П.Ф. ДУНАЕВ, О.П.ЛЕЛИКОВ
ДЕТАЛИ
МАШИН
КУРСОВОЕ
ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ИЗДАНИЕ ВТОРОЕ,
ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ
Допущено
Государственным комитетом СССР
по народному образованию
в качестве учебного пособия
для учащихся машиностроительных
специальностей техникумов
Москва
«Высшая школа»
1990
ББК 34.44
Д83
УДК 621.81
Рецензент:
В. Е. Покровский (Всесоюзный заочный машиностроительный техникум).
Дунаев П. Ф., Леликов О. П.
Д83 Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб,
пособие для машиностроит. спец, техникумов. — 2-е
изд., перераб. и доп. — Высш, шк., 1990. — 399 с., ил.
ISBN 5-06-000696-4
В книге изложена методика расчета и конструирования узлов и деталей
машин общего назначения. Приведены методические указания по выполнению
чертежей типовых деталей машин.
Во второе издание (1-е—1984 г) включены примеры полных расчетов
и конструирования редукторов: цилиндрического, конического, червячного,
планетарного; введена глава с изложением элементов САПР при курсовом
проектировании, конструирования валов, зубчатых и червячных колес в режиме
диалога с ЭВМ.
2702000000 (4308000000) —390
Д 001(01) —90	213 —90
ББК 34.44
6П5.3
ISBN 5-06-000696-4
© П.-Ф. Дунаев, О. П. Леликов, 1990
ПРЕДИСЛОВИЕ
Учебное пособие «Детали машин. Курсовое проектирова-
ние» написано в соответствии с программой по технической
механике машиностроительных специальностей техникумов.
После изучения курсов «Теоретическая механика», «Сопро-
тивление материалов» и «Детали машин» учащиеся техникумов
выполняют курсовой проект по деталям машин. Расчеты,
которые необходимо производить в процессе работы над
проектом, основываются на материале перечисленных курсов.
Основная задача настоящего учебного пособия—дать
учащимся основы знаний по конструированию деталей
машин.
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди дру-
гих отраслей народного хозяйства, так как основные произ-
водственные процессы выполняют машины. Поэтому и тех-
нический уровень всех отраслей народного хозяйства в зна-
чительной мере определяется уровнем развития машино-
строения. На основе развития машиностроения осуществля-
ются комплексная механизация и автоматизация
производственных процессов в промышленности, строитель-
стве, сельском хозяйстве, на транспорте.
Повышение эксплуатационных и качественных показате-
лей, сокращение времени разработки и внедрения новых
машин, повышение их надежности и долговечности — основ-
ные задачи конструкторов-машиностроителей. Большие воз-
можности для совершенствования труда конструкторов дает
широкое применение ЭВМ, позволяющее освободить кон-
структоров от нетворческих операций, оптимизировать кон-
струкции, автоматизировать значительную часть процесса
проектирования.
В книге главное внимание уделено методике конструиро-
вания деталей машин. Приведенные рекомендации по кон-
струированию и отдельные конструктивные решения отра-
жают современный уровень как отечественного, так и зару-
бежного машиностроения.
з
Материал в пособии размещен в том порядке, в котором
следует работать над проектом. Все сведения, необходимые
для выполнения очередного этапа расчетов и конструирова-
ния, расположены в одном месте.
Настоящее издание отличается от предыдущего следую-
щим: учтены замечания, высказанные преподавателями, веду-
щими занятия с учащимися; существенно переработаны
главы, посвященные расчету зубчатых, червячных, планетар-
ных и волновых передач, подшипников качения; материал
написан в форме, удобной для составления программ по
расчетам на ЭВМ или на микрокалькуляторах различных
типов; переработана глава «Эскизное проектирование» — наи-
более трудный этап работы начинающего конструктора.
Глава «Корпусные детали» дополнена материалами по
конструированию корпусов планетарных и волновых редук-
торов; приведены примеры полных расчетов и конструирова-
ния редукторов: цилиндрических, конических, червячных,
планетарных; введена глава по использованию элементов
САПР при курсовом проектировании, по конструированию
валов, зубчатых и червячных колес в режиме диалога с ЭВМ.
Пособие предназначено для учащихся машиностроитель-
ных специальностей техникумов; может быть полезно для
студентов немашиностроительных специальностей вузов.
Авторы
ГЛАВА 1
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ
Подбор электродвигателя, кинематические расчеты и опре-
деление моментов зависят от исходных данных, приведенных
в задании на проект. Здесь возможны три случая.
Случай 1 (рис. 1.1, а — г). В задании сообщают окружную
силу F((H) на барабане или звездочках привода конвейера.
Кроме того, приводят скорость V (м/с) движения ленты
или цепи, а также диаметр барабана Z>6 (мм) или число
зубьев z3B и шаг Рзв (мм) тяговых звездочек.
Случай 2 (рис. 1.2, а—в). В задании сообщают вращаю-
щий момент Гаых (Н м) и частоту вращения выходного вала
«вых (об/мин).
Рис. 1.1
5
Рис. 1.2
Случай 3 (рис. 1.2, а—в). В задании приводят мощность
электродвигателя Рэ (кВт) и частоту вращения выходного
вала пвых (об/мин).
§1	. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
А. Определение мощности.
Случай 1. По исходным данным определяют потребляе-
мую мощность привода, т. е. мощность на выходе (кВт)
РВЫх=ВД1000.	(1.1)
Затем определяют требуемую мощность электродвигателя
Рэ.тр -^вых/Побщ’	G-2)
где Т|О6Щ = П1Т|2П3... •
Здесь rij, т|2, т]3, ... — КПД отдельных звеньев кинемати-
ческой цепи, ориентировочные значения которых с учетом
потерь в подшипниках приведены в табл. 1.1.
Таблица 1.1
Тип передачи	П
Зубчатая (с опорами):	
цилиндрическая	0,96...0,98
коническая	0,95...0,97
Планетарная:	
одноступенчатая	0,9...0,95
двухступенчатая	0,85...0,9
Червячная при передаточном числе:	
свыше 30	0,7...0,8
свыше 14 до 30	0,75...0,85
свыше 8 до 14	0,8...0,9
Ременная (все типы)	0,94...0,96
Цепная	0,92...0,95
Муфта соединительная	0,98
Подшипники качения (одна пара)	0,99
Если на данном этапе работы над проектом затрудни-
тельно определить передаточное число червячной передачи,
предварительно принимают т]%0,8.
Случай 2. Мощность и вращающий момент на выходном
валу связаны зависимостью
6
РВы^Твтпвых/9550.	(1.3)
Требуемую мощность электродвигателя определяют затем
по формуле (1.2).
После этого как для первого, так и для второго случаев
подбирают по табл. 19.27 ближайшую стандартную мощность
электродвигателя Рэ. Перегрузка асинхронных электродвига-
телей допускается до 8%. При невыполнении этого условия
следует брать двигатель ближайшей большей мощности.
Случай 3. Мощность электродвигателя приведена в зада-
нии на проект.
Б. Определение частоты вращения.
Случай 1. Частоты вращения приводного вала (об/мин)
пвы=6- 1047/(яД6),	(1.4)
или
лвых = 6- 104Т/(яДв),
где D3B—диаметр тяговых звездочек
(1 ЙЛ° \
— 	(1-5)
г» /
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
«э.тр = «вых«1«2«3- >	О-6)
где w2, w3, ... — передаточные числа кинематических пар
изделия.
Рекомендуемые значения передаточных чисел w2, w3, ...
берут из табл. 1.2.
Таблица 1.2
Вид передачи	Твердость зубьев НВ или HRC	Передаточ- ное число* и
Зубчатая цилиндрическая	Любая	2,0...6,3
Тихоходная ступень во всех редукторах (wT)	^350 НВ	2,5...5
	40...56 HRC	2,5...5
	56...63 HRC	2...4
Быстроходная ступень в редукторах по раз-	^350 НВ	3,15...5
вернутой схеме (w6)	40...56 HRC	3,15...5
	56...63 HRC	2,5...4
Быстроходная ступень в соосном редукторе	^350 НВ	4...6,3
(«б)	40...56 HRC	4...6,3
	56...63 HRC	3,15...5
Коробка передач	Любая	1...2,5
Коническая зубчатая	^350 НВ	1...4
	МО HRC	1...4
Червячная	—	16...50
Цепная	—	1,5...4
Ременная	—	2...4
* Передаточные отношения кинематических пар для всех типов передач будем
условно называть передаточными числами и обозначать и
7
Случаи 2 и 3, Требуемую частоту вращения вала электро-
двигателя определяют по формуле (1.6).
После этого в любом из трех случаев по табл. 19.27
подбирают ближайшую асинхронную частоту пэ вращения
вала электродвигателя.
Может получиться так, что требуемая частота иэтр
окажется примерно в середине между двумя стандартными
пэ. Тогда следует сравнить размеры обоих двигателей.
Обозначения двигателей в табл. 19.27 содержат две или
три цифры, после которых приведены буквы, например:
90L; 100S; 112М и др. Цифрами обозначен размер h — высота
оси вала от опорной поверхности лапок двигателя. Эти
цифры характеризуют также и другие размеры электродвига-
теля. Рекомендуется выбирать электродвигатель с меньшим
числом в обозначении (с меньшей высотой А). Масса,
размеры и стоимость такого двигателя также будут меньше.
Если же это число у обоих двигателей одинаковое, надо
выбрать двигатель с меньшей частотой вращения вала.
Масса, размеры и стоимость обоих двигателей примерно
одинаковые, а передаточные числа и, следовательно, размеры
передачи будут меньше.
При расчетах на ЭВМ целесообразно рассчитать передачи
для обоих вариантов двигателей. Затем провести сравнения
размеров двигателей и передач и окончательно выбрать
вариант с меньшим размером.
Из табл. 19.28 выписывают все данные и размеры
выбранного электродвигателя.
§2	. КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ
Определяют общее передаточное число привода
^общ ^э/^вых’	0'7)
Для исходных данных, относящихся к случаю 1, частоту
вращения ивых приводного вала (об/мин) определяют по формуле
(1.4). Во 2-м и 3-м случаях ивых приведены в задании на проект.
Здесь, как и везде, пэ — асинхронная частота вращения
вала электродвигателя.
Полученное иобщ распределяют между типами и ступенями
передач. В общем случае
^общ ^П^ред’	(1-8)
где wn — передаточное число ременной wp или цепной мц
передачи, расположенных как перед редуктором (коробкой
передач), так и после него; иред — передаточное число
редуктора (коробки передач).
Если в схеме привода отсутствует ременная или цепная
передача, то
^общ ^ре д •	(1‘^)
8
Таблица 1.3
Для двухступенчатой передачи
Мред ~ МБМТ’
(1.10)
где иБ и wT—передаточные числа быстроходной и тихоход-
ной ступеней редуктора (коробки передач).
Передаточные числа иъ быстроходной и wT тихоходной
ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотно-
шениям, приведенным в табл. 1.3.
Частота вращения валов коробок передач представляет
собой геометрическую прогрессию со знаменателем ср.
Поэтому если минимальная частота вращения вала пъ то
и2 = И1ф: «3 = и1ф2 = и2(р; и4 = и1ф3 = «3ф; ...	=и,_1ф.
Наиболее употребительны значения ф=1,41; 1,34; 1,25;
1,18. Частота вращения вала колеса тихоходной ступени
^Т ^вых^П’
(1.11)
9
где wn — передаточное число ременной (или цепной) передачи,
расположенной между редуктором и приводным валом.
Если такая передача в схеме привода отсутствует, то пг = пвых.
Частота вращения вала колеса промежуточной ступени
— Д'рП'р,	(1.12)
где wT — передаточное число тихоходной ступени редуктора
(корооки передач).
Частота вращения быстроходного вала
«Б = «ТМред-	О-13)
§3	. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВРАЩАЮЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ
Случай 1 (см. рис. 1.1).
Момент на приводном валу (Н • м)
Т’вых =
или	(1-14)
Твых = FtD3B/2,
где Ft — окружная сила, Н, на барабане или тяговых
звездочках; £>б и £>зв — диаметр барабана, м, делительный
диаметр тяговых звездочек, м. Момент на тихоходном валу
редуктора (Нм)
Тт = FBblx/(wn'rlnrlon)’	(115)
где ип и т|п—передаточное число и КПД цепной или
ременной передачи, расположенной после редуктора; г|оп —
КПД опор приводного вала. При отсутствии такой передачи
в схеме привода
Тт= ^выхДЛопЛм)’	(1-16)
где т]м — КПД муфты, соединяющей вал редуктора
и приводной вал. Момент на промежуточном валу
редуктора (Н • м)
Тпр = Т’тД^тЛз.т)’	(1-17)
где т|зт — КПД зубчатой передачи тихоходной ступени.
Момент на быстроходном валу редуктора (Н • м)
^Б= ^т/^редЛзтПз.в)’	(1-18)
где г)з.б — КПД зубчатой передачи быстроходной ступени.
Для одноступенчатой передачи
гБ=Ш.л).	О-19)
Случай 2 (см. рис. 1.2). Момент Твых приведен в задании.
Момент на тихоходной ступени ТУ=ТВЫХ.
10
Моменты на промежуточном и быстроходном валах
определяют по формулам (1.17), (1.18), (1.19).
Случай 3 (см. рис. 1.2). Мощность электродвигателя Рэ
(кВт) приведена в задании. Частота вращения вала электро-
двигателя пэ (об/мин) определена в § 1.
Момент на валу электродвигателя (Н • м)
7э = 9550Рэ/иэ.	(1.20)
Момент на быстроходном валу передачи (Н • м)
^б=^эмпг1п,	(1-21)
где wn и т]п—передаточное число и КПД ременной (цепной)
передачи, расположенной между электродвигателем и редук-
тором (коробкой передач).
Если в схеме привода отсутствует такая передача, момент
на быстроходном валу
ГБ = Тэпм,	(1-22)
где т]м — КПД муфты, соединяющей валы электродвигателя
и редуктора (коробки передач).
Момент на промежуточном валу передачи (Н • м)
^пр = ^б^бЛз.б»	(1-23)
где иъ и т]ЗБ — передаточное число и КПД быстроходной
ступени.
Момент на тихоходном валу передачи (Н • м)
^Т= ^БИредПз.вПз.Т’	(1-24)
где г|зт — КПД тихоходной ступени передачи.
ГЛАВА 2
РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ
Расчеты при курсовом проектировании должны выпол-
няться с использованием вычислительной техники. Эффектив-
но выполнение расчетов на программируемых микрокальку-
ляторах «Электроника» МК-52; МК-72; МК-61 и других
типов. Для этих калькуляторов можно составить программы
расчета и хранить их в памяти калькулятора.
Учащийся техникума может вызывать нужную ему про-
грамму и, используя свои данные, выполнять расчеты передач.
В процессе этих расчетов можно варьировать некоторые
данные. Например, нагрузки, допускаемые напряжения, пере-
даточные числа, добиваясь оптимальных результатов расчета.
Наиболее эффективно выполнение расчетов на ЭВМ.
§1	. ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
После определения вращающих моментов на валах
выполняют основные проектные расчеты передач.
Исходными данными для расчета являются: вращающий
момент на колесе Т2, передаточное число и, схема передачи,
срок работы Lh, ч, характер производства — единичный,
мелкосерийный, крупносерийный.
1.	Выбор материала и термической обработки. Материалы
для изготовления зубчатых колес подбирают по табл. 2.1.
Для повышения механических характеристик материалы
колес подвергают термической обработке. В зависимости
от условий эксплуатации и требований к габаритам передачи
применяют следующие материалы и варианты термической
обработки (Т. О):
I — стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок:
45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ. Т. О. колеса —улучшение,
235...262 НВ. Т. О. шестерни — улучшение, 269...302 НВ;
II—стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок: 40Х,
40ХН, 35ХМ и 45ХЦ. Т. О. колеса — улучшение, 269...302 НВ.
Т. О. шестерни—улучшение и закалка ТВЧ, 45...56 HRC;
III — стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок:
40Х, 40ХН, 35ХМ и 45ХЦ. Т. О. колеса и шестерни — улуч-
шение и закалка ТВЧ, 45...56 HRC;
12
Таблица 2.1
Марка стали	Твердость		стг, Н/мм2	Термообработка		Размеры, мм	
	сердцеви- ны НВ	поверхности				^пред	<? пред
45	235...262 269...302	235...262 НВ 269...302 НВ	540 650	Улучшение »		125 80	80 50
40Х	235...262 269...302 269...302	235...262 НВ 269...302 НВ 45...50 HRC	640 750 750	» » Улучшение калка ТВЧ	и за-	200 125 125	125 80 80
40ХН 35ХМ	235...262 269...302 269...302	235...262 НВ 269...302 НВ 48...53 HRC	630 750 750	Улучшение » Улучшение калка ТВЧ	и за-	315 200 200	200 125 125
45ХЦ	235...262 269...302 269...302	235...262 НВ 269...302 НВ 50...56 HRC	660 780 780	Улучшение » Улучшение калка ТВЧ	и за-	315 200 200	200 125 125
20Х 20ХНМ 18ХГТ 12ХНЗА 25ХГНМ	300...400	56...63 HRC	800	Улучшение, цемен- тация и закалка		200	125
IV — стали, одинаковые для колеса и шестерни марок:
20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХНЗА, 25ХГНМ. Т. О. колеса
и шестерни одинаковые—улучшение, цементация и закалка,
56...63 HRC.
Чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем
выше допускаемые контактные напряжения и тем меньше
размеры передачи.
2.	Допускаемые напряжения. Определяют допускаемые
контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для
колеса [ст]Н2 и [а]т2 и шестерни [а]Н1 и [a]F1.
Предварительно определяют среднюю твердость колес
HBcp = 0,5(HBmin + HBmax).	(2.1)
Твердость HRC переводят в твердость НВ:
HRC ...... 47	48	51
53	61
НВ ............. 440	460	495
522	627
Базовые числа циклов нагружений:
при расчете на контактную прочность
13
2VHO = (HBcp)3,	(2.2)
при расчете на изгиб NF0 = 4-106.
Действительные числа циклов перемены напряжений:
для колеса N2 = 60-n2Lh;	(2.3)
для шестерни N2=N2u,
где п2 — частота вращения колеса, об/мин; Lh — время рабо-
ты передачи, ч; и—передаточное число ступени. Коэффици-
ент долговечности при расчете по контактным напряжениям
&HL =	(2-4)
При Т. О. улучшение КНЬтях = 2,6; при Т. О. закалка KHLmax =
= 1,8; при N>NH0 KHL= 1,0.
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб
K-FL~ ЧЧ .у ^KpLmaxi	(2-5)
т—показатель степени в уравнении кривой усталости; т = 6
при Т. О. улучшение и т = 9 при Т. О. закалка.
При Т. О. улучшение A?FLmax = 2,08; при Т. О. закалка
KFLmax = 1,63; при 2V>4-106 KFL= 1,0. Значения [<т]н0 и [ct]f0,
соответствующие базовым числам NH0 и Npo, принимают
по табл. 2.2.
Таблица 2.2
Термообработка	Марка стали	[с]но, Н/мм2	[а]то? Н/мм2
Улучшение	45, 40Х, 40ХН 35ХМ, 45ХЦ	1,8НВср+67	1,03НВср
Закалка ТВЧ	40Х, 40ХН 35ХМ, 45ХЦ	14HRCcd+170 ср	310
Цементация и закалка	20Х 20ХНМ 18ХГТ 12ХНЗА 25ХГНМ	19HRCcp	480
Допускаемые контактные напряжения и напряжения из-
гиба определяют по формулам
[а]н = KHL [ст]но; [a]F = KFL [cr]F0.	(2.6)
Результаты вычислений округляют до целого числа.
При расчете зубчатых передач цилиндрических косозубых,
шевронных и конических с круговым зубом в расчетную
формулу подставляют при II варианте Т. О. допускаемое
контактное напряжение
14
[а]й=0,45([а]й1 + [п]Н2).	(2.7)
Это напряжение не должно превышать:
для цилиндрических косозубых и шевронных колес
1,23 [а]й2;
для конических колес 1,15[ctJH2.
При I, III и IV вариантах термообработки, а также
для прямозубых цилиндрических и конических колес в рас-
четную формулу вместо [а]й подставляют меньшее из
[g]hi и
§2	. РАСЧЕТЫ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1.	Межосевое расстояние. Предварительно определяют
коэффициент межосевого расстояния Ка, для колес—прямо-
зубых Ка = 49,5, косозубых и шевронных Ка = 43,0.
Коэффициент ширины принимают в зависимости от
положения колес относительно опор:
При симметричном расположении.................... 0,315...0,4
При несимметричном расположении.................. 0,25...0,315
При консольном расположении одного или обоих
колес ........................................... 0,2...0,25
Для	передач внутреннего	зацепления............. 0,315...0,4
Для	шевронных передач.......................... 0,4...0,5
Для	коробок передач............................ 0,1...0,2
Меньшие значения принимают для передач с твер-
достью зубьев колеса ^45 HRC.
Значения фй принимают из ряда стандартных 0,1; 0,15;
0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5.
Коэффициент ширины
^ = 0,5фа(М±1).	(2.8)
Знак плюс для передач внешнего зацепления. При твердости
зубьев колеса НВ >350 коэффициент концентрации нагрузки
Кйр = 1+21^2,0.	(2.9)
При T. О. колес по I и II вариантам и скорости колеса
К<15 м/с зубья колес полностью прирабатываются и коэф-
фициент Кйр=1,0.
Индекс схемы S выбирают из табл. 2.3.
Таблица 2.3
Расположение шестерни относительно опор
Консольное, опоры — шарикоподшипники	1
Консольное, опоры — роликоподшипники	2
Несимметричное	4
Симметричное	8
15
Межосевое расстояние (мм)
^м>	^-а i 1)
^нр^2
Фа“2Ни
(2.10)
Т2— Н мм; [<т]н — Н/мм2.
Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую
сторону до числа из табл. 19.1.
С целью поиска оптимальных размеров передачи межосе-
вое расстояние иногда вычисляют для разных вариантов
Т. О. В связи с этим получают другие значения [о]'н
и Л?нр. Тогда новое значение межосевого расстояния

W
(2.П)
2.	Предварительные основные размеры колеса: делитель-
ный диаметр
t/2 = 2«ww/(i/± 1);	(2.12)
ширина (мм) b2 = tyaaw.	(2.13)
Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую
сторону до целого числа.
Для быстроходной ступени соосного двухступенчатого
редуктора определяют коэффициент ширины
t>B =
•С|Г>(ЦГ,+ О
^ирбЛб л 1 5
(2-14)
где индекс Б относится к быстроходной ступени соосной
зубчатой передачи.
Ширина колеса быстроходной ступени
^2Б = ФаБаи>-	(2-15)
3.	Модуль передачи. Сначала принимают коэффициент
модуля Кт для колес: прямозубых — 6,8; косозубых — 5,8;
шевронных — 5,2.
Предварительно модуль передачи
Допускаемое напряжение [o]F подставляют меньшее из
Hri и Wf2-	z ч
Значение модуля передачи т (мм), полученное расчетом,
округляют в большую сторону до стандартного из ряда
чисел:
1-й ряд—1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10
2-й ряд—1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9
16
При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.
4.	Угол наклона и суммарное число зубьев. Минимальный
угол наклона зубьев: косозубых колес Pmin = arcsin4m//>2; (2.17)
шевронных колес Pmin = 25°.
Суммарное число зубьев
zs = 2awcospmin/m.	(2.18)
Полученное значение zs округляют в меньшую сторону
до целого и определяют действительное значение угла Р
P = arccos(zsm/2aw).	(2.19)
Для косозубых колес р = 8...18°. Точность вычисления
до четвертого знака после запятой.
5.	Числа зубьев шестерни и колеса. Число зубьев
шестерни
(2-20)
Значение zx округляют в ближайшую сторону до целого;
zimin=17—для прямозубых колес; zXmin = 17-cos3p—для ко-
созубых и шевронных колес.
Число зубьев колеса: внешнего зацепления z2 = zs —zx;
внутреннего зацепления
z2 = zE + zx.	(2.21)
6.	Фактическое передаточное число. Фактическое переда-
точное число w+ = z2/zx. Отклонение от заданного передаточ-
ного числа
ДМ=!^С< 100^4%.	(2.22)
и
7.	Размеры колес (рис. 2.1). Делительные диаметры:
шестерни <7Х =zx • m/cos р, колеса внешнего зацепления d2 =
= 2aw — dt; внутреннего зацепления
d2=2aw+d1.	(2.23)
Точность расчета до третьего знака после запятой.
Рис. 2.2
Рис. 2.1
17
Диаметры окружностей вершин da и впадин зубьев df.
шестерни dal = dY + 2m; dfl = dY — 2,5m;
колеса внешнего зацепления
dal = d2 + 2m\ df2 = d2 — 2,5m;	(2.24)
колеса внутреннего зацепления da2 = d2 — 2т\ df2 =
= d2 + 2,5m.
Ширину шестерни br (мм) принимают по соотношению
brlb2, где Ь2—ширина колеса:
При Ь2............. до	30 св. 30	св. 50	св. 80
до 50	до 80	до 100
bdb2 ............... 1,1	1,08	1,06	1,05
Полученное значение Ьг округляют до целого числа.
В коробках передач ширину шестерни обычно принимают
bi = b2.
8.	Пригодность заготовок колес. Чтобы получить при
Т. О. принятые для расчета механические характеристики
материала, размеры заготовки колес не должны превышать
предельно допустимых величин.
Значения £>заг, Сзаг, 5заг (мм) вычисляют (рис. 2.2): для
цилиндрической шестерни £>заг = <Уа + 6 мм;
для колеса с выточками принимают меньшее из двух
C3ar = 0,5Z>2; 5заг = 8-т;
для сплошного колеса, без выточек (см. рис. 2.2) 5заг =
= Z>2+4 мм. Условия пригодности заготовок колес
D < D С IЧ 1 9
заг ^пред? ^заг \озаг/ ° пред'
Предельные значения 7)пред и 5пред приведены в табл. 2.1.
При невыполнении неравенств изменяют материал дета-
лей или вид термической обработки.
9.	Силы в зацеплении (Н) (рис. 2.3):
окружная Ft = 2T2fd2,
радиальная Fr = Fztga/cosP;'(2.25)
осевая Fa = F(tgP.
Для стандартного угла
tga = tg20° = 0,364.
10.	Проверка зубьев колес
по напряжениям изгиба. Пред-
варительно определяют степень
точности и значения коэффици-
ентов.
Степень точности передач
принимают по табл. 2.4 в за-
висимости от окружной ско-
рости колеса (м/с) V=
= itd2n2/60 000.
Для прямозубых колес коэф-
фициент KFa=l.
18
Таблица 2.4
Степень точности	Окружные скорости V			
	прямозубых		непрямозубых	
	цилиндрических	конических	цилиндрических	конических
6	До 15	До 12	До 30	До 20
7	» 10	» 8	» 15	» 10
8	» 6	» 4	» 10	» 7
9	» 2	» 1,5	» 4	» 3
Для колес с углом р>0° принимают
Степень точности..... 6	7	8	9
KFa ................. 0,72 0,81	0,91	1,0
Коэффициент Ув вычисляют по формуле
Ур=1- ₽°/140.	(2.26)
Коэффициент ширины ^fa=b2/d1.	(2.27)
При твердости зубьев колеса
НВ >350 коэффициент
^Fp=l + l,5\|zd/S<l,7.	(2.28)
Здесь S—индекс схемы (тот же, что и в п. 1, табл. 2.3).
При вариантах Т. О. колес I и II и скорости колеса
V< 15 м/с зубья колес полностью прирабатываются и коэф-
фициент Хрр=1,0.
Значение коэффициента KFV принимают: для прямозубых
колес при твердости зубьев <350 НВ—1,4; >350 НВ —1,2;
для косозубых колес при твердости зубьев <350 НВ—1,2;
>350 НВ—1,1.
Коэффициент формы зуба YF принимают по zF = z/cos3p
(табл. 2.5).
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
vF2 = KFa Y9KF9KFV YF2Ft/(b2m).	(2.29)
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
(2.30)
Расчетные напряжения могут отклоняться от допускаемых
aF<l,l [q]f.
Таблица 2.5
Z или zv	17	20	22	24	26	28	30	35	40	45	50	65	^80
YF	4,27	4,07	3,98	3,92	3,88	3,84	3,80	3,75	3,7	3,66	3,65	3,62	3,61
19
И. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Предварительно определяют значения коэффициентов. КНа—
коэффициент распределения нагрузки между зубьями. Его
принимают для колес: прямозубых —1,0, косозубых и шев-
ронных—1,1. КНр — коэффициент концентрации нагрузки
определяют по формуле (2.9). KHV — коэффициент динамичес-
кой нагрузки. Его принимают:
для прямозубых колес при твердости зубьев ^350 НВ —
1,2; >350 НВ—1,1; для косозубых и шевронных колес при
твердости зубьев ^350 НВ—1,1; >350 НВ—1,05.
Расчетное контактное напряжение косозубых и шевронных
колес
= 376 IKHttKHpKHV - J •	(2-31)
V	dib2
Для прямозубых колес числовой коэффициент перед
корнем равен 436.
Полученное расчетное контактное напряжение сгн должно
находиться в интервале (0,9... 1,05) [а]н.
При несоблюдении этого условия изменяют aw или Ь2.
§3. РАСЧЕТЫ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1.	Диаметр внешней делительной окружности колеса. Коэф-
фициент Эн принимают: для прямозубых колес—0,85; для
колес с круговым зубом:
Твердость колес
НВ2<350;	HBi<350
НВ2<350; HRC^45
HRC2^45; HRCt^45
1,85
1,5
1,3
Коэффициент КНр определяют по формуле (2.9) в зависи-
мости от коэффициента ширины \|zd. Индекс схемы прини-
мают 5=2
Ф,=0,166 7«2+i-
(2.32)
Для прирабатывающихся колес: прямозубых Л'нр=1,0,
с круговыми зубьями. Кдр = 1,1.
Диаметр внешней делительной окружности колеса
^2^ 165 3	(2.33)
V Ф» Нн
2.	Углы делительных конусов, конусное расстояние и ши-
рина колес. Угол делительных конусов колеса и шестерни
20
S2 = arctgw = ...; sin32 = cos6l = ...;	nu,
81 = 90°-82 = ... .
Точность вычислений до четвертого знака после запятой.
Конусное расстояние Re = J'e2/(2sin82).	(2.35)
Ширина колес Z> = 0,285Re.	(2.36)
3.	Модуль передачи. Коэффициент концентрации нагрузки
KFfi определяют по формуле (2.28). Индекс схемы принимают
5=2, коэффициент \|id— по формуле (2.32).
Для прирабатывающихся колес: прямозубые А^р=1,0,
с круговыми зубьями A?Fp=l,l.
Для прямозубых колес 3F = 0,85; для колес с круговым
зубом 3F=1.
Внешний окружной модуль передачи
(те—для колес с прямыми зубьями; mte—для колес с кру-
говыми зубьями). Допускаемое напряжение [a]F подставляют
меньшее из [a]F1 и [o]F2.
Точность вычисления до четвертого знака после запятой.
Округление модуля до стандартной величины можно не
производить.
4.	Числа зубьев колес.
Число зубьев колеса
z2 = d'e2jme{mt^.	(2.38)
Число зубьев шестерни
zr=z2lu.	(2.39)
После вычислений число зубьев округляют в ближайшую
сторону до целого числа.
5.	Фактическое передаточное число. Фактическое переда-
точное число u^=z2jzv
Отклонение от заданного передаточного числа не должно
быть больше 4%, т. е.
дм = Ч^1100^4%.	(2.40)
и
6.	Окончательные размеры колес (рис. 2.4). Точность
вычислений до четвертого знака после запятой. Углы
делительных конусов колеса и шестерни
52 = апЛ^Мф = ...; cosS^sinSi = ...;
81=90°-82 = ...; cos8j = ... .
Делительные диаметры колес:
21
Рис. 2.4
прямозубых del = de2=m^z2,
с круговым зубом del =	de2=mtez2.
(2-41)
Коэффициенты смещения вычис-
ляют по формулам
v _ 9 г . 7у0,14	-0,67.	— _ г ’
•^el	% 1	? ^е2 Ле1>
xnl = l,75-w°’4-zr0’67; х„2=-хп1
(2.42)
или принимают по табл. 2.6, 2.7.
Внешние диаметры колес:
прямозубых t/ael=Jel+2(l-|-xel)mecos81; dae2 = de2 +
+ 2(1+xe2)mecos82;	(2.43)
с круговым зубом dael = del +1,64(1 + xnl)mteCOsSj; dae2 =
= (Ze2+1,64(1+xn2)/n(ecosS2.	(2.44)
Для передач, у которых zx и и отличаются от указанных
в табл. 2.6 и 2.7, коэффициенты хе1 и хп1 принимают
с округлением в большую сторону.
Таблица 2.6
Z1	хе1 при передаточном числе и							
	1,0	1,25	1,6	2,0	2,5	3,15	4,0	5,6
12							—	0,50	0,53	0,56	0,57
13	—	—	—	0,44	0,48	0,52	0,54	0,55
14	—	—	0,34	0,42	0,47	0,50	0,52	0,53
15	—	0,18	0,31	0,40	0,45	0,48	0,50	0,51
16	—	0,17	0,30	0,38	0,43	0,46	0,48	0,49
18	0,00	0,15	0,28	0,36	0,40	0,43	0,45	0,46
20	0,00	0,14	0,26	0,34	0,37	0,40	0,42	0,43
25	0,00	0,13	0,23	0,29	0,33	0,36	0,38	0,39
30	0,00	0,11	0,19	0,25	0,28	0,31	0,33	0,34
Таблица 2.7
zi	хп1 при передаточном числе и							
	1,0	1,25	1,6	2,0	2,5	3,15	4,0	5,0
12	—	—	—	0,32	0,37	0,39	0,41	0,42
13	—	—	—	0,30	0,35	0,37	0,39	0,40
14	—	—	0,23	0,29	0,33	0,35	0,37	0,38
15	—	0,12	0,22	0,27	0,31	0,33	0,35	0,36
16	—	0,11	0,21	0,26	0,30	0,32	0,34	0,35
18	0,00	0,10	0,19	0,24	0,27	0,30	0,32	0,32
20	0,00	0,09	0,17	0,22	0,26	0,28	0,29	0,29
25	0,00	0,08	0,15	0,19	0,21	0,24	0,25	0,25
30	0,00	0,07	0,11	0,16	0,18	0,21	0,22	0,22
22
7.	Пригодность заготовок
колес. Для конической шестер-
ни и колеса вычисляют раз-
меры заготовок:
£>заг = dei + 2те + 6 мм;
5заг 8 те (т1е).
Полученные расчетом D3ar
и 5заг сравнивают с предель-
ными размерами Т»пред и 5пред,
данными в табл. 2.1.
Рис. 2.5
Условия пригодности заготовок колес:
Г) < Г) • V < V
за г	^пред? ^заг ^пред
8.	Силы в зацеплении (рис. 2.5). Окружная сила на
среднем диаметре колеса
Ft = 2Tiidm^
(2-45)
где Jm2 = 0,857t/e2.
Осевая сила на шестерне:
прямозубой Fal = F,tgasin81; tga = tg20° = 0,364;
с круговым зубом Fal=yaFt.	(2.46)
Радиальная сила на шестерне: прямозубой Frl =
= F(tgacos81; с круговым зубом Frl=yrFt.
Осевая сила на колесе Fa2 = Frl. Радиальная сила на колесе
Fr2 = Fel.	(2.47)
Коэффициенты уа и уг определяют для угла Рт = 35°.
