также уменьшают поверхность контакта зубьев. Предельная погрешность профиля регламентируется допуском ff.

Действительный профиль рабочего участка зуба может иметь срез у вершины головки, называемый фланком. Применение колес с фланкированными зубьями значительно улучшает плавность работы передачи, обеспечивая более плавный вход зубьев в зацепление и выход из него. Если плавность работы колес соответствует требованиям стандарта, контроль плавности передач не обязателен, и, наоборот, если плавность передачи соответствует нормативам, плавность колес определять не обязательно. Отклонение шага (углового) в колесе fPtr - это кинематическая погрешность зубчатого колеса при его повороте на один номинальный угловой шаг.

Отклонение шага зацепления fPbr -- разность между действительным Рд и номинальным Pн шагами зацепления (рис. 2.49).

Установлены верхнее и нижнее предельные отклонения шага ±fPt и шага зацепления (основного) ±fPb. Вместо отклонения шага fPtr можно применять разность любых шагов fvPtr , причем допуск на разность любых шагов fvPtr= 1,6fPt .

Колебание измерительного межосевого расстояния на одном зубе f''ir - разность между наибольшим и наименьшим действительными межосевыми расстояниями при двухпрофильном зацеплении измерительного зубчатого колеса с контролируемыми при повороте последнего на один угловой шаг (см. рис. 2.44). Эти колебания ограничиваются допусками f''i.

Измерительное межосевое расстояние на одном зубе может изменяться вследствие колебаний положения зуборезного инструмента относительно оси колеса, неравенства шагов зацепления (основных шагов) сопрягаемых колес, погрешностей в направлении зубьев колес и т. п.

2.9.1.3. Контакт зубьев в передаче

Для повышения износостойкости и долговечности зубчатых передач необходимо, чтобы полнота контакта сопряженных боковых поверхностей зубьев колес была наибольшей. При неполном и неравномерном прилегании зубьев уменьшается несущая площадь поверхности их контакта, неравномерно распределяются контактные напряжения и смазочный материал, что приводит к интенсивному изнашиванию зубьев. Для обеспечения необходимой полноты контакта зубьев в передаче установлены наименьшие размеры суммарного пятна контакта.

Суммарным пятном контакта называют часть активной боковой поверхности зуба колеса, на которой располагаются следы прилегания зубьев парного колеса (следы надиров или краски) в собранной передаче после вращения под нагрузкой, устанавливаемой конструктором. Пятно контакта (рис. 2.50) определяется: по длине зуба - отношением расстояния а между крайними точками следов прилегания за вычетом разрывов с, превышающих модуль (в мм), к длине зуба b, т. е. [(а - с)/b]100 %; по высоте зуба -- отношением средней (по длине зуба) высоты следов прилегания hm к высоте зуба соответствующей активной боковой поверхности hp, т. е. (hm/hp)100 %.

Мгновенное пятно контакта, определяемое после поворота колеса собранной передачи на полный оборот при легком торможении.

На полноту контакта колес влияют погрешности формы зубьев и погрешности их взаимного расположения в передаче.

Отклонением осевых шагов по нормали FPxnr называют разность между действительным осевым расстоянием зубьев и суммой соответствующего числа номинальных осевых шагов, умноженную на синус угла наклона делительной линии зуба р, т. е. FPxnr = FPxrsin (рис. 2.51, a).

Под действительным осевым расстоянием зубьев понимают расстояние между одноименными линиями зубьев косозубого зубчатого колеса по прямой, параллельной рабочей оси. Расстояние между одноименными линиями соседних зубьев является действительным осевым шагом. По Госту 1643 - 81 предусмотрены предельные отклонения осевых шагов по нормали FPxn.

Суммарная погрешность контактной линии Fkr-- расстояние по нормали между двумя ближайшими номинальными потенциальными контактными линиями 1, условно наложенными на плоскость (поверхность) зацепления, между которыми размещается действительная потенциальная контактная линия 2 на активной боковой поверхности зуба (рис. 2.51, б). Под контактной линией понимают линию пересечения поверхности зуба поверхностью зацепления.

Допуск на суммарную погрешность контактной линии Fk для данного модуля зависит от ширины колеса (или длины контактной линии) и коэффициента (с их увеличением допуск увеличивается). Отклонение FPxnr влияет на продольный, а погрешность Fkr -- на высотный контакт зубьев.