Полученные вычислением коэффициенты уа и уг подстав-
ляют в формулы со своими знаками. Чтобы избежать
заклинивания зубьев, надо, чтобы сила Fal была направлена
к основанию делительного конуса ведущей шестерни. Для
Таблица 2.8
Z или zv	Yf при коэффициенте смещения инструмента										
	-0,5	-0,4	-0,3	-0,2	-0,1	0	+ 0,1	+ 0,2	+ 0,3	+0,4	+ 0,5
12	—	—	—	—			—	—	—	3,9	3,67	3,46
14	—	—	—	—	—	—	4,24	4,00	3,78	3,59	3,42
17	—	—	—	—	4,5	4,27	4,03	3,83	3,67	3,53	3,40
20	—	—	—	4,55	4,28	4,07	3,89	3,75	3,61	3,50	3,39
25	—	4,60	4,39	4,20	4,04	3,90	3,77	3,67	3,57	3,48	3,39
30	4,6	4,32	4,15	4,05	3,90	3,80	3,70	3,62	3,55	3,47	3,40
40	4,12	4,02	3,92	3,84	3,77	3,70	3,64	3,58	3,53	3,48	3,42
50	3,97	3,88	3,81	3,76	3,70	3,65	3,61	3,57	3,53	3,49	3,44
60	3,85	3,79	3,73	3,70	3,66	3,63	3,59	3,56	3,53	3,50	3,46
80	3,73	3,70	3,68	3,65	3,62	3,61	3,58	3,56	3,54	3,52	3,50
100	3,68	3,67	3,65	3,62	3,61	3,60	3,58	3,57	3,55	3,53	3,52
23
э^ого направление вращения шестерни (смотреть со стороны
вершины делительного конуса) и направление наклона ее
зубьев выбирают одинаковыми.
Тогда
ya = 0,44sin81 TOJcosSp y^O^cosSj — 0,7sin8P (2.48)
9.	Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Значение
коэффициента A?Fp определено ранее в п. 3. Значение коэффи-
циента KFV принимают по рекомендации п. 10 расчета
цилиндрических колес, коэффициент 3F— по рекомендации
в п. 3. Значение коэффициентов YF2 и YF1 принимают по
табл. 2.8 по эквивалентным числам зубьев:
Zv2 COS3PmCOs62’ Zvl COs’^COsS/	(2-49)
Для прямозубых колес cos30m=l,O. Для колес с круго-
выми зубьями угол Pm = 35°; cos 35° = 0,819.
Напряжения изгиба в зубьях колеса
&F2 = K-FfyK-FV ^F2^tl(^me(te)^p)-	(2.50)
Напряжения изгиба в зубьях шестерни
&F1 = ^F2 ^Р1/^р2-	(2-51)
Расчетное напряжение изгиба должно быть oF^l,l[o]F.
10.	Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Расчетное контактное напряжение
<дн = 2,12 • 103	(2.52)
Расчетное контактное напряжение должно быть в интервале
ан = (0,9... 1,03) [а]н. При несоблюдении этого условия изме-
няют диаметр колеса de2.
§4	. РАСЧЕТЫ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Этапы расчета передачи.
1.	Выбор материала червяка и колеса. Для червяков
применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес
(см. табл. 2.1).
Термообработку—улучшение с твердостью ^350 НВ
применяют для передач малой мощности (до 1 кВт) и срав-
нительно малой длительности работы. Для передач большей
мощности при длительной их работе с целью повышения
КПД применяют закалку до >45 HRC, шлифование и по-
лирование витков червяка.
Материалы для червячных колес условно сведем в сле-
дующие три группы (табл. 2.9).
Группа I. Оловянные бронзы, применяемые при ско-
рости скольжения Vs^-5 м/с.
24
Группа II. Безоловянные бронзы и латуни, применяемые
при скорости скольжения Ks = 2...5 м/с.
Группа III. Мягкие серые чугуны, применяемые при
скорости скольжения Es<2 м/с.
Так как выбор материала для колеса связан со скоростью
скольжения, определяют предварительно ожидаемую ско-
рость скольжения
Es«0,45 -(2.53)
2.	Определение допускаемых напряжений. Допускаемые
контактные напряжения для материалов:
I группа. N—общее число циклов перемены напряжений
N=60«2£h,	(2.54)
где £h— время работы передачи, ч.
Если по расчету ,/V>25-107, принимают Af=25-107.
Коэффициент долговечности
Khl=^/N.	(2.55)
Коэффициент Cv учитывает интенсивность изнашивания
зубьев. Его принимают в зависимости от скорости скольже-
ния Vs (м/с):
Vs ........ 5	6	7	>8
Су ........ 0,95	0,88 0,83	0,8
или по формуле
Cv = 1,66ES“0’352;	(2.56)
[а]но—допускаемое напряжение при числе циклов перемены
напряжений, равном 10':
[п]но=(0,75...0,9) ав.	(2.57)
Коэффициент 0,75 для червяков при НВ ^350; 0,9 для
червяков при HRC^45; ав принимают по табл. 2.9.
Таблица 2.9
Группа	Марка бронзы,	Способ отливки	(У-р		а ВИ	Гз, /мс
материала	чугуна			Н/мм2		
I	БрО10Н1Ф1	Центробежный	165	285	—	>5
	БрО10Ф1	В кокиль	195	245	—	>5
	БрО10Ф1	В песок	132	215	—	>5
II	БрА9ЖЗЛ	Центробежный	200	500	—	2...5
	БрА9ЖЗЛ	В кокиль	195	490	—	2...5
	БрА9ЖЗЛ	В песок	195	392	—	2...5
III	СЧ15	В песок	—	—	280	<2
Допускаемые контактные напряжения
= [а]но-	(2.58)
II группа. Го]но = 250 Н/мм2 для червяков при НВ^350;
[<у]но = 300 Н/мм2 для червяков при HRC>45.
Допускаемые контактные напряжения
Ин = Мно-25Кг	(2.59)
III группа. Допускаемые контактные напряжения
[o]H=175-35Ks.	(2.60)
Допускаемые напряжения изгиба. N—общее число циклов
нагружений. Определено ранее по формуле (2.54).
Коэффициент долговечности
Kft=yioW;	(2.61)
[o]f0 — исходное допускаемое напряжение изгиба.
Для материалов I и II групп
[o]F0 = 0,25 ат +0,08 ав;	(2.62)
III группы [a]FO = 0,12oBI1.
Допускаемое напряжение изгиба
[aWFL[a]F0.	(2.63)
3.	Межосевое расстояние. Межосевое расстояние передачи
aw>61^T2/[a]£.	(2.64)
Полученное расчетом межосевое расстояние округляют
в большую сторону до числа из табл. 19.1.
4.	Подбор основных параметров передачи. Число витков
червяка зависит от передаточного числа и:
и ......... свыше	8 до 14 свыше 14 до 30	свыше
Zi ............ 4	2	1
Число зубьев колеса z2 = z1n.	(2.65)
Предварительные значения:
модуля передачи
m = (l,5...1,7) aw/z2;	(2.66)
относительного диаметра червяка
q=——z2-	(2.67)
т
В формулу для т подставляют коэффициенты 1,5 и 1,7,
получая таким образом интервал значений модуля.
В формулу для q подставляют стандартное значение
т (мм), взятое из табл. 2.10. Полученное значение округляют
до ближайшего стандартного, приведенного в этой таблице.
26
Таблица 2.10
т	2,5; 3,15; 4; 5	6,3; 8;	10; 12,5	16
	8; 10; 12,5; 16; 20	8; Ю;	12,5; 14; 16; 20	8; 10; 12,5; 16
Минимально допустимое значение q из условия жесткости
червяка ^min = 0,212z2.
Коэффициент смещения
х=^ —0,5 (z2 + g).	(2.68)
Если по расчету коэффициент смещения получается | х | > 1,
изменяют aw, q или z2.
Фактическое передаточное число мф=22/г1. Отклонение
Aw передаточного числа от заданного
дм=^Л! Ю0<4%.
и
(2-69)
5.	Геометрические размеры червяка и колеса (рис. 2.6).
Диаметр делительный червяка dr—qm.	(2.70)
Диаметр вершин витков dai—di + '2m.	(2.71)
Диаметр впадин	dfl = d{ — 2,4m.	(2.72)
Длина нарезанной части червяка при коэффициенте
смещения х<0
Ьх =(10 + 5,5 |х| + гх)т.
(2.73)
При положительном смещении (х>0) червяк должен
быть несколько короче. В этом случае размер Ьг, вычис-
ленный по формуле (2.73), уменьшают на величину
(70 + 60x)m/z2. Во всех случаях значение Ьг затем округляют
в ближайшую сторону до стандартного числа из табл. 19.1.
Диаметр делительной окружности колеса d2 = z2m. (2.74)
Диаметр окружности вершин зубьев
da2 = d2 + 2(l+x)m.	(2.75)
Диаметр колеса наибольший dM2 < da2 + 6m/(zx + 2). (2.76)
Диаметр впадин	df2 = d2 — 2m (1,2 — х). (2.77)
Ширина венца	Z>2 = \|za«w;	(2.78)
фа = 0,355 при zx = l и 2;
фа = 0,315 при zx=4.
После расчета длину Ьг и ширину Ь2 округляют в ближай-
шую сторону до числа в табл. 19.1.
6.	Проверочный расчет передачи на прочность. Предвари-
тельно определяют: окружную скорость на червяке К1 =
= 7tt/1w1/60 000 м/с. Скорость скольжения в зацеплении
r^Ei/cosy,	(2.79)
где угол
y=arctg[z1/(^+2x)].	(2.80)
27
Рис. 2.6
По полученному
значению Ks уточняют
допускаемое напряже-
ние (2.58)...(2.60).
Затем определяют
окружную скорость на
колесе
К2 = я<У2и2/60 ООО м/с.
Коэффициент на-
грузки принимают
К=1 при К2<3 м/с;
К=1,1..Л,3 при
К2>3 м/с.
Расчетное контакт-
ное напряжение
(2.81)
Расчетное напряжение должно быть в интервале <зн =
= (0,9... 1,1) [а]я. При несоблюдении этого условия изменяют
межосевое расстояние передачи.
7.	КПД передачи. Коэффициент полезного действия
червячной передачи
T| = tgY/tg(y + p'),	(2.82)
где р' — приведенный угол трения, определяемый эксперимен-
тально. В него включены также относительные потери
мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивание
масла. Числовое значение угла трения р' между червяком
и колесом принимают по табл. 2.11. Меньшее значение для
оловянной бронзы, большее значение для безоловянной
бронзы, латуни и чугуна.
Таблица 2.11										
м/с	0,5	1,0	1,5	2,0	2,5	3	4	7	10	15
Р'	3°10' 3°40'	2°30' 3°10'	2°20' 2°50'	2°00' 2°30'	Г40' 2°20'	1°30' 2°00'	Г20' Г40'	1°00' 1°30'	0°55' Г20'	0°50'. 1°10'
8.	Силы в зацеплении (рис. 2.7). Окружная сила на колесе,
равная осевой силе на червяке,
7^2 — Fal — 2Т2/ d2.
(2.83)
28
Окружная сила на червяке, равная
осевой силе на колесе,
Fti=Fa2 = lT2l(ud^\ (2.84)
Радиальная сила
Fr = Ft2Aga.	(2.85)
Для стандартного угла а = 20° Fr =
= 0,364^2.
9.	Проверка зубьев колеса по на-
пряжениям изгиба.
К— коэффициент нагрузки, значе-
ния которого приведены в п. 6. YF —
коэффициент формы зуба, который
ДЛЯ ZK2 = ^2/COS3 у ВЫЧИСЛЯЮТ ПО
формулам:
при45>гг2^37 Yf = 2,21 — 0,0162zF2;
пригг2>45 YF= 1,72-0,0053 zV2
или принимают по табл. 2.12.
Рис. 2.7
(2.86)
Таблица 2.12
ZV2	20	24	26	28	30	32	35	37	40	45	50	60	80	100	150	300
YF	1,98	1,88	1,85	1,80	1,76	1,71	1,64	1,61	1,55	1,48	1,45	1,40	1,34	1,30	1,27	1,24
Расчетное напряжение изгиба
(2.87)
10.	Тепловой расчет. Червячный редуктор в связи с низким
КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.
Мощность на червяке (Вт)
Р^лИгТг/ЗОц,	(2.88)
где Т2 — Н м.
Поверхность охлаждения корпуса А равна сумме поверх-
ности всех его стенок, кроме поверхности дна, которой он
крепится к плите или раме. Размеры стенок корпуса можно
взять по эскизной схеме. Приближенно поверхность охлажде-
ния корпуса можно брать в зависимости от межосевого
расстояния передачи из табл. 2.13.
Поверхность охлаждения в зависимости от межосевого
расстояния aw (м) можно также определить по формуле
Д = 124’71.	(2.89)
Температура нагрева масла без искусственного охлаждения
гРаб = (1 - л) PJ^A)+20° < [/ ]раб.	(2.90)
29
Таблица 2.13
мм	80	100	125	140	160	180	200	225	250	280
А, м2	0,19	0,24	0,36	0,43	0,54	0,67	0,8	1,0	1,2	1,4
То же, с охлаждением вентилятором
гра6=(1 - ц) Л / [(0,77^т+0,3 а™) А ]+20° < [/ ]ра6. (2.91)
Коэффициент теплоотдачи Кл = 12... 18 Вт/(м2 • °C). Боль-
шие значения—при хороших условиях охлаждения.
Коэффициент Л?тв при обдуве вентилятором:
И1........ 750	1000	1500	3000
Л"тв...... 17	21	29	40
Здесь zjj—частота вращения вентилятора, об/мин; [/ ]раб = 95°
максимально допустимая температура нагрева масла.
§	5. РАСЧЕТЫ ДРУГИХ ТИПОВ ПЕРЕДАЧ
Кинематические и силовые расчеты планетарных и волно-
вых передач приведены в гл. 9 и 10 настоящего пособия.
Расчеты ременных и цепных передач из-за недостатка места
здесь не даны. Их следует выполнять по учебнику «Детали
машин» [6].
ГЛАВА 3
ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
После определения межосевых расстояний, диаметров
и ширины колес и размеров червяков приступают к раз-
работке конструкции редуктора, коробки передач. Первым
этапом конструирования является разработка эскизного
проекта. При эскизном проектировании определяют рас-
положение деталей передач, ориентировочные диаметры
ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы
их установки, составляют эскизную компоновку деталей
передач.
§ 1. ДИАМЕТРЫ ВАЛОВ
РАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ДЕТАЛЯМИ
Диаметры различных участков тихоходного и быстро-
ходного валов одноступенчатых цилиндрических и червячных
редукторов определяют по формулам (рис. 3.1):
для быстроходного вала J=(7...8) *
для тихоходного вала <7= (5... 6)__________ (3.1)
для валов коробок передач d=(6...7) ^/ТБ(Тт);
для конических концов валов диаметр d согласуют с диамет-
ром вала по табл. 12.5.
Диаметры других участков валов:
t/п d+2/цил(^кон)> ^бп dfi-\-3r, ^бп? (3.2)
* Диаметры валов рассчитывают на кручение по пониженным допуска-
емым напряжениям [tJ по формуле:
л
103Т= (Fp[t]=—<73[т].
Отсюда
16103Т
л[т]
= С1^Т,
/1,6104
где коэффициент С=з/———
V Ф]
При [т] = 10... 25 Н/мм2 коэффициент С = 6...8.
31
Рис. 3.1
где ГБ и Тт—вращающие моменты, Н м, на быстроходном
и тихоходном валах.
Если быстроходный вал приводится во вращение валом
электродвигателя через стандартную муфту, то диаметр
выходного конца этого вала должен быть согласован
с диаметром вала электродвигателя, т. е. <7= (0,8... 1,0)dr,
где dv — диаметр вала электродвигателя (см. табл. 19.28).
Если проектируется двухступенчатый редуктор, то диа-
метры различных участков промежуточного вала определяют
по формулам (рис. 3.2):
~\/^пр» d^ = dv^ — 3r или	(3 3)
^бк — dK + 3f; dET[ = dn + 3r^:dK,
32
где Тп„ — вращающий мо-
мент, Н м, на промежуточ-
ном валу. Значения t,
г и f см. в табл. 3.1.
Большие значения коэф-
фициентов перед l/т прини-
мают для валов на ролико-
подшипниках, а также для
валов шевронных передач
и промежуточных валов	Рис 3 2
двухступенчатых передач.
Диаметры ступеней валов после вычисления округляют
в ближайшую сторону до стандартных величин (см. табл. 19.1).
Значения /цил, ZK0H, г и f (мм) даны в табл. 3.1 в за-
висимости от диаметра d (мм) посадочной поверхности.
Координата фаски г дана приближенно. Точное значение
координаты см. в табл. 19.18... 19.26.
На рис. 3.3 дан пример вычерчивания схемы конических
колес и вала-шестерни.
Вершины делительных конусов и конусов впадин колеса
и шестерни сходятся в полюсе О пересечения осей колес.
Для того чтобы обеспечить постоянный радиальный зазор
между зубьями колеса и шестерни на всей ширине, образующие
внешнего конуса шестерни должны быть параллельны обра-
зующим конуса впадин колеса, а образующие внешнего конуса
колеса — параллельны образующим конуса впадин шестерни.
Размеры отдельных участков вала конической шестерни
определяют по формулам (рис. 3.3, а):
8	Тgj t/j—d+2/K0H;	(2...4);	(3-4)
^П^^2’ ^ьп — t/jjT3r.
Расстояние	или а2~0,6/. Принимают большее
из них.
При больших передаточных числах (и >3,15) коническая
шестерня получается малых размеров. В этих случаях не
удается создать упорный буртик с размерами 0,5т(е и 0,4ш(е
(рис. 3.3, а) и его конструируют по рис. 3.3,6.
Таблица 3.1
d	17. 22	24. 30	32 38	40 44	45 50	52...58	60.65	67...75	80.. 85	90 95
1	3,0	3,5	3,5	3,5	4,0	4,5	4,6	5,1	5,6	5,6
Сн	1,5	1,8	2,0	2,3	2,3	2,5	2,7	2,7	2,7	2,9
Г	1,5	2	2,5	2,5	3	3	3,5	3,5	4	4
f	1	1	1,2	1,2	1,6	2	2	2,5	2,5	3
2 Заказ 3385	33
Рис. 3.3
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за
внутренние поверхности стенок корпуса, между ними остав-
ляют зазор а (мм). Его определяют по формуле
а= \f~L-\-3 мм,
(3-5)
где L — расстояние между внешними поверхностями деталей
передач, мм (рис. 3.4).
В коническом редукторе зазор а—это расстояние между
внутренней поверхностью стенки корпуса и торцом ступицы
колеса.
После вычисления значение а округляют в большую
сторону до целого числа.
Расстояние между торцовыми поверхностями колес двух-
ступенчатого редуктора, выполненного по развернутой схеме,
С=(0,3...0,5)а.
В двухступенчатых соосных редукторах между торцовыми
поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса
тихоходной ступени расположены два подшипника. Расстоя-
2*
35
ние ls = 3a + B1+B2. В этом соотношении Вг и В2— ширина
подшипников опор быстроходного и тихоходного валов
(см. табл. 19.18).
§ 2.	ВЫБОР ТИПА ПОДШИПНИКА
В соответствии с установившейся практикой проектирова-
ния и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по
следующим рекомендациям.
Для опор валов цилиндрических колес редукторов и ко-
робок передач применяют чаще всего шариковые радиальные
подшипники (рис. 3.5, а). Первоначально принимают подшип-
ники легкой серии. Если при последующем расчете грузо-
подъемность подшипника легкой серии окажется недос-
таточной, принимают подшипник средней серии. При чрез-
мерно больших размерах шариковых подшипников в качестве
опор валов цилиндрических колес можно использовать также
подшипники конические роликовые (рис. 3.5, в).
Конические и червячные колеса должны быть точно
и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые
радиальные подшипники обладают малой осевой жест-
костью. Поэтому в силовых передачах для опор валов
конических и червячных колес применяют конические ролико-
вые подшипники. Выбирают первоначально легкую серию.
Для опор вала конической шестерни также используют
конические роликовые подшипники. При очень высокой
частоте вращения вала-шестерни (п > 1500 об/мин) применя-
ют подшипники шариковые радиально-упорные (рис. 3.5, г).
Первоначально также принимают подшипники легкой серии.
Опоры червяка в силовых червячных передачах нагружены
значительными осевыми силами. Поэтому в качестве опор вала
червяка применяют в основном конические роликовые подшип-
ники. При длительной непрерывной работе червячной передачи
с целью снижения тепловыделений в качестве опор вала
червяка применяют шариковые радиально-упорные подшипни-
ки. Первоначально принимают подшипники средней серии.
Для опор плавающих валов шевронных передач применя-
ют радиальные подшипники с короткими цилиндрическими
роликами (рис. 3.5, б), также первоначально легкой серии.
36
Подшипники качения выпускают следующих классов
точности (в порядке ее повышения): 0, 6, 5, 4 и 2. Обычно
применяют подшипники класса точности 0. Подшипники
более высоких классов точности применяют для опор валов,
требующих повышенной точности вращения или работающих
при особо высоких скоростях вращения. С повышением класса
точности подшипника стоимость его заметно возрастает.
§ 3.	СХЕМЫ УСТАНОВКИ подшипников
В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы
от осевых смещений. По способности фиксировать осевое
положение вала опоры разделяют на фиксирующие и пла-
вающие. В фиксирующих опорах ограничивается осевое
перемещение вала в одном или обоих направлениях. В плава-
ющих опорах осевое перемещение вала в любом направлении
не ограничивается. Фиксирующая опора воспринимает ради-
альную и осевую нагрузки, а плавающая опора — только
радиальную.
В некоторых конструкциях применяют так называемые
«плавающие» валы. Эти валы имеют возможность осевого
смещения в обоих направлениях и устанавливаются на
плавающих опорах.
На рис. 3.6, а—г показаны основные способы осевого
фиксирования валов. В схемах айв осевое фиксирование
вала осуществляется в одной опоре: в схеме а — одним
радиальным подшипником, в схеме в—двумя одинарными
радиальными или радиально-упорными (например, по рис.
3.5, в, г) подшипниками. В плавающей опоре применяют
радиальные подшипники по рис. 3.5, а, б. Схемы 3.6, а,
в применяют при любом расстоянии между опорами вала.
При этом схема в характеризуется большей жесткостью
фиксирующей опоры.
Рис. 3.6
37
Осевую фиксацию по схеме а широко применяют в короб-
ках передач, редукторах и в других узлах для валов
цилиндрических зубчатых передач, а также для приводных
валов ленточных транспортеров, цепных конвейеров.
Подшипники обеих опор должны быть нагружены по
возможности равномерно. Поэтому если опоры нагружены
кроме радиальной еще и осевой силой, то для более
равномерного нагружения подшипников в качестве плаваю-
щей выбирают опору, нагруженную большей радиальной
нагрузкой.
При температурных колебаниях плавающий подшипник
перемещается в осевом направлении на величину удлинения
(укорочения) вала. Так как это перемещение может происхо-
дить под нагрузкой, поверхность отверстия корпуса изнаши-
вается. Поэтому при действии на опоры вала только
радиальных нагрузок в качестве плавающей выбирают менее
нагруженную опору.
Осевую фиксацию валов по схеме в применяют в цилин-
дрических, конических зубчатых и червячных передачах.
Выбор фиксирующей и плавающей опор производят по
тем же соображениям, что и в схеме а.
В схемах б и г осевое фиксирование вала осуществляется
в двух опорах, причем в каждой опоре в одном направлении.
Эти схемы применяют с определенными ограничениями по
расстоянию между опорами. И связано это с изменением
зазоров в подшипниках вследствие нагрева при работе.
При нагреве зазоры в подшипниках уменьшаются, а длина
вала увеличивается. Чтобы не происходило защемления
вала в опорах в схеме «враспор», предусматривают осевой
зазор а. Величина зазора должна быть несколько больше
ожидаемой тепловой деформации вала. Схема установки
подшипников «враспор» (б) конструктивно наиболее проста.
Ее широко применяют при относительно коротких валах.
Из опыта эксплуатации известно, что в узлах с радиальными
шарикоподшипниками а = 0,2...0,5 мм.
Соотношение между величинами I и d для этих подшипни-
ков //J=8...10.
В опорах схемы б могут быть применены и радиаль-
но-упорные подшипники. Так как эти подшипники более
чувствительны к изменению осевых зазоров, то соотношение
между величинами I и d для них //t/=6...8. Меньшие
значения относятся к роликовым, большие — к шариковым
радиально-упорным подшипникам.
При установке вала по схеме г вероятность защемления
подшипников вследствие температурных деформаций вала
меньше, так как при увеличении длины вала осевой зазор
в подшипниках, установленных по этой схеме, увеличивается.
Схему г называют также осевой фиксацией «врастяжку».
38
При установке опор вала «врастяжку» расстояние между
подшипниками может быть несколько больше, чем в схеме
«враспор». Для подшипников шариковых радиальных I/d=
= 10... 12; шариковых радиально-упорных //d^lO; конических
роликовых l/d^8.
Более длинные валы устанавливать по схеме г не рекоменду-
ется, так как вследствие температурных деформаций вала
могут появиться большие осевые зазоры, недопустимые для
радиально-упорных подшипников.
§ 4.	ПРИМЕРЫ ЭСКИЗНЫХ компоновок
После определения расстояний между деталями передачи,
диаметров ступеней валов, после выбора типа подшипников
и схемы их установки приступают к вычерчиванию редуктора
или коробки передач.
Выбранные размеры цилиндрической зубчатой передачи
следует проверить по двум условиям: по условию размеще-
ния подшипников и по соотношению диаметров шестерни
dr и диаметра вала dn для установки подшипника.
Условие 1. Чтобы пропустить между подшипниками болт
для крепления крышки к корпусу редуктора, между наружны-
ми кольцами подшипников должен быть зазор А (рис. 3.7).
Тогда требуемое межосевое расстояние по условию
размещения подшипников
aTp = 0,5(Z>B + Z>T) + A.	(3.6)
Для редукторов А^2^/т^.
При высоких требованиях к размерам передачи болт
для крепления крышки к корпусу размещают в другом
месте и зазор А можно уменьшить до З...4мм.
Условие 2. Желательно, чтобы в конструкции быстроход-
ного вала-шестерни делительный диаметр d{ был равен
или больше диаметра вала для установки подшипника
(рис. 3.8), т. е.
39
d^dn. (3.7)
При несоблюдении этого
условия быстроходный вал-
шестерня оказывается недо-
статочно жестким.
Участок вала диаметром
<7П (см. рис. 3.1) и диамет-
ром dx (см. рис. 3.3) должен
выступать за внешнюю
плоскость крышки на вели-
чину I (рис. 3.9, а — в), ко-
торую можно принимать
/=(0,6...0,8)а,	(3.8)
где а — зазор, определяе-
мый по формуле (3.5).
Для вычерчивания эскиз-
ной компоновки можно
принимать (с последующим
уточнением):
длину ступицы — цилин-
дрического колеса 1СТ^Ь2,
червячного колеса /ст dK,
конического колеса /ст«
«1,2 dK, где dK — диаметр
отверстия колеса;
длину посадочного кон-
ца вала /^Б— ^мт—l,5t/,
длину промежуточного участка тихоходного вала /кт =
= l,2Jn, быстроходного вала цилиндрической передачи
/КБ = 1,4<7П, червячной передачи /КБ = 2,0<7п, быстроходного
вала конической передачи /КБ = 0,8<7п.
Окончательные размеры /ст выявляются после расчета
шпоночного, шлицевого соединения или после подбора
посадки с натягом.
Окончательные размеры /КБ и /кт определяют при
конструировании крышек подшипников, выбора типа уплот-
нения и при конструировании корпусной детали.
Окончательные размеры /МБ и /мт получают после выбора
муфты, размеров шкива, приводной звездочки, расчета
шпоночного (шлицевого) соединения.
Наружную резьбу конических концов валов принимают:
диаметр резьбы
^0,9 р-0,1/МБ(/МТ)];
(3.9)
длину резьбы /р (мм) в зависимости от диаметра dp (мм):
40
d.........12...24	27	30	36...42	48...64
/Р........ l,2rfp	1,1 <Zp	l,0<Zp	0,8<Zp	0,7dp
Эскизную компоновку выполняют в масштабе 1:1 на
чертежной бумаге. Однако удобнее это делать на милли-
метровой бумаге.
Пример 1. Рассчитать и сконструировать цилиндричес-
кий одноступенчатый редуктор к приводу пластинчатого
конвейера по следующим данным (рис. 3.10): окружная сила
на двух тяговых звездочках Ft — 6 кН; шаг и число зубьев
звездочек: Рзв=100мм; z3B = 7. Окружная скорость звездочек
V= 1,0 м/с. Время работы Lh = 7500 ч. Производство мелко-
серийное. Передача косозубая. Данный пример относится
к первому случаю исходных данных.
Сначала займемся подбором электродвигателя. Мощность
на выходе (1.1) Рвых = FtV= 6000 • 1/1000 = 6,0 кВт. Потери
энергии происходят: в опорах приводного вала, в цепной
передаче, в зацеплении зубчатых колес с учетом потерь
в подшипниках, в соединительной муфте. По табл. 1.1
соответственно находим: т|оп = 0,99;	т|= 0,92...0,95;
т|зп = 0,96... 0,98; т|м = 0,98; цобщ = 0,99 (0,92...0,95) (0,96...0,98)
0,98 = 0,86...0,9.
Требуемая мощность электродвигателя (1.2)
Л.тр = Рвых/Побщ = 6/(0,86... 0,9) = 6,97... 6,67 кВт.
Диаметр тяговых звездочек D3S = P3B/sin (1 =
\ ^зв /
= 100/sin(180°/7) = 230,5 мм.
Частота вращения приводного вала (1.4)
«вых = 6 • 104V/(nD3B) = 6 • 104 • 1 /(3,14 • 230,5) = 82,9 об/мин.
Передаточные числа по табл. 1.2 цепной передачи иц=1,5...4;
зубчатой передачи нзп = 2,5...5,0. Требуемая частота вращения
вала электродвигателя (1.6)
«э.тр = «выхМцМзп = 82,9 (1,5...4,0) (2,5... 5) = 310... 1658 об/мин.
По табл. 19.27 выбираем электродвигатель 132S4:
Рэ = 7,5кВт, пэ= 1455 об/мин.
А сейчас займемся кинема-
тикой. Общее передаточное
число привода (1.7) но6щ =
= «э/«вых= 1455/82,9 = 17,55. С
другой стороны (1.8), «общ=
= мцнред. Примем Пред = 5.
Тогда	Пр — «общ/«ред
= 17,55/5 = 3,51. Частота
вращения быстроходного
Рис. 3.10
41
вала «б = иэ=1455 об/мин. Частота вращения тихоходного
вала ит = иБ/пред= 1455/5 = 291 об/мин. После этого перейдем
к определению моментов. Вращающий момент на приводном
валу (1.14)
Твых = F,D3B/2 = 6000 • 0,2305/2 = 690 Н • м.
Момент на тихоходном валу редуктора (1.15)
Гт=Твых/(Мцпцт|оп) = 690/(3,51 -0,93-0,99) = 215,3 Н м.
Момент на быстроходном валу редуктора (1.9)
Тв = Гт/(предПзп) = 215,3/(5- 0,97) = 44,3 Н • м.
По рекомендациям гл. 2 продолжим операции расчета.
Во-первых, надо выбрать для зубчатой передачи материал
и виды термической обработки. Выполним для сравнения
расчет передачи для всех четырех видов термообработки.
В связи с этим примем следующие материалы для вариантов
Т.О. (см. табл. 2.1).
I вариант — колесо—сталь 40Х; твердость поверхности
зубьев 235...262 НВ; шестерня—сталь 40Х; твердость поверх-
ности зубьев 269...302 НВ.
II	вариант — колесо—сталь 40Х; твердость поверхности
зубьев 269...302 НВ; шестерня — сталь 40Х; твердость поверх-
ности зубьев после закалки ТВЧ 45...50 HRC.
III	вариант — колесо и шестерня—сталь 40ХН. Твердость
поверхности зубьев после закалки 48...53 HRC.
IV	вариант—колесо и шестерня—сталь 12ХНЗА. Твердость
поверхности зубьев после цементации и закалки 56...63 HRC.
А сейчас нужно определить средние твердости поверхнос-
тей зубьев колес (2.1) и базу испытаний (2.2). Для принятых
вариантов термообработки получим:
I вариант — колесо НВср = 0,5 (235+ 262) = 248,5; NH0 =
= НВС3Р = 248,53 = 1,55-107; шестерня НВср = 0,5 (269 + 302) =
= 285,5; Ано = 285,53 = 2,3-107;
II вариант — колесо НВср = 285,5; JVHO = 2,3 • 107; шестерня
HRCcp = 0,5 (45+ 50) = 47,5.
По таблице перевода (с. 19) HRCcp = 47,5 равно НВср = 450.
Тогда
АНО = 4503 = 9,1 • 107.
III вариант — колесо и шестерня HRCcp = 0,5(48 + 53) =
= 50,5; HRCcp = 50,5 соответствует НВср = 490. Тогда
Ано = 4903 = 1,17-108.
I	V вариант — колесо и шестерня HRCcp = 0,5(56 + 63) =
= 59,5. По таблице HRCcp = 59,5 равно НВср = 600. Тогда
АНО = 6003 = 2,16-108.
42
При расчете на изгиб при всех вариантах термообработки
база испытаний NFQ = 4 • 106.
После этого нужно определить действительные числа
циклов перемены напряжений. По формулам (2.3) получим:
для колеса N2 = 60 n2Lh = 6Q  289 -7500= 1,3 • 108;
для шестерни Nt = N2u= 1,3 • 108 • 5 = 6,5 • 108.
Затем следует подсчитать коэффициенты долговечности
при расчете как по контактным напряжениям, так и по
напряжениям изгиба (2.4) для вариантов Т.О.
Так как при N>NH0 коэффициент KHL=l, то для
вариантов термообработки I, II, III для колеса и шестерни
и для варианта Т.О. IV для шестерни KHL=\.
Для IV варианта колесо
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для
всех вариантов термообработки KFL=l,0, так как во всех
случаях V>4 106.
После этого можно приступить к определению допускае-
мых контактных и изгибных напряжений.
По формулам табл. 2.2 допускаемые напряжения [о]но
и [a]F0, соответствующие базовым числам NH0 и NP0, для
вариантов термической обработки такие:
I вариант—колесо [а]Н02 = 1,8 • НВср + 67= 1,8-248,5 + 67 =
= 514 Н/мм2; [о ]f02 = 1,03-НВср= 1,03-248,5 = 256 Н/мм2; ше-
стерня [о]Н01 = 1,8-285,5 + 67 = 581 Н/мм2; [с> ]FOi = 1,03 х
х 285,5 = 294 Н/мм2;
II вариант—колесо [о]Н02 = 1,8-285,5 + 67 = 581 Н/мм2;
[о ]F02 = 1,03 • 285,5 = 294 Н/мм2;
шестерня [о]Н01 = 14-HRCcp+170= 14-47,5 +
+ 170 = 835 Н/мм2; [a]F01 = 310 Н/мм2;
III вариант — колесо и шестерня [о ]но = 14 • 50,5 +170 =
= 877 Н/мм2; [о ]F0 = 310 Н/мм2;
IV вариант — колесо и шестерня [о]но = 19 HRCcp= 19 х
х 59,5 = 1130 Н/мм2; [a]FO = 480 Н/мм2.
Допускаемые контактные и изгибные напряжения полу-
чают умножением [сг]но и [o]F0 на коэффициенты
Khl и KFL (2.6).
Из ранее выполненных расчетов видим, что все коэффи-
циенты KHL = 1,0 и KFL = 1,0, за исключением коэффициента
KHL = 1,09, для колеса по IV варианту термической обработ-
ки. Для этого случая [а]Н2 = 1,09-1130=1232 Н/мм2.
Допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех
остальных случаях [о]н= [о]но и [a]F = [o]F0.
С (ина..-* -	<7	; Х-;,.,,'-- ' •	.777 л?/-43
,+Х +‘ ),1,427} -4'4
Для варианта термообработки II допускаемое контактное
напряжение, которое должно приниматься в расчет, опреде-
ляют по формуле (2.7)
[а]н = 0,45([ст]Н1+ [ст ]Ы2) = 0,45 (835 + 581) = 637 Н/мм2.
Это напряжение не должно превышать значение 1,23 [<т]Н2 =
= 1,23 • 581 = 714 Н/мм2. Следовательно, это условие выпол-
няется. Для всех других вариантов термообработки в качест-
ве допускаемого контактного напряжения принимают мень-
шее из [<д]Н1 и [а]Н2. Таким образом:
I вариант—[ст]н = 514 Н/мм2; [ct]F2 = 256 Н/мм2;
[<j]f1=294 Н/мм2;
II вариант—[ст ]н = 637 Н/мм2; Ia]F2 = 294 Н/мм2;
[ct]f1 = 310 Н/мм ,
III вариант—[<у]н = 877 Н/мм2; [a]F2= [a]F1 = 310 Н/мм2;
IV вариант—[а]н= ИЗО Н/мм2; [ct]F2= [cr]F1 =480 Н/мм2.
Теперь, прежде чем приступить к расчету межосевого
расстояния передачи, предварительно надо определить ряд
коэффициентов. По рекомендациям, приведенным в § 2 гл. 2
принимаем:
коэффициент межосевого расстояния для косозубых колес
^а = 43,0;
коэффициент ширины фй = 0,315;
коэффициент ширины \|zd по формуле (2.8)
= 0,5 фй (w± 1) = 0,5 • 0,315 (5 +1) = 0,945.
Для вычисления коэффициента концентрации нагрузки надо
знать так называемый индекс схемы S. По табл. 2.3 этот
индекс 5=8. После этого по формуле (2.9) вычисляем
значение коэффициента KHf>. При НВ > 350, т. е. для вариан-
тов Т.О. III и IV,
КНр = 1 +2^/5= 1 + 2 -0,945/8= 1,24.
При НВ ^350, т. е. для вариантов Т.О. I и II, коэффициент
^н₽=1,0.
1. Полученные данные можно подставлять в формулу
(2.10) для определения межосевых расстояний по всем
вариантам материалов и их термообработки
I вариант—ди,>Хй(н± 1)з/ .	2 =
V ФХ Ин
/ 1 • 215,3 • 103
= 43(5 +1)з/---------«120 мм;
'	' V 0,315 • 52 • 5142
44
ТТ	4,/г	/ 1-215,3 103
II вариант — aw = 43 (5 +1 Wo 315.52.6372 ~105 мм’
ттт	„и , 1\ /1,24-215,3-103 пл
III вариант — aw = 43 (5 +1) з /	я 90 мм;
А/ 1 J ' J • о / /
TV	/1,24 • 215,3 • 103	„
IV вариант — a =43(5+1 з/--------.-----«75 мм.
1	w v	' \] 0,315 • 52 • ИЗО2
Таким образом, получены передачи с различными межосе-
выми расстояниями. Хотелось бы принять передачу с на-
именьшим межосевым расстоянием. Но надо предварительно
проверить эти передачи по двум условиям, приведенным
в § 4 гл. 3. Для этого следует определить диаметры dn
валов для установки подшипников и делительные диаметры
dr шестерен.
По формулам (3.1) и (3.2) и табл. 3.1 находим:
для быстроходного вала с коническим концом d=l...8^/тё =
= (7...8) 3^44/3 = 24,7...28,3 мм.
По табл. 12.5 d=25 мм, Jn = 25 + 2-1,8 = 28,6 мм.
Принимаем <7П = 30 мм.
Для тихоходного вала с коническим концом
<Z=(5...6)2/7^=(5...6) з/215,3 = 30...36 мм;
Jn = (30...36) + 2-2 = 34...40 мм.
Принимаем дп = 40 мм.
Делительный диаметр шестерни вычисляют по формуле
J1 = 2aw/(u±l).
Тогда в нашем случае для вариантов Т.О:
I вариант — = 2 -120/(5 +1) = 40 мм;
II вариант — =2-105/(5 + 1) = 35 мм;
III вариант — <71 = 2-90/(5+1) = 30 мм;
IV вариант — dr = 2-75/(5+ 1) = 25 мм.
Проверка передач по условию 1 размещения
подшипников. По формуле (3.6) требуемое межосевое
расстояние должно быть
атр 0,5 (Т)Б + DT) + А.
Расстояние А = 2	= 2 ^/215,3 = ~ 12 мм.
Тогда для подшипников:
легкой серии /)Б = 62 мм; £>т = 80 мм; атр^83 мм;
средней серии Ё)ъ = 22 мм; £>т = 90 мм; атр>93 мм.
Следовательно, межосевое расстояние передачи aw = 75 мм
по этому критерию не проходит.
45
В случае применения подшипников средней серии не
проходит также межосевое расстояние передачи aw = 90 мм.
Проверка передачи по условию 2 — соотно-
шению диаметров валов (формула (3.7)). Диаметр
вала dn = 30 мм. Сравнивая этот диаметр с делительными
диаметрами й?15 находим, что вариант с межосевым расстоя-
нием aw = 75 мм не проходит по этому критерию.
Принимаем для дальнейших расчетов передачу с межосе-
вым расстоянием «w=105mm.
Продолжим расчет передачи.
2.	Для выбранного варианта определим предварительные
основные размеры колеса:
делительный диаметр (2.12) d'2 = 2-awu/(u+1) = 2 • 105 • 5/(5 +
+ 1)=175мм; ширина (2.13) Ь2 = Фа = 0,315 • 105 = 33 мм.
Принимаем из ряда стандартных чисел Ь2 = 34 мм.
3.	После этого можно определить предварительное значе-
ние модуля передачи. Сначала примем коэффициент модуля.
По рекомендации в п. 3 § 2 гл. 2 Кт = 5,8. Тогда по формуле
(2.16)
2• 5,8-215,3  103
175 34-294
1-ктт2
d'2b2 [a]F
т'
= 1,43 мм.
Округляем до стандартного значения из первого ряда.
Тогда т = 1,5 мм. Далее, руководствуясь последовательными
этапами расчета, изложенными в § 2 гл. 2, определяем
остальные параметры.
4.	Угол наклона и суммарное число зубьев. Минимальный
угол наклона зубьев (2.17) 0min = arcsin (Am/b2) = arcsin (4 • 1,5/34) =
= 10,16425°. Суммарное число зубьев (2.18) zE = 2 -awcos 0min/m =
= 2 • 105 0,9843/1,5= 137,8. Округляя, принимаем zs = 137. Тог-
да действительное значение угла 0 (2,19)
0 = arccos(zE/n/2aw) = arccos(137 • 1,5/2 • 105)= 11,8826°.
5.	Число зубьев шестерни (2.20) z1=zI/(w+l) = 137/(5 + 1) =
= 22,83 или 23.
Число зубьев колеса (2.21) z2 = zE —zt = 137 —23 = 114.
6.	Фактическое передаточное число wd) = z2/z1 = 114/23 =
= 4,9565.
Отклонение от заданного передаточного числа (2.22)
Ам = 1^1-100 =14,9565 51-100 = 0,87%,
и	5
что в пределах допускаемых величин.
7.	Геометрические размеры колес (рис. 2.1).
Делительные диаметры (2.23):
шестерни dx =z1m/cos 0 = 23 • 1,5/0,97857 = 35,255 мм;
колеса d2=2aw-di = 2 • 105-35,255= 174,745 мм.
46
Диаметры окружности вершин da и впадин d? зубьев (2.24):
шестерни dal = d1 + 2m = 35,255 + 2-1,5 = 38,255 мм;
J/1=J1-2,5m = 35,255-2,5-1,5 = 31,502 мм;
колеса da2 = d2 + 2m = 174,745 + 2 • 1,5 = 177,745 мм; df2 = d2 —
— 2,5т= 174,745 — 2,5• 1,5= 170,995 мм; ширина шестерни Ьг =
= 1,08/>2 = 1,08-34= ~37 мм.
8.	Проверим пригодность заготовок колес для принятой
их термообработки (рис. 2.2):
для шестерни D3ar = da + 6 мм = 35 + 6 = 41 мм;
для колеса без выточек 5,заг = />2+4 мм = 33+4 = 37 мм.
По табл. 2.1 для стали 40Х предельные размеры загото-
вок колес: 7)пред = 125 мм; 5пред = 80 мм.
Условия пригодности заготовок колес выполняются и при
их размерах могут быть получены принятые механические
характеристики материалов колес.
9.	Силы в зацеплении (см. рис. 2.3) вычисляют по
формулам (2.25):
окружная F( = 2T2/t/2 = 2-215,3 • 103/174,745 = 2464 Н;
радиальная Fr = Fttga/cosP = 2464 -0,364/0,97857 = 916 Н;
осевая Fa = F(tgP = 2464-0,2104 = 518 Н.
И в заключение следует проверить зубья колес по
напряжениям изгиба и по контактным напряжениям.
10.	Предварительно нужно определить степень точности
и значения некоторых коэффициентов. Так как фактическое
передаточное число редуктора иф = 4,9565, то частота враще-
ния вала колеса п2 = 1455/4,9565 = 293,6 об/мин.
Окружная скорость колеса
K=nJ2«2/60 000 = 3,14-174,745  293,6/60000 = 2,68 м/с.
По табл. 2.4 степень точности 9.
Коэффициент KFa = 1,0.
Коэффициент Гр = 1 - р°/140 = 1 -11,88/140 = 0,92.
Так как И<15м/с, то при II варианте термообработки
коэффициент Арр =1,0. При твердости зубьев колеса <350 НВ
коэффициент KFV = 1,2.
Для определения коэффициентов YF определим приведен-
ное число зубьев: колеса zF2 = z2/cos3 Р= 114/0,97857 —121,7;
шестерни zvl = z1/cos3p = 23/0,978573 = 24,5.
По табл. 2.5 принимаем TF2 = 3,61; TF1 = 3,9.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса aF2 =
= KFaYpKFfiKFyYF2Ftl(b2m)= 1 -0,92 • 1 • 1,2 • 3,61 • 2464/(34 -1,5) =
= 192,6 Н/мм, что меньше [a]F2 = 294 Н/мм2. Расчетное
напряжение изгиба в зубьях шестерни crF1 = crF2yFi/ YF2 =
= 192,6 • 3,9/3,61 =208,0 Н/мм2, что также меньше [ct]f1 =
= 310 Н/мм2.
И. Для проверки зубьев колес по контактным напряже-
ниям предварительно нужно определить значения некоторых
47
коэффициентов: коэффициент Л?На=1,1; коэффициент Кн^ =
= 1,0; коэффициент KHV = l,l—при твердости зубьев
<350 НВ.
Расчетное контактное напряжение по формуле (2.31)
— 376 / КНаКн^КНу ————-=
У	d2^2
= 376 ^Т-ТГЙ^^.бЗО Н/мм2.
У	174,745-34	'
Расчетное напряжение превышает допускаемое в 650/637 «
«1,02 раза, что находится в допустимых пределах.
Для построения компоновочной схемы следует дополни-
тельно определить некоторые размеры валов (3.2).
Для быстроходного вала ранее нашли: (/=25 мм; dn =
= 30 мм. Диаметр буртика <7БП = dn + Зг = 30 + 3 (1,5... 2,0) =
= 34,5... 36 мм.
Наружный диаметр шестерни dal = 38,255 мм, что мало
отличается от dBU = 36 мм. Поэтому примем dBn = 38,25 мм.
Для тихоходного вала ранее нашли: (/=36 мм (/п = 40 мм.
Диаметр буртика (/БП = 40+ 3(2...2,5) = 46...47,5 мм. Примем
стандартное значение (/БП = 48 мм. Диаметр посадочной по-
верхности для колеса примем dK = 48 мм. Зазор между
колесами и стенками корпуса по формуле (3.5)
a = ?/Z + 3 мм = ^216 + 3 = 9 мм.
Предварительно выберем шариковые радиальные под-
шипники. Установку подшипников наметим по схеме
«враспор».
Размеры других участков валов (рис. 3.1). Бы-
строходного вала с коническим концом:
длина посадочного конца /МБ= l,5t/= 1,5-25 = 39 мм. При-
нимаем 40 мм;
длина цилиндрического участка 0,15(/=0,15-25 = 3,75 мм.
Принимаем 4 мм; диаметр и длина резьбы (3.9) d„K,
«0,9((/—0,1/МБ) = 0,9(25 —0,1-40)= 18,9 мм, стандартное d =
= М16х1,5;
/р= l,2t/p= 1,2-16= 19 мм;
длина промежуточного участка /КБ = 1,4(/п = 1,4-30 = 42 мм;
тихоходного вала с коническим концом:
длина посадочного конца /мт= 1,5(/= 1,5-36 = 54 мм;
длина промежуточного участка /кт= 1,2 dn= 1,2-40 = 48 мм;
длина цилиндрического участка конического конца 0,15(/=
= 0,15-36= ~6 мм.
Диаметр и длина резьбы (3.9)
(/р = 0,9 ((/-0,1 /мт) = 0,9 (36 - 0,1 • 54) = 27,5 мм.
48
Рис. 3.11
Стандартное значение dp = М27 х 2
/р= 1,1<7р= 1,1 -27= ~30 мм.
Расчет цепной передачи. По заданию, с выходного вала
редуктора движение передается цепью на приводной вал
пластинчатого конвейера.
Передаточное число цепной передачи иц = 3,54.
Результаты расчета, выполненные по учебнику [6], сле-
дующие: цепь роликовая двухрядная, шаг Р= 19,05 мм;
число зубьев звездочек: zx=23; z2 = 81; делительные окру-
жности звездочек ^ = 139,9 мм; d2 = 491,29 мм.
Сила, действующая на валы со стороны цепной пе-
редачи Fu = 2972 Н, направ-
лена по линии центров звез-
дочек.
На рис. 3.11 приведена
эскизная компоновка цилин-
дрического редуктора.
Пример 2. Рассчитать
и сконструировать коничес-
кий редуктор привода эле-
ватора (рис. 3.12) по следу-
ющим данным.
Окружная сила на бара-
бане элеватора Ft = 5,05KH.
Рис. 3.12
49
Скорость движения ленты с ковшами К=0,8 м/с.
Диаметр барабана /)б = 400 мм. Время работы Lh =
= 40000 ч.
Производство мелкосерийное. Колеса с прямыми зубья-
ми. Данный пример относится к 1-му случаю исходных
данных.
Руководствуясь порядком расчета, изложенным в гл. 1,
сначала подберем электродвигатель. Мощность на выходе
(1.1) РВЫХ = Г( И/1000 = 5050 0,8/1000 = 4,04 кВт. Потери энер-
гии происходят: в опорах приводного вала элеватора,
в цепной и ременной передачах, в конической передаче.
По табл. 1.1 находим: г|оп = 0,99; г] = 0,92... 0,95;
т|р = 0,94... 0,96; г|кп = 00,95... 0,97.
Общие потери
По6щ = 0,99 (0,92... 0,95) (0,94... 0,96) (0,95... 0,97) = 0,81... 0,87.
Тогда требуемая мощность электродвигателя (1.2)
^э.Тр = ^вь.х/Побщ = 4,04/(0,81 ...0,87) = 4,98 ...4,64 кВт.
Частота вращения вала элеватора (1.4)
«вых = 6-104И/(лТ>6) = 6-104-0,8/(3,14-400) = 38,2 об/мин.
Передаточные числа по табл. 1.2: w =1...4; w =l,5...4;
Мр = 2...4.
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
^э.тр ^вых^кп^ц^р 38,2(1 ...4)(1,5...4) х
х (2...4) =114,6...2445 об/мин.
По табл. 19.27 выбираем электродвигатель 112М4 Р3 =
= 5,5 кВт; иэ = 1445 об/мин. (Если выбрать двигатель с пэ =
= 965 об/мин, 132S6, то размеры его будут больше.)
После этого должны быть выполнены кинематические
расчеты. Общее передаточное число привода
«общ = «эМвых = 1445/38,2 = 37,82.
Примем передаточное число редуктора пред = 3,15. Тогда из
формулы (1.8) общее передаточное число цепной и ременной
передач
Иц г/р = «общ/ Пред = 37,82/3,15 = 12,00.
Примем для ременной передачи wp = 3,15. Тогда
пц= 12,00/3,15 = 3,8.
Частота вращения вала конического колеса (1.11)
ит = Ивыхмц = 37,82-3,80= 143,7 об/мин.
Частота вращения вала шестерни
50
пъ = птиред= 143,7-3,15 = 452,7 об/мин.
Определим вращающие моменты на валах. Момент на
валу элеватора (1.14)
TS=F.DJ2 = 5050-0,4/2= 1010 Н-м.
Момент на тихоходном валу редуктора (1.15)
Тт= Твых/(пцЛцЛоп) = 1010/(3,8-0,92-0,99) = 292 Н-м.
Момент на быстроходном валу редуктора (1.19)
ГБ = Тт/(Мредпзп) = 292/(3,15 0,96) = 96,6 Н-м.
После этого приступим к расчету конической передачи.
В данном и последующих примерах расчет будем вести
только для одного вида материала и термической обработки.
Учащиеся могут выполнять расчеты, используя современную
вычислительную технику, для нескольких материалов и видов
их термообработки и затем выбрать наиболее подходящий
вариант.
Выберем в этом примере для колеса и шестерни сталь
марки 40Х с термообработкой по II варианту, т. е. термо-
обработка колеса — улучшение 269... 302 НВ, а шестерни —
закалка ТВЧ; 45...50 HRC. Средняя твердость (2.1): для
колеса
НВср = 0,5 (HBmin + HBmax) = 0,5 (269 + 302) = 285,5;
Для шестерни HRCc^=0,5(45 + 50) = 47,5 или НВср = 450 (см.
с. 13). База испытании при расчете на контактную прочность
(2-2):
для колеса W//O2 = (HBcp)3 = (285,5)3 = 2,3-107;
для шестерни NHOl = 4503 = 9,1 • 107.
То же, при расчете на изгиб 7VFO = 4-106.
Действительные числа циклов нагружений (2.3):
для колеса N2 = 60n2Lh = 60143,7-40000 = 3,43-Ю8;
для шестерни Л\ = ./У2и = 3,43 108-3,15 = 10,8 108.
Так как N>NH0 и 7V>4-106, то коэффициенты долговеч-
ности А?нь=1,0 и KFL= 1,0.
Следовательно, допускаемые контактные напряжения
и напряжения изгиба (2.6):
Ин = Ино и Hf = Нго-
По формулам табл. 2.2 допускаемые напряжения [о]но
и [o]f0, соответствующие базовым числам NH0 и 7vf0,
равны:
для колеса	[<у]но2 = 1,8-285,5 + 67 = 581 Н/мм2; [<тЬо2 =
= 1,03-285,5 = 294 Н/мм2;
для шестерни Го1Н01 = 14-47,5 +170 = 835 Н/мм2; Га]го1 =
= 310 Н/мм2.
51
В расчетную формулу подставляем [сг]н = 581 Н/мм2.
Так как колеса прямозубые, то коэффициент гн = 0,85. Для
режима термообработки II коэффициент /СН|}=1,0.
После этого приступаем к расчету передачи.
1.	По формуле (2.33) диаметр внешней делительной
окружности колеса
,, ..... 1кн„иТ2 ... /1 -3,15-292-103	....
de2 > 165 з / "/ 7 = 165 з /------— = 243,2 мм.
УРиЫи V 0,85-5812
2.	Угол делительных конусов колеса и шестерни (2.34):
82 = arctgw = arctg3,15 = 72,387°; sin§2 = cosS1 = 0,953;
51 = 90° — §2 = 90° — 72,387 = 17,613°.
Конусное расстояние (2.35)
Re = ^2/(2sin82) = 243,2(2-0,953)= 127,597 мм.
Ширина колес (2.36)
b = 0,285 Re = 0,285 • 127,597 = 36,365 « 36 мм.
3.	Модуль передачи. Коэффициент KF^= 1, так как колеса
полностью прирабатываются (II вариант термообработки).
Для прямозубых колес коэффициент t>F = 0,85. Допускаемое
напряжение изгиба для колеса [<t]f = 294 Н/мм2 (оно меньше,
чем для шестерни). После подстановки в формулу (2.37)
получаем
m \4KF»T2
vFd'e2b[a]F
14-1 -292-Ю3
0,85-243,2-36-294
= 1,868 мм.
Примем модуль те = 2,0 мм.
4.	Число зубьев колеса (2.38)
z2 = d'e2/me = 243,2/2,0= 121,6. Примем z2=122 зуба.
Число зубьев шестерни (2.39)
zl=z2/u= 122/3,15 = 38,7. Округляя, примем z1 = 39.
5.	Фактическое передаточное число мф= 122/39 = 3,128.
Отклонение от заданного передаточного числа (2.40)
А и =	• 100 =13,128-3,151 • 100 « 0,7%.
и	3,15
6.	Окончательные размеры колес.
Углы делительных конусов колеса и шестерни:
S2 = arctgi/ф = arctg3,128 = 72,27128°; cosS2 = 0,3045;
8t = 90° - 72,27128 = 17,72872°; cosS! = 0,9525.
Делительные диаметры колес (2.41):
<^ei =wezi = 2’39 = 78 мм; <7e2 = wez2 = 2-122 = 244 мм.
Коэффициенты смещения (2.42):
xel = 2,6w0,14zf 0,67 = 2,6-3,128°’14-39“0’67 = 0,262;
хе2 = —0,262.
Внешние диаметры колес (2.43):
dael = Jel + 2(l + xel)mecos81 = 78 + 2(1 +0,262) х
х 2-0,9525 = 82,808 мм;
dae2 = de2 + 2(1 +xe2)mecos82 = 244+2(1 — 0,262) x
x 2-0,3045 = 244,9 мм.
7.	Пригодность заготовок колес:
Z>3ar = <7el +2me + 6 мм = 78 + 2-2 + 6 = 88 мм;
5заг = 8те = 8-2= 16 мм.
Условия пригодности заготовок выполняются (см. табл.
2.1)	.
8.	Силы в зацеплении. Средний диаметр колеса
Jm2 = 0,857 Je2 = 0,857-244 = 209 мм.
Окружная сила на среднем диаметре колеса (2.45)
F, = 2T2/t/m2 = 2-292-103/209 = 2794 Н.
Осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на
колесе (2.46),
Fal = Fr2 = F(tgasin81 = 2794-0,364-0,3045 = 309,7 Н.
Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на
колесе (2.47),
Frl = Fa2 = Fttga cos 8, = 2794-0,364 • 0,9525 = 968,7 H.
9.	Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Предварительно определим значение некоторых коэф-
фициентов.
Коэффициент KFp принят равным Ff₽ = 1,0.
Коэффициент KFV для прямозубых колес при твердости
зубьев колеса <350 НВ равен 1,4.
Коэффициент 0F для прямозубых колес равен 0,85.
Для определения коэффициентов YF2 и YF1 предваритель-
но надо найти эквивалентные числа зубьев (2.49):
zF2 = —^—= —^-=400; zF1	= ~41.
V2 cos82 0,3045	V1 cos 5, 0,9525
После этого по табл. 2.8 находим: KF2 = 3,65; KF1 = 3,53.
Напряжения изгиба в зубьях колеса (2.50)
53
(5р2 — КррКРу YF2Ft/(bme&p) —
= 1 • 1,4-3,65• 2794/(36-2-0,85) = 233,3 Н/мм2.
Напряжения изгиба в зубьях шестерни (2.51)
crF1 = crF2 TF1/TF2 = 233,3-3,53/3,65 = 225,6 Н/мм2.
Напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни меньше
допускаемых. Продолжим расчет.
10.	Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Коэффициенты Л?нр=1,0, а Зн = 0,85.
По формуле (2.52) расчетное контактное напряжение
ан = 2,12-103 fe^ = 2,12-103 Z1'3’128.2-2.1°3. = 576 Н/мм2,
н	V <32ЭН	V 2443-0,85	1
что меньше допускаемого значения.
На этом силовой расчет конической передачи заканчи-
вается.
Для построения компоновочной схемы нужно дополни-
тельно определить некоторые размеры валов. Для вала
колеса (3.1) (см. рис. 3.1) d=(5... 6) \/1\.
Так как опорами вала конического колеса должны быть
конические роликовые подшипники, то коэффициент перед
корнем следует принять равным 6. Тогда диаметр вала
<7=6 ^/292 = 39,78 мм, или, после округления, J=40 мм;
t/n = t/+2z =40 + 2-3,5 = 47 мм. Принимаем </п = 50мм.
<7БП = dn + 3r = 50 + 3 • 3 = 59 мм. Принимаем dK = 60 мм.
Для вала шестерни (3.4) (см. рис. 3.3)
J=8 зДб = 8 ^96^6 = 36,7 мм.
Примем стандартное значение <7=36 мм;
dx = <7+2/кон = 36+2*2,0 = 40 мм;
J2 = J1+(2...4) = 40 + (2...4) = 42...44 мм.
Принимаем стандартное значение J2 = M45 х 1,5:
d^d2~45 мм; t/Bn = dn + 3r = 45 + 3-3 = 54 мм;
Расстояние аг (см. рис. 3.3) от середины венца шестерни
до точки приложения реакции оказалось равным а .,=25 мм.
Расстояние а2 принимают большее из двух: а2 = 2,5а!
и а2 = 0,6/. В нашем примере /=130 мм. Тогда, по первому
условию а2 = 2,5 -25 = 62,5 мм, а по второму условию а2 =
= 0,6 х 130 = 78 мм. Принимаем а2 = 78 мм.
Зазор между колесами и стенками корпуса (3.5)
а = \/ь + 3 мм = 3/35О + 3 мм= 10 мм.
Размеры других участков валов. Вала колеса
с цилиндрическим концом (рис. 3.1):
54
длина посадочного конца /мт= l,5t/= 1,5-40 = 60 мм;
длина промежуточного участка /кт = l,2Jn = 1,2-50 = 60 мм;
длина ступицы колеса /ст= 1,2dK = 1,2-60 = 72 мм. Примем
стандартное значение /ст = 71 мм.
Вала конической шестерни с коническим концом (рис. 3.3):
длина посадочного конца вала /МБ= 1,5 d= 1,5-36 = 54 мм;
длина цилиндрического участка 0,15^=0,15-36 = 5 мм;
длина участка dr /КБ = 0,8(/п = 0,8-45 = 36 мм;
длина резьбового участка 0,4<7п = 0,4-45 = 18 мм;
диаметр резьбы на конце вала (3.9)t/p = 0,9(<7—0,1/МБ) =
= 0,9(36 —0,1-54) = 27,54 мм, стандартное значение Jp = M27;
длина резьбы /р = 1,1 dp = 1,1 • 27 = 30 мм.
Другие размеры обоих валов выявляются при вычерчива-
нии компоновочной схемы.
Расчет ременной передачи. Исходные данные. Мощ-
ность на ведущем шкиве Pj = 5,5kBt. Частота вращения
«! = 1445 об/мин. Примем для расчета узкий клиновый
ремень. Результаты расчета, выполненные по учебнику [6],
следующие: ремень сечения УО; диаметры шкивов dY =71 мм,
(/2 = 224 мм; число ремней z = 8; сила, нагружающая вал-ше-
стерню, f’p=1685 H.
Расчет цепной передачи. На вал элеватора движение от
редуктора передается цепью (см. рис. 3.12). Передаточное
число цепной передачи пц = 3,8.
Результаты расчета, выполненные по учебнику [6], сле-
дующие.
Цепь роликовая двухрядная, шаг Р = 25,4 мм.
Число зубьев звездочек: zt=21, z2 = 80.
Делительные окружности звездочек: dr = 170,45 мм; d2 =
= 647,96 мм.
Сила, действующая на валы со стороны цепной передачи,
Fu = 4260 Н, направлена по линии центров звездочек.
На рис. 3.13 приведена эскизная компоновка конического
редуктора.
Пример 3. Рассчитать и сконструировать индивидуальный
привод, состоящий из ременной передачи и червячного
редуктора по следующим данным (рис. 3.14).
Момент на выходе Твых = Гт = 800 Н-м. Частота вращения
выходного вала лвых = лт = 30 об/мин. Время работы передачи
Lh= 10000 ч. Производство среднесерийное.
Данный пример относится ко 2-му случаю исходных
данных.
В первую очередь подберем электродвигатель. Мощность
на выходном валу (1.3)
Лых = Твыхпвых /9550 = 800 • 30/9550 = 2,51 кВт.
Потери энергии происходят в ременной и червячной переда-
чах. По табл. 1.1 находим, что г]р = 0,94... 0,96; т]чп = 0,8.
55
I *LZm
Тогда требуемая мощность
электродвигателя (1.2)
Р з. тр Рвых / Л общ
= 2,51/(0,94... 0,96)0,8 =
= 3,34... 3,27 кВт.
Рекомендуемые передаточные
числа (см. табл. 1.2):
ременной передачи и =
= 2...4;
червячной передачи ичп =
= 16... 50.
Требуемая частота враще-
ния электродвигателя (1.6)
иэ тр = ивыхиричп = 30(2... 4) (16... 50) = 960... 6000 об/мин.
По табл. 19.27 подбираем электродвигатель 100Т4; Рэ =
= 4,0 кВт; пэ = 1430 об/мин.
Общее передаточное число привода (1.7)
мобщ = иэ/ивых = 1430/30 = 47,67.
Примем передаточное число редуктора пред=18. Тогда
передаточное число ременной передачи (1.8)
Wp = «общ/ Иред = 47,67 /18 = 2,65.
Частоты вращения: вала колеса п2 = 30 об/мин, вала
червяка л1 = и2иред = 30-18 = 540 об/мин.
Вращающие моменты, нагружающие валы: момент на
валу колеса Тт = 800 Н м; момент на червяке (1.18)
7’Б = МмредЛчп) = 800/(18-0,8) = 55,5 Н м.
После этого можно заняться расчетами передач.
1.	Ожидаемая скорость скольжения (2.53)
jzs = 0,45-10’3«13/7^ = 0,45-10’3-540з/800 = 2,25 м/с.
2.	По табл. 2.9 примем материал для венца червячного
колеса бронзу марки БрА9ЖЗЛ, отливка в кокиль ат =
= 195 Н/мм2; ав = 490 Н/мм2.
Для II группы материалов при закаленных витках червяч-
ка (HRC>45) исходное допускаемое напряжение Ый0 =
= 300 Н/мм2.'
Допускаемое контактное напряжение (2.59)
[ст]н = [п]н о -25 vs = 300 - 25-2,25 = 244 Н/мм2.
Общее число циклов нагружений (2.54)
A=60«2£h = 60-30-10000= 1,8-107.
Коэффициент долговечности (2.61)
57
KFL = 9/W/N= 9/106/1,8-107 = 0,72.
Исходное допускаемое напряжение изгиба для материалов
II группы (2.62)
[с]F 0 = 0,25 от + 0,08 <дв = 0,25 • 195 + 0,08  490 = 87,95 Н/мм2.
Допускаемое напряжение изгиба (2.63)
[сф = KFL [ct]fо = 0,72• 87,95 = 63,3 Н/мм2.
3.	А сейчас определим межосевое расстояние червячной
передачи (2.64)
aw>61 з/т^7[а]1 = 61 3/800-103/2442= 145,02 мм.
Округляем до стандартного числа (см. табл. 19.1). Тогда
aw = 150 мм.
4.	Примем число витков червяка zt = 2. Число зубьев
колеса (2.65) z2 = z1u = 2-18 = 36.
Предварительные значения: модуль передачи (2.66)
т = (1,5... 1,7) aw/z2 = (1,5... 1,7) 150/36 = 6,25 ... 7,08 мм.
Принимаем стандартное значение модуля (см. табл. 2.10)
т = 6,3 мм. Относительный диаметр червяка (2.67)
2aw 2-150 », ..
а = —-—z-,=-----36= 11,62.
4 т 2	6,3
Принимаем стандартное значение (см. табл. 2.10) q= 12,5.
Коэффициент смещения (2.68)
л = ^—0,5 (z2 + g) = ^ —0,5(36+12,5)=—0,44.
5.	Геометрические размеры червяка и колеса (см. рис. 2.6).
Диаметр делительный червяка (2.70)
<71 = </т = 12,5-6,3 = 78,75 мм.
Диаметр вершин витков (2.71)
Jfll=J1 + 2m = 78,75 + 2-6,3 = 91,35 мм.
Диаметр впадин (2.72)
! =t/j —2,4m = 78,75 — 2,4-6,3 = 63,63 мм.
Длина нарезанной части (2.73)
Ьг =(10 + 5,5 |x| + z1)m = (10 + 5,5-0,44 + 2)6,3 = 90,85 мм.
Округляя до стандартного значения (см. табл. 19.1),
принимаем /^=90 мм.
Диаметр делительной окружности колеса (2.74)
J2 = z2m = 36-6,3 = 226,8 мм.
Диаметр окружности вершин зубьев (2.75)
58
da2 = d2 + 2 (1 + x) m = 226,8 + 2(1- 0,44) 6,3 = 233,86 мм.
Диаметр колеса наибольший (2.26)
daM 2 < <5?а2 + 6/Я /(z! + 2) = 233,86 + 6 • 6,3 /(2 + 2) = 243,3 мм.
Округлим до стандартного числа daM 2 = 240 мм. Диаметр
впадин (2.77)
й?/2 = </2-2(1,2-х) = 226,8-2-6,3[1,2-(-0,44)] = 206,14 мм.
Ширина венца (2.78) 62 = \|/aaw = 0,355-150 = 53,25 мм. При-
мем стандартное число (см. табл. 19.1) b2 = S3 мм.
6.	Проверочный расчет передачи на прочность. Окружная
скорость на червяке
V! = iidl п! /60 000 = 3,14• 78,75 • 540/60 000 = 2,22 м/с.
Угол наклона линии витка (2.80)
у = arctg [zx l(q+2х)] = arctg [2/(12,5 - 2 • 0,44)] = 9,7659°.
Скорость скольжения в зацеплении (2.79)
V = ^/0087 = 2,22/0089,7659° = 2,25 м/с.
Расчетная скорость скольжения Ks = 2,25 м/с не отличает-
ся от предварительно принятой. Поэтому [ст] н = 244 Н/мм2.
Окружная скорость на колесе
Р2 = лб?2л2/60000 = 3,14-226,8-30/60000 = 0,356 м/с.
Коэффициент нагрузки А=1 при И2<3 м/с. Тогда расчетное
контактное напряжение (2.81)
480 [КТ~2_ 480 /1 -800-Ю3
dl ~ 226,8 д/ 78,75
= 213,3 Н/мм2,
что близко к допускаемой величине ([ст]н = 244 Н/мм2).
7.	Коэффициент полезного действия червячной передачи.
Приведенный угол трения р' по табл. 2.11 р' = 2°25'.
Тогда (2.82) r| = tgY/tg(y + р') = tg9,7659°/tg(9,7659°+2,42°) =
= 0,172/0,21595 = 0,796^0,8.
8.	Силы в зацеплении. Окружная сила на колесе, равная
осевой силе на червяке (2.83),
F(2 = Fal = 2T2/J2 = 2-800-103/226,8 = 7055 Н.
Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе
(2.84),
Ftl =Ffl2 = 2T2/(wt/1r|) = 2-800-103/(18-78,75-0,8) = 1411 Н.
Радиальная сила (2.85)
J>F(2tga = 7055-0,364 = 2568 Н.
59
9.	Проверка зубьев по напряжениям изгиба. Коэффициент
нагрузки А?=1,0 (см. п. 6).
Для того чтобы найти числовое значение коэффициента
формы зуба YF, следует предварительно определить приве-
денное число зубьев zF2 = z2/cos3y = 36/cos3/9,7659y = 37,6.
По формуле (2.86) или по табл. 2.12 коэффициент iF=l,6.
Расчетное напряжение изгиба (2.87)
0,1YfKFi2 0,7-1,6-1-7055	,, „ ,	2
C7f= ,	=	’	— = 23,66 Н/мм ,
mb 2	693 *53
что значительно ниже допускаемого ([cr]f = 63,3 Н/мм2).
10.	Тепловой расчет передачи. Мощность на червяке (2.88)
Рг = пп2Т2/(30г|) = 3,14-30-800/(30-0,8) = 3140 Вт.
Поверхность охлаждения корпуса (см. табл. 2.13) А =
= 0,48 м2. Коэффициент теплоотдачи Кг= 12... 18 Вт/(м2-°С).
Тогда по формуле (2.90) температура нагрева масла без
искусственного охлаждения
/раб = (1-п)Л/(^)+20° =
= (1 —0,8)-3140/[(12... 18)0,48] + 20°= 127,3°... 91,5°.