Погрешность направления зуба Fr -- расстояние по нормали между двумя ближайшими номинальными делительными линиями зуба 1 в торцовом сечении (рис. 2.51, в), между которыми проходит действительная делительная линия зуба 2, соответствующая рабочей ширине венца или полушеврона. Под действительной делительной линией зуба понимают линию пересечения действительной боковой поверхности зуба колеса делительным цилиндром, ось которого совпадает с рабочей осью. Допуск на направление зуба F увеличивается с увеличением ширины колеса (или длины контактной линии).

Отклонением от параллельности осей fxr называют отклонение от параллельности проекций рабочих осей зубчатых колес в передаче на плоскость, в которой лежит одна из осей и точка второй оси в средней плоскости передачи (рис. 2.51, г). Средней плоскостью передачи считают плоскость, проходящую через середину рабочей ширины зубчатого венца или (для шевронной передачи) через середину расстояния между внешними торцами, ограничивающими рабочую ширину полушевронов.

Перекос осей fyr -- отклонение от параллельности проекции рабочих осей зубчатых колес в передаче на плоскость, параллельную одной из осей и перпендикулярную плоскости, в которой лежит эта ось, и точка пересечения второй оси со средней плоскостью передачи (рис. 2.51, г).

Отклонение от параллельности и перекос осей определяют в торцовой плоскости в линейных единицах на длине, равной рабочей ширине венца или ширине полушеврона. Эти погрешности, характеризующие точность монтажа передачи с нерегулируемым расположением осей, ограничивают допусками fx и fy.

Отклонениями межосевого расстояния far определяется точность монтажа передачи (рис. 2.51, г). Для этой погрешности установлены предельные отклонения fa.

При соответствии суммарного или мгновенного пятна контакта требованиям стандарта контроль по другим показателям, определяющим контакт зубьев в передаче, не является необходимым. Допускается определять пятна контакта с помощью измерительного колеса.

2.9.1.4. Боковой зазор

Для устранения возможного заклинивания при нагреве передачи, обеспечения условий протекания смазочного материала и ограничения мертвого хода при реверсировании отсчетных и делительных реальных передач они должны иметь боковой зазор jn (между нерабочими профилями зубьев сопряженных колес). Этот зазор необходим также для компенсации погрешностей изготовления и монтажа передачи и для устранения удара по нерабочим профилям, который может быть вызван разрывом контакта рабочих профилей вследствие динамических явлений. Такая передача является однопрофильной (контакт зубьев колес происходит по одним рабочим профилям).

Боковой зазор определяют в сечении, перпендикулярном к направлению зубьев, в плоскости, касательной к основным цилиндрам (рис. 2.52).

Независимо от степени точности изготовления колес передачи предусмотрено шесть видов сопряжении. Установлено шесть классов отклонений межосевого расстояния, обозначаемых в порядке убывания точности римскими цифрами от I до VI. Соответствие видов сопряжении и указанных классов, приведенных в табл. 2.13, допускается изменять.

На боковой зазор установлен допуск Тjn, определяемый разностью между наибольшим и наименьшим зазорами. По мере увеличения бокового зазора увеличивается допуск Тjn. Установлено восемь видов допуска на боковой зазор: х, у, z, а, b, с, d, h. Каждому виду сопряжения соответствует определенный вид допуска (см. табл. 2.13). Соответствие видов сопряжений и видов допусков допускается изменять, используя при этом и виды допуска x, у и z.

Боковой зазор jn min, необходимый для компенсации температурных деформаций и размещения смазочного материала, определяют по формуле

jn min = V + aw (1to1 - 2to2)2sin ,

где V --толщина слоя смазочного материала между зубьями; aw -- межосевое расстояние; 1 и 2 -- температурные коэффициенты линейного расширения материала колес и корпуса; to1 и to2 -- отклонение температур колеса и корпуса от 20 °С; -- угол профиля исходного контура.

Деформацию от нагрева определяют по нормали к профилям.

Боковой зазор обеспечивают путем радиального смещения исходного контура рейки (зуборезного инструмента) от его номинального положения в тело колеса (рис. 2.54). Под номинальным положением исходного контура понимают положение исходного контура на зубчатом колесе, лишенном погрешностей, при котором номинальная толщина зуба соответствует плотному двухпрофильному зацеплению.