Результаты расчета показывают, что если условия охла-
ждения редуктора хорошие, то можно не принимать ка-
ких-либо других мер для отвода теплоты. Если же редуктор
будет установлен где-нибудь в углу, в слабо проветриваемом
месте цеха, то масло в редукторе будет перегреваться.
Тогда надо применять дополнительные меры для отвода
теплоты. Червяк вращается с небольшой частотой
пг = 540 об/мин. Поэтому установленный на нем вентилятор
будет малоэффективен. По-видимому, надо применять что-то
другое. Ну, например, охлаждать масло холодной проточной
водой по змеевику, расположенному в корпусе редуктора,
или прокачиванием масла, так называемым проточным
смазыванием.
Перейдем к определению данных для построения компо-
новочной схемы (рис. 3.15).
Зазор между колесом и стенками корпуса (3.5) a = \/L +
+ 3 мм = ^/334 + 3 мм= 10 мм.
Для построения компоновочной схемы следует определить
размеры отдельных участков валов, имея в ,виду, что
подшипники везде конические роликовые. Диаметры и длины
участков вала червяка (3.1) и (3.2)
й?=8 з/т^ = 8 з/55Д = 30,5 мм.
После округления принимаем d= 30 мм.
Диаметр dn = d+ 2/цил = 30 + 2 • 3,5 = 37 мм.
Округляя до стандартного значения, принимаем </п = 40мм.
60

Диаметр буртика <7Bn = t/n + 3r = 40+ 3-2,5 = 47,5 мм.
Округляем до dKn = 48 мм.
Длина посадочного конца вала /МБ = 1,5d= 1,5-30 = 45 мм.
Длина промежуточного участка /КБ = 2,Ot7n = 2-40 = 80 мм.
Диаметры и длины участков вала колеса (3.1) и (3.2)
d= 6 \/1\ = 6 ^/800 = 55,69 мм. Принимаем <7=56 мм. Длина
цилиндрического участка /цил = 0,15^=0,15-56 = 8,4 мм, прини-
маем равной 8 мм.
Диаметр	dn = J+2?KOH = 56 + 2-2,5 = 61 мм. Принимаем
<7П = 60 мм.
Диаметр буртика <7бп = <7п + Зг = 60 + 3-3,5 = 70,5 мм.
Округляя, принимаем ^БП = 71 мм.
Диаметр dK принимаем равным <7БП, т. е. JK = 71 мм.
Длина ступицы колеса /СТ = <7К = 71 мм. Длина посадочного
конца вала /мт = 1,5 d= 1,5-56 = 84 мм. Длина промежуточного
участка /кт= l,2Jn = 1,2-60 = 72 мм. Диаметр резьбы d =
= 0,9 (<7—0,1 /мт) = 0,9 (56 — 0,1-84) = 42,84 мм. Принимаем бли-
жайшее стандартное М39 х 3 мм.
Длина резьбы /p = 0,8Jp = 0,8-39 = 31,2 мм. Округляя, получим
/р = 30 мм.
Расчет ременной передачи. По схеме задания на вал
червяка движение передается ременной передачей, передаточ-
ное число которой wp = 2,65. Выбираем поликлиновой
ремень. Результаты расчета, выполненные по учебнику
[6], следующие:
для сечения ремня Л число клиньев z = 8;
диаметры шкивов <7, = 100 мм; J2 = 265 мм;
ширина шкива В = 45 мм.
Сила, действующая на валы со стороны ременной
передачи, Fp = 968 Н.
Направление силы F принимают по линии центров
передачи. На рис. 3.15 приведена эскизная компоновка
червячного редуктора.
ГЛАВА 4
КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ,
ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС,
ЧЕРВЯКОВ,
ШКИВОВ И ЗВЕЗДОЧЕК
По результатам разработки эскизного проекта вычерчива-
ются контуры зубчатых или червячных колес и червяков. Сле-
дующим шагом является конструктивная отработка их формы.
§ 1. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА
ВНЕШНЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Форма зубчатого колеса может быть плоской (рис. 4.1,
а, б) или с выступающей ступицей (рис. 4.1, в). Значительно
реже (в одноступенчатых редукторах) колеса делают со
ступицей, выступающей в обе стороны.
Торцы ступицы определяют положение колеса на валу.
Торцы зубчатого венца используют для установки заготовки
при нарезании зубьев.
Рис. 4.1
63
На рис. 4.1, а — в показаны простейшие формы колес,
применяемые при единичном и мелкосерийном производстве.
При небольших диаметрах колес их изготовляют из прутка,
а при больших — заготовки получают свободной ковкой
с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить
объем точной механической обработки, на дисках колес
выполняют выточки (рис. 4.1, б, в). При диаметре t/a<80 мм
эти выточки, как правило, не делают (рис. 4.1, а).
Длину посадочного отверстия колеса /ст желательно
принимать равной ширине зубчатого венца (/ст = б2)- Длину
ступицы согласуют также с расчетом соединения (шпо-
ночного, шлицевого или соединения с натягом), выбранного
для передачи вращающего момента с колеса на вал,
и с диаметром посадочного отверстия d:
/ст = (О,8...1,5)<7
оптимальное значение /ст = (1,0... 1,2)d.
Диаметр ступицы бст и толщину торцов зубчатого венца
принимают:
<7СТ«1,55J; 5,=2,2m+0,05Z>2 мм,
где т — модуль зацепления.
На торцах зубчатого венца выполняют фаски. Размеры
фасок принимают /«(0,6...0,7)/я с округлением до стан-
дартного значения (табл. 4.1). На прямозубых зубчатых
колесах фаску выполняют под углом аф = 45°, на косозубых
колесах при твердости рабочих поверхностей <350 НВ под
углом аф = 45° (см. рис. 4.1, а, б), а при >350 НВ — аф=15°
(см. рис. 4.1, в).
Острые кромки на торцах ступицы, углах обода при-
тупляют фасками, размеры которых (мм) принимают по
табл. 4.1.
При объеме годового выпуска более 100 шт. применяют
двусторонние штампы. Форму зубчатых колес для этих
случаев проектируют по рис. 4.2, а, б. Тонкими линиями
показана заготовка колеса после штамповки. Для свободной
выемки заготовки колес из штампа принимают значения
штамповочных уклонов у 7° и радиусов закруглений
7? >6 мм. Толщину диска делают С «1,45.
Условия пластической деформации металла при штам-
повке улучшаются, если выемки в дисках колес выполнять
по рис. 4.3, а, б. Радиусы закруглений принимают R ^20 мм,
Таблица 4.1
d	Св 20 до 30	Св. 30 до 40	Св 40 до 50	Св. 50 до 80	Св 80 до 120	Св. 120 до 150	Св. 150 до 250	Св 250 до 500
f	1,0	1,2	1,6	2,0	2,5	3,0	4,0	5,0
64
Рис. 4.2
а штамповочные уклоны у >12°. В зависимости от соотно-
шения размеров колес выемки в дисках оформляют одной
дугой радиуса 7? (рис. 4.3, а) или двумя дугами радиуса
Рис. 4.3
3 Заказ 3385
65
Таблица 4.2
т	2	2,5	3	3,5	4	5	6	7	8	10
а	32	38	42	48	53	60	67	75	85	100
7? и плоскостью (рис. 4.3, б).
Толщйна диска в этом случае
С«0,5 Ь2.
Для снижения массы колес,
что особенно важно, напри-
мер, в самолетостроении, ко-
леса делают с более тонким
диском (С»0,25-62), радиусы
закруглений принимают мини-
мальными, в дисках выполня-
ют 4...6 отверстий. Однако
шумовые характеристики пе-
редачи при этом существенно
выше. Для быстроходных ко-
лес после механической об-
работки проводят балансиров-
ку. Если произвести механи-
ческую обработку кругом, как
показано на рис. 4.2, а, то
специальную балансировку
можно не делать.
Шевронные зубчатые коле-
Рис. 4.4	са отличаются от других ци-
линдрических колес большей
шириной. Наиболее часто шевронные колеса изготовляют
с канавкой посередине, предназначенной для выхода чер-
вячной фрезы, нарезающей зубья. Ширину канавки а (мм)
определяют по диаметру фрезы в зависимости от модуля
т (мм) (табл. 4.2).
Остальные конструктивные элементы шевронных колес
принимают по соотношениям (рис. 4.4): /ст = Ь + а; С=(0,3...
...0,35)-(b + a); S=2,2m+0,05(b+a); h = 2,5m.
§ 2.	ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА
ВНУТРЕННЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Основные конструктивные элементы <7СТ, /ст, 5, /'(рис. 4.5,
а, б) в колесах внутреннего зацепления принимают по
соотношениям для колес внешнего зацепления, которые
приведены на с. 64. Конструктивное исполнение колес вну-
треннего зацепления может быть выполнено по одному из
вариантов, показанных на рис. 4.5 и отличающихся рас-
66
Рис. 4.5
положением ступицы относительно зубчатого венца: ступица
расположена внутри колеса (рис. 4.5, а), что обеспечивает
лучшие условия работы зацепления по сравнению с вари-
антом по рис. 4.5, б, в котором ступица вынесена за контур
зубчатого -венца. Но первый вариант (рис. 4.5, а) можно
применять в том случае, когда между ступицей и венцом
может разместиться сопряженная с этим колесом шестерня
и долбяк, которым нарезают зубья.
Контур долбяка показан на рис. 4.5, а, б. В табл. 4.3
приведены (мм) диаметры De долбяка, ширина а канавки
для выхода долбяка и размещения стружки, образующейся
при долблении зубьев (для прямозубых колес).
Глубину канавки принимают h = 2,5m. Толщина диска
С=(0,3...0,35)/>.
Таблица 4.3
т	1,5	1,75	2,0	2,25	2,5	2,75	3,0	4,0	5	6	8
De	54	56	56	54	55	55	60	112	ПО	120	114
а	5				6				7	8	9
3*
67
§ 3.	БЛОКИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
В коробках передач автомобилей, тракторов и метал-
лорежущих станков применяют зубчатые колеса, имеющие
два, три или четыре зубчатых венца. Такие конструкции
называют блоками зубчатых колес. Примеры конструкций
показаны на рис. 4.6, а, б. Между отдельными венцами
предусматривают канавки для выхода инструмента (долбяка)
а)
при изготовлении зубьев. Ширину канавки а принимают
по табл. 4.3.
Для размещения передвижных камней или вилок в блоках
делают кольцевой паз, Ширину паза согласуют с размерами
переводного камня или вилки (см. § 10).
Зубья венцов блоков со стороны входа в зацепление
скашивают под углом ~15° (рис. 4.6, а) и закругляют
(рис. 4.6, б, сечение А—А). В последнее время скашивание
производят по криволинейному профилю (рис. 4.6, б, вы-
носной элемент Г).
§ 4.	КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА
Конструктивные формы конических зубчатых колес
с внешним диаметром вершин зубьев <Уа<Х120 мм показаны
на рис. 4.7. При угле делительного конуса 8^30° колеса
выполняют по рис. 4.7, а, а при угле 8^45° — по рис. 4.7,6.
Если угол делительного конуса находится между 30 и 45°,
то допускаются обе формы конических колес. Размер
ступицы определяют по соотношениям для цилиндрических
зубчатых колес.
На рис. 4.8, а, б показаны формы конических зубчатых
колес при внешнем диаметре вершин зубьев <7йе>120мм.
По рис. 4.8, а конструируют колеса при единичном и мелко-
68
Рис. 4.7
серийном производстве. При относительно небольших диа-
метрах колеса изготовляют из прутка, при больших заготовки
получают свободной ковкой с последующей токарной обра-
боткой. По рис. 4.8, б конструируют конические колеса при
крупносерийном производстве. Тонкими линиями показана
заготовка, получаемая ковкой в двусторонних штампах.
При любой форме колес внешние углы зубьев притупляют
фаской /’ обрабатывая колеса по внешнему диаметру dae
параллельно оси посадочного отверстия. Торец зубчатого
венца используют для установки заготовки при нарезании
зубьев. Для уменьшения объема точной механической об-
работки выполняют выточки глубиной 1...2 мм.
Рис. 4.8
69
Рис. 4.9
С целью экономии относ-
ительно дорогих сталей, иду-
щих на изготовление коничес-
ких колес, при внешнем диа-
метре dae> 180 мм целесообраз-
но колеса выполнять состав-
ными. В зависимости от
размеров колеса зубчатый ве-
нец крепят к стальному центру
болтами, установленными без
зазора (под развертку)
(рис. 4.9, а), или к фланцу
вала заклепками (рис. 4.9, б);
зубчатый венец располагают
Рис. 4.10
так, чтобы осевая сила, возникающая в зацеплении, была
направлена на опорный фланец.
Широкое применение имеют конические колеса с круго-
выми зубьями, которые нарезают резцовыми головками,
закрепляя заготовку на оправке. Чтобы такое нарезание
можно было осуществить, необходимо предусмотреть сво-
бодный выход инструмента, а^0,5т(е (рис. 4.10), где mte —
внешний окружной модуль.
§ 5.	ВАЛЫ-ШЕСТЕРНИ
Возможны два конструктивных исполнения шестерен
зубчатых передач: вместе с валом (вал-шестерня) и отдельно
от него (насадная шестерня). Более рациональной кон-
струкцией является вал-шестерня. Изготовляют вал-шес-
терню из поковки. Точность и надежность вала-шестерни
выше, так как нет соединения шестерни с валом и,
следовательно, меньше возможных погрешностей и источ-
ников отказов. При этом стоимость изготовления ниже,
чем вала и насадной шестерни. Именно поэтому все
70
Рис. 4.11
шестерни редукторов выполняют вместе с валом. Насадные
шестерни применяют в тех случаях, когда по каким-либо
причинам их нельзя сделать вместе с валом (например,
по условиям работы шестерня должна быть подвижной
вдоль оси вала).
При изготовлении вала-шестерни зубья цилиндрической
зубчатой передачи нарезают на валу (рис. 4.11). Выход
фрезы (/вых) определяют (мм) графически по диаметру фрезы
Ье (мм), который в зависимости от модуля т принимают
по табл. 4.4.
Таблица 4.4
Степень точности передач	De					
	при т					
	2 2,5	2,5 2,75	3 3,75	4 4,5	5..5,5	6.7
7	90	100	112	125	140	160
8...10	70	80	90	100	112	125
Конструкция вала в месте нарезания зубьев зависит от
передатбчного числа и межосевого расстояния передачи
(см. § 3, гл. 12).
§6.	ЧЕРВЯЧНЫЕ КОЛЕСА
Основные геометрические размеры червячного колеса
определены из расчета (см. с. 27). Чаще всего червячные
колеса изготовляют составными: центр колеса — из серого
чугуна или из стали, зубчатый венец—из бронзы. Соеди-
нение венца с центром должно обеспечить передачу большого
по величине вращающего момента и сравнительно неболь-
шой осевой силы. Конструкция червячного колеса и способ
соединения венца с центром зависят от масштаба выпуска.
При единичном и мелкосерийном производстве, когда число
изготовляемых червячных колес не превышает пятидесяти,
зубчатые венцы соединяют с центром посадкой с натягом.
71
Рис. 4.12
Конструктивно это соединение оформляют так, как показано
на рис. 4.12, а, б. При постоянном направлении вращения
червячного колеса на наружной поверхности центра пре-
дусматривают буртик. Такая форма центра является тра-
диционной. Однако наличие буртика усложняет изготовление
и центра, и венца. В современных конструкциях соединение
венца с центром следует выполнять без буртика (рис. 4.12,6),
а посадку выбирать по методике, изложенной в гл. 5. При
этом устанавливать винты в стык зубчатого венца и обода
центра не требуется.
При больших диаметрах колес (t/aM2^400 мм) крепление
венца к центру можно осуществлять болтами, поставленными
без зазора (рис. 4.12, в). Венец предварительно центрируют
по поверхности центра. Сопряжение центрирующих повер-
хностей выполняют по переходной посадке. В таких кон-
струкциях нужно предусматривать надежное стопорение
гайки от самоотвинчивания.
Червячные колеса вращаются с небольшой скоростью.
Поэтому нерабочие поверхности обода, диска, ступицы
колеса оставляют необработанными и делают конусными
с большими радиусами закруглений.
Острые кромки на торцах венца притупляют фасками
/~ 0,5 т, где т — модуль зацепления, с округлением до
стандартного значения (см. табл. 4.1).
72
Рис. 4.13
Размеры других основных конструктивных элементов
принимают по соотношениям, приведенным на рис. 4.12.
Остальные конструктивные элементы червячных колес
следует принимать такими же, как для обычных зубчатых
колес (см. с. 64).
Если изготовляется большая партия колес (100 шт. и бо-
лее), то экономически выгодно применять наплавленный
венец. При этом снижаются требования к точности обра-
ботки сопрягаемых поверностей венца и центра, не нужны
мощные прессы для их соединения, не требуется также
дополнительное крепление винтами.
Чугунный или чаще стальной центр закладывают в метал-
лическую форму (кокиль), подогревают ее и заливают
расплавленной бронзой. При остывании между центром
и венцом возникает механическое сцепление, вызываемое
усадкой затвердевающего жидкого металла венца.
Конструктивные варианты исполнения наплавленных вен-
цов показаны на рис. 4.13, а—г.
Зубья червячных колес имеют вогнутую форму. Поэтому
оптимальна форма венца, повторяющая форму зубьев.
Для обеспечения надежного сцепления венца с центром
предусматривают 6...8 углублений различной формы на
ободе центра. Залитая в эти углубления бронза образует
выступы, которые дополнительно воспринимают как окруж-
ную, так и осевую силы.
На рис. 4.13, а, б, в показаны конструкции венцов, наплав-
ленных на механически обработанную поверхность центра.
Вогнутую поверхность центра (рис. 4.13, а, 0 получают об-
работкой на токарном станке. Различие между этими двумя
73
вариантами — в форме поперечных пазов. Пазы получают
радиальной подачей фрезы. С точки зрения технологии
и трудоемкости оба варианта равноценны. По рис. 4.13, в
углубления на ободе центра изготовляют засверловкой.
На рис. 4.13, г показана конструкция, в которой на
поверхности центра выполнена кольцевая проточка и 6...8
поперечных пазов. Перед заливкой бронзой центр очищают
от жировых пленок и окислов химической обработкой.
При любой конфигурации зубчатого венца механическую
обработку и нарезание зубьев производят после соединения
венца с центром.
Другие конструктивные элементы венца и центра при-
нимают по зависимостям, приведенным на рис. 4.12.
§ 7.	КОНСТРУКТИВНЫЕ ФОРМЫ ЧЕРВЯКОВ
Червяки выполняют стальными и чаще всего за одно
целое с валом. Геометрические размеры червяка, в том
числе длина нарезанной части и ориентировочное рас-
стояние / между опорами, известны из расчетов и эскизного
чертежа редуктора. Поэтому при конструировании вала-
червяка эти данные являются исходными.
На рис. 4.14, а—в приведены возможные варианты
конструкции червяков. Одним из основных требований
является конструктивное обеспечение высокой жесткости
червяка. С этой целью расстояние между опорами стараются
сделать как можно меньшим
нарезанной части назначают
Рис. 4.14
Диаметр вала-червяка в не-
таким, чтобы обеспечить по
возможности свободный
выход инструмента при об-
работке витков и необхо-
димую величину упорного
заплечика для подшипника.
На рис. 4.14, а, 6 диаметр
вала-червяка перед нарезан-
ной частью удовлетворяет
условию свободного выхода
инструмента при обработке
витков. По рис. 4.14, а вы-
сота заплечика при этом
оказывается достаточной
для упора подшипника, а по
рис. 4.14,6 она мала. По-
этому для упора подшип-
ника предусмотрен специ-
альный буртик.
При относительно ма-
лом диаметре червяк при-
74
ходится выполнять по рис. 4.14, в. В этом случае высоту
упорного заплечика в местах установки подшипников со-
гласуют с наружным диаметром червяка. При необходимости
буртики выполняют так, как показано на рис. 4.14, в.
§ 8.	УСТАНОВКА КОЛЕС НА ВАЛАХ
Устанавливая колеса на валах, необходимо выбрать
способ передачи вращающего момента от колеса к валу
и обеспечить точную установку колеса на валу.
Во время установки колес на валы с натягом трудно
бывает совместить паз в ступице колеса со шпонкой,
которая заранее установлена на валу. Для облегчения сборки
необходимо или предусматривать цилиндрический участок
вала, на котором обеспечивается сопряжение с колесом
с зазором (рис. 4.15, а), или удлинять шпонку, выводя ее
за пределы посадочного места (рис. 4.15,6). В каждом из
этих вариантов вначале путем свободного поворота колеса
относительно вала производится совмещение шпоночного
паза колеса со шпонкой, а затем напрессовка колеса на вал.
Зубчатые и червячные колеса должны быть установлены
на валах без перекоса. Если /ст/1/^0,8 (/ст — длина ступицы,
d—диаметр отверстия), то цилиндрическая поверхность
отверстия полностью определяет положение колеса относи-
тельно вала. Если для передачи вращающего момента
используется соединение с натягом, то колесо может быть
установлено на гладком валу, осевая фиксация обеспечива-
ется силами трения (рис. 4.16, а).
Очень часто для определения осевого положения колеса
на валу изготовляют буртик. Это упрощает установку
колеса на вал — при сборке колесо доводят до упора в торец
буртика. При коротких ступицах, у которых /CT/t/<0,8, торец
буртика не только определяет осевое положение колеса, но
75
и точность его располо-
жения относительно вала
(рис. 4.16, б). Если на ва-
лу не удается создать
буртик нужного размера,
то можно установить до-
полнительное кольцо
(рис. 4.17, а). Иногда ва-
лы по разным причинам
делают гладкими, без уступов. Тогда для упора колес
создают искусственные буртики (рис. 4.17, б—г). Упорным
буртиком может служить, например, пружинное кольцо
(рис. 4.17, б). Для увеличения поверхности контакта перед
пружинным кольцом устанавливают кольцо 1 (рис. 4.17, в).
В конструкции, изображенной на рис. 4.17, г, упорный буртик
создан двумя полукольцами, заложенными в канавку вала.
От выпадения полукольца удерживаются поверхностью от-
верстия колеса. Недостатком приведенных способов является
наличие канавки — концентратора напряжений. Поэтому сече-
ние вала по канавке должно быть проверено расчетом на
сопротивление усталости.
На валу коробки передач устанавливают несколько
зубчатых колес.
Осевое фиксирование группы колес осуществляют упором
колес и распорных втулок с одной стороны в буртик вала,
а с другой стороны — в торец кольца подшипника
(рис. 4.18, а). Зазор С выполняют для гарантии контакта
торцов деталей. По рис. 4.18, б группа колес зафиксирована
между торцами подшипников.
На рис. 4.19 показано фиксирование группы колес, уста-
навливаемых на шлицевом участке вала. Для уменьшения
микроперемещений и изнашивания деталей шлицевого сое-
динения колеса затягивают гайкой. При этом сопряжение
колеса с валом по центрирующему диаметру выполняют
с натягом. Буртик вала, в который упирается дистанционная
втулка, при необходимости может быть заменен любым
искусственным буртиком (см. рис. 4.17).
76
Рис. 4.18
Рис. 4.19
§9.	РЕГУЛИРОВАНИЕ ОСЕВОГО ПОЛОЖЕНИЯ КОЛЕС
Погрешности изготовления деталей по осевым линейным
размерам и погрешности сборки приводят к неточному
осевому положению колес в передачах.
В цилиндрических передачах редукторов для компенсации
неточности относительного осевого положения ширину шес-
терни, имеющую чаще всего более высокую поверхностную
твердость зубьев, делают больше ширины колеса (см. с. 18).
В коробках передач, зубчатые колеса в которых обычно
закалены, ширину шестерни и колеса делают одинаковой.
В шевронных и косозубых передачах с раздвоенным
силовым потоком для передачи одинаковой нагрузки
по потокам один из валов фиксируют в осевом направлении,
другой делают «плавающим». В этом случае осевое
положение колес регулируется автоматически. В качестве
77
Рис. 4.20
«плавающих» выбирают промежуточные валы редукторов
(см. рис. 6.25), не связанные соединительными муфтами с валами
других узлов. Осевые перемещения таких валов ввиду меньшей
массы деталей осуществляются наиболее легко. Если в качестве
«плавающего» должен быть выбран один из валов с выходным
концом, то выбирают более быстроходный вал с меньшей
массой (обычно вал-шестерня), а соединительную муфту
подбирают с хорошей осевой компенсацией (см. рис. 15.4).
В конических и червячных передачах погрешности изго-
товления и сборки приводят к погрешностям осевого
положения колес, нарушению правильной работы зацепления.
Так, например, в конических передачах на совмещение
вершин конусов назначаются вполне определенные требо-
вания точности (ГОСТ 1758—81).
Как показывает опыт машиностроения, фактическая оши-
бка относительного положения конических колес обычно
значительно превосходит допускаемую. Поэтому совпадение
вершин конусов обеспечивают регулированием осевого поло-
жения колес во время сборки передачи.
На рис. 4.20, а—в, показаны возможные случаи относи-
тельного расположения конических зубчатых колес и соот-
ветствующее им расположение пятна контакта на зубе
колеса. Стрелками указано направление осевого перемещения
колес при регулировании.
В червячных передачах
Рис. 4.21
должна быть точно совмещена
средняя плоскость зубчато-
го венца червячного колеса
с осью червяка. Норма точ-
ности на этот параметр
приведена в ГОСТ 3675—
81. Фактическое смещение
средней плоскости зубчато-
го венца червячного колеса
относительно оси червяка
значительно превосходит
допускаемое. Поэтому точ-
ности относительного поло-
жения червячного колеса
достигают регулированием.
78
На рис. 4.21, а—в, показаны возможные случаи относи-
тельного расположения оси червяка и средней плоскости
зубчатого венца червячного колеса и соответствующее им
расположение пятна контакта на зубе колеса. Стрелками
указано направление осевого перемещения червячного колеса
при регулировании.
Регулируют осевое положение конических и червячных
колес подбором прокладок, колец или винтами. Конструкции
регулировочных устройств приведены в гл. 14.
§ 10.	УПРАВЛЕНИЕ ПЕРЕДВИЖНЫМИ ШЕСТЕРНЯМИ
Чаще всего для передвижения зубчатых колес используют
рычаг 1, установленный на общей оси с рукояткой управ-
ления (рис. 4.22). Эта схема наиболее простая. Недостатком
ее является то, что при перемещении колеса в нужное
положение конец рычага описывает дугу радиусом R и ка-
мень 2, находящийся в пазу зубчатого колеса, смещается
с оси последнего. Желательно, чтобы отклонение камня от
оси вала было a<0,3/z, где h — высота камня. Радиус рычага
R = А । -|- <2,
где Аг—расстояние от оси вала зубчатого колеса до оси
поворота рычага; а — половина высоты дуги, описываемой
осью камня, при перемещении зубчатого колеса из одного
крайнего положения в другое.
Переводные камни и вилки. Переводные камни изготов-
ляют из антифрикционного или серого чугуна, текстолита,
а в ответственных случаях — из безоловянных бронз. Конст-
рукции переводных камней приведены на рис. 4.23, а—в.
Рис. 4.22
79
Рис. 4.23
Наиболее распространенной является простейшая конструк-
ция по рис. 4.23, а. Размеры (мм) переводных камней для
этого варианта приведены в табл. 4.5.
Таблица 4.5
В	h	S	d	D	I
10	18	5	5	14	8
12	22	6	6	16	10
16	28	8	8	20	12
20	36	10	10	26	14
На сопряженные размеры деталей назначают поля допус-
ков: штифт — «6; отверстие в рычаге — Я7; отверстие в кам-
не—Я8; размер В камня — <711; размер паза в колесе — Я9.
Помимо переводных камней применяют вилки (рис. 4.24).
В зависимости от формы передвигаемых зубчатых колес
вилка может входить в кольцевой паз передвигаемой детали
(рис. 4.25, а) или охватывать ее кольцевой выступ (рис.
4.25, б). Управление передвиж-
ными шестернями осуществляет-
ся перемещением вилки 7 по
скалке 2 с помощью рычага
3 (рис. 4.25, а, в). В исполнении
по рис. 4.25, а в паз вилки входит
штифт рычага. Это наиболее
простое и дешевое исполнение.
Недостаток заключается в том,
что контакт штифта с пазом
вилки происходит по линии. При
частых переключениях штифт
может быстро изнашиваться. По-
этому рычаг чаще всего снаб-
жают переводным камнем
(см. рис. 4.23).
80
Рис. 4.25
Направляющие скалки. Рычаги, оси и рукоятки управления.
Вилки перемещают по направляющим скалкам, которые
выполняют одного диаметра по всей длине. На отверстие
в корпусе для скалки задают поле допуска Я7, а на
отверстие в вилке — Е9. Крепление направляющих скалок
в корпусе показано на рис. 4.26, а — д. Если необходимо,
чтобы вилка переключения не поворачивалась на направ-
ляющей скалке, то скалку жестко крепят в корпусе
(рис. 4.26, б, в, д), а вилку связывают со скалкой направ-
ляющей шпонкой или шлицами. Наиболее простое и дешевое
крепление направляющих скалок в корпусе получается по
вариантам рис. 4.26, а, б.
Рычаги 1 (см. рис. 4.22, 4.27) обычно выполняют литыми
из серого чугуна. Форма рычага зависит от компоновки
деталей в узле и часто получается довольно сложной.
Изготовляют рычаги овального или прямоугольного сечения,
без ребер или с ребрами жесткости. Концы рычагов,
надеваемые на оси (рис. 4.28), выполняют по соотношениям
<7СТ = (1,6...1,7)<7; /ст = (1,2...1,5)<
Рис. 4.26
81
Рис. 4.28
где d—диаметр отверстия в бобышке рычага (поле
допуска Я 7).
Обычно рычаг 1 и рукоятку управления 3 устанавливают
на общей оси (рис. 4.28, а, б). В варианте а ось выполнена
ступенчатой, в варианте б ось имеет одинаковый диаметр
по всей длине. Этб упрощает ее изготовление. При сборке
шайбу 2 надевают на ось, а затем сдвигают в канавку
на оси. В таком положении шайба удерживает ось от
смещений (рис. 4.28,6).
Рис. 4.29
82
Для лучшей устойчивости ме-
ханизма переключения желательно,
чтобы длина I была в 2...2,5 раза
больше диаметра оси.
Рукоятки управления обычно де-
лают сборными — ступица (рис.
4.29), стержень (рис. 4.30) и ручка
(рис. 4.31). Размеры (мм) ступиц
и стержней приведены в табл. 4.6,4.7.
Большое распространение полу-
чили шаровые ручки из пластмассы.
Устройства для фиксирования по-
движных деталей. В каждом из
положений механизм переключения
скоростей должен быть зафиксирован.
Часто фиксирующее устройство рас-
полагают в рукоятке управления. На
рис. 4.32 показан наиболее распрост-
раненный вариант фиксирования механизма шариком, заходящим
в гнездо. Чтобы избежать износа корпусной детали, засверловку
под шарик делают в специальных стальных пластинах (шайбах).
Иногда применяют фиксирование перемещаемых по валу
зубчатых колес (рис. 4.33, а—в) или вилок (рис. 4.33, г).
Недостатком фиксирующих устройств с шариками явля-
ется не вполне надежное фиксирование, в связи с чем при
переключении скоростей возможны случаи выхода зубчатого
колеса за крайнее положение. Это приводит к зацеплению
зубьев не по всей длине. Поэтому следует применять
ограничители хода подвижных деталей. В качестве ограни-
чителей можно использовать дистанционные втулки 1
Таблица 4.6
D	d		<4	d3	/	Н	h	Ai	С
65	18	М12	17	6	24	30	18	10	2
80	22	М16	21	6	32	36	22	12	2,5
83
Таблица 4.7
Dc dc d'c
/, c r2 /2
L
16 M12 MIO 16	20
20 M16 MIO 20	25
12
10
2,2
2,6
1,8
2,6
65
160
80
200
100
250
125
160
320 400
200
Рис. 4.32
a)	5)
Рис. 4.33
84
устанавливаемые на валах (рис. 4.33,6? — в) или на направ-
ляющих скалках (рис. 4.33, г).
§11. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШКИВОВ
Шкивы ременных передач изготовляют чаще всего ли-
тыми из чугуна. Для снижения инерционных нагрузок шкивы
высокоскоростных передач изготовляют из легких сплавов.
При небольшом выпуске их изготовляют также сварными
из стали.
Рис. 4.34
Внешняя поверхность обода шкива плоскоременной пе-
редачи имеет форму кругового цилиндра (рис. 4.34, а). В бы-
строходных передачах внешнюю поверхность обода одного
из двух шкивов следует выполнять сферической (рис. 4.34,6)
или с двумя конусами (рис. 4.34, в). При этом ремень лучше
фиксируется на шкивах и во время работы передачи не
сбегает с них. Величину выпуклости h (мм) принимают по
табл. 4.8 (см. ГОСТ 17383—73).
Размеры основных конструктивных элементов шкивов
принимают по табл. 4.9 (рис. 4.34 а — 6).
Расчетные диаметры шкивов выбирают из следующего
ряда стандартных чисел: 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140;
160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500 мм.
Таблица 4.8
D	40 112	125 140	160 180	200 224	250 280	315. 355
h	0,3	0,4	0,5	0,6	0,8	1,0
85
Табл и ца 4.9
Конструктивный элемент
Расчетная формула
Ширина шкива передач:
плоскоременных .........................
клиноременных (поликлиновым ремнем) ....
Толщина обода чугунных шкивов передач:
плоскоременных .........................
клиноременных ..........................
поликлиновым ремнем ....................
Толщина обода стальных шкивов ............
Толщина диска ............................
Диаметр ступицы шкивов:
чугунных ...............................
стальных ...............................
Длина ступицы ............................
£=(1,10...1,15)6
М=(п — 1)е + 2/
6 =0,02(/) + 2£)
о =(1,1...1,3)6
6чуг=1,66
^ст~0,85
С=(1,2...1,3)6
<ZCT=1,65<Z
^ст == 1,5 5 б/
/CT = (l,2...1,5)d
В табл. 4.9 обозначены: b — ширина ремня; п — число
клиновых ремней (число выступов поликлинового ремня).
Размеры е, h см. в табл. 4.10, 4.11. Балансировку шкивов
производят обычно путем сверления отверстий на торцах
обода. Поэтому в шкивах, подвергающихся балансировке,
толщину обода увеличивают по сравнению с толщиной,
определенной по табл. 4.9.
После определения размеров 5, dCT и /ст их округляют в бли-
жайшую сторону до значений из ряда предпочтительных чисел
(см. табл. 19.1). Окончательно длину /ст принимают с учетом
результатов расчета шпоночного или шлицевого соединения.
Размеры (мм) конструктивных элементов шкивов клино-
ременных передач нормальными и узкими ремнями приве-
дены на рис. 4.35 и в табл. 4.10, а для поликлиновых
ремней—на рис. 4.36 и в табл. 4.11. На рис. 4.35, 4.36
dp— расчетный диаметр шкива (на этом диаметре распола-
гается нейтральный слой ремня).
Расчетный диаметр для передачи с клиновым ремнем
d=de — 2b,
с поликлиновым ремнем
dp — б/е + 2Д.
86
Обозна- чение сечения ремня	/р	b	/г, не менее	е		f	
				номин.	пред откл.	номин.	пред откл.
О	8,5	2,5	7	12	±0,3	8	±1
А	11,0	3,3	8,7	15		10,0	±2 -1
Б	14,0	4,2	10,8	19	±0,4	12,5	
В	19,0	5,7	14,3	25,5	±0,5	17,0	
УО	8,5	2,5	9	12	±0,3	8	±1
УА	11,0	3	12	15		10,0	
УБ	14,0	4	16	19	±0,4	12,5	±2 -1
УВ	19,0	5	18	25,5	±0,5	17	
Примечание. * — размер для справок.
Таблица 4.10
г	а = 34°		а = 36°		ос = 38°	
	d.	Ь*	4,	**	4.	
0,5	63...71	10,0	80...100	10,1	112...160	10,2
1,0	90...112	13,1	125...160	13,3	180...400	13,4
1,0	125...160	17,0	180...224	17,2	250...500	17,4
1,5	—	—	200...315	22,9	355...630	23,1
0,5	63...80	10	—	—	>80	10,2
1,0	90...112	12,8	—	—	>112	13,1
1,0	140...180	16,4	—	—	>180	16,7
1,5	224...315	22	—	—	>315	22,4
Таблица 4.11
Обозначение сечения ремня	h	Д'	е	f	г\	Г 2
К	2,15 + 0,38	0,95	2,4±0,03	3,5	0,2...0,3	0,2...0,3
Л	4,68+0’38	2,4	4,8 ±0,04	5,5	0,4...0,5	0,4...0,5
м	9,6+0'77	3,55	9,5 ±0,05	10,0	0,8...1,0	0,6...0,8
Здесь de — наружный диаметр
шкива. Параметры b и А см.
рис. 4.35, 4.36, табл. 4.10, 4.11
(размеры в мм).
Шкивы диаметром £>^350
мм выполняют со сплошным
диском или с диском, имеющим
отверстия для уменьшения мас-
сы и удобства транспортиров-
ки. В шкивах с диаметром
D > 200 мм диск следует конст-
руировать в виде конуса
(рис. 4.37), что способствует лучшему отводу газов при заливке
формы металлом. Иногда диск выполняют конусным по
конструктивным соображениям. У медленно вращающихся
шкивов малого размера (/) < 350 мм) обрабатывают только
рабочую поверхность и торцы обода, а также отверстие и торцы
ступицы. Необработанные нерабочие поверхности для удобства
удаления модели шкива из формы выполняют на конус.
Быстровращающиеся шкивы малого размера для лучшей
балансировки обрабатывают кругом. В этом случае внут-
реннюю поверхность обода и наружную поверхность ступицы
выполняют цилиндрическими. Шкивы сажают на цилиндри-
ческие или конические посадочные поверхности вала. Для
передачи вращающего момента используют шпоночное или
шлицевое соединение.
Для удобства надевания и замены ремней шкивы обычно
устанавливают консольно, на концы валов.
Обод шкива, установленного на консольном участке
вала, для уменьшения изгибающего момента следует рас-
полагать как можно ближе к опоре (рис. 4.37).
§ 12. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗВЕЗДОЧЕК ЦЕПНЫХ
ПЕРЕДАЧ
Конструкция звездочек цепных передач отличается от
конструкции цилиндрических зубчатых колес лишь зубчатым
венцом. Поэтому диаметр и длину ступицы выполняют по
соотношениям для зубчатых колес (см. с. 64).
88
Размеры венца звездо-
чек роликовых и втулоч-
ных цепей определяются
по следующим зависимо-
стям (рис. 4 38, а, б):
делительный диаметр
Ja = P/(sinl80°/z);
диаметр окружности
выступов
Z>e = P(0,5 + ctgl80°/z);
диаметр окружности
впадин Di = dd — 2г;
диаметр проточки	Рис. 4.38
Z>c = Pctg(180°/z)-l,3/z;	-
ширина зуба однорядной -цепи £ = 0,935вн —0,15 мм;
ширина зуба двух- и трехрядной цепи £> = 0,9 Ввп — 0,15 мм;
ширина венца B=(n—V)A + b;
радиус закругления зуба R = 1,7 dr;
толщина обода 8= 1,5(/)е —t/J;
толщина диска С=(1,2... 1,3)8.
Здесь Р—шаг цепи; z — число зубьев звездочки; г = 0,5025<71 +
+0,05 мм — радиус впадины; d{—диаметр ролика цепи;
Ввн— расстояние между внутренними плоскостями пластин
цепи; А — расстояние между осями симметрии многорядных
цепей; h — ширина пластины цепи.
Если профиль зуба в осевом сечении выполняют со
скосом (рис. 4.38, б), что является предпочтительным, то
угол скоса у«20°. Фаска (рис. 4.38,a,6)f»0,2b.
Числовые значения Ввп, A, dr и h (мм) принимают по
табл. 4.12.
Размеры венца звездочек зубчатых цепей определяют по
следующим зависимостям (рис. 4.39):
делительный диаметр dd = Р/sin(180°/z);
диаметр окружности выступов De = dd — 2/?/(cos 180°/z);
89
b — ширина венца; b = B+2S\ В—ширина цепи;
радиус закругления зуба R = P;
фаска f^Q,2b;
ширина направляющей канавки a = 2S, где S—толщина
пластины цепи;
толщина обода 8=0,6(Ре —Р();
толщина диска С=(1,2... 1,3)5.
Числовые значения h{, S, е и В (мм) принимают по
табл. 4.13.
Таблица 4.13
р	/'1		е	В					
12,7	7	1,5	1,3	22,5;	28,5;	34,5;	40,5;	46,5;	52,5
15,875	8,7	2	1,6	30;	38;	46;	54;	62;	70
19,05	10,5	3	1,9	45;	57;	69;	81;	93	
25,4	14	3	2,5	57;	69;	81;	93;	105	
31,75	17,5	3	3	69;	81;	93;	105;	117	
ГЛАВА 5
СОЕДИНЕНИЯ ВАЛ —СТУПИЦА
§ 1. ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Для передачи вращающего момента в основном приме-
няют призматические и сегментные шпонки.
Призматические шпонки выполняют прямоугольного се-
чения. Концы шпонок скругленные (рис. 5.1, а) или плоские
(рис. 5.1,6). Стандарт предусматривает для каждого размера
вала определенные размеры поперечного сечения шпонки.
Поэтому при проектных расчетах b и h берут по табл. 19.11
и 12.5 и определяют расчетную длину призматической шпонки:
р 4А-МИсм’
где Т—вращающий момент, Н мм; d—диаметр вала, мм
(для конического участка d=t/cp); (/г — /j— высота грани
шпонки в ступице, работающая на смятие, мм; h — высота
шпонки (см. табл. 19.11 и 12.5);	—глубина врезания
шпонки в паз вала (см. табл. 19.11 и 12.5); [<т]см—
допускаемые напряжения смятия.
При стальной ступице [с> ]см = 110... 190 Н/мм2, при чугун-
ной ступице [а]см = 70... 100 Н/мм2. Большие значения следует
принимать при спокойной работе, а также при повышенной
прочности материалов ступицы и шпонки (легированные
марки сталей).
После вычисления /р определяют стандартную длину
шпонки I. Для шпонки со скругленными торцами l=lp + b
для шпонки с плоскими торцами /=/р. После вычисления
длину / округляют в большую сторону до стандартного
значения (см. табл. 19.11).
Так как скругленные торцы не работают, лучше приме-
нять шпонки с плоскими торцами.
Длину ступицы обычно делают боль-
ше длины шпонки на 6... 10 мм. Если
по результатам расчета шпоночного
соединения длина ступицы получается
> 1,5J, то шпоночное соединение сле-
дует заменить шлицевым или соедине-
нием с натягом.
Рис. 5.1
91
Для лучшей работы шпоночного соединения колесо
следует устанавливать на вал с натягом.
Сборка деталей внутри корпусов коробок передач,
не имеющих плоскости разъема по осям валов, затруднена.
Поэтому для колес коробок передач применяют переходные
посадки.
При передаче момента шпоночным соединением посадки
можно принимать для колес:
цилиндрических прямозубых HTip6 (Н7/г6);
цилиндрических косозубых и червячных Н7!гб (HT/s6);
конических H7/s6 (Hl/t6);
коробок передач H7fk6 (НТ/тб).
Посадки с большим натягом (в скобках) — для колес
реверсивных передач.
Посадки шпонок в пазы вала и ступицы регламентиро-
ваны ГОСТ 23360—78 для призматических шпонок и
СТ СЭВ 647—77—для сегментных шпонок.
Поле допуска размера ширины призматической шпонки
и размера толщины сегментной шпонки определено приве-
денными стандартами — h 9. Призматическая шпонка должна
сидеть в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины
шпоночного паза вала во всех случаях следует принимать Р9.
Для сегментной шпонки поле допуска ширины шпоночного
паза вала принимают N9. Поля допусков ширины шпо-
ночных пазов отверстий следует принимать:
при неподвижном соединении нереверсивной передачи Js9;
при неподвижном соединении реверсивной передачи Р9;
при подвижном соединении для призматической шпонки D 10.
§2. ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Шлицевое соединение вала и ступицы может быть
выполнено неподвижным и подвижным в осевом направ-
лении.
Наиболее распространены соединения прямобочными
шлицами (рис. 5.2). Широкое применение находят также
эвольвентные шлицевые соединения (рис. 5.3).
В соединениях с прямобочными шлицами соосное поло-
жение соединяемых деталей обеспечивается центрированием
по одному из диаметров соединения — наружному D (рис.
5.2, а) или внутреннему d (рис. 5.2, б). Размеры соединения
см. в табл. 19.12.
Центрирование в соединениях с эвольвентным профилем
выполняется, как правило, по боковым поверхностям зубьев
(рис. 5.3, б), реже по наружному диаметру (рис. 5.3, а). За
номинальный диаметр соединения принимают его наружный
диаметр D, в зависимости от которого и назначают размеры
шлицевого соединения (см. табл. 19.13).
92
Посадки элементов шлицевых соединений регламентиро-
ваны СТ СЭВ 187—75—для прямобочных шлицев и
СТ СЭВ 254—76 — для эвольвентных шлицев.
Из числа полей допусков и посадок, приведенных в таб-
лицах стандартов, рекомендуется применять посадки пря-
мобочных шлицев по табл. 5.1 и эвольвентных — по табл. 5.2.
Таблица 5.1
Центрирова- ние по по- верхности	Подвижность соединения	Реверсивность передачи	Посадки поверхностей	
			центри- рующих	боковых
D	Неподвижное	Нереверсивная Реверсивная	Я7/Л6 Н11п(>	£>9/е8 Т8/Л7
	Подвижное	Нереверсивная Реверсивная	H'llf'l	D9/e8 F8/;s7
93
Продолжение табл. 5.1
Центрирова- ние по по- верхности	Подвижность соединения	Реверсивность передачи	Посадки поверхностей	
			центри- рующих	боковых
d	Подвижное	Нереверсивная Реверсивная	Я7//7	D9/<?8
Таблица 5.2
Центри- рование по поверх- ности	Подвижность соединения	Реверсивность передачи	Посадки поверхностей	
			центрирую- щих	нецентрирующих диаметров
D	Неподвижное	Нереверсивная Реверсивная	Н7/Л6 Я7/лб	7711/А 16
	Подвижное	Нереверсивная Реверсивная	777/g6 Hllhb	
S	Неподвижное	Нереверсивная Реверсивная	7Н/7п 7Н/9г	D...H\6/hV2 d...HH/h\6
	Подвижное	Нереверсивная Реверсивная	9H/Sf 9H/9g	
§ 3. СОЕДИНЕНИЯ С НАТЯГОМ
В последнее время для передачи момента с колеса на
вал все чаще применяют соединения с натягом.
Для предотвращения контактной коррозии или для
уменьшения ее влияния в соединениях с натягом следует
предусматривать определенный запас сцепления К, который
принимают:
а)	для колес выходных валов редукторов, на концах
которых установлены муфта соединительная К=3, звездочка
цепной передачи К = 3,5, шкив ременной передачи Л? =4;
б)	для колес промежуточных валов редукторов ЛГ=4,5.
Исходные данные для подбора посадки с натягом
следующие:
а)	вращающий момент на колесе Т, Н • мм;
б)	размеры соединения — d; dt; d2 и /, где d—диаметр
соединения; dr—диаметр отверстия пустотелого вала; d2—
условный наружный диаметр втулки (ступицы колеса, внеш-
ний диаметр бандажа и др.); /—длина сопряжения; все
линейные размеры в мм;
94
в)	материалы соединяемых деталей и параметры шеро-
ховатости поверхностей;
г)	способ сборки (запрессовкой или температурным де-
формированием).
Подбор посадки колеса, зубчатого венца производят
в следующем порядке.
1. Среднее контактное давление (Н/мм2)
_ 2КТ
? Kd2lf
где К—коэффициент запаса сцепления.
При определении контактного давления осевую силу Fa,
действующую в зацеплении, в расчет не принимаем. Как
показывает анализ, после приведения сил Ft и Fa к диаметру
d соединения влияние осевой силы оказывается незначитель-
ным. Если учитывать силу Fa, то давление увеличивается
для цилиндрических и червячных колес в ~ 1,005 раза, а для
конических колес с круговым зубом в ~ 1,02 раза.
Коэффициент сцепления f принимают для материалов:
Материал пары вал — втулка	При сборке	
	запрессовкой	температурным деформированием
Сталь — чугун	0,07	0,1
Сталь — бронза, латунь	0,05	0,07
Чугун — бронза, латунь	0,05	0,07
Сталь — сталь	0,07	0,14
2. Деформация деталей (мкм)
\=pd-103 *(	+
\ Ег
_1+Р1/^)2 _.. .	_ 1 +(^М2) , ..
Ц1’ С2-над+И2’
Значения Е, Н/мм2: для стали — 2,1 • 105; чугуна — 0,9 • 105'
оловянной бронзы — 0,8-105; безоловянной бронзы—10’
и латуни—105.
Значения ц: для стали — 0,3; чугуна — 0,25; бронзы, лату-
ни— 0,35.
3. Поправка на обмятие микронеровностей
u = 5,5(Ra1-\-Ra2),
где Rar и Ra2—средние арифметические отклонения профиля
поверхностей.
Значения Ra (мкм) берут из чертежей деталей или
принимают по табл. 16.2.
95
4.	Поправка на температурную деформацию. При подборе
посадки зубчатых венцов червячных колес, которые нагре-
ваются при работе передачи до относительно высоких
температур, учитываются температурные деформации центра
и венца колеса, ослабляющие натяг.
Поправка на температурную деформацию (мкм)
A/ = tZ-103[(z2-20o)a2-(/1-20°)a1].
Значения коэффициентов а, 1/°С: для стали—12 10-6;
для чугуна—10-10-6; для бронзы, латуни—19-Ю-6. Под
tr и t2 здесь понимают среднюю объемную температуру
соответственно обода центра и венца колеса.
5.	Минимальный натяг (мкм), потребный для передачи
вращающего момента,
[^]min>A + w + A?-	(5.1)
6.	Максимальный натяг (мкм), допускаемый прочностью
деталей,
Mmax < [А]тах + U,	(5.2)
где [А ]тах — максимальная деформация, мкм, допускаемая
прочностью деталей
[А]тах = [р]тахА/Л
где [р ]тах(Н/мм2)— максимальное давление, допускаемое
прочностью охватывающей (или охватываемой) детали,
меньшее из двух:
[р]тах2 = о,5сгт2[1 -((//й?2)2]; [р]тах1 = 0,5сТ1 [1 -/</)2].
Для сплошного вала (^=0): [р ]maxi = ат1.
Пределы текучести стт некоторых материалов (см. также
табл. 12.7):
Материал	Сгаль 35 Л	Сталь 45	счзо	Бр 010Ф1	Бр 05Ц5С5	Бр А9ЖЗЛ	ЛЦ23А6ЖЗМц2	Алюминие- вый сплав Д16
°т> Н/мм2 (для чу- гуна сг02/ ^0,2сж)	280	650	140 ЗЛО	200	90	200	240	330
7.	Выбор посадки. По значениям [N ]min и [tV ]max выбирают
из табл. 5.3 одну из посадок, удовлетворяющих условиям (5.1)
и (5.2). В рамке даны посадки, предпочтительно рекомендуе-
мые для применения, двумя чертами подчеркнуты рекоменду-
емые посадки. В отдельных обоснованных случаях допускает-
ся выбор посадки не входящей в число рекомендуемых.
96
Заказ 3385
Ишервалы диамефов	
свыше	до (мм)	
Н1/р6			HI/16		HS/sl		Hl/s6
30.. 40	7/36	15/44	13/59	24/53
40...50	7/36	15/44	13/59	24/53
50...65	9/44	18/53	18/72	30/65
65...80	9/44	20/55	24/78	36/71
80...100	10/51	24/65	29/93	44/85
100. .120	10/51	27/68	37/101	52/93
120...140	12/59	32/79	43/117	61/108
140...160	12/59	34/81	51/125	69/116
160...180	12/59	37/84	59/133	77/124
180...200	14/69	41/95	66/152	86/140
200.. 225	14/69	44/98	74/160	94/148
225...250	14/69	47/101	84/170	104/158
250...280	15/77	53/115	95/191	117/179
280...315	15/77	57/119	107/203	129/191
чо
Таблица 5 3
Значение ьтягов Wmin/Wmax (мкм)
Обозначение посадки
//7/.v7	Hilt 6	H8/w8	/77/м7	Л/8/.х8	Я8/г8	HtyzaZ
25/61	29/58	32/88	42/78	52/107	84/140	120/175
25/61	35/64	42/98	52/88	69/125	108/164	152/207
32/74	43/78	55/119	66/108	90/154	140/204	193/258
38/80	52/87	70/134	81/123	114/178	178/242	241/306
46/96	64/105	86/162	99/149	140/216	220/296	297/373
54/104	77/118	106/182	119/169	172/248	272/348	362/438
64/120	91/138	126/214	142/193	204/292	320/410	425/514
72/128	103/150	155/243	171/227	236/324	370/460	490/579
80/136	115/162	166/254	182/238	266/354	420/510	555/644
89/155	130/184	185/287	203/269	299/401	469/571	619/721
97/163	144/198	207/309	225/291	334/436	524/626	689/791
107/173	160/214	233/335	251/317	374/476	589/691	769/871
121/195	177/239	258/372	278/352	418/532	653/767	863/977
133/207	199/261	293/407	313/387	468/582	733/847	943/1057
Значения минимального Nmi„ и максимального NmaK
вероятностных натягов подсчитаны по формулам, учиты-
вающим рассеивание размеров вала и отверстия и, как
следствие, рассеивание натяга.
8.	Для выбранной посадки определяют силу запрессовки
или температуру нагрева (охлаждения) детали.
Сила запрессовки (Н)
Л, Д^ДтахУп’
где Дтах—давление от натяга Nmax выбранной посадки,
/’max = (Nmax —и)/?/Л; /п — коэффициент сцепления при прессо-
вании, который принимают для материалов: сталь—сталь-
— 0,20, сталь — чугун — 0,14, сталь — бронза, латунь — 0,10,
чугун — бронза, латунь—0,08.
Температура нагрева охватывающей детали (°C)
? = 20° +jVnia> + Zc6.
d-103 а
Температура нагрева должна быть такой, чтобы не
происходило структурных изменений в материале. Для стали
[/ ] = 230...240° С, для бронзы [/ ] = 150...200° С.
Температура охлаждения охватываемой детали (°C)
I_20° ^тах "Г ^сб
“	- <Л103а ’
где Zc6— зазор для удобства сборки принимают равным:
при d свыше 30 до 80 мм Zc6=10mkm, при d свыше 80
до 180 мм Zc6 = 15 мкм, при d свыше 180 до 400 мм
Zc6 = 20 мкм.
ГЛАВА 6
КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
При предварительной конструктивной проработке по
рекомендациям гл. 3 были выбраны тип подшипника и класс
точности, намечена схема установки подшипников. Теперь
нужно определить силы, нагружающие подшипник, произвес-
ти расчет на статическую или динамическую грузоподъем-
ность, окончательно установить основные размеры подшип-
ника, конструктивно оформить опоры.
По статической грузоподъемности подшипники выбирают
в тех случаях, когда они воспринимают внешнюю нагрузку
в неподвижном состоянии или вращаясь с частотой п <
< 10 об/мин.
Подбор подшипников по статической грузоподъемности
см. [6].
По динамической грузоподъемности подшипники выби-
рают при частоте вращения кольца 10 об/мин.
Необходимо также проверять статическую грузоподъем-
ность подшипников, работающих при малых частотах враще-
ния и рассчитанных на небольшой срок службы.
§ 1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, НАГРУЖАЮЩИХ ПОДШИПНИКИ
1. Определение радиальных реакций. Радиальная реакция
подшипника считается приложенной к оси вала в точке
пересечения с ней нормали, проведенной через середину
контактной площадки. Для радиальных подшипников эта
точка располагается на середине ширины подшипника. Для
радиально-упорных подшипников расстояние а между этой
точкой и торцом подшипника может быть определено
графически (рис. 6.1) или аналитически по следующим фор-
мулам:
подшипники шариковые радиально-упорные однорядные
AC ПId+D
а —0,5 В+—tga ;
подшипники роликовые конические однорядные
л < 'v । d+D
а = 0,5 Т+-у-е .
4 *
99
Рис. 6 1
Ширину колец В, мон-
тажную высоту Т, пара-
метр нагружения е, угол
контакта ос, а также диа-
метры d и D принимают
по табл. 19.18... 19.26.
Изображение внутрен-
ней конструкции подшип-
ника см. в § 13.
Расстояние между
точками приложения ра-
диальных реакций при
установке радиально-
упорных подшипников по
схеме враспор (рис. 6.2, а)
I—
по схеме врастяжку (рис. 6.2,6)
/—lyi + 2tz.
Здесь /п — расстояние между широкими торцами наружных
колец подшипников; а — смещение точки приложения ра-
диальной реакции от торца подшипника.
Радиальные реакции Rr определяют из условия равенства
нулю моментов сил в опорах. Примеры расчета см. в гл. 13.
2. Определение осевых нагрузок. При установке вала на
шариковых радиальных подшипниках осевая сила Ra, нагру-
жающая подшипник, равна внешней осевой силе Fa, дейст-
вующей на вал.
Силу Fa воспринимает подшипник, ограничивающий осе-
вое перемещение вала под действием этой силы.
При установке вала на радиально-упорных подшипниках
осевые силы Ra. нагружающие подшипники, находят
100
с учетом осевых состав-
ляющих Rs от действия
радиальных нагрузок Rr.
Для шариковых ра-
диально-упорных
подшипников с углом
контакта а <18°
Rs~e'Rr.
В этих подшипниках
действительный угол конта-
кта отличается от началь-
ного и зависит от Rr, Ra и базовой статической грузоподъем-
ности СОг. Поэтому коэффициент е' принимают по графику
(рис. 6.3) в зависимости от отношения Rr/COr.
Для шариковых радиально-упорных подшип-
ников с углом контакта а>18° е’ = е и Rs = eRr.
Значения коэффициента осевого нагружения е принимают
по табл. 6.1.
Таблица 6.1
Тип подшипника	а		Подшипники однорядные		Подшипники двухрядные				е
					RaKVR,}^				
			X	Y	X	Y	X	Y	
Шариковый ра- диальный	0г	0,014 0,028 0,056 0,084 0,110 0,170 0,280 0,420 0,560	0,56	2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00	1,0	0	0,56	2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00	0,19 0,22 0,26 0,28 0,30 0,34 0,38 0,42 0,44
Шариковый ра- диально-упорный	12°	0,014 0,029 0,056 0,084 0,110 0,170 0,280 0,420 0,560	0,45	1,81 1,62 1,46 1,34 1,22 1,13 1,04 1,01 1,00	1,0	2,08 1,84 1,69 1,52 1,39 1,30 1,20 1,16 1,16	0,74	2,94 2,63 2,37 2,18 1,98 1,84 1,69 1,64 1,62	0,30 0,34 0,37 0,41 0,45 0,48 0,52 0,54 0,54
	26 е	--	0,41	0,87	1	0,92	0,67	1,41	0,68
	36°	-	0,37	0,66	1	0,66	0,60	1,07	0,95
Примечания: 1 Коэффициенты Y и е для промежуточных величин
отношений iRa/СОг определяются интерполяцией.
2. В таблице /—число рядов тел качения.
101
Для коничес-
ких роликовых
подшипников ё =
= 0,83е и As = 0,83e/?r.
Значения коэффици-
ента е принимают по
табл. 19.24... 19.26.
Для нормальной ра-
боты радиально-упор-
ных подшипников необ-
ходимо, чтобы в каж-
дой опоре осевая сила,
нагружающая подшип-
Рис- 6.4	ник, была не меньше
осевой составляющей от действия радиальных нагрузок, т. е.
^al^^sl и ^a2^^s2-
Типовые схемы нагружения приведены на рис 6.4 a, б. Должно
выполняться условие равновесия вала, например (рис. 6.4, а):
Ral + Fa~ Ra2 = Q-
В табл. 6.2 приведены формулы для определения осевых
сил Ral и Ra2 в отдельных частных случаях.
При направлении внешней осевой силы Fa, противополож-
ном показанному на рис. 6.4, для использования формул
табл. 6.2 предварительно следует изменить обозначения опор:
1 на 2, 2 на 1.
Таблица 6.2
Условия нагружения	Осевые силы
Л \v ^>3 W о	+ II	II
Га к, Л 1 >3	
у 1	^«2 ~
§ 2. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ
Подбор подшипников производят для обеих опор вала.
В некоторых изделиях, например в редукторах, для обеих
опор применяют подшипники одного типа и одного размера.
102
Тогда подбор производят по более нагруженной опоре.
Иногда из соотношения радиальных и осевых нагрузок нельзя
заранее с уверенностью сказать, какая опора более нагружена.
Тогда расчет ведут параллельно для обеих опор до получения
эквивалентных динамических нагрузок ЯЕЛ и RE2, по которым
и определяют более нагруженную опору. Исходными данны-
ми для подбора подшипников служат: Rrl, Rr2— радиальная
нагрузка (радиальная реакция опоры), Н; Fa — внешняя осевая
сила, действующая на вал, Н; п — частота вращения кольца,
об/мин; d—диаметр посадочной поверхности вала, который
берут из компоновочной схемы, мм; L\Oa, L'iOah — требуемая
долговечность (ресурс) подшипника, млн. об. или ч; условия
работы подшипника и ожидаемая их перегрузка.
Подбор подшипников качения производят в такой после-
довательности.
1.	Предварительно назначают тип подшипника (см. с. 36).
2.	Для выбранного подшипника выписывают следующие
данные:
а)	для шариковых радиальных и радиально-упорных
с углом контакта а<18° из табл. 19.18 и 19.23 значения
базовых динамической Сг и статической СОг радиальных
грузоподъемностей;
б)	для шариковых радиально-упорных с углом контакта
а>18° из табл. 19.23 значение Сг, а из табл. 6.1—значения
коэффициента радиальной X, осевой Y нагрузок, коэффициен-
та осевого нагружения е;
в)	для конических роликовых — из табл. 19.24, 19.25
и 19.26 значения Cr, Y и е.
3.	Определяют осевые составляющие Rs и осевые силы Ra.
4.	Для подшипников шариковых радиальных, а также
шариковых радиально-упорных с углом контакта ос<18° по
табл. 6.1 в зависимости от отношения Ra/COr находят
значения X, Y и е.
5.	Сравнивают отношение Ra/(VRr) с коэффициентом
е и окончательно принимают значения коэффициентов X и Y.
При Ra/(VRr}s^e принимают Х=1 и У=0.
При RJ(KRr)>e для подшипников шариковых радиаль-
ных и радиально-упорных окончательно принимают записан-
ные ранее значения коэффициентов X и Y.
Здесь V—коэффициент вращения; V=l при вращении
внутреннего кольца подшипника относительно радиальной
нагрузки и И= 1,2 при вращении наружного кольца.
Для конических роликовых подшипников кроме записан-
ного ранее значения коэффициента Y принимают коэффи-
циент X=0,4.
6.	Вычисляют эквивалентную динамическую нагрузку
RE = (VXRr+YRa)KEKT.
103
Значения коэффициента безопасности Кь в зависимости
от вида нагружения и области применения подшипников
принимают по табл. 6.3, температурного коэффициента Кт —
по табл. 6.4.
Таблица 6.3
Вид нагружения	къ	Область применения
Спокойная нагрузка без толчков	1,0	Маломощные кинематические ре- дукторы и приводы. Ролики ленточ- ных конвейеров. Механизмы ручных кранов и блоков. Тали, ручные ле- бедки. Приводы управления
Легкие толчки; кратко- временные перегрузки до 125% номинальной нагрузки	1,0...1,2	Прецизионные зубчатые передачи. Металлорежущие станки (кроме стро- гальных, долбежных и шлифоваль- ных). Гироскопы. Механизмы подъе- ма кранов. Электротали и монорель- совые тележки. Лебедки с механичес- ким приводом. Электродвигатели ма- лой и средней мощности. Легкие вентиляторы и воздуходувки
Умеренные толчки; ви- брационная нагрузка; кратковременные пере- грузки до 150% номи- нальной нагрузки	1,3...1,5	Зубчатые передачи. Редукторы всех типов. Буксы рельсового подвижного состава. Механизмы передвижения крановых тележек. Механизмы пово- рота кранов. Механизмы изменения вылета стрелы кранов. Шпиндели шлифовальных станков. Электро- шпиндели
То же, в условиях по- вышенной надежности	1,5...1,8	Центрифуги и сепараторы. Буксы и тяговые двигатели электровозов. Ме- ханизмы передвижения кранов. Ходо- вые колеса тележек и опоры механиз- мов поворота кранов и экскаваторов. Мощные электрические машины. Энергетическое оборудование. Ходо- вые колеса механизмов передвижения кранов и дорожных машин
Нагрузки со значитель- ными толчками и вибра- циями; кратковременные перегрузки до 200% но- минальной нагрузки	1,8 .2,5	Зубчатые передачи Дробилки и ко- пры. Кривошипно-шатунные механиз- мы. Валки прокатных станов Мощ- ные вентиляторы
Нагрузки с сильными ударами и кратковремен- ные перегрузки до 300% номинальной нагрузки	2,5. .3	Тяжелые ковочные машины. Лесо- пильные рамы. Холодильное обору- дование. Рабочие роликовые конвейе- ры крупносортных станов, блюмин- гов и слябингов
104
Таблица 6.4
Рабочая температура подшипника, °C	До 100	125	150	175	200	225	250
Температурный коэффи- циент К7	1,0	1,05	1,10	1,15	1,25	1,35	1,40
7. Определяют расчетную долговечность (ресурс) подшип-
ника (ч)
, _ / СД₽ 106
ЬЮаЛ —й23 —	777-,
\ ReJ 60и
где п—частота вращения кольца, об/мин; р—показатель степе-
ни р = 3—для шариковых и р= 10/3 = 3,33—для роликовых под-
шипников; а23—коэффициент, характеризующий совместное вли-
яние на ресурс подшипника качества металла колец, тел каче-
ния и условий эксплуатации (наличие гидродинамической пленки
масла между контактирующими поверхностями деталей подшип-
ника, перекосы колец). Для обычных условий применения под-
шипников принимают следующие значения коэффициента а23:
Для шарикоподшипников (кроме сферических).	0,7...0,8
Для роликоподшипников цилиндрических, шарико-
подшипников сферических двухрядных........ 0,5...0,6
Для роликоподшипников конических.......... 0,6...0,7
Для роликоподшипников сферических двух-
рядных ................................... 0,3...0,4
8. Оценивают пригодность намеченного типоразмера
подшипника. Подшипник пригоден, если расчетная долговеч-
ность больше или равна требуемой:
LlOah^ L'iQah.
В некоторых случаях в одной опоре устанавливают два
одинаковых радиальных или радиально-упорных однорядных
подшипника, образующих один подшипниковый узел. При
этом пару подшипников рассматривают как один двухряд-
ный подшипник.
При определении долговечности по формуле п. 7 вместо Сг
подставляют базовую динамическую радиальную грузоподъе-
мность комплекта Сг1 из двух подшипников: для шарикопод-
шипников Сг1 = 1,625СГ, для роликоподшипников Сг^ = 1,714 Сг.
Базовая статическая радиальная грузоподъемность такого
комплекта равна удвоенной номинальной грузоподъемности
одного однорядного подшипника COrL —2СОг.
При определении эквивалентной нагрузки RE значения
коэффициентов X и Y принимают как для двухрядных
подшипников. Для шарикоподшипников — по табл. 6.1.
Для двухрядных конических роликовых подшипников: е =
= 1,5tgа, при Ral[VR^e коэффициенты Х=1 и K=0,45ctga,
а при Ra/(VRr)>e коэффициенты Х=0,67 и K=0,67ctga.
105
§ 3. ВЫБОР ПОСАДОК подшипников
Различают три случая нагружения колец подшипников:
а) кольцо вращается относительно радиальной нагрузки,
подвергаясь так называемому циркуляционному нагружению;
б) кольцо неподвижно относительно радиальной нагрузки
и подвергается местному нагружению;
в) кольцо нагружено равнодействующей радиальной на-
грузкой, которая не совершает полного оборота, а колеблет-
ся на определенном участке кольца, подвергая его колеба-
тельному нагружению.
Многолетней практикой установлено, что соединение
вращающихся относительно нагрузки колец с валом или
корпусом должно осуществляться обязательно с натягом,
исключающим проворачивание и обкатывание кольцом со-
пряженной детали и, как следствие, развальцовку посадочных
поверхностей и контактную коррозию.
Посадки неподвижных относительно нагрузки колец выби-
рают более свободными, допускающими наличие небольшого
зазора, так как обкатывания кольцами сопряженных деталей
в этом случае не происходит. Нерегулярное проворачивание
невращающегося кольца полезно, так как при этом изменяет-
ся положение его зоны нагружения. Кроме того, такая
посадка облегчает осевые перемещения колец при монтаже,
при регулировании зазоров в подшипниках и при тем-
пературных деформациях валов.
Подшипник является основным комплектующим изделием,
не подлежащим в процессе сборки дополнительной доводке.
Требуемые посадки в соединении подшипника качения получают
назначением соответствующих полей допусков на диаметры вала
или отверстия в корпусе. Для подшипников качения принято
следующее отличие от обычной в машиностроении системы
допусков: поле допуска на диаметр отверстия внутреннего
кольца подшипника располагают не вверх от нулевой линии (не
«в плюс»), а вниз («в минус»). Этим гарантируется получение
натягов в соединениях внутреннего кольца с валами, имеющими
поля допусков к, п или т. Поле допуска на диаметр наружного
кольца располагается так же, как принято в машиностроении —
«в минус» или в «тело детали». Поэтому и характер сопряжения
наружного кольца с отверстием корпуса такой же, как
в общепринятой в машиностроении системе допусков.
На чертежах в местах установки подшипников качения
указывают поля допусков посадочных мест валов и отверс-
тий корпусов в соответствии с СТ СЭВ 773—77.
Для наиболее распространенного в общем машинострое-
нии случая применения подшипников класса точности 0 вы-
бор полей допусков вала и отверстия корпуса можно
производить по табл. 6.5, 6.6. В таблицах: RE—эквивалент-
106
ная динамическая нагрузка, Сг—базовая радиальная динами-
ческая грузоподъемность подшипника по каталогу.
Таблица 6.5
Вид нагружения внутреннего кольца	Режим работы подшипников	Поле допуо установке п шариковых	са вала при одшипников роликовых
Местное	Требуется перемещение вну- треннего кольца на валу RE^ 0,07 Сг	g6	
	Не требуется перемещение кольца на валу 0,07Cr<RE^ ^0,15Сг	h 6	
Циркуляционное	Высокие требования к точ- ности хода Re^ 0,07 Сг		к5
	0,07С,<А£^0,15Сг Ударные нагрузки RE> >0,\5Сг	Js6; k 6	к 6; тб пб
Колебательные	0,07 Сг < Я£ 0,15 Сг	кб	тб
	Ударные нагрузки RE> >0,15Сг	—	пв
Таблица 6.6
Вид нагружения наружного кольца	Режим работы подшипника	Поле допуска отверстия
Местное	Наружное кольцо имеет возможность перемещения в осевом направлении 0,07Сг<Д£^0,15Сг	Я7
Циркуляционное	Наружное кольцо не перемещается в осе- вом направлении 0,07Cr < RE 0,15СГ	У7
Колебательное	Наружное кольцо не перемещается в осе- вом направлении 0,07Сг <Я£^0,15Сг	К7
	Наружное кольцо легко перемещается в осевом направлении, высокая точность хода RE ^0,07 С г	не
§ 4. МОНТАЖ И ДЕМОНТАЖ ПОДШИПНИКОВ
При установке подшипников на вал и в корпус обязатель-
ным является выполнение следующего условия: осевая сила
должна передаваться непосредственно на то кольцо, которое
107
напрессовывается или
снимается. Эта сила не
должна передаваться
через тела качения
(шарики или ролики),
иначе на дорожках
и телах качения обра-
зуются вмятины.