Таблица 2.13

Виды сопряжений и соответствующие им виды допусков на боковой зазор и классы отклонений на межосевое расстояние

Виды сопряжений с зазором	Обозначение вида сопряжений	Для степеней точности по нормам плавности	Виды допусков на боковой зазор	Классы отклонений на межосевое расстояние
				I
нулевым	H	3 - 7	h	II
весьма малым	E	3 - 7	h	II
малым	D	3 - 8	d	III
уменьшенным	C	3 - 9	c	IV
нормальным	B	3 - 11	b	V
увеличенным	A	3 - 12	a	VI
			z, y, x

Связь смещения исходного контура с боковым зазором jn и утолщением толщины зуба по постоянной хорде Ecs можно установить соответственно из треугольников abc и dbc (см. рис. 2.54):

jn min = 2EHssin;

Ecs = 2EHstg.

Дополнительное смещение исходного контура ЕHr от его номинального положения в тело зубчатого колеса осуществляют для обеспечения в передаче гарантированного бокового зазора. Наименьшее дополнительное смещение исходного контура назначают в зависимости от степени точности по нормам плавности и вида сопряжения и обозначают: для зубчатых колес с внешними зубьями как - EHs, для колес с внутренними зубьями - через +EHi.

В табл. 2.14 приведены показатели, определяющие гарантированный боковой зазор, допуски и отклонения по нормам бокового зазора.

Таблица 2.14

Показатели бокового зазора

Контролируемый объект	Показатель	Допуск или отклонение
	Наименование	Обозначе-ние	Наименование	Обозначе-ние
Передача с нерегули-ремым расположени-ем осей	Отклонение меж-осевого расстояния	far	Предельные откло-нения межосевого расстояния	fa
Передача с регули-руемым положением осей	Наименьший боковой зазор	jn min	Допуск бокового зазора	Tjn
Зубчатые колеса	Наименьшее допол-нительное смещение исходного контура	EHs	Допуск на смещение исходного контура	TH
	Наименьшее откло-нение средней дли-ны общей нормали	EWms	Допуск на среднюю длину общей нормали	Twm
	Наименьшее откло-нение длины общей нормали	EWs	Допуск на длину общей нормали	Tw
	Наименьшее откло-нение толщины зуба	Ecs	Допуск на толщину зуба	Tc
	Верхнее отклонение измерительного межосевого расстояния	Ea''s	Нижнее отклонение измерительного межосевого расстояния	Ea''i

Примечание. Среднюю длину общей нормали определяют по формуле

Wm = (W1 + W2 + + Wz)/z ,

где W1, W2, Wz - действительные длины общей нормали; z - число зубьев.

Общий боковой зазор должен состоять из гарантированного бокового зазора jn min и зазора Кj, компенсирующего погрешности изготовления зубчатых колес и монтажа передачи и уменьшающего боковой зазор:

jn min + Кj = 2(EHs1 + EHs2)sin.

Зазор Кj отсчитывают по нормали к зубьям.

Необходимое наименьшее смещение исходного контура на обоих зубчатых колесах

EHs1 + EHs2 = 0,5( jn min + Кj)/ sin.

Зазор Кj предназначен для компенсации ряда погрешностей изготовления зубчатых колес и монтажа передачи и определяется по формуле

.

Наибольший боковой зазор, получаемый между зубьями в передаче, не ограничен стандартом. Он представляет собой замыкающее звено сборочной размерной цепи, в которой составляющими размерами, ограниченными допусками, являются межосевое расстояние и смещение исходных контуров при нарезании обоих колес и др. Поэтому наибольший зазор не может превышать значения, получаемого при наиболее неблагоприятном сочетании отклонений составляющих размеров:

jn max = jn min + 2(TH1 + TH2 + 2fa)sin.