На рис. 6.5, а — в
показаны возможные
способы установки
подшипников с помо-
щью монтажных стака-
нов на вал (рис. 6.5, я),
в корпус (рис. 6.5,6),
одновременно на вал
и в корпус (рис. 6.5, в).
Отверстия в мон-
тажных стаканах
(рис. 6.5,6/, в) предназ-
начены для свободного
выхода воздуха из вну-
тренней полости ста-
кана при запресовке
подшипника на вал.
Кольца подшипни-
ков имеют невысокую
жесткость. Для пра-
вильной установки
кольцо подшипника
следует довести до
Рис- 6 5	упора в заплечик.
Высота заплечика на валу или в отверстии корпуса,
стакана (рис. 6.6) должна обеспечить достаточную опорную
поверхность для торцов колец подшипников. В табл. 6.7
указана (мм) наименьшая высота заплечиков t в зависимости
от размера (мм) фаски г.
Числовые значения координат фасок для каждого типа
и размера подшипника
приведены в табл.
19.18...19.26.
Для демонтажа под-
шипников используют вин-
товые съемники: с двумя
тягами (рис. 6.7, а) или
с тремя откидными тягами
(рис. 6.7,6). Места установ-
ки подшипников должны
108
Таблица 6.7
г	0,5	1,0	1,5	2,0	2,5	3,0	3,5	4,0
t	1,0	1,8	2,5	3,0	4,0	4,8	5,5	6,5
быть конструктивно
разработаны так,
чтобы можно было
удобно работать
съемниками.
При удалении
подшипника из кор-
пуса его нужно за-
хватывать за наруж-
ное кольцо (рис.
6.8, я), а при снятии
с вала — за внутрен-
нее (рис. 6.8, б). По-
этому заплечики не
Рис. 6.7
должны быть чрезмерно большими по высоте. В табл. 6.8
приведены рекомендации по минимальному размеру высту-
пающей над заплечиком части кольца, необходимому для
демонтажа. При высоких заплечиках нужно предусматривать
специальные пазы для размещения тяг съемника (рис. 6.8,6).
Для удаления наружного кольца подшипника из глухого
отверстия предусматривают свободное пространство а для
размещения тяг съемника (рис. 6.8, tz): tz^O,5C, где С—шири-
на кольца подшипника.
Рис. 6.8
109
Таблица 6.8
Диаметр вала d, мм
zx = z2, мм
До 15
1
Свыше 15 до 50 Свыше 50 до 100
3,5
2
§ 5.	КРЕПЛЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ НА ВАЛАХ
Из основных схем установки подшипников (см. рис. 3.6)
можно заметить, что в каждой схеме подшипники по-разному
закреплены на валу и в корпусе.
Остановимся вначале на конструктивном оформлении
опор по схемам а и б (рис. 3.6). Покажем, как закрепляют
подшипники на валу. На рис. 6.9 а — г показаны способы
крепления подшипников на валу, которые применяют в тех
случаях, когда на вал действует значительная осевая сила
в обоих направлениях.
Надежное крепление подшипника осуществляется шлице-
вой гайкой (рис. 6.9, а), которая от самопроизвольного
отвинчивания стопорится многолапчатой шайбой. Стопорная
шайба имеет один внутренний выступ и шесть наружных
выступов-лапок. Внутренний выступ шайбы заходит в спе-
циально выполненный паз на валу, а один из ее наружных
выступов-лапок отгибается в шлиц гайки.
Просто и надежно крепление торцовой шайбой (рис. 6.9, б).
В этом случае штифт фиксирует шайбу от поворота
относительно вала. Чтобы торцовые шайбы при высоких
частотах вращения не вызывали дисбаланса, их центрируют
по отверстию подшипника (рис. 6.9, в) или по валу (рис. 6.9, г).
Во всех случаях необходимо предусмотреть стопорение
Рис. 6.9
ПО
винтов, крепящих шайбу
к торцу вала, от самоотвин-
чивания. На рйс. 6.9,6, в по-
казано стопорение винта шай-
бой стопорной с носком, а на
рис. 6.9, г — деформируемой
шайбой, установленной под
оба винта сразу. Концы шай-
бы отгибаются на грани го-
ловок винтов.
Все большее применение
находит крепление подшипни-
ков пружинным упорным	Рис 6.10
плоским кольцом. Кольцо и крепление им показаны на
рис. 6.10, а, б. Между подшипником и пружинным упорным
кольцом 1 целесообразно ставить компенсаторное кольцо
2. Подбирая это кольцо по толщине, устраняют зазор
между подшипником и пружинным кольцом 7. Компен-
саторное кольцо улучшает контакт подшипника с пружинным
упорным кольцом, которое незначительно выступает из
канавки над поверхностью вала.
В отверстия пружинных колец при их установке и снятии
с вала вставляют концы специальных щипцов, которыми
кольца разжимают. Чтобы стержни щипцов при работе не
срывались, на торце кольца 2 фрезеруют паз, что позволяет
глубже вставить стержни щипцов в отверстия пружинного
кольца.
Пружинные упорные плоские кольца могут передавать
значительные осевые нагрузки. Так, например, при диаметре
вала 30 мм допускаемая осевая сила для пружинного
упорного плоского кольца составляет 17 кН (см. табл. 19.14).
При установке вала на двух фиксирующих опорах по
схеме враспор (см. рис. 3.6, б) внутренние кольца подшипни-
ков устанавливают с упором в заплечик вала (рис. 6.11).
Дополнительное крепление кольца с противоположной сторо-
ны не делают.
При установке подшипников врастяжку (см. рис. 3.6, г)
с торцом внутреннего кольца контактирует шлицевая гайка
111
Рис. 6.13
(через стопорную многолапчатую шайбу) (рис. 6.12). С про-
тивоположной стороны торец внутреннего кольца подшип-
ника не должен контактировать ни с какой деталью.
Если по каким-либо причинам не удается создать запле-
чик вала требуемой высоты, то создают искусственные
буртики по одному из следующих вариантов:
между заплечиком вала и кольцом подшипника ставят
промежуточное кольцо необходимой высоты (рис. 6.13, а);
создают искусственный буртик установкой пружинного
упорного плоского кольца в канавку вала (рис. 6.13, б);
устанавливают дополнительное кольцо 7, улучшающее
контакт подшипника с пружинным кольцом (рис. 6.13, я);
в канавку на валу устанавливают два полукольца Г-образ-
ного сечения, которые от выпадания удерживаются внутрен-
ним кольцом подшипника (рис. 6.13, г).
§ 6.	КРЕПЛЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ В КОРПУСЕ
На рис. 6.14, <7 — г и 6.15 показаны наиболее распростра-
ненные в машиностроении способы крепления подшипников
в корпусе. Эти способы находят преимущественное примене-
ние при закреплении в корпусах подшипников фиксирующих
опор (см. рис. 3.6, а).
112
Широко применяют простой и надежный	/J }$$$$
способ закрепления подшипника в корпусе
крышкой: привертной (рис. 6.14, а) или за- Ж
кладной (рис. 6.14, б). Наиболее просто кре-
пятся подшипники, имеющие на наружном /
кольце канавку, в которую устанавливают	/ \
пружинное упорное плоское кольцо
(рис. 6.14,в). Достоинством этого способа J___U_____L_
является то, что отверстие корпуса не имеет
уступа, усложняющего его обработку. Рис. 6.15
На рис. 6.14, г подшипник крепится пружинным упорным
плоским кольцом 7. Чтобы закрепить кольцо подшипника
в корпусе без зазора, между стопорным кольцом и подшип-
ником ставят компенсаторное кольцо 2.
На рис. 6.15 показано крепление подшипника в корпусе
с помощью трех установочных винтов 2, равномерно
расположенных по окружности. Конусные концы винтов
воздействуют в трех точках по окружности на кольцо 7.
Это кольцо и поджимает подшипник к заплечику корпуса.
Для применения этого способа необходимо иметь возмож-
ность расположить три установочных винта в требуемых
местах корпуса. Винты от самоотвинчивания удерживаются
замковым кольцом 3.
Создание упорных буртиков в корпусе. Для точной
установки наружные кольца подшипников поджимают к торцу
заплечика отверстия корпусной детали. В большинстве
вариантов (см. рис. 6.14, 6.15) упорные буртики созданы
непосредственно в корпусе. Однако наличие буртика в отвер-
стии корпусной детали создает определенные трудности при
растачивании отверстия. Обработка отверстия корпусной
детали упростится, если буртик сделать в стакане (рис. 6.16, а).
Но введение дополнительной трудоемкой и точной детали —
стакана может быть оправдано только в том случае, если
стакан позволяет решить какую-либо другую конструкторс-
кую задачу. Чаще всего стакан вводят для упрощения сборки.
Более простым оказывается выполнение буртика поста-
новкой пружинного упорного кольца (рис. 6.16,6).
Пружинные кольца могут передавать значительные осевые
нагрузки. Так, например, при диаметре отверстия 62 мм
а) б)	д)	г)
Рис. 6 16
113
допускаемая осевая сила для пружинного упорного плоского
кольца составляет 74 кН (см. табл. 19.15).
В корпусах, имеющих разъем по осям валов, упорный
буртик может быть создан целым кольцом, заложенным
в канавку отверстия корпуса (рис. 6.16, в).
На рис. 6.16, г упорный буртик создан двумя полукольца-
ми Г-образного сечения. Кольца заложены в канавку
отверстия корпуса. Скосы на полукольцах делают возмож-
ным их установку в канавку отверстия неразъемного корпуса.
Наружное кольцо подшипника удерживает полукольца от
выпадания.
§ 7.	РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВ
Для нормальной работы подшипников необходимо, что-
бы вращение колец было легкое, свободное. Важно также,
чтобы в подшипниках не было чрезмерно больших зазоров.
Известно, что чем больше радиальный зазор в подшипнике,
тем неблагоприятнее распределяется радиальная нагрузка
между телами качения, шариками или роликами. Поэтому
при конструировании подшипникового узла предусматри-
вают различные способы регулирования подшипников, т. е.
различные способы создания в подшипниках зазоров опти-
мальной величины.
В подшипнике различают радиальный и осевой зазоры,
которые взаимосвязаны. При изменении зазора в одном
направлении (например, в осевом) изменяется зазор и в дру-
гом (радиальном) направлении. Зазоры в подшипниках
создают и изменяют при сборке изделия чаще всего осевым
смещением колец.
Только в том случае, когда фиксирование вала осущест-
вляется в одной опоре одним подшипником (см. рис. 3.6, tz),
регулировку этого подшипника не производят. Необходимый
зазор создан при изготовлении подшипника.
При установке подшипников по другим схемам (см.
рис. 3.6) требуется предусматривать возможность их регули-
ровки.
Регулирование подшипников, установленных по схеме в (см.
рис. 3.6). При установке подшипников по этой схеме произво-
дят регулирование подшипников только фиксирующей опоры
вала, состоящей из двух радиальных или радиально-упорных
подшипников.
Регулирование подшипников осевым перемещением наруж-
ных колец. На рис. 6.17, <7 показано регулирование набором
прокладок, устанавливаемых под фланец крышки подшипни-
ков. Для этой цели применяют тонкие металлические
прокладки. Достаточно точную регулировку можно полу-
чить, составляя набор прокладок из ряда толщин: 0,1; 0,2;
114
0,4; 0,8 мм или используя два полукольца, которые устанав-
ливают под фланец без снятия крышки.
Регулирование подшипников можно производить, воз-
действуя винтом 1 на шайбу 2 (рис. 6.17,6). Шайба само-
устанавливается по торцу наружного кольца подшипника.
При конструировании шайбу 2 нужно делать жесткой,
а диаметр регулировочного винта возможно большего
размера. При малых диаметрах винтов наблюдались случаи
вырыва винтов из крышки подшипника под действием
осевых сил. Точность регулирования (рис. 6.17,6) повышается
с уменьшением шага резьбы. Поэтому в таких конструкциях
применяют резьбы с мелким шагом.
Регулирование подшипников осевым перемещением внутрен-
них колец. На рис. 6.18, <7 показано регулирование подшипни-
ков поджимом торцовой шайбы 1. Между торцами вала
и шайбы устанавливают набор тонких металлических прокла-
док 2. Шайбу крепят к торцу вала винтом и стопорят.
На рис. 6.18,6 показана регулировка подшипников гайкой.
После создания в подшипниках требуемого зазора шлицевую
гайку стопорят многолапчатой шайбой. Для осуществления
стопорения гайку необходимо установить так, чтобы паз
Рис 6 18
115
Регулиробочные
Рис. 6.19
на ней совпал по расположению с одним из отгибных
выступов-лапок стопорной шайбы. В некоторых случаях
выполнение этого условия приводит к нарушению регулиров-
ки. Такого недостатка лишена регулировка, показанная на
рис. 6.18, в. Здесь регулирование также осуществляется гай-
кой. Но гайка имеет специальный кольцевой деформируемый
буртик. На резьбовом участке вала выполняют два паза
(через 180°). После создания в подшипниках требуемого
зазора гайку стопорят, вдавливая края деформируемого
буртика в пазы вала.
Как показывает практика, ослаблять посадку под переме-
щаемым при регулировке внутренним кольцом подшипника
не требуется.
Регулирование подшипников, установленных по схеме «вра-
спор» (см. рис. 3.6,б). В этом случае регулирование подшип-
ников производят осевым перемещением наружных колец.
На рис. 6.19 показано регулирование набором тонких метал-
лических прокладок, устанавливаемых под фланцы приверт-
ных крышек подшипников. Для регулировки подшипников
набор прокладок можно устанавливать под фланец одной
из крышек. Если дополнительно требуется регулировать
осевое положение вала, общий набор прокладок разделяют
на два, а затем каждый из них устанавливают под фланец
соответствующей крышки. Регулирование набором метал-
лических прокладок обеспечивает достаточно высокую точ-
ность и применяется как при установке радиальных, так
и радиально-упорных подшипников.
В случае применения закладных крышек регулирование
радиальных подшипников можно производить установкой
компенсаторного кольца 1 между торцами наружного кольца
подшипника и крышки (рис. 6.20, а). Для удобства сборки
компенсаторное кольцо нужно устанавливать со стороны
глухой крышки подшипника. При установке радиальных
шарикоподшипников между торцом наружного кольца под-
шипника и торцом крышки подшипника оставляют зазор
116
Рис. 6.20
для компенсации тепловых деформаций <2 = 0,2...0,5 мм
(рис. 6.19, 6.20, а). Этот зазор на чертежах сборочных единиц
ввиду его незначительности не показывают.
Регулирование радиально-упорных подшипников при при-
менении закладных крышек производят воздействуя винтом
1 на самоустанавливаюгцуюся шайбу 2 (рис. 6.20,6). Для
повышения точности регулирования применяют резьбы
с мелким шагом.
Регулирование этих подшипников компенсаторным коль-
цом по типу, показанному на рис. 6.20, я, на практике
оказалось очень сложным. Этот способ применяют в от-
ветственных изделиях, когда важно, чтобы потребитель не
мог нарушить регулировку.
Регулирование подшипников, установленных «врастяжку»
(см. рис. 3.6, г). Регулирование подшипников производят
осевым перемещением внутренних колец по валу с помощью
гаек. Ослаблять посадку под перемещаемым при регулировке
внутренним кольцом подшипника не требуется. Для
Рис. 6.21
117
регулировки подшипников достаточно одной гайки
(рис. 6.21,6). Если дополнительно требуется регулировать
осевое положение вала, гайки предусматривают на обоих
его концах (рис. 6.21, а).
§ 8.	КОНСТРУИРОВАНИЕ ОПОР ВАЛОВ КОНИЧЕСКИХ
ШЕСТЕРЕН
В узлах конических передач широкое применение находит
консольное закрепление вала-шестерни. При таком закрепле-
нии опоры вала располагаются по одну сторону от шестерни.
Конструкция узла получается простой, компактной и удоб-
ной для сборки и регулировки.
Недостатком консольного расположения шестерни являет-
ся повышенная концентрация нагрузки по длине зуба
шестерни. Концентрацию нагрузки можно уменьшить повы-
шением жесткости узла.
В конструкциях узлов конических шестерен применяют
радиально-упорные подшипники. В быстроходных передачах
(и» 3000 об/мин) для снижения потерь в опорах устанавли-
вают шариковые радиально-упорные подшипники. Однако
для повышения жесткости опор вала чаще всего применяют
конические роликовые подшипники. Подшипники устанавли-
вают по схеме «врастяжку» (рис. 6.22) — широкие торцы
наружных колец подшипников расположены внутрь, навстре-
чу друг другу.
Силы, действующие в коническом зацеплении, вызывают
появление радиальных реакций опор.
Обозначим: а2— расстояние между точками приложения
реакций; аг—длина консоли; d—диаметр вала в месте
установки подшипника. При конструировании необходимо
выдерживать соотношения: t/^l,3a1; а2 = 0,61 или a2 = (2...
...2,5)(см. рис. 3.3). Окончательно принимают большее
значение а2. При этом узел получается весьма компактным
(см. также рис. 14.4). Установка подшипников по схеме
Рис. 6.22
118
«враспор» (широкие торцы наружных колец расположены
наружу) приводит к значительному увеличению размера
узла в осевом направлении. Применять ее в силовых
конических зубчатых передачах не рекомендуется.
§ 9.	КОНСТРУИРОВАНИЕ ОПОР ВАЛОВ-ЧЕРВЯКОВ
На рис. 6.23 показаны варианты выполнения подшипни-
ковых опор при фиксации вала-червяка по наиболее простой
и дешевой схеме «враспор» (см. рис. 3.6, б). Такую схему
применяют при ожидаемой разности температур червяка
и корпуса до 20° С и относительно коротких валах; так,
в диапазоне d= 30...50 мм при установке вала на шариковых
радиально-упорных подшипниках отношение //d^8, на кони-
ческих роликовых подшипниках //d^6.
Так как на червяк действует значительная осевая сила,
то в опорах применяют радиально-упорные преимущественно
конические подшипники (рис. 6.23, а). Шариковые радиально-
упорные подшипники применяют при длительной непрерыв-
ной работе передачи с целью уменьшения потерь мощности
и тепловыделения в опорах (рис. 6.23, б). Следует иметь
в виду, что по схеме «враспор» не рекомендуется устанав-
ливать радиально-упорные подшипники с большим углом
контакта (а >18°). В этом случае, а также при больших
ожидаемых температурных деформациях вала для закреп-
ления вала-червяка в корпусе используют схему с одной
фиксирующей и одной плавающей опорами (рис. 3.6, в).
На рис. 6.24, а — в показаны наиболее распространенные
варианты выполнения фиксирующей опоры вала-червяка.
Так как радиально-упорные однорядные подшипники восп-
ринимают осевую нагрузку только одного направления, то
для фиксации вала в обоих направлениях в фиксирующей
опоре необходимо устанавливать два таких подшипника.
Для крепления подшипников в корпусе предусматривают
упорный буртик (рис. 6.24, а). При сборке червяк устанавли-
вают в корпусе через отверстие под подшипник. Иногда
диаметр отверстия получается меньше диаметра вершин
витков червяка и сборка оказывается невозможной. Диаметр
отверстия можно увеличить, устанавливая подшипники
Рис. 6.23
119
6)
Регулировочные проклаоки.
фиксирующей опоры
в стакане (рис. 6.24,6), ко-
торый затем закрепляют
в корпусе. Наличие стака-
на упрощает установку
вала-червяка в корпусе.
Применение подшип-
ника с упорным бортом
на наружном кольце зна-
чительно упрощает кон-
струкцию	(отверстие
в корпусе без буртика,
отсутствует стакан)
(рис. 6.24, в).
На рис. 6.24, в показа-
ны конические ролико-
подшипники, поставлен-
ные широкими торцами
наружных колец навстре-
чу друг другу, а на
рис. 6.24,6 — широкими
торцами наружу. Уста-
новка подшипников по
рис. 6.24, в характеризует-
ся большей угловой жест-
костью.
Для того чтобы пред-
варительно комплект ва-
ла-червяка вместе с под-
шипниками можно было
вставить в стакан или
в корпус, предусматрива-
ют зазор С> 1 ...2 мм (см.
рис. 6.23, 6.24).
§ 10.	ОПОРЫ ПЛАВАЮЩИХ ВАЛОВ
Плавающими называют валы, обе опоры которых пла-
вающие. В этом случае обеспечивается возможность само-
установки плавающего вала относительно другого вала,
зафиксированного от осевых перемещений. Такая самоуста-
новка необходима, например, в шевронных или косозубых
зубчатых передачах, представляющих собой разделенный
шеврон. При изготовлении колес указанных передач неизбеж-
на погрешность углового расположения зуба одного полу-
шеврона относительно зуба другого полушеврона. Из-за
этой погрешности первоначально в зацепление входят зубья
только одного полушеврона.
120
Возникающая в полуше-
вроне осевая сила стремится
сместить колесо вместе
с валом вдоль оси вала.
Если позволяют опоры, то
вал под действием осевой
силы перемещается в такое
положение, при котором
в зацепление войдут зубья
обоих полушевронов, а осе-
вые силы, возникающие
в них, уравновесятся. Осе-
вая фиксация вала в этом
случае осуществляется не
в опорах, а в зубьях шев-
ронных колес.
В качестве опор плава-
ющих валов применяют ра-
диальные подшипники. Ча-
ще всего используют под-
шипники с короткими ци-
линдрическими роликами.
В случае применения этих
подшипников значительно
уменьшается сила, потреб-
ная для осевого перемеще-	Рис- 6 25
ния вала. Устраняется изнашивание корпусной детали в месте
установки подшипника, так как осевое плавание вала
обеспечивается за счет смещения внутренних колец подшип-
ников совместно с комплектами роликов относительно
наружных колец.
Одной из распространенных является конструктивная
схема, показанная на рис. 6.25, а (см. также рис. 14.3, а).
Здесь внутренние кольца подшипников закреплены на валу,
а наружные — в корпусе. Одним из недостатков этой схемы
является необходимость изготовления канавок в корпусе для
установки колец, образующих искусственный упорный бур-
тик. Этого недостатка лишена схема, представленная на
рис. 6.25, б (см. рис. 14.3, б). В этой схеме внутренние кольца
подшипников закреплены упором в буртик вала. Наружные
кольца имеют свободу осевого перемещения на величину
зазора Z в сторону крышки подшипника.
Величина зазора Z (Z = 0,5. ..0,8 мм) зависит от размеров
и точности изготовления сопряженных зубчатых шевронных
колес, точности их сборки. Показанная на рис. 6.25,6 (см.
рис. 14.3, б) схема соответствует моменту сборки передачи.
На рис. 6.25, в показано положение деталей подшипника
при работе передачи. В начальный момент осевого плавания
121
вала ролики подшипников смещают наружные кольца на
некоторую величину в сторону крышек. При этом зазор
Z уменьшается и в дальнейшем за счет тепловых деформаций
вала выбирается полностью. Найдя свое положение, наруж-
ные кольца остаются неподвижными.
Осевое плавание вала происходит за счет смещения
внутренних колец совместно с роликами относительно
наружных колец. При этом между роликами и бортом
наружного кольца при плавании вала имеет место осевой
зазор S, который в процессе работы изменяется в некоторых
пределах, определяемых точностью изготовления зубьев
зубчатых колес.
Важным достоинством этой схемы является возможность
регулирования начальной величины осевого смещения наруж-
ного и внутреннего колец подшипника. Регулирование осу-
ществляется набором металлических компенсаторных прок-
ладок К, устанавливаемых под фланцы обеих крышек
подшипников. В результате регулировки можно добиться
точного взаимного расположения наружного и внутреннего
колец подшипников. При этом размеры деталей узла,
влияющие на осевое положение колец, могут выполняться
по свободным допускам.
§ 11.	ОПОРЫ СООСНО РАСПОЛОЖЕННЫХ ВАЛОВ
Такие опоры встречаются, например, в соосном двухсту-
пенчатом цилиндрическом редукторе (рис. 6.26). При этом
на внутренней стенке корпуса рядом располагаются разные
по габаритам подшипники соосных валов. Один из них
является опорой быстроходного, а другой тихоходного вала.
Сами валы фиксируются, как правило, по схеме «враспор».
На рис. 6.27, я— в показаны возможные конструктивные
варианты выполнения опоры соосно расположенных валов.
На рис. 6.27, а показан вариант, когда отверстия под
подшипники выполняют непосредственно во внутренней стенке
корпуса. Обработку отверстий ведут с двух сторон, образуя
упорные заплечики для подшипников в обоих отверстиях.
Это создает определенные трудности при обработке.
Рис. 6.26
Расточку отверстия можно упростить,
если выполнять его сквозным с диамет-
ром D2 (по наружному диаметру боль-
шего подшипника) (рис. 6.27,6). Но для
установки подшипника с меньшим на-
ружным диаметром применяется до-
полнительная деталь—кольцо 1. Осевое
фиксирование этого кольца в корпусе
осуществляется кольцевым выступом,
входящим в канавку корпуса. Подшип-
122
ники устанавливают, упирая в торцовые поверхности детали
1. Поэтому точность изготовления кольца 1 должна быть
высокой. Необходимо помнить, что для установки кольца
корпус должен быть разъемным.
Кольцо 1 можно сделать без фиксирующего выступа
(рис. 6.27, в). В этом случае упрощается и обработка отверс-
тия корпуса, и конструкция кольца. Однако соосно располо-
женные валы образуют общую систему. При расчете подшип-
ников одного вала' необходимо учитывать осевые силы,
действующие на него со стороны другого вала.
Регулирование осевых зазоров при сборке опор по рис. 6.27, а,
б производят независимо для каждого вала, а при сборке опор по
рис. 6.27, в—сразу для четырех подшипников обоих валов.
При постановке кольца 1 предпочтительным является
вариант по рис. 6.27, в.
§ 12.	КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ ПОСАДОЧНЫХ
МЕСТ
Шероховатость посадочных поверхностей в местах установки
подшипников на валу и в корпусе должна соответствовать ГОСТ
2789—73 7?а = 0,4...1,6 мкм. Такую шероховатость экономически
целесообразно получать шлифованием. Для выхода шлифоваль-
ных кругов выполняют канавку (рис. 6.28, а—в). Канавки,
выполненные по рис. 6.28, а, б, применяют при шлифовании
поверхности вала, а по рис. 6.28 в — при шлифовании отверстия
в корпусе. Размеры канавок (мм) приведены в табл. 6.9.
123
Таблица 6.9
d	Ъ	h	Л	Л,
Свыше 10 до 50	3	0,25	1,0	0,5
» 50 » 100	5	0,5	1,6	0,5
Свыше 100	8	0,5	2,0	1,0
1,0	1,5	2,0	2,5	3,0	3,5
Таблица 6 10
Рис 6.29
менных напряжениях.
Нужно иметь в виду, что канав-
ки на валах вызывают повышенную
концентрацию напряжений и пони-
жают прочность валов при пере-
Поэтому канавки выполняют чаще
всего на валах, диаметры которых определяются условиями
жесткости. Такими валами, в частности, являются валы
редукторов, коробок передач.
Меньшей концентрацией напряжений характеризуется вы-
полнение переходной поверхности вала галтелью постоянно-
го радиуса (рис. 6.29). Радиус галтели гх принимают меньше
координаты фаски г (мм) по табл. 6.10.
Шлифование галтели очень трудоемко. Поэтому такую
форму переходной поверхности применяют только при
высокой напряженности вала.
При проектировании подшипникового узла контакт смеж-
ных с подшипником деталей необходимо предусматривать
только по торцам подшипниковых колец, на высоте заплечика.
Другие поверхности смежных деталей должны отстоять от
торцов колец для всех типов подшипников (кроме конических
роликовых) не менее чем на а = 2...3 мм (рис. 6.30).
Особенностью конструкции конического роликового под-
шипника является то, что сепаратор выступает за пределы
наружного кольца на т и п (рис. 6.31, а). Это следует
учитывать при установке смежных с под-
шипниками деталей, например шлицевых
гаек (рис. 6.31, б), или при установке
двух рядов расположенных подшипников
(рис. 6.31, в). Смежная деталь должна
отстоять от торца наружного кольца
конического роликоподшипника на
й = 4...6 мм. Чтобы цилиндрические по-
верхности смежных деталей не касались
сепаратора, высоты /i1 и h2 не должны
превышать величин:
124
Рис 6.31
h1=O,\(D-d)- /г2 = 0,05 (£>-(/).
Именно поэтому в очень распространенном креплении
конического подшипника шлицевой гайкой (рис. 6.31, б) меж-
ду торцами внутреннего кольца подшипника и гайки устанав-
ливают дистанционную втулку 7. Примерно половиной
своей длины втулка 1 заходит на вал диаметром d,
выполненный под установку подшипника, а оставшейся
длиной перекрывает канавку для выхода инструмента при
нарезании резьбы.
§ 13.	ВЫЧЕРЧИВАНИЕ ВНУТРЕННЕЙ КОНСТРУКЦИИ
ПОДШИПНИКОВ
Для изображения стандартных подшипников качения по
габаритам (d, D, В) следует нанести тонкими линиями
внешний контур подшипника. Затем для всех типов подшип-
ников (кроме конических роликоподшипников) наносят диа-
метр Dpw окружности, проходящей через центры тел качения,
D pw = 0,5 (D + <7).
По соотношениям, указанным на рис. 6.32, вычерчивают
тела качения и кольца.
Радиально-упорные шарикоподшипники имеют на наруж-
ном кольце только один борт. Второй борт срезан.
Для вычерчивания наружного кольца со стороны срезанной
части проводят вспомогательную вертикальную линию
до пересечения с окружностью шарика в точке 1. Соединяют
точки 7 и 2.
В подшипниках шариковых радиальных двухрядных сфе-
рических тела качения изображают так, чтобы они касались
боковых линий внешнего контура. Сферическую поверхность
на наружном кольце изображают дугой окружности с це-
нтром на оси отверстия подшипника.
Для построения конических роликоподшипников на кон-
тур подшипника наносят вспомогательную вертикальную
линию, делящую монтажную высоту подшипника Т пополам.
125
Рис. 6 32
Отрезок ab делят точками 1, 2 и 3 на четыре равные
части. Из точки 3 под углом а=15° проводят образующую
конуса до ее пересечения с осью вращения подшипника
в точке 0. Из этой точки проводят линии 01 и 02. Затем
из точки т, полученной пересечением линии 01 с торцом
наружного кольца km, проводят линию mf перпендикулярно
02. Отложив отрезок de=fk, проводят параллельно линию,
оформляющую малый торец ролика. Для получения диамет-
ра d2 борта внутреннего кольца находят точку I, которая
делит радиус большого торца ролика пополам.
Сепараторы на чертежах подшипников не изображают.
ГЛАВА 7
КОНСТРУИРОВАНИЕ СТАКАНОВ
И КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ
§ 1. КОНСТРУИРОВАНИЕ СТАКАНОВ
Конструкция стакана определяется схемой расположения
подшипников. На рис. 7.1, а — г показаны варианты, наибо-
лее часто встречающиеся на практике. Стаканы обычно
выполняют литыми из чугуна марки СЧ15. Толщину (мм)
стенки 8 принимают в зависимости от диаметра (мм)
отверстия D под подшипник по табл. 7.1.
Толщина упорного буртика 8t и толщина фланца 82 (см.
рис. 7.1, а — г):
8^8; 8г~1,28.
Высоту заплечика t согласуют с размером фаски наружного
кольца подшипника и возможностью его демонтажа вин-
товым съемником (см. табл. 6.7, 6.8).
127
Таблица 71
D	До 52	Св. 52 до 80	Св. 80 до 120	Св. 120 до 170
8	4 .5	6...7	7,5 ...9	10... 12,5
Таблица 72
D	40 62	63 95	100 145	150 220
d	6	8	10	12
Число винтов	4		6	
Диаметр d (мм) и число винтов для крепления стакана
к корпусу берут по табл. 7.2.
Минимальный диаметр фланца стакана £>ф получается, если
принять
C=d, Рф=РЛ+(4...4,4)</.
Чтобы обеспечить сопряжение торцов фланца стакана
и корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической
поверхности стакана перед торцом фланца делают канавку. На
рис. 6.28, а показан профиль канавки на наружной поверхности
стакана, а размеры ее элементов приведены в табл. 6.9.
Такие же канавки выполняют перед заплечиками стакана, по
торцам которых устанавливаются наружные кольца подшипни-
ков (см. рис. 6.28, в, табл. 6.9). Иногда на наружной поверхно-
сти стакана делают проточку для уменьшения длины точно
обрабатываемого участка (рис. 7.1, в). Длину точного участка
/ выполняют равной ширине наружного кольца подшипника.
В стаканах обычно размещают подшипники фиксирующей
опоры вала-червяка (см. рис. 6.24) и опоры вала конической
шестерни (см. рис. 6.22, 14.4). Стаканы для подшипников вала
конической шестерни перемещают при сборке для регулиро-
вания осевого положения конической шестерни. В этом случае
применяют посадку стакана в корпус —	Другие
стаканы после их установки в корпус остаются неподвижны-
ми. Тогда применяют посадки типа Hljkii или Я7//и6.
§ 2. КОНСТРУИРОВАНИЕ КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ
Крышки подшипников изготовляют из чугуна марки
СЧ15. Различают крышки привертные и закладные.
На рис. 7.2, а—г показаны основные конструкции при-
вертных крышек, на рис. 7.2, а, б, г — так называемых глухих,
а на рис. 7.2, в — с отверстием для выходного конца вала.
Форма крышки зависит от конструкции опоры вала.
Чаще всего торец вала не выступает за пределы подшипника.
128
Рис. 7.2
Поэтому наружная поверхность крышки — плоская (рис. 7.2,
а — б). Если торец вала выступает за пределы подшипника,
то крышку выполняют по рис. 7.2, г.
Чтобы поверхность фланца крышки и торца корпуса
сопрягались по плоскости, на цилиндрической центрирующей
поверхности перед торцом фланца делают канавку шириной
Ь. Размеры канавки приведены в табл. 6.9.
Положение крышки при сборке определяется ее фланцем.
Поэтому поясок с центрирующей цилиндрической поверх-
ностью делают небольшим, чтобы он не мешал установке
крышки по торцу корпуса. Обычно принимают /«0,55, где
В—ширина наружного кольца подшипника.
Поля допусков диаметра центрирующего пояска при-
ведены на рис. 7.2, а — г. Если в крышку подшипника
встроено манжетное уплотнение, как это показано на
рис. 7.2, в, то допуск на центрирующий диаметр уже-
сточают.
Определяющим при конструировании крышки является
диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Толщину
стенки 5, диаметр d и число z винтов крепления крышки
к корпусу в зависимости от этого параметра принимают
по табл. 7.3 (размеры в мм).
5 Заказ 3385
129
Таблица 7.3
D	50.. 62	63 ..95	100... 145	150...200
6	5	6	7	8
d	6	8	10	12
Z	4		6	
В варианте, показанном на рис. 7.2, б, крепление крышки
осуществляют винтами с цилиндрическими головками, по-
ставленными «впотай». В последнее время широкое распро-
странение получают винты с цилиндрической головкой
и шестигранным углублением «под ключ».
Во всех других вариантах, показанных на рис. 7.2, а, в, г,
крепление крышки осуществляется болтами.
Поверхность крышки под головками крепежных винтов
необходимо обрабатывать. Обрабатывают непосредственно
те места, на которые опираются головки винтов (рис.
7.2, а, б), или весь поясок на торце в зоне расположения
головок винтов (рис. 7.2, в, г). С точки зрения точности
и быстроты предпочтительнее токарная обработка (рис. 7.2,
в, г), чем обработка опорных поверхностей на сверлильном
станке. Размеры других конструктивных элементов крышки,
показанных на рис. 7.2, а, б, можно принимать:
толщину фланца при креплении крышки болтами 8Х«
«1,28;
толщину фланца (рис. 7.2, б) при креплении крышки
винтами с цилиндрическими головками, поставленными
«впотай», 83«Я+0,88;
толщину центрирующего пояска 82 = (0,9 ... 1,0)8;
диаметр фланца крышки D$ = D+(4,0 ...4,4)d;
расстояние от поверхности отверстия под подшипник
до оси крепежного винта C^d,
где d—диаметр винта (см. табл. 7.3).