2.9.1.5. Обозначение точности колес и передач

Точность изготовления зубчатых колес и передач задают степенью точности, а требования к боковому зазору -- видом сопряжения по нормам бокового зазора. Примеры условного обозначения: 7 - С ГОСТ 1643 - 81 -- цилиндрическая передача со степенью точности 7 по всем трем нормам, с видом сопряжения зубчатых колес С и соответствием между видом сопряжения и видом допуска на боковой зазор (вид допуска с), а также между видом сопряжения и классом отклонений межосевого расстояния; 8 - 7 - 6 - Ва ГОСТ 1643 - 81 -- цилиндрическая передача со степенью 8 по нормам кинематической точности, со степенью 7 - по нормам плавности, со степенью 6 - по нормам контакта зубьев с видом сопряжения В, видом допуска на боковой зазор а и соответствием между видом сопряжения и классом отклонений межосевого расстояния.

Пример обозначения передачи со степенью точности 7 по всем нормам, с видом сопряжения колес С, видом допуска на боковой зазор а и более грубым классом отклонений межосевого расстояния -- V (при аw = 450 мм и уменьшенном гарантированном боковом зазоре jn min = 128 мкм): 7 - Са/V - 128 ГОСТ 1643 - 81. Здесь уменьшенный гарантированный зазор определен по формуле

j'n min = jn min - 0,68(f 'a- fa) = 155 - 0,68 (120 - 80) 128 ,

где f 'a - отклонение межосевого расстояния для более грубого класса; jn min и fa - гарантированный боковой зазор и предельное отклонение межосевого расстояния для данного вида сопряжения найдены по ГОСТу 1643 - 81.

При более точном классе отклонений аw боковой зазор в передаче больше табличного и его в обозначении можно не указывать.

В тех случаях, когда на одну из норм цилиндрических зубчатых передач не задается степень точности, вместо соответствующей цифры указывается буква N. Например, N - 8 - 8 - D ГОСТ 9178 - 81.

2.9.1.6. Выбор степени точности и контролируемых параметров зубчатых передач

Степень точности колес и передач устанавливают в зависимости от требований к кинематической точности, плавности, передаваемой мощности, а также окружной скорости колес. При выборе степени точности учитывают опыт эксплуатации аналогичных передач. При комбинировании степеней точности необходимо учитывать, что 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 ступень грубее норм плавности.

Указанные ограничения вызваны наличием определенной взаимосвязи между показателями точности колес. Так, циклическая погрешность является частью кинематической погрешности, многократно повторяющейся за оборот колеса (см. рис. 2.45). Поэтому при сохранении допуска на кинематическую погрешность колеса расширение допуска на циклическую погрешность более чем на одну степень вызывает заметное уменьшение допускаемого значения кинематической погрешности и делает практически невозможным изготовление такого колеса.

Передача не может работать плавно при плохом контакте зубьев. Если контакт смещен к головке или ножке зуба, то зуб работает кромкой на входе или выходе из зацепления, что вызывает неспокойную работу передачи. В большинстве случаев степени точности по нормам контакта совпадают со степенями точности по нормам плавности.

Точность зубчатых колес проверяют различными методами и с помощью различных средств, поэтому установлено несколько равноправных вариантов показателей точности колес. Выбор контролируемых параметров (показателей точности) зубчатых колес зависит от требуемой точности, размера, особенностей производства и других факторов.

Предпочтение следует отдавать комплексным показателям F'ior, fzzor, fzkor и суммарному пятну контакта. При комплексном контроле точность колес и передач оценивают по суммарному проявлению отклонений отдельных параметров, часть из которых может быть увеличена за счет уменьшения других или же вследствие компенсации одних погрешностей другими.

Для контроля кинематической точности, плавности, полноты контакта и бокового зазора колес установлены комплексы контролируемых параметров, приведенные в ГОСТе 1643 - 81.

Показатели кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев колес установлены так, что результаты контроля зубчатого колеса по одному из указанных комплексов не противоречат результатам проверки по другому комплексу. Например, если колесо по нормам кинематической точности признано годным по третьему комплексу, то оно не должно быть забраковано при повторном контроле по первому или любому другому комплексу. Для этого допуски различных показателей точности между собой взаимосвязаны.

2.9.2. Допуски зубчатых конических и гипоидных передач

Принципы построения системы допусков для зубчатых конических (ГОСТ 1758 - 81) и гипоидных передач (ГОСТ 9368 - 81) аналогичны принципам построения системы для цилиндрических передач. Установлено 12 степеней точности зубчатых колее и передач, причем для степеней точности 1, 2 и 3 допуски и предельные отклонения не даны (они предусмотрены для будущего развития). Для каждой степени точности установлены нормы: кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев колес в передаче. Допускается комбинирование указанных норм различных степеней точности. При этом нормы плавности могут быть не более чем на две степени точнее или на одну степень грубее норм кинематической точности; нормы контакта зубьев нельзя назначать по степеням точности более грубыми, чем нормы плавности.