Гнездо для установки манжеты выполняют по рис. 7.3, а.
В некоторых конструкциях отверстие в крышке под манжет-
ное уплотнение делают сквозным (рис. 7.3, б). Чтобы манжета
при сборке была точно установлена в отверстии, на крышке
необходимо обрабатывать торец А, которым крышка устанав-
ливается на опорную поверхность при запрессовке манжеты.
При небольшом межосевом расстоянии фланцы двух
крышек подшипников могут перекрывать друг друга. В этом
случае у обеих крышек фланцы срезают, оставляя между
срезами зазор 1 ...2 мм (рис. 7.4). Чаще всего фланцы крышек
выполняют круглой формы (рис. 7.5, а). При этом размер
а определяется возможностью установки винта крепления
крышки к корпусу. Обычно форма крышки соответствует
130
Рис. 7.3
Рис. 7.4
форме платика корпусной детали, к которой крышка
привертывается. С целью снижения расхода металла при
изготовлении как самой крышки, так и корпусной детали
фланцы привертных крышек изготовляют некруглой формы,
сокращая размер а фланца на участках между отверстиями
под винты крепления. На рис. 7.5,6 фланец крышки очерчен
дугами радиусов Rr и R2. Еще большее снижение расхода
А-А повернуто
Рис. 7.5
5*
131
Рис. 7.6
металла можно получить, если крышку выполнить квадрат-
ной (рис. 7.5, в). Фланец крышки с шестью крепежными
отверстиями можно конструировать по рис. 7.5, г. Чтобы
не происходило значительного снижения жесткости и про-
чности фланца, при сокращении размера а не рекомендуется
переходить за окружность центров Do крепежных отверстий.
Исполнение фланцев крышек по рис. 7.5, б—г особенно
целесообразно при крупносерийном и массовом производ-
стве. Определенным недостатком этих конструкций является
прерывистая поверхность фланца, которая создает некоторые
неудобства при его токарной обработке.
На рис. 7.6 показаны основные конструкции закладных
крышек (а — б — глухих, в—с отверстием для выходного
конца вала, г — с резьбовым отверстием под нажимный винт).
Закладные крышки широко применяют в редукторах, имею-
щих плоскость разъема корпуса по осям валов. Эти крышки не
требуют специального крепления к корпусу резьбовыми
деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для
которого в корпусе предусматривают канавку. Чтобы обеспе-
чить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по
плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки
перед торцом выступа делают канавку шириной в. Размеры
канавки на диаметре D(d=D) принимают по табл. 6.9.
Наружный диаметр крышки выполняют с такими откло-
нениями, при которых в сопряжении с корпусом крышка
132
образует очень малый зазор, препятствующий вытеканию
масла из корпуса.
Толщину стенки 8 принимают по табл. 7.3 в зависимости
от диаметра отверстия под подшипник.
Размеры других элементов крышки (рис. 7.6, a):	=
= (0,9... 1,0)8; 5=(0,9... 1,0)8; C*0,5S; 1*2,5b.
Иногда торец крышки, контактирующий с подшипником,
не совпадает с торцом выступа (рис. 7.6, б). Чтобы наружная
цилиндрическая поверхность этого участка не нарушала
точности центрирования крышки, ее диаметр несколько
уменьшают.
Обычно крышки изготовляют из чугуна. Однако с целью
повышения прочности резьбы закладную крышку с резьбо-
вым отверстием под нажимный винт (рис. 7.6, г) изготовляют
также из стали.
ГЛАВА 8
СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА И УПЛОТНЕНИЯ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения
интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, а также
для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и для
лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей
должны иметь надежное смазывание.
§ 1.	СМАЗЫВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ
ПЕРЕДАЧ
В настоящее время в машиностроении для смазывания
передач широко применяют так называемую картерную
систему смазывания. В корпус редуктора, коробки передач
заливают масло так, чтобы венцы колес были в него
погружены. При их вращении масло увлекается зубьями,
разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса,
откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса
образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покры-
ваются поверхности расположенных внутри корпуса деталей.
Картерную систему смазывания применяют при окружной
скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с.
При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев
центробежной силой. Кроме того, заметно увеличиваются
потери мощности на перемешивание масла и повышается
его температура.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплу-
атации машин. Принцип назначения сорта масла следу-
ющий: чем выше контактные давления в зубьях, тем
большей вязкостью должно обладать масло, чем выше
окружная скорость колеса, тем меньше должна быть
вязкость масла.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зави-
симости от контактного напряжения и окружной скорости
колес.
В таблицах приведены рекомендуемые сорта смазочных
масел для передач: зубчатых (табл. 8.1), червячных (табл. 8.2)
и волновых (табл. 8.3).
Обозначение индустриальных масел состоит из четырех
знаков, каждый из которых обозначает: И — индустриальное,
134
Таблица 8.1
Контактные напряжения стн, Н/мм2	Окружная скорость, м/с		
	до 2	св 2 до 5	св 5
До 600	И-Г-А-68	И-Г-А-46	И-Г-А-32
Свыше 600 до 1000	И-Г-С-100	И-Г-С-68	И-Г-С-46
Свыше 1000	И-Г-С-150	И-Г-С-100	И-Г-С-68
Таблица 8.2
Контактные напряжения он, Н/мм2	Скорость скольжения, м/с		
	до 2	св. 2 до 5	св 5
До 200	И-Т-Д-220	И-Т-Д-100	И-Т-Д-68
Свыше 200 до 250	И-Т-Д-460	И-Т-Д-220	И-Т-Д-100
Свыше 250	И-Т-Д-680	И-Т-Д-460	И-Т-Д-220
Таблица 8.3
Контактные напряжения
стн, Н/мм2
До 800
Свыше 800 до 1600
Диаметр гибкого колеса, мм
80	160
И-Г-А-68
И-Т-Д-68	| И-Т-Д-100
Таблица 8.4
Класс вязкости	32	46	68	100	150	220	460	680
Кинематическая вязкость при 40° С, мм2/с (сСт)	29...35	41 ...51	61 ...75	90... ...НО	135... ...165	198 .. ...242	414... ...506	612... ...748
второй — принадлежность к группе по назначению
(Г—для гидравлических систем, Т — тяжелонагруженные уз-
лы), третий—принадлежность к подгруппе по эксплуатацион-
ным свойствам (А — масло без присадок, С — масло с анти-
окислительными, антикоррозионными и противоизносными
присадками, Д — масло с антиокислительными, антикор-
розионными, противоизносными и противозадирными при-
садками), четвертый (число)—класс кинематической вязкости
(табл. 8.4).
Из пластичных смазочных материалов чаще всего при-
меняют ЦИАТИМ 202 и ЛИТОЛ 24.
Предельно допустимые уровни погружения колес цилин-
дрического редуктора в масляную ванну приведены на
рис. 8.1. При этом 2m^hM^0,25d2, где т — модуль зацеп-
ления.
135
Наименьшую глубину
принято считать равной
двум модулям зацепления.
Наибольшая допустимая
глубина погружения зависит
от окружной скорости ко-
леса. Чем медленнее враща-
ется колесо, тем на боль-
шую глубину оно может
быть погружено.
Считают, что в двухсту-
пенчатой передаче при ок-
ружной скорости колеса ти-
достаточно погружать в масло
1 м/с в масло
Рис. 8.1
хоходной ступени V 1 м/с
только колесо тихоходной ступени. При V
должны быть погружены колеса обеих ступеней передачи.
В соосных редукторах при расположении валов в горизон-
тальной плоскости в масло погружают колеса быстроходной
и тихоходной ступеней (рис. 8.2, а). При расположении валов
в вертикальной плоскости в масло погружают шестерню
и колесо, расположенные в нижней части корпуса (рис. 8.2, б).
Если глубина погружения колеса окажется чрезмерной, то
снижают уровень масла и устанавливают специальное сма-
зочное колесо (рис. 8.2, в).
В конических или коническо-цилиндрических редукторах
в масляную ванну должны быть полностью погружены
зубья конического колеса.
Глубина погружения в масло деталей червячного редук-
тора: /гм = (0,1 ...0,5)t/al (рис. 8.3, а) и AMmin = 2,0m, /гмтах
^0,25</2 (рис. 8.3,6).
Если важно уменьшить в червячной передаче тепло-
выделения и потери мощности (например, при высокой
частоте вращения червяка и длительной работе передачи),
уровень масла в корпусе понижают (рис. 8.3, в). Для смазы-
вания зацепления в этом случае на червяке устанавливают
разбрызгиватели (рис. 8.3, в, г).
Рис. 8.2
136
Рис. 8.3
Нормы погружения в масляную
ванну колес коробок
передач такие же, как
и для колес редукторов.
§ 2.	СМАЗЫВАНИЕ ПОДШИПНИКОВ
Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали
передач. Другое масло применяют лишь в ответственных
изделиях, в которых требуется защитить подшипники от
продуктов износа деталей передач.
При смазывании колес погружением на подшипники
качения попадают брызги масла. При окружной скорости
колес V> 1 м/с брызгами масла покрываются все детали
передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекаю-
щее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает
в подшипники.
Нередко в масло погружают быстроходную шестерню
или червяк и подшипник быстроходного вала. В этом
случае во избежание попадания в подшипник продуктов
износа зубчатых и червячных колес, а также излишнего
полива маслом подшипники защищают маслозащитными
шайбами (кольцами) (рис. 8.4). Особенно это необходимо,
если на быстроходном валу установлены косозубые или
шевронные колеса либо червяк, когда зубья колес или
137
витки червяка гонят ма-
сло и заливают подшип-
ник, вызывая его ра-
зогрев.
Для смазывания опор
валов, далеко располо-
женных от уровня масля-
ной ванны, применяют
Рис. 8.4	различные устройства:
так, например, для смазывания подшипника вала конической
шестерни, удаленного от масляной ванны, на фланце корпуса
в плоскости разъема делают канавки, а на крышке корпуса
скосы (рис. 8.5). В эти канавки со стенок крышки корпуса
стекает масло и через отверстия в стакане попадает
к подшипникам.
Для направления стекающего масла иногда делают на
внутренней поверхности стенки корпуса ребра (рис. 8.6, а).
По ним масло стекает к отверстию в приливе корпуса
и попадает к подшипнику.
Для смазывания под-
шипников вала червячного
колеса иногда применяют
скребки с лотками, по ко-
торым масло подается
к подшипникам (рис. 8.6, б).
Рис. 8.6
Рис. 8.5
138
Рис. 8.7
12
Рис. 8.8
Если доступ масла
к подшипникам затруднен,
а применение способов,
приведенных на рис. 8.5, 8.6,
нежелательно, в редуктор,
в коробку передач встра-
ивают насос. От насоса мас-
ло подается в распредели-
тельное устройство, от ко-
торого по отдельным труб-
кам подводится к подшип-
никам.
Если применение насоса нежелательно, подшипники, к ко-
торым затруднен доступ масла, смазывают пластичным
смазочным материалом. В этом случае подшипник закры-
вают с внутренней стороны маслосбрасывающим кольцом
(рис. 8.7, а, б). Свободное пространство внутри подшипни-
кового узла заполняют смазочным материалом.
Для подачи в подшипники пластичного смазочного
материала (рис. 8.8) применяют пресс-масленки. Смазочный
материал подают под давлением специальным шприцем.
Для удобства подвода шприца в некоторых случаях применя-
ют переходные штуцера 1.
При вертикальном расположении валов опоры его смазы-
вают маслом, подаваемым к подшипникам насосом, или
пластичным смазочным материалом. Нижние опоры верти-
кальных валов обычно изолируют от масляной ванны.
§ 3.	СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА
При работе передач масло постепенно загрязняется
продуктами износа деталей передач. С течением времени
оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло,
налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для
этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие,
закрываемое пробкой с цилиндрической или конической
резьбой (рис. 8.9). Размеры пробок (мм) с цилиндрической
139
резьбой принимают
табл. 8.6.
с конической — по
Таблица 8.5
Таблица 8.6
К1/2"	20,9	15	7,5
КЗ/4"	26,4	17'	7,5
Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения.
Поэтому под пробку с цилиндрической резьбой ставят
уплотняющие прокладки из фибры, алюминия, паронита.
Для этой цели применяют также кольца из маслобензо-
стойкой резины. Кольца помещают в углубления t (см.
рис. 8.9 и табл. 8.5), чтобы они не выдавливались пробкой
при ее завинчивании.
Коническая резьба создает герметичное соединение,
и пробки с этой резьбой дополнительного уплотнения не
требуют. Поэтому применение их более желательно.
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавли-
вают указатель из числа приведенных на рис. 8.9... 8.12:
маслосливные пробки с конической резьбой (рис. 8.9); масло-
указатели крановые (рис. 8.10); маслоуказатели круглые
и удлиненные (рис. 8.11); маслоуказатели жезловые (щупы)
(рис. 8.12).
Исполнение щупа по рис. 8.12, а и особенно 8.12, в
предпочтительно, так как исполне-
ние щупа по рис. 8.12, б вызывает
некоторые технологические трудно-
сти при формовке корпуса и свер-
лении наклонного отверстия.
Маслосливные пробки и крано-
вые маслоуказатели устанавливают
парами для контроля за нижним
и верхним уровнями масла
(рис. 8.13). Круглые маслоуказатели
140
Рис. 8.11
удобны для корпусов, расположенных достаточно высоко
над уровнем пола.
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха
повышается давление внутри корпуса. Это приводит к проса-
чиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать
этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней
средой путем установки отдушин в его верхних точках.
Рис. 8.12
141
Рис. 8.13
Рис. 8.14
Наибольшее применение находят отдушины, изображенные
на рис. 8.14, а, б. Отдушину по рис. 8.14, а используют также
в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.
§ 4.	УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Уплотнительные устройства применяют для предохране-
ния от вытекания смазочного материала из подшипниковых
узлов, а также для защиты их от попадания извне пыли
и влаги.
Ниже приведены наиболее распространенные в машино-
строении уплотнения.
Манжетные уплотнения. Манжетные уплотнения широко
применяют в современном машиностроении. Манжета
(рис. 8.15, а) состоит из корпуса 7, изготовленного из
бензомаслостойкой резины, каркаса 2, представляющего
142
Рис. 8.16
собой стальное кольцо Г-образного сечения, и браслетной
пружины 3. Каркас придает корпусу манжеты жесткость.
Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты,
вследствие чего образуется рабочая кромка шириной Ь =
= 0,4...0,6 мм (рис. 8.15, г), плотно охватывающая поверх-
ность вала. На рис. 8.15, в отдельно показаны браслетная
пружина и способ ее соединения. Манжеты, предназначенные
для работы в засоренной среде, выполняют с дополнитель-
ной рабочей кромкой 4 (рис. 8.15,6), называемой «пыльни-
ком». Размеры манжет см. в табл. 19.16.
Манжету обычно устанавливают рабочей кромкой внутрь
корпуса (рис. 8.16, а) так, чтобы обеспечить к ней хороший
доступ масла.
При прессовании пластичного смазочного материала
давление внутри подшипниковой камеры может быть очень
высоким. Чтобы не повредить манжету, ее устанавливают
в этом случае рабочей кромкой наружу (рис. 8.16,6). Тогда
при повышении давления смазочный материал отогнет
кромку манжеты и избыток его выйдет наружу.
При высоком уровне масла ставят рядом две манжеты
(рис. 8.17, а). При запыленной внешней среде также ставят
143
две манжеты или одну с пы-
льником (рис. 8.17, б). Сво-
бодное пространство между
манжетами, а также между
рабочими кромками манже-
ты и пыльника заполняют
при сборке пластичным
смазочным материалом.
Торцовые уплотнения.
При смазывании подшипни-
ков жидким маслом полу-
чили распространение уплот-
нения по торцовым поверх-
ностям. Конструкция одного
из них приведена на
рис. 8.18. Уплотнение состоит из уплотнительных колец: непо-
движного 3, вращающегося вместе с валом 4, и пружины 1.
Кольцо 3 изготовляют из антифрикционного материала типа
АМС-1, 2П-100-Ф, а кольцо 4—из стали типа 40Х, ШХ15,
закаленной до высокой твердости. Кольцо 3 снабжают
дополнительным так называемым статическим уплотнением
2. Ширину поверхности трения кольца 3 принимают при
диаметре вала свыше 20 до 40 — 3 мм, свыше 40 до 80 —
4 мм и свыше 80 — 5 мм. Ширину поверхности трения кольца
4 делают больше на 2...4 мм. Рабочие поверхности
уплотнительных колец должны иметь отклонения от плоско-
стности не более 0,9 мкм, а шероховатость 7?а^0,16мкм.
Давление на уплотняющей поверхности создается пружиной
и должно быть в пределах 0,05 ...0,15 Н/мм2.
Статическим уплотнением чаще всего служит резиновое
кольцо круглого сечения. Размеры резиновых колец прини-
мают (рис. 8.19): диаметр сечения <72 = 4,6мм; диаметр от-
верстия dr = D — 8 мм, где D — диаметр отверстия в крышке
подшипника, который принимают из ряда чисел: 36, 38, 40,
42,	43,	44,	45,	46,	48, 50,	52,
65,	66,	68,	70,	71,	72, 73,	75,
88,	90,	92,	95,	98,	100 мм.
Рис. 8.19
53, 55, 56, 58, 60, 62, 63,
76, 78, 80, 82, 83, 85, 86,
Форма канавки для
резинового кольца дана
на рис. 8.19, а размеры ее
принимают: /> = 5,6 мм,
d3 = D —1,4 мм.
Фирма «Циллер»
(ФРГ) производит уплот-
нения упругими стальны-
ми шайбами, которые
применяют при любом
смазочном материале
144
и скорости скольжения до 6 м/с. Применение подобных шайб
показано на рис. 8.20. Толщина шайб в зависимости от их
размера составляет а = 0,3... 0,6 мм. Торцовая грань шайб
выступает за их плоскость на величину С=0,5... 0,6 мм, что
создает после закрепления шайб достаточную силу прижатия
рабочей грани шайбы к торцу кольца подшипника. Размеры
стальных уплотнительных шайб приведены в табл. 19.17.
Щелевые уплотнения. Формы канавок щелевых уплотнений
даны на рис. 8.21. Ширину b канавки принимают в зави-
симости от диаметра вала d: при d свыше 20 до 50 — 2 мм;
свыше 50 до 80 — 3 мм; свыше 80 до 120 — 4 мм.
Зазоры щелевых уплотнений заполняют пластичным сма-
зочным материалом, который защищает подшипник от
попадания извне пыли и влаги.
В случае применения жидкого масла в крышке под-
шипника выполняют дополнительную канавку шириной Ьо
R0,5b
145
и дренажное отверстие (рис. 8.22). Ширину канавки Ьо
принимают в зависимости от диаметра вала d: при d свыше
20 до 50—4... 5 мм; свыше 50 до 80 — 6...8 мм, свыше 80
до 120—10... 12 мм.
Лабиринтные уплотнения. Большое распространение полу-
чили лабиринтные уплотнения, в которых уплотняющий
эффект создается чередованием радиальных и осевых зазо-
ров. Эти зазоры образуют длинную узкую извилистую
щель. При окружной скорости вала до 30 м/с эту щель
заполняют пластичным смазочным материалом.
Радиальный зазор в лабиринте получают при изготовле-
нии деталей по посадке Я11/Л1.
Точный осевой зазор получить труднее. Величина его
колеблется в относительно широких пределах вследствие
колебаний монтажной высоты подшипников, осевой «игры»
вала, толщины регулировочных прокладок и осевых размеров
деталей лабиринта. Поэтому осевой зазор делают большей
величины, принимая его 1,0...2,0мм.
Эффективны дренажные отверстия, через которые про-
сочившееся масло возвращается в сборник (рис. 8.23).
Фирма SK.F применяет лабиринтные уплотнения, вы-
полненные в виде набора штампованных колец (рис. 8.24, а).
Фирма «Циллер» выпускает лабиринтные уплотнения
в виде штампованных колец, приклеенных к двум пластмас-
совым кольцам (рис. 8.24, б). Толщина такого уплотнения
для валов диаметром й?=20...80 мм составляет 4мм.
Центробежные и комбинированные уплотнения. Уплотне-
ния, основанные на действии центробежной силы, конструк-
тивно очень просты. Их применяют при окружной скорости
вала V ^0,5 м/с. Центробежные уплотнения очень эффек-
тивны для валов, расположенных выше уровня масла,
особенно в сочетании с дренажными отверстиями (рис. 8.25).
Для уплотнения шпинделей металлорежущих станков оте-
146
Рис. 8.24
чественного и зарубежного производства применяют в ос-
новном центробежные уплотнения по типу рис. 8.25.
Для повышения уплотняющего эффекта различные виды
уплотнений комбинируют.
В случае применения пластичного смазочного материала
уплотнения ставят с обеих сторон подшипника. В этих
случаях с внутренней стороны корпуса устанавливают масло-
сбрасывающие кольца (рис. 8.26, а). Такие кольца должны
выступать за стенку корпуса или
торец стакана, чтобы попадающее
на них жидкое горячее масло от-
брасывалось центробежной силой
и не попадало в полость размеще-
ния пластичного смазочного мате-
риала.
Эффективное уплотнение при
постоянном направлении вращения
вала создает винтовая канавка, на-
резанная на внешней поверхности
кольца 1 (рис. 8.26, б), по которой
масло направляется внутрь корпуса
Рис. 8.25
147
(направление нарезки винтовой канавки противоположно
направлению вращения).
Весьма эффективно также уплотнение упругими шайбами
(рис. 8.26, в). Чтобы создать точное центрирование шайбы,
между ней и буртиком вала ставят кольцо 1.
ГЛАВА 9
ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
В машиностроении широко применяют планетарные пе-
редачи по схемам, приведенным на рис. 9.1, а — в.
На рис. 9.1, а дана схема простейшей одноступенчатой
планетарной передачи с тремя основными звеньями—два
центральных колеса а и b и водило h (основными называют
звенья, нагруженные внешними моментами). По классификации,
общепринятой среди специалистов, эта схема обозначена 2K—h.
Обозначение производят по основным звеньям: К—цен-
тральное колесо; h — водило.
На этой схеме также обозначены: g—сателлиты; со0
и сой — угловая скорость ведущей шестерни и водила; aw —
межосевое расстояние передачи.
Диапазон передаточных чисел и = 3,15... 12,5; КПД пере-
дачи т| = 0,96. ..0,98.
На рис. 9.1, б приведена схема двухступенчатой пла-
нетарной передачи, состоящей из последовательно соеди-
ненных двух передач первой схемы. Передаточное число
передачи, выполненной по этой схеме, и гС 125, КПД передачи
г| = г|1т|2 = 0,92...0,96.
На рис. 9.1, в приведена схема планетарной передачи
с двухвенцовым сателлитом 2К—h с тремя основными
звеньями — два центральных колеса а и b и водило h.
Сателлиты обозначены g и /. Передаточное число и= 10...16,
КПД— ц = 0,96...0,98.
В качестве темы курсового проекта рекомендуется при-
нимать планетарную передачу по простейшей схеме (рис.
9.1, а).
149
В связи с этим дальнейшее изложение будет относиться
только к передачам этой схемы.
Конструирование планетарных передач начинают с кине-
матического расчета.
Передаточное число передачи является исходной ве-
личиной. Кинематический расчет сводится к подбору чисел
зубьев колес. Чтобы не было подрезания ножки зуба
центральной ведущей шестерни, число ее зубьев должно
быть гй>17. Чаще всего принимают za=18. (На практике
передачу корригируют и гй^12.)
Подбор чисел зубьев других колес производят, учитывая
три условия: соосности, симметричного расположения са-
теллитов (условие сборки) и соседства.
Кинематический расчет выполняют по следующим фор-
мулам:
передаточное число
u = coa/cob = l+zb/za;	(9.1)
числа зубьев колес
zfl>18; zb = za(u-\\, zg=Q,5(zb-za);	(9.2)
условие соосности (без смещения исходного контура);
zb = zfl + 2z9;	(9.3)
условие симметричности расположения сателлитов (усло-
вие сборки)
zfl/C=y и zb/C=y,	(9.4)
где С—число сателлитов в передаче (обычно С=3), у —
любое целое число.
После выполнения кинематических расчетов приступают
к силовому расчету передачи.
Первые этапы силового расчета планетарных передач
(выбор материала, термической обработки и определение
допускаемых напряжений) выполняют по рекомендациям
для расчета цилиндрических зубчатых передач.
Некоторое различие заключается в следующем.
При определении допускаемых напряжений коэффициенты
долговечности KHL и KFL находят для относительного
движения колес, т. е.
Khl = 6^NH0/N'-, KFL = mJ^,	(9.5)
где N' — число циклов перемены напряжений при отно-
сительном движении колес.
Для ведущей центральной шестерни
N'a = 6Qn'aLbC,	(9.6)
150
где С—число сателлитов; n'a = na — nh — относительная часто-
та вращения ведущей центральной шестерни; па и nh — часто-
ты вращения ведущей шестерни и водила; Lh — время работы
передачи, ч.
Для сателлитов
(9.7)
где n'h = naza/zg— относительная частота вращения водила.
Затем по формулам табл. 2.2 определяют допускаемые
контактные [ojH и изгибные [c]f напряжения и приступают
к расчету межосевого расстояния передачи.
Предварительно определяют коэффициенты:
Ка = 49,5— коэффициент межосевого расстояния;
Кс = 1,1... 1,2 — коэффициент неравномерности распределе-
ния нагрузки между сателлитами;
— коэффициент концентрации нагрузки, вычисляемый
по формуле (2.9).
Индекс схемы принимают 5’= 8,	— коэффициент ши-
рины колеса, который принимают при и ^6,3 фа = 0,5; при
w>6,3 фа = 0,315; С—число сателлитов, u' = zgjza— переда-
точное число; \|/d = 0,5\|/a(w' +1) — коэффициент ширины.
Предварительно определяют межосевое расстояние
После этого определяют ширину колеса b2 = tyaaw, пред-
варительное значение диаметра шестерни d'i=2a'wl(u' +1) и мо-
дуль передачи m' = d'ilza. Полученный расчетом модуль округля-
ют в большую сторону до стандартного значения (см. с. 16).
Окончательное значение межосевого расстояния передачи
aw = 0,5m(za + zJ.
Затем по формулам (2.23) и (2.24) определяют оконча-
тельные размеры колес и проверяют условие соседства:
aw sin 180°/С> 0,5dga,	(9.9)
где dga—диаметр вершин зубьев сателлита.
Выясняют пригодность размеров заготовок колес и вычис-
ляют силы в зацеплении (2.25).
Окружную силу определяют по формуле
Ft = 2KcT^Cda\	(9.10)
где da—делительный диаметр ведущей шестерни.
Затем производят проверку зубьев колес по напряжениям
изгиба и по контактным напряжениям по формулам (2.29),
(2.30), (2.31).
После выполнения расчетов приступают к составлению
эскизной компоновки редуктора.
151
Рис. 9.2
Здесь определяют предварительные размеры валов, рас-
стояния между деталями, реакции опор и намечают типы
и размеры подшипников. Подшипники качения принимают:
для опор центральных валов — шариковые радиальные лег-
кой серии, для опор сателлитов — шариковые или роликовые
сферические средней серии.
Для расчета подшипников качения находят реакции опор
7?! и R2 (рис. 9.2), F—сила, действующая на вал.
Учитывая наибольшую возможную неравномерность рас-
пределения общего момента по потокам, эту силу опре-
деляют по формулам (Кс = 1,2; С = 3):
для быстроходного ведущего вала (рис. 9.2, а)
F=Q,2TJda,	(9.11)
где da — делительный диаметр зубьев шестерни (рис. 9.3);
для тихоходного ведомого вала (рис. 9.2, б, в)
F=0,lTh/aw,
(9-12)
где Th — момент на выходном валу-водиле, Т^Т^иту, aw —
межосевое расстояние передачи.
На всех схемах сила FK—консольная нагрузка от муфты,
которую принимают по рекомендациям, приведенным
в гл. 15.
Наиболее нагружены подшипники сателлитов. Требуемую
динамическую грузоподъемность Сгтр этих подшипников
вычисляют по формуле
_ п ( I
(9.13)
RE=VRrKEKT—эквивалентная нагрузка, И=1,2 (относитель-
но радиальной нагрузки вращается наружное кольцо); а23—
обобщенный коэффициент (см. § 2 гл. 6, для шарикопод-
шипников сферических двухрядных а23 = 0,5...0,6, для ро-
ликоподшипников сферических двухрядных «23 = О,З...О,4);
па = па — nh и za— относительная частота вращения и число
зубьев центральной ведущей шестерни; L'Wah— требуемая
долговечность подшипника, ч; zg— число зубьев сателлита;
152
Рис. 9.3
р = 3 для шариковых и р = 3,33 для роликовых подшипников;
Rr — радиальная реакция опоры, Н.
На рис. 9.3 приведена наиболее распространенная кон-
струкция планетарного редуктора, выполненного по схеме
рис. 9.1, а. Здесь размеры некоторых деталей определяют
по формулам: 7>м = (0,2...0,3)<7о; dM^da + 6m; S = 2,5m + 2, где
т— модуль зацепления (мм).
При изготовлении деталей возникают погрешности, ко-
торые приводят к неравномерности нагрузки между по-
токами. Для компенсации этих погрешностей одно из
центральных колес делают самоустанавливающимся, пла-
вающим.
В конструкции по рис. 9.3 плавающим является цен-
тральная ведущая шестерня. В радиальном направлении эта
шестерня самоустанавливается по сателлитам. В осевом
направлении шестерня фиксируется с одной стороны торцом
штыря 7, а с другой — зубчатой муфтой 2.
На рис. 9.3 ведущий быстроходный вал установлен на
шариковых радиальных подшипниках с упорными кольцами.
153
Рис. 9.4
Подшипники установлены по схеме «врастяжку». Это ре-
шение конструктивно наиболее простое. Однако возможны
и другие исполнения этого вала. Некоторые из них пред-
ставлены на рис. 9.4, а — г. Во всех вариантах подшипники
располагают один от другого на расстоянии 6 = (2,0...2,2)а.
Концы валов могут выполняться по любому из вариантов,
приведенных на рис. 12.1... 12.8.
Ведущий быстроходный вал получает движение от элек-
тродвигателя через соединительную муфту, установленную
на конический или цилиндрический выступающий конец
вала. При конструировании мотор-редуктора зубчатую муф-
ту соединяют с шестерней, установленной на валу флан-
цевого электродвигателя, как показано на рис. 9.5.
Рис. 9.5
154
Чтобы сателлиты самоустанавлива-
лись по неподвижному центральному
колесу, необходимо применять сфери-
ческие шариковые подшипники. При
большой радиальной нагрузке вместо
шариковых применяют роликовые сфе-
рические подшипники (рис. 9.6).
Тихоходный вал редуктора выпол-
няют литым из высокопрочного чу-
Рис. 9.7
гуна марки ВЧ50-2 или ВЧ60-2 зацело с водилом (см.
рис. 9.3) или при единичном и мелкосерийном выпуске
соединяют с водилом сваркой (рис. 9.7, а), посадкой с на-
тягом (рис. 9.7, б), шпоночным (рис. 9.7, в) или шлицевым
соединением (рис. 9.7, г).
Подбор посадки производят по методике, описанной
в гл. 5, §3.
Водила выполняют целыми литыми из стали или из
высокопрочного чугуна, как показано на рис. 9.3, сварными
по рис. 9.8 или составными, скрепленными шестью винтами
и тремя штифтами (рис. 9.9).
Диски сварного водила обычно выполняют круглыми.
Возможно также выполнение в виде равностороннего тре-
угольника. На рис. 9.8 в правой проекции на верхней правой
части показан вариант такого исполнения.
В конструкциях водил, приведенных на рис. 9.3, 9.8 и 9.9,
оси сателлитов имеют по две опоры. В последнее время
все чаще водила конструируют с одной консольной опорой
для осей сателлитов. На рис. 9.10 приведена конструкция
планетарного редуктора с консольными осями сателлитов.
155
Рис 9.8
По рис. 9.10, а привод осуществляют через соединительную
муфту, а по рис. 9.10, б—непосредственно от вала флан-
цевого электродвигателя.
Пример. Рассчитать и сконструировать мотор-редуктор
с планетарной передачей (рис. 9.11) по следующим данным:
мощность электродвигателя Рэ = 7,5 кВт, частота вращения
нэ=1445 об/мин. Передаточное число мред = 10. Срок работы
Lh= 10 000 ч. Производство крупносерийное. Колеса прямо-
зубые.
Данный пример относится к 3-му случаю исходных
данных.
Частота вращения выходного вала нвых = нт= 144 об/мин.
Вращающие моменты:
на валу электродвигателя (1.20)
Рис. 9.9
156
Рис. 9.10
Тэ = ТБ = 9550Рэ/иэ = 9550 • 7,5/1445 = 49,6 Н • м:
на выходном валу (1.24)
Гт = Тъ иредЛРед = 49,6 10- 0,96 = 476 Н • м.
По рекомендации примем число зубьев ведущей шестерни
«а» (см. рис. 9.1) za=18.
Тогда по формуле (9.2) числа зубьев других колес (см.
рис. 9.1):
неподвижного колеса «Ь» с внутренними зубьями
zb = za(u—l) = 18(10-1) = 162;
сателлитов «g» z =0,5 (zb — za) =
= 0,5(162—18) = 72.
Примем для колес сталь марки
40 ХН с термообработкой по III ва-
рианту, т. е. колеса и шестерни под-
вергаются термообработке улучшени-
ем, с последующей поверхностной за-
калкой с нагревом ТВЧ. Твердость
157
сердцевины 269...302 НВ, поверхности 48...53 HRC. Сред-
няя твердость колес HRCcp = 0,5(48+ 53) = 50,5 или после
перевода в твердость по Бриннелю НВ =490.
База испытаний (2.2) колес: ^нр = НВсР = 4903 = 1,176 • 108.
При расчете на изгиб 2VFO = 4-10 .
Предварительно определим относительные частоты вра-
щения колес (см. гл. 9):
центральной шестерни n'a = na — nh= 1445— 144= 1301 об/мин;
водила n'h = naza/zs= 1445• 18/72 = 361 об/мин.
Число перемены напряжений:
зубьев ведущей центральной шестерни (9.6)
W'=60«'L/,C=60 1301 10 000 • 3 = 2,34 • 109;
зубьев сателлитов N'g = 60n'hLh = 60 • 361 • 10 000 = 2,166 • 108.
Так как N'a и N'g больше NH0, то коэффициенты
долговечности KHL = 1 и KFL = 1.
По формуле табл. 2.2 находим допускаемые напряжения:
Га]н = Гст]но = 14 HRC + 70 = 14 • 50,5 +170 = 877 Н/мм2;
[ст]^ = [с]РО = 310 Н/мм2.
Для расчета межосевого расстояния передачи предвари-
тельно следует определить значение некоторых коэффициен-
тов. Коэффициент межосевого расстояния Ка = 49,5. Коэффи-
циент неравномерности распределения нагрузки между сател-
литами примем Кс= 1,2. Примем коэффициент ширины
колеса \|/fl = 0,315. Передаточное число w' = z/za = 72/18 = 4.
Коэффициент ширины \|/d = 0,5\|/a(w' +1) = 0,5-0,315(4+1) = 0,787.
По формуле (2.9) коэффициент концентрации нагрузки
^=1+2^/5=1+2-0,787/8=1,2. Число сателлитов С=3.
Предварительное межосевое расстояние по формуле (9.8)
,	„ / , , п / +С+,1ВЛ ла с/л . 1Л /1,2-1,2-49,6• 103
a’w Ка (и’ +1 3 / с у 1 = 49,5 4 +1) з / ’ ’	’ _2 «72 мм.
'	' у С\|/„и [сг]/,	-у 3-0,315-4-877-1
Ширина колеса b2 = tyaa'w = 0,315-72 = 22 мм.