Независимо от степеней точности и их комбинирования установлено шесть видов сопряжении зубчатых колес в передаче: А, В, С, D, Е и Н (в порядке убывания гарантированного бокового зазора).

На кинематическую точность колес, скомплектованных пар колес и передач кроме параметров, предусмотренных для цилиндрических передач, предусмотрены также следующие специфические параметры:

колебание измерительного межосевого угла пары (измерительной пары) за полный цикл F''ior (за полный оборот зубчатого колеса F''ir ), определяемое разностью наибольшего и наименьшего измерительных межосевых углов за полный цикл (оборот колеса) изменения относительного положения зубчатых колее пары при беззазорном их зацеплении;

колебание бокового зазора в передаче Fvjr;

колебание относительного положения зубчатых колеc пары (измерительной пары) по нормали за полный цикл F''inor (за полный оборот зубчатого колеса F''inr ), определяемое наибольшей разностью положений одного колеса пары относительно другого в направлении, перпендикулярном плоскости, проходящей через общую образующую начальных конусов и касательную к ним (применяются вместо F''ior и F''ir соответственно).

Показатели плавности работы и контакта зубьев примерно те же, что и для цилиндрических передач.

Для оценки плавности работы предусмотрен специфический параметр - осевое смещение зубчатого венца fAMr, определяемое смещением зубчатого венца вдоль его оси при монтаже передачи от положения, при котором плавность работы и пятно контакта являются наилучшими, установленными при обкаточном контроле пары 1--2 (рис. 2.55). Установлены предельные осевые смещения зубчатого венца ± fAM.

Примеры условного обозначения точности конической передачи:

8 - 7 - 6 - В ГОСТ 1758 - 81.

2.9.3. Допуски червячных цилиндрических передач

Для червячных цилиндрических передач ГОСТ 3675 - 81 устанавливает 12 степеней точности: 1, 2, . . ., 12 (в порядке убывания точности).

Для червяков, червячных колес и червячных передач каждой степени точности установлены нормы: кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев и витков. Допускается комбинирование указанных норм разных степеней точности при соблюдении правил, аналогичных правилам, установленным для цилиндрических зубчатых передач.

Независимо от степеней точности установлено шесть видов сопря-жении червяка с червячным колесом в передаче: А, В, С, D, Е, Н -- и восемь видов допуска Тjn,: х, у, z, а, b, с, d, h. Обозначения даны в порядке убывания бокового зазора и допуска на него.

Показатели кинематической точности червячных колес и передач такие же, что и у цилиндрических зубчатых передач.

Показателями плавности работы червяков являются:

погрешность винтовой поверхности витка червяка fhsr;

радиальное биение витка червяка frr;

отклонение осевого шага червяка fPxr;

накопленная погрешность k шагов червяка fPxkr;

погрешность винтовой линии в пределах оборота fhr и на всей длине червяка fhkr;

погрешность профиля витка червяка fflr.

Показателями плавности работы червячных колес и передачи являются такие же показатели, что у цилиндрических зубчатых передач.

Показателями контакта зубьев червячного колеса с витками червяка являются:

суммарное пятно контакта;

смещение средней плоскости в передаче fxr (рис.2.56, а);

отклонение межосевого расстояния в передаче far (рис. 2.56, б);

отклонение межосевого угла передачи fr (рис. 2.56, в).

2.10. Взаимозаменяемость шлицевых соединений

Шлицевое соединение можно рассматривать как "многошпоночное" соединение, в котором шпонки выполнены заодно с валом или втулкой и расположены по всей окружности равномерно и параллельно их осям. В зависимости от профиля зубьев шлицевые соединения делятся на шлицевые прямобочные (ГОСТ 1139 - 80*), шлицевые эвольвентные с углом профиля 30° (ГОСТ 6033 - 80*) и треугольные.

Наибольшее распространение получили соединения шлицевые с прямобочным профилем зубьев, расположенных параллельно оси соединения. ГОСТ 1139 - 80* устанавливает число зубьев, номинальные размеры соединений легкой, средней и тяжелой серий, а также допуски для соединений с центрированием по внутреннему и наружному диаметрам и по боковым сторонам зубьев.

Шлицевые соединения называют подвижными, когда детали, насаживаемые на вал, имеют возможность осевого перемещения (например, зубчатые колеса коробок передач, муфты сцепления и другие узлы), и неподвижными, если втулка не может перемещаться относительно вала.

Шлицевые соединения с эвольвентным профилем зубьев, расположенных параллельно оси соединения, с углом профиля 30°, регламентируются ГОСТом 6033 - 80*. Стандарт 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.

Шлицевые соединения с эвольвентным профилем зубьев по сравнению с прямобочными обладают существенными преимуществами: они имеют большую нагрузочную способность и циклическую прочность, обеспечивают лучшее центрирование и направление деталей, проще в изготовлении, так как их можно фрезеровать методом обкатки и т.п.

Выбор типа шлицевых соединений связан с их конструированием и технологическими особенностями.

2.10.1. Допуски и посадки соединений с прямобочным профилем зубьев

По ГОСТу 1139 - 80* установлены допуски для соединений с центрированием по внутреннему d и наружному D диаметрам, а также по боковым сторонам зубьев b. Поскольку вид центрирования непосредственно

связан с выбором полей допусков на отдельные элементы соединения и их посадки, то назначение допусков определяется характером центрирования.

Выбирая вид центрирования шлицевых соединений, учитывают характер и условия работы узла, номинальные размеры соединений легкой, средней и тяжелой серий и исполнение (А, В, С) шлицевых валов (рис. 2.57).

При изготовлении шлицевых валов с применением различных видов центрирования рекомендуется учитывать следующее: в соединениях легкой и средней серий размер d дан для валов исполнения А при изготовлении методом обкатки; валы соединений тяжелой серии исполнения А, как правило, методом обкатки не изготовляются; при центрировании по внутреннему диаметру шлицевые валы изготовляются в исполнениях А и С; при центрировании по наружному диаметру и боковым сторонам зубьев шлицевые валы изготовляются в исполнении В.

Центрирование по внутреннему диаметру d целесообразно, когда втулка имеет высокую твердость и ее нельзя обработать чистовой протяжкой (отверстие шлифуют на обычном внутришлифовальном станке) или когда могут возникнуть значительные искривления длинных валов после термической обработки. Способ обеспечивает точное центрирование и применяется обычно для подвижных соединений. Точные посадки выполняются по размерам d и b.

Центрирование по наружному диаметру D рекомендуется, когда втулку термически не обрабатывают или когда твердость ее материала после термической обработки допускает калибровку протяжкой, а вал -- фрезерование до получения окончательных размеров зубьев. Такой способ прост и экономичен. Его применяют для неподвижных соединений, а также для подвижных, воспринимающих небольшие нагрузки. Точные посадки выполняются по размерам D и b.

Центрирование по боковым сторонам зубьев b целесообразно при передаче знакопеременных нагрузок, больших крутящих моментов и при реверсивном движении. Этот метод способствует более равномерному распределению нагрузки между зубьями, но не обеспечивает высокой точности центрирования, поэтому редко применяется. Точные посадки выполняются по размеру b.

Для нецентрирующих диаметров рекомендуемые поля допусков приведены в ГОСТе 1139 - 80*.

Допуски и основные отклонения размеров d, D и b шлицевого соединения назначают по ГОСТу 25346 - 89.

Пример условного обозначения шлицевого соединения с числом зубьев z = 8, внутренним диаметром d = 36 мм, наружным диаметром D = 40 мм, шириной зуба b = 7 мм, с центрированием по внутреннему диаметру d, с посадкой по диаметру d - H8/e8 и по размеру b - D9/f8:

d - 8 36H8/e8 40H12/a11 7D9/f8;

то же, при центрировании по наружному диаметру с посадкой по наружному диаметру D - H7/h7 и по размеру b - D9/f8:

D - 8 36 40H7/h7 7D9/f8;

то же, при центрировании по боковым сторонам зубьев:

b - 8 36 40H12/a11 7D9/f8.

Пример условного обозначения втулки того же соединения при ценрировании по внутреннему диаметру: d - 8 36Н8 40Н12 7D9; вала того же соединения d - 8 36е8 40а11 7f8.

2.10.2. Допуски и посадки шлицевых соединений с эвольвентным профилем зубьев

Номинальные размеры шлицевых соединений с эвольвентным профилем (рис. 2.58), номинальные размеры по роликам (рис. 2.59) и длины общей нормали для отдельных измерений шлицевых валов и втулок должны соответствовать ГОСТу 6033 - 80*.

Допуски и посадки шлицевых соединений установлены ГОСТом 6033 - 80* по трем видам центрирования: по боковым поверхностям зубьев, наружному диаметру и по внутреннему диаметру.

Для шлицевых эвольвентных соединений создана принципиально новая система в рамках международных норм взаимозаменяемости.

Для нормирования точности изготовления ширины впадины втулки и толщины зуба вала установлены два вида допусков: собственно ширины впадины втулки и толщины зуба вала, обозначаемые соответственно Те и Тs, и суммарный допуск Т, включающий отклонение собственно ширины впадины (толщины зуба) и отклонение формы и расположения элементов профиля впадины (зуба). Расположение полей допусков собственно ширины впадины (толщины зуба) и поле допуска для отклонения формы и расположения элементов профиля и посадки приведены на рис. 2.60. Числовые значения номинальных размеров по роликам, длин общей нормали и допусков на эти параметры, а также допусков Те, Тs и Т даны в ГОСТе 6033 - 80*.

Допуски на наружный и внутренний диаметры (центрирующие и нецентрирующие) выполняются по ГОСТу 25347 - 82*.

Поля допусков нецентрирующих диаметров должны соответствовать указанным в ГОСТе 6033 - 80*.

Условные обозначения шлицевых эвольвентных соединений, валов и втулок содержат: номинальный диаметр соединения D, модуль m, обозначение посадки соединения (полей допусков втулки и вала), помещаемое после размеров центрирующих элементов, номер стандарта.

Примеры обозначений эвольвентных соединений:

1) D = 50 мм, m = 2 мм с центрированием по боковым сторонам зубьев, с посадкой по боковым поверхностям зубьев 9H/9g: соединения 50 2 9Н/9g ГОСТ 6033 - 80*; втулки 50 2 9Н ГОСТ 6033 - 80*; вала 50 2 9g ГОСТ 6033 - 80*.

2) D = 50 мм, m = 2 мм с центрированием по наружному диаметру, с посадками по диаметру центрирования H7/g6 и по нецентрирующим боковым поверхностям зубьев 9H/9g: соединения 50 7H/6g 2 9H/9g ГОСТ 6033 - 80*; втулки 50 7Н 2 9H ГОСТ 6033 - 80*; вала 50 6g 2 9g ГОСТ 6033 - 80*.

3) D = 50 мм, m = 2 мм с центрированием по внутреннему диаметру ( i ), с посадками по диаметру центрирования H7/g6 и по нецентрирующим боковым поверхностям зубьев 9H/9h: соединения i 50 2 7H/6g 9H/9h ГОСТ 6033 - 80*; втулки i 50 2 7Н 9H ГОСТ 6033 - 80*; вала i 50 2 6g 9h ГОСТ 6033 - 80*.

2.10.3. Контроль точности шлицевых соединений [50]

Шлицевые соединения контролируют комплексными проходными

Контроль шлицевого вала или втулки комплексным калибром достаточен в одном положении, без перестановки калибра. Контроль поэлементным непроходным калибром необходим не менее чем в трех различных положениях. Если поэлементный непроходной калибр проходит в одном из этих положений, контролируемую деталь считают бракованной.

Допуски калибров для контроля шлицевых прямобочных соединений регламентированы ГОСТом 7951 - 80*, допуски и виды калибров для контроля шлицевых эвольвентных соединений -- ГОСТом 24969 - 81*.

2.11. Расчет допусков размеров, входящих в размерные цепи

2.11.1. Основные термины и определения, классификация размерных цепей

При конструировании механизмов, машин, приборов и других изделий, проектировании технологических процессов, выборе средств и методов измерений возникает необходимость в проведении размерного анализа, с помощью которого достигается правильное соотношение взаимосвязанных размеров и определяются допустимые ошибки (допуски). Подобные геометрические расчеты выполняются с использованием теории размерных цепей.