Предварительное значение диаметра шестерни
= 2a'w/(w' +1) = 2 • 72/(4 +1) = 28,8 мм.
Модуль передачи ra' = t/'1/za = 28,8/18 = 1,6 мм. Округляем
до ближайшего стандартного значения т= 1,75 мм.
Окончательные размеры колес. Делительные диа-
метры (2.23):
da = zam= 18 • 1,75 = 31,5 мм, d' =zjn=12 • 1,75= 126 мм;
db = zbm = 162 • 1,75 = 283,5 мм.
Диаметры окружностей вершин da и впадин df (2.24):
t/fla = t/fl + 2m = 31,5 + 2 • 1,75 = 35 мм;
daf = da —2,5т = 31,5 — 2,5 •1,75 = 27,125 мм;
158
dga = dg + 2m = 126 + 2• 1,75= 129,5 мм; dgf =
= dg — 2,5m= 126 — 2,5 • 1,75= 121,625 мм; dba = db + 2m =
= 283,5 + 2-1,75 = 287 мм,
dbf = db — 2,5m = 283,5 — 2,5 • 1,75 = 279,125 мм.
Окончательное значение межосевого расстояния передачи
aw = 0,5m (za+zg) = 0,5 • 1,75 (18 4-72) = 78,75 мм.
Условие соседства оценивают по формуле (9.9)
aw sin 180°/С> 0,5dga; 78,75 sin 180°/3 = 68,1995 мм;
Q,5dga = 0,5 -129,5 = 64,75 мм.
Условие соседства выполняется. Пригодность заготовок
колес
Даг = daa + 6 мм = 35 + 6 = 41 мм, S3ar = 0,5^2 = 0,5 • 22 = 11 мм.
Обе величины значительно меньше предельных допу-
скаемых величин.
Окружная сила (9.10)
Ft = 2KcTll(Cda)=2 • 1,2-49,6 • 103/(3 -31,5)= 1259 Н.
Радиальная сила (2.25)
Fr = Fftga= 1259-0,364 = 458 Н.
После этого надо проверить зубья колес по напряжениям
изгиба и по контактным напряжениям. Предварительно
приходится определять значения ряда коэффициентов.
Окружная скорость шестерни
И=л(/Х/60 000 = 3,14 • 31,5 • 1301/60 000 = 2,14 м/с.
По табл. 2.4 степень точности передачи — 8. Коэффициент
KFa=l (колеса прямозубые). Коэффициент Ур=1,0 (по той
же причине). Коэффициент KF$ по формуле (2.28)
KF₽ = 1 +1,5\|/d/5= 1 + 1,5- 0,787/8 = 1,15.
Коэффициент KFV = 1,2. Коэффициент YF по табл. 2.5
yFa = 4,07; yF9 = 3,62.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса (2.29)
aF =KFaY&KF.KFVYF2Ft/(b.ml= 1 • 1 • 1,15 • 1,2 • 3,62 • 1259/(22 х
2	х 1,75)= 163,4 Н/мм2.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни (2.30)
qf1 = Gf2yF1/yf2 = 163,4 • 4,07/3,62 = 183,7 Н/мм2.
Напряжения изгиба в зубьях обоих колес значительно
ниже допускаемого.
159
Значения коэффициентов при проверке зубьев по кон-
тактным напряжениям следующие: КНа = 1,0; Кн$ = 1,2 (см.
расчет по формуле (9.8)); KHV=1,1.
Расчетное контактное напряжение (2.31)
сгн = 436 kh„kh^khv^ =
У	«2^2
= 436 /1-1,2-1,1^^1=755 Н/мм2,
V	126-22	'
что меньше допускаемого [ст]н = 877 Н/мм2.
Для построения компоновочной схемы определим не-
которые размеры тихоходного вала (3.1). Будем исполь-
зовать формулу (3.2), относящуюся к рис. 3.1, и формулы
(3.4), относящиеся к рис. 3.3. По формуле (3.2) диаметр
d=i>\fl\ = 6^/476 = 46,8 мм. Округляя, примем <7=50 мм.
По формулам (3.4) диаметры других участков (см.
рис. 3.3) и (см. табл. 3.1) dl=d+2tK0H = 50 + 2-2,3 = 54,6. При-
мем = 55 мм
t/2 = t/1+(2...4) = 55+(2...4) = 57...59 мм.
Примем стандартное значение d2 М60; dn^d2. Примем
dn = d2 = f>0 мм.
<4п = dn + 3r = 60 + 3 • 3,5 = 70,5 мм.
Примем dEn = 1(} мм.
Длина посадочного конца вала /мт= 1,5<7= 1,5 • 50 = 75 мм.
Длина промежуточного участка /кт = 0,8<7п = 0,8 • 60 =
= 48 мм.
Длина резьбового участка 0,4Jn = 0,4 • 60 = 24 мм.
Длина цилиндрического участка 0,15t/= 0,15 • 50 = 7,5 мм.
Примем этот участок длиной 8 мм.
Диаметр и длина резьбы (3.9)
= 0,9 (d-0,11МТ) = 0,9 (50 - 0,1 • 75) = 38,25.
Стандартное значение <7р = М39 мм
/р = 0,8<7р = 0,8 • 39 = 31,2. Примем /р = 30 мм. Расстояние от
середины венца колеса «Ь» до торца заплечика вала равно
50 мм. Примем расстояние между подшипниками равным
140 мм.
Для опор вала принимаем шариковые радиальные под-
шипники легкой серии, для сателлитов—шариковые ра-
диальные сферические подшипники средней серии.
На рис. 9.12 приведена эскизная компоновка планетарного
мотор-ре дуктора.
Продолжим конструирование планетарного редуктора.
Конструктивные формы колес элементарны (см. рис. 9.12).
160
6 Заказ 3385
Рис. 9.12
Ведущая центральная шестерня представляет собой ци-
линдрик длиной «45 мм. Конструктивная форма сателлитов
ясна из рис. 9.12. В отверстии сателлитов предусмотрим
канавки для размещения с обеих сторон подшипника
плоских упорных колец. Колесо внутреннего зацепления
выполнено в виде кольца шириной 30 мм и размером
S = 5m + 5 мм = 5-1,75 + 5 = 13,75; 5«15мм. Колесо посажено
в корпус на клей.
Наружный диаметр муфты (см. рис. 9.3, 9.10)
<7М+ 6т = 31,5 + 6-1,75 = 42 мм.
Длина муфты «40 мм.
Предполагаем, что момент с выходного конического
конца вала будет передаваться шпоночным соединением.
Сечение шпонки для вала й?=50 мм по табл. 12.5: 6=12 мм;
6 = 8 мм; Zt = 5 мм. Примем длину шпонки /=70 мм; рабочая
длина шпонки /р = /—6 = 70—12 = 58 мм. Тогда расчетное
напряжение
На выходной конец вала может быть установлена как
стальная, так и чугунная деталь. Но расчетное напряжение
превышает допускаемое [<т]см = 70... 100 Н/мм2 для чугунных
деталей. В связи с этим заменим конический конец вала
цилиндрическим, а шпоночное соединение шлицевым. При-
мем прямобочные шлицы средней серии (табл. 19.12). Раз-
меры шлицев: D = 54 мм, <7=46 мм, z = 8,/=0,5 мм. Длина
шлицев /=75 мм.
Расчетное напряжение
°см = dcp = 0,5 (54 + 46) = 50 мм;
6 = 0,5(54 —46) —2-0,5 = 3 мм.
Тогда
что меньше допускаемого значения.
Окончательно принимаем конструкцию конца вала со
шлицами.
Подбор подшипников качения, устанавлива-
емых в сателлиты. Тип подшипника — шариковый ра-
диальный сферический двухрядный.
Радиальная нагрузка Rr = 2Ft = 2-1259 = 2518 Н.
162
Эквивалентная нагрузка RE при
jz=l,2; FB=1,4 и £т=1.
Re= VRrKBKr= 1,2-2518-1,4’1 =
=4230 Н.
Требуемая грузоподъемность (9.13) Рис 9 13
при а23 = 0,55 (см. с. 152), долговеч-
ности L'lOah = 10000 ч и относительной частоте вращения п'а =
= na — nh= 1445— 144= 1301 об/мин
. _ п , / 1 60<zoL'10a>.
ГТР RE V «23
= 4230 з/—!—60 l3l>1 'S 11>(10° = 29 946 Н.
Л/ 0,55	106-72
По табл. 19.20 подбираем подшипник с диаметром отверстия
J=30mm (см. компоновочную схему). Подшипник 1306 не
подходит, так как Сг<Сгтр (21 200<29946). Принимаем [7]
подшипник 1606 широкой серии: С,. = 31200 Н (Сг>Сгтр).
Размеры подшипника: J=30mm, 7) = 72мм, 5 = 27 мм.
Подбор подшипников качения для выходного вала —
водила. Частота вращения вала п = nh—144 об/мин.
Подшипник шариковый радиальный однорядный.
На рис. 9.13 показана расчетная схема для определения
реакций опор. Выходной вал нагружен силами F и FK. По
формуле (9.12) F=0,lTh/aw = Q,\-476-103/78,75 = 603 Н. Кон-
сольная сила FK = 125	= 125 ^/476 = 2724 Н.
Из условия равенства нулю моментов в опорах 7 и 2 имеем:
ЕЛ/1=0; -2724-105 + R2 • 140-603 (140 +60) = 0;
R _27241O5 + 6O3(14O + 6O)_29O/| h
2	140
SM2 = 0; -2724(105+140) + /?!-140-603-60 = 0;
„	2724(105+104)+ 603-60	„
ix i-------------------it.
1	140
Проверка:
- FK + R1 - R2 + F= -2724 + 5025-2904 + 603 = 0,
реакции найдены правильно.
Подбор подшипников производим по наиболее нагружен-
ной опоре 7:
^ = 7?! = 5025 Н.
6*
163
Эквивалентная нагрузка при К=1, Л?Б=1,4 и Л?т=1
RF=VRrKEKr = 1-5025 -1,4-1 =7035 Н.
Требуемая грузоподъемность при а23 = 0,75 (см. с. 105)
и долговечности £'юаЛ= 10000 ч
	__ п , / ' 6QwL10o)l
гтр~*Е 7^1 Ю6
Е
^№144 , 0000 = 34 224 Н
0,75	106
Ранее намеченный шариковый радиальный однорядный под-
шипник 212 подходит (см. табл. 19.18): Cr = 52000 Н (Сг>
>Сгтр).
Выбор посадок колец подшипников. Выходной вал
редуктора установлен на подшипниках шариковых ра-
диальных. Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе
с валом относительно действующей радиальной нагрузки
и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. От-
ношение Я£/Со,. = 7035/52 000 = 0,135. По табл. 6.5 выбираем
поле допуска вала кб. Наружное кольцо подшипника
неподвижно относительно радиальной нагрузки и под-
вергается местному нагружению. По табл. 6.6 выбираем
поле допуска отверстия Н1.
При вращении сателлита на шариковом радиальном
сферическом двухрядном подшипнике внутреннее кольцо
подшипника не совершает поворота относительно действую-
щей на ось водила радиальной нагрузки Rr = 1Ft и подвер-
гается местному нагружению. Отношение RE/COr =
= 4230/31 200 = 0,136. По табл. 6.5 выбираем поле допуска
оси /гб. Наружное кольцо подшипника сателлита подверга-
ется циркуляционному нагружению. По табл. 6.6 выбираем
поле допуска отверстия У7.
Подшипники сателлитов удерживаются на оси водила
от осевых смещений плоскими упорными кольцами.
Примем схему установки подшипников выходного вала
по рис. 9.4, а. В крышке подшипников расположим манжет-
ное уплотнение.
Смазывание зацепления и подшипников будем осущест-
влять (см. табл. 8.1) для контактного напряжения <зн =
= 755 Н/мм2 и окружной скорости шестерни а К=2,14м/с
минеральным маслом сорта И-Г-С-68. Уровень заливки
масла установим равным (см. рис. 8.2, а)
0,25dg = 0,25• 126«30 мм.
Конструкцию корпуса редуктора примем по рис. 11.18,
толщина стенки корпуса по формуле гл. 11 8 = 8 мм. Тол-
164
щина высоких лап для крепления корпуса к раме
«30 мм.
Для уравновешивания момента от веса электродвигателя
опорную поверхность корпуса редуктора выполним по
рис. 11.19.
Диаметр болтов для крепления редуктора к раме d$ =
= М12 мм.
Диаметр винтов для крепления крышки корпуса d=
= М10мм. Число этих винтов, расположенных по окру-
жности на расстоянии «120 мм друг от друга, равно 10 шт.
Для транспортировки мотор-редуктора выполнены про-
ушины, отлитые в корпусе и крышке корпуса.
На рис. 9.14 приведен чертеж общего вида планетарного
мотор-редуктора.
Рис. 9.14
МГ4-
1000
30
А-А
Рис. 9.14 (продолжение)
ГЛАВА 10
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВОЛНОВЫХ
ПЕРЕДАЧ
§1	. ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ ПЕРЕДАЧ
Основное распространение имеют зубчатые волновые
передачи с механическими генераторами волн и цилиндричес-
кими колесами. В волновой механической передаче преобра-
зование вращательного движения происходит вследствие
волнового деформирования одного из звеньев механизма.
Передача состоит из трех кинематических звеньев (рис.
10.1, а, б): гибкого колеса g, жесткого колеса b и генератора
волн h. Гибкое колесо g выполняют в виде упругого
цилиндра, на кольцевом утолщении которого нарезаны
наружные зубья. Гибкий тонкостенный цилиндр выполняет
роль упругой связи между деформируемым кольцевым
утолщением и жестким недеформируемым элементом переда-
чи, которым может быть ведомый вал передачи (рис. 10.1, а)
или корпус (рис. 10.1, б). Жесткое колесо b — обычное зубча-
тое колесо с внутренними зубьями.
Генератор волн h, представляющий собой водило (на-
пример, с двумя роликами), вставлен в гибкое колесо. Он
деформирует гибкое колесо так, что образуется две зоны
зацепления, расположенные по большой оси эллипса (см.
рис. 10.1, б, сечение А—А). Вращение с угловой скоростью
coh генератора, который в большинстве случаев является
XI
Рис. 10.1
168
ведущим элементом передачи, соединенным с входным
валом, вызывает вращение гибкого колеса с угловой ско-
ростью со^ (см. рис. 10.1, а) или жесткого колеса с соь (см.
рис. 10.1, б).
Передаточное отношение волновой передачи: при непо-
движном жестком колесе b (см. рис. 10.1, а):
„Ь _ _ ^д
Uhg
гибкое колесо поворачивается в направлении, обратном
направлению вращения генератора;
при неподвижном гибком колесе g (см. рис. 10.1, б)
жесткое колесо поворачивается в направлении вращения
генератора.
В приведенных зависимостях z9 и zb— числа зубьев
соответственно гибкого и жесткого колес.
§2	. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Профиль зубьев. В настоящее время в волновых передачах
наиболее широко используют эвольвентные зубья. Для
нарезания зубьев чаще всего применяют инструмент с углом
исходного контура 20° (ГОСТ 13755—81). Профиль эволь-
вентных зубьев с широкой впадиной (ширина впадины
близка толщине зуба) принят как основной для стандартного
ряда волновых редукторов общего назначения.
Форма деформирования гибкого колеса. Форма деформи-
рования гибкого колеса (рис. 10.2) определяется конструкцией
генератора и может быть получена: генератором с двумя
роликами (а), четырехроликовым генератором (б), дисковым
генератором (в). Любая из форм деформирования может
быть получена при кулачковом генераторе. Кулачковый
генератор лучше других сохраняет заданную форму деформи-
рования и поэтому является предпочтительным.
Размер начального деформирования 1К0 и форма дефор-
мирования гибкого ко-
леса являются исход-
ными при расчете па-
раметров зацепления
и геометрии генерато-
ра [5].
Основные геометри-
ческие параметры зуб-
чатых венцов гибкого
Рис. 10.2
169
и жесткого колес. Одним из основных геометрических
параметров волновой передачи является внутренний диаметр
d (мм) гибкого колеса, приближенное значение которого
определяют из расчета на сопротивление усталости
d= !
\ (г4(,а-1-12£'Ы'1'м4'з/
где Т2 — момент нагрузки, Н • мм; а _ t — предел выносливости
образцов при симметричном цикле изгиба; Е—модуль упруго-
сти материала (для стали £=2,1 -105 Н/мм2); i|/sd— коэффици-
ент толщины зубчатого венца, = 0,012... 0,014—для средне-
нагруженных, длительно работающих передач (большие
значения при и> 150), x|/S(/ = 0,015...0,02—для высоконагружен-
ных, кратковременно работающих передач; — коэффициент
ширины зубчатого венца, = 0,15... 0,2—для силовых передач
(большие значения при больших и),	= 0,10... 0,15—для
кинематических передач; ubhg— передаточное отношение.
Для передач с кулачковым генератором найденный
диаметр согласуют с наружным диаметром D шарикового
радиального подшипника для волновых передач по ГОСТ
23179—68 (табл. 10.1). В соответствии с принятыми коэф-
фициентами находят ширину зубчатого венца bw = ^bdd
и толщину гибкого колеса Sl=^\isdd. Учитывая, что внут-
ренний диаметр d гибкого колеса близок делительному
диаметру dg, находят модуль m = dgfzg. Значение модуля
согласуют со стандартным:
Модуль т, мм: 1-й ряд .........0,25; 0,30; 0,4; 0,5; 0,6; 0,8; 1,0
2-й ряд .........0,28; 0,35; 0,45; 0,55; 0,7, 0,9
Таблица 10.1
Условное обозначе- ние под- шипника	Размеры, мм				Радиальный зазор 8, мм	Число шари- ков	Предель- ная часто- та враще- ния п, об/мин
	d	D	В				
806	30 — 0,010	42 — 0.011	7	3,969	0,010...0,024	21	4000
808	40_о,о12	52 — o,oi3	8	3,969	0,012.. 0,026	23	
809	45 — о,о12	62 — o,oi3	9	5,953	0,012.. 0,029	21	3500
812	60 — о,О 1 5	80	o,oi з	13	7,144	0,013...0,033	23	
815	75 — 0,015	100 —о,О15	15	9,128	0,014...0,034	21	3000
818	90 — 0,020	1 20 — о,О 1 5	18	11,113	0,016 .0,040	23	
822	1 10 —0,020	150 — 0.018	24	14,288	0,020.. 0,046	21	2500
824	120 — 0,020	160 — 0,025	24	14,288	0,020 ..0,046		2000
830	150 — 0,025	200 — о.озо	30	19,050	0,023...0,058		1600
170
Продолжение табл. 10.1
Условное обозначе- ние под- шипника	Размеры, мм				Радиальный зазор 5, мм	Число шари- ков	Предель- ная часто- та враще- ния п, об/мин
	d	D	В				
836	180 — 0>025	240 — о,озо	35	22,225	0,024...0,065		
844	220 — 0,030	300 —о,О35	45	28,575	0,033.. 0,083	23	
848	240 —о,озо	320 — q,o4o	48	28,575	0,035...0,090		
860	300 — 0,035	400 — о,о4о	60	36,513	0,045...0,105		
862	310 — 0,035	420 — 0,045	70	36,513	0,045...0,105		1000
872	360 — 0,040	480 — 0,045	72	44,450	0,055...0,125		
Определяют диаметр окружности впадин df =d+2Sv Далее
подбирают число зубьев zg и смещение исходного контура,
обеспечивающие такой диаметр. Уточняют делительные
диаметры колес: гибкого dg = mzg и жесткого db = mzb. Находят
наружный диаметр гибкого колеса dag = dfg + 2h , где hg —
высота зубьев гибкого колеса. При нарезании на гибком колесе
эвольвентных зубьев с широкой впадиной — /г9«(1,35... 1,5)т.
Затем назначают остальные размеры гибкого колеса (см.
ниже) и в соответствии с выбранной формой деформирова-
ния выполняют проверочный расчет, определяя запас сопро-
тивления усталости.
§3	. КОНСТРУКЦИИ ГИБКИХ, ЖЕСТКИХ КОЛЕС
И ГЕНЕРАТОРОВ ВОЛН
Материалы гибкого и жесткого колес. Для тяжелонагру-
женных гибких колес (при малых и) применяют стали
с повышенной ударной вязкостью марок 38ХМЮА (<7^ =
= 450...480 Н/мм2), 40ХНМА (a=480 Н/мм2), которые
менее чувствительны к концентрации напряжений. Средне-
и легконагруженные гибкие колеса изготовляют из более
дешевых сталей марок 30ХМА, 30ХГСА (о _ t =420... 440 Н/мм2).
Сталь 30ХГСА принята как основная для изготовления
волновых редукторов общего назначения.
Термообработка — улучшение (280... 320 НВ). Механичес-
кая обработка выполняется после термообработки. Зубчатый
венец рекомендуется подвергать упрочнению: наклеп повы-
шает предел выносливости в 1,1... 1,15 раза, азотирование — в
1,3... 1,4 раза.
Для сварных гибких колес следует учитывать свари-
ваемость материалов (предпочтительные стали марок
12Х18Н10Т, 30ХГСА).
Жесткие колеса волновых передач работают в менее
напряженных условиях, поэтому их изготовляют из обычных
171
конструкционных сталей марок 45, 40Х, ЗОХГСА с твердостью
на 20... 30 единиц НВ меньше твердости гибкого колеса.
Конструкции гибких колес. На рис. 10.3 показаны наиболее
распространенные конструкции гибких колес волновых пере-
дач: с гибким дном и фланцем для присоединения к валу
(а), с наружным (б) и внутренним (в) шлицевым присо-
единением к валу. Шлицевое соединение снижает жесткость
цилиндра и вследствие осевой подвижности уменьшает
напряжение в нем.
При отсутствии гибкого дна и жестком соединении
цилиндра с валом (рис. 10.3, г) напряжения в цилиндре
значительно возрастают, увеличивается его изгибная жест-
кость и связанная с ней нагрузка на генератор. Применять
такую конструкцию не следует.
В исполнении гибкого колеса по рис. 10.3, а осевую
податливость обеспечивают тонким дном в месте перехода
цилиндра к валу. Применяют сварные варианты соединения
цилиндра с гибким дном: стыковым швом (рис. 10.3, 0),
с отбортовкой кромок (рис. 10.3, е). Возможно также сварное
соединение гибкого дна с валом по размеру не более dx
(рис. 10.3, ж). На гибком дне выполняют при этом отбортов-
ку по диаметру вала.
Если дно имеет фланец, то соединение с валом может
быть болтовым (см. рис. 10.3, а), шлицевым, или соединени-
ем с натягом. Чаще всего выполняют шлицевое соединение,
которое позволяет иметь сравнительно небольшой размер
S5 (рис. 10.3, з).
Пояски аг выполняют для уменьшения концентрации
напряжений на краях зубчатого венца. С этой же целью
выполняют большим радиусом Rr галтельные переходы от
зубчатого венца к цилиндру. Отверстия d2 увеличивают
податливость гибкого дна и обеспечивают циркуляцию
смазочного материала. Число и размеры отверстий прини-
мают возможно большими при соблюдении достаточной
прочности и устойчивости дна
Ранее расчетом были определены d, dfg, dag, bw и SP
Другие размеры на рис. 10.3 можно принимать по рекомен-
дациям, проверенным на практике:
S3 = (0,6... 0,9) St;	ai «(0,15 ... 0,25) bw,
S4. = S-i',	a2 ~(0,3 ... 0,5)bw-,
й?! ^(0,5...0.6)J;	/?i«(10...20)m;
/^(0,8... l,O)tZ; T?2 «(2... 3)S3.
Исполнение гибкого колеса по рис. 10.3, б является более
универсальным по возможности присоединения к валу или
корпусу. Заготовкой колеса может служить труба.
172
Рис. 10.3
Рис. 10.4
Исполнение с гибким дном (см. рис. 10.3, а) целесообраз-
но применять в крупносерийном производстве, когда метал-
лическую заготовку можно получить методом пластического
деформирования (штамповка, раскатка). Если применение
методов пластического деформирования затруднено, то при-
меняют сварные конструкции (рис. 10.3, д, е). В единичном
производстве заготовку гибкого колеса по рис. 10.3, а можно
получить вытачиванием.
Конструкции жестких колес. Жесткие колеса волновых
передач подобны колесам с внутренними зубьями обычных
(с неподвижными осями) и планетарных передач. Жесткое
колесо 1 (рис. 10.4, а) запрессовано в корпус 2. Вращающий
момент воспринимается посадкой с натягом и тремя-че-
тырьмя штифтами 3. В конструкции по рис. 10.4, б жесткое
колесо 7 имеет фланец и центрирующие пояски для установки
колеса в корпус 2 и крышки 4 на колесо. Конструкция
колеса по рис. 10.4, а проще, но монтаж и демонтаж
жесткого колеса менее удобны. Конструкция по рис. 10.4, б
обеспечивает большую жесткость колеса.
Ширину зубчатого венца Ьь у жесткого колеса выполняют
на 2...4 мм больше, чем у гибкого. Это позволяет снизить
требования к точности расположения колес в осевом на-
правлении. Толщину жесткого колеса принимают
5=(0,15 ...0,16)<4.
конструкция кулачкового генератора волн. Кулачковый
генератор состоит из кулачка 2 и напрессованного на него
специального гибкого подшипника качения 7 (рис. 10.5).
В целях выравнивания нагрузки по длине зубьев и умень-
шения осевой нагрузки на гибкий подшипник генератор
устанавливают посередине зубчатого венца или ближе к зад-
нему торцу.
Кулачок выполняют по принятой форме деформирования
гибкого колеса, при этом г = 0,5<7 (см. рис. 10.2), где
174
Рис. 10 5
Рис. 10.6
d—внутренний диаметр гибкого подшипника (рис. 10.6, а).
Гибкий подшипник отличается от обычного меньшей толщи-
ной колец и конструкцией сепаратора. Сепаратор изготовля-
ют из материала с относительно малым модулем упругости
(например, трубчатого текстолита марки Ш, фенилона П)
(рис. 10.6, б, в). Под нагрузкой сепаратор вследствие прогиба
перемычек и образования осевой составляющей силы сжатия
выжимается из подшипника в осевом направлении. Его
удерживают, например, кольцом, прикрепленным к торцу
кулачка генератора (рис. 10.7, а. б). Трение сепаратора об
упорное кольцо увеличивает потери. Эти потери уменьшают-
ся при самозапирающейся конструкции сепаратора (см.
рис. 10.6, г).
Гибкий подшипник внутренним диаметром d устанавли-
вают на кулачок, диаметральные размеры которого выполня-
ют с полем допуска js6(js7).
Сопряжение наружного
кольца гибкого подшипника
происходит с внутренним
диаметром гибкого колеса,
выполненного с полем до-
пуска Н7.
Основные параметры
гибких подшипников приве-
дены в табл. 10.1.
Другие размеры (см.
рис. 10.6): толщина колец
«^6/2^(0,020...0,023)2);
глубина желобов колец
Рис 10.7
175
1\&Г2 = (0,05 ... 0,06) б/ш; внутренний диаметр сепаратора
й?сеп = d+ 2я2 + 0,022) + 0,05 б/ш;	толщина сепаратора
асеп = (0,055 ...0,060)2); ширина сепаратора 6сеп = (1,2... 1,3)<2Ш;
ширина паза сепаратора d0TB = (1,01... 1,03) б/ш.
§4. СОЕДИНЕНИЕ ГЕНЕРАТОРА С ВАЛОМ
Для компенсации отклонения от соосности кинематичес-
ких звеньев применяют подвижное соединение генератора
с валом. Его выполняют с помощью упругих элементов
Рис. 10.8
или жестких шарниров.
В конструкции по
рис. 10.7, а упругий эле-
мент выполнен в виде
резиновой шайбы 2, при-
вулканизированной к ме-
таллическим дискам
2 и 3, которые затем
соединяют с кулачком
и валом. Резиновый эле-
мент, выполненный по
рис. 10.7, б, обладает по-
вышенной податливо-
стью при угловых пере-
косах. Недостатком этих
соединений является сни-
и, следовательно, прочности
жение механических свойств
резины с течением времени.
В редукторах общего назначения применяют шарнирное
соединение генератора с валом с крестообразным расположе-
нием пальцев (рис. 10.8). Через вал 2 и втулку 2 проходит
палец 3: два пальца 4 проходят через втулку 2 и кулачок
5. Пальцы установлены в отверстиях с зазорами. От
выпадения палец 3 удерживается внутренней поверхностью
кулачка 5, пальцы 4— пружинным кольцом 6 и наружной
поверхностью вала.
§5. ТЕПЛОВОЙ РЕЖИМ И СМАЗЫВАНИЕ ВОЛНОВОЙ
ПЕРЕДАЧИ
Тепловой режим волновой передачи рассчитывается по
известным зависимостям для других передач (см., например,
тепловой расчет червячного редуктора, гл. 2). Допускаемая
температура масла для редукторов общего назначения
[z] = 70... 80°С. Коэффициент теплоотдачи принимают: для
закрытых небольших помещений при отсутствии вентиляции
А?т^8... 12, для помещений с интенсивной вентиляцией Кт^
176
14... 18, при обдуве корпуса
вентилятором	Кт«
«21 ...30 Вт/(м2-°С).	При
установке вентилятора на быс-
троходном валу редуктора
и п ^1000 об/мин принимают
нижние, а при п 2800 об / мин
верхние значения Кт.
Для редукторов общего на-
значения рекомендуют жидкое
минеральное масло (см.
табл. 8.3). При горизонтальном
Рис. 10.9
расположении оси редуктора
уровень масла должен доходить до центра нижних шариков
гибкого подшипника генератора.
В случае необходимости допускается применение пластич-
ного смазочного материала. Смазывают подшипник генера-
тора и зацепление при сборке редуктора и периодически — в
процессе эксплуатации. Замену пластичного смазочного мате-
риала рекомендуют производить примерно через 1000 ч
работы.
При вертикальном расположении оси редуктора можно
применять пластичный смазочный материал, а при установке
в редукторе специального маслоподающего устройства (рис.
10.9) жидкое масло. Под действием центробежных сил
масло поднимается по внутренней поверхности конуса пода-
чи, проходит через отверстия 1 и зазор 2 в генераторе
и далее попадает в подшипник и зацепление. Конструкцию
(рис. 10.9) рекомендуют при частоте вращения
«^960 об/мин. Уровень масла назначают таким, чтобы при
горизонтальном расположении редуктора он проходил по
центру нижних шариков гибкого подшипника. При
«<900 об/мин и вертикальном расположении вала допуска-
ется полностью заполнять редуктор маслом.
§6. ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИИ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ
На рис. 10.10 показана типовая конструкция из стандарт-
ного ряда волновых редукторов общего назначения — редук-
тор Вз-160 (разработка ВНИИ-редуктора и МВТУ им.
Н. Э. Баумана). Отличительными особенностями редуктора
являются: двухопорный вал генератора, соединение кулачко-
вого генератора с валом с помощью шарнирной муфты
по рис. 10.8, б; сварное соединение цилиндра гибкого колеса
с дном; шлицевое соединение гибкого колеса с валом;
соединение жесткого колеса с корпусом по посадке с натягом;
цилиндрическая форма внутренней полости корпуса без
внутренних углублений и карманов, упрощающая отливку
и очистку после литья и механической обработки. Другие
177
Рис. 10.11
рекомендации по проектированию корпусных деталей и кры-
шек можно посмотреть в гл. 11.
На рис. 10.11 показан волновой редуктор с отъемными
лапами, которые крепятся к цилиндрическому корпусу
винтами. Особенности конструкции: консольное расположе-
ние генератора на валу электродвигателя, генератор соединен
с валом с помощью привулканизированной резиновой шай-
бы, гибкое колесо — штампованное с последующей механи-
ческой обработкой, жесткое колесо закреплено винтами;
гибкое колесо соединено с валом посадкой с натягом.
ГЛАВА 11
КОРПУСНЫЕ ДЕТАЛИ
Корпусные детали имеют, как правило, сложную форму,
поэтому изготовляют их чаще всего литьем, в редких случаях
методом сварки (при единичном и мелкосерийном произ-
водстве). Наиболее распространенным материалом для литых
корпусов является чугун (например, СЧ15), при необходимости
уменьшить массу — легкий сплав (например, силумин).
Корпусная деталь состоит из стенок, бобышек, фланцев,
ребер и других элементов, соединенных в единое целое.
Толщину 8 стенки, отвечающую требованиям технологии
литья и необходимой жесткости корпуса редуктора, находят
по формуле
8= 1,8^/Т>6 мм,
где Т—вращающий момент на тихоходном валу, Нм.
Размеры корпусов определяются числом и размерами
размещенных в них деталей, относительным их располо-
жением и величиной зазоров между ними. Ориентировочно
размеры корпуса определялись при составлении компоно-
вочной схемы. Теперь следует уточнить их.
Корпуса современ-
ных редукторов очер-
чены плоскими поверх-
ностями, выступающие
элементы (например,
бобышки подшипнико-
вых гнезд, ребра жест-
кости) устранены с на-
ружных поверхностей
и введены внутрь кор-
пуса, лапы под болты
крепления редуктора
к плите (раме) не вы-
ступают за габариты
корпуса, проушины
для подъема и транс-
портировки редуктора
отлиты за одно целое
с корпусом (рис. 11.1).
Рис. 11.1
179
В § 1 рассмотрены общие вопросы конструирования корпу-
сных деталей (выбор размеров фланцев, бобышек, оформление
мест крепления, форма проушин и др.). В других параграфах
главы даны рекомендации по конструированию только спе-
цифических элементов корпусов редукторов основных типов.
§ 1.	КОРПУСА ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ РЕДУКТОРОВ
На рис. 11.1, 11.2 показан корпус одноступенчатого цилин-
дрического редуктора. Для удобства сборки корпус выполняют
разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.
Нижнюю часть называют корпусом, верхнюю—крышкой
корпуса. Плоскость разъема для удобства обработки рас-
полагают параллельно плоскости основания. Верхнюю повер-
хность крышки, служащую технологической базой для об-
работки плоскости разъема, также выполняют горизонтальной.
Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему
контуру плоскости разъема выполняют фланцы (рис. 11.3,
а—г). На коротких боковых сторонах фланцы располагают
внутрь от стенки. Чтобы скрыть несовпадение контуров
крышки и корпуса из-за погрешностей изготовления, можно
крышку корпуса выполнить с некоторым напуском (рис.
11.3, а). На продольных длинных сторонах фланцы корпуса
расположены внутрь от стенки, а фланцы крышки — наружу
(рис. 11.3, б—г). Фланцы объединены с приливами (бобыш-
ками) для подшипников. Их размеры определяются диа-
метром D отверстия под подшипник и конструкцией крышки
подшипника. Размеры отдельных элементов корпусных дета-
лей принимают: 8. =(0,9... 1)5; /?!«0,55; £» = 1,55; Z>1 = 1,551;
/=0,55!; /=(2...2,2)5; П6 = 2)ф+4...5 мм; Z>61 = 1,25Z>+10 мм
(£>ф—диаметр фланца крышки подшипника).
Рис. 11.3, б иллюстрирует конструкцию для привертных кры-
шек подшипников, а рис. 11.3, г—для закладных крышек. Диа-
метр винтов для привертных крышек принимают по табл. 7.1.
Для соединения крышки с корпусом используют болты
класса прочности не менее 6.6 с наружной шестигранной
уменьшенной головкой (рис. 11.4, а) или винты с цилиндри-
ческой головкой и внутренним шестигранником (рис. 11.4, б).
Диаметр болтов (винтов) находят по формуле
б?=1,25з/т^10мм,
где Т—вращающий момент на тихоходном валу, Н м.
Болты крепления крышки корпуса располагают пре-
имущественно по продольным сторонам в районе бобышек,
стараясь максимально приблизить их к отверстию под
подшипник. Болт, расположенный между отверстиями под
подшипники, размещают посередине между этими отверсти-
ями. Другие болты крепления размещают так, чтобы
180
Рис. 11.2
Рис. 11.3
расстояние между стенками наиболее близко расположенных
отверстий составляло 3...5 мм (см. рис. 11.3,а). Для закладных
крышек расстояние 3...5 мм выдерживают между стенками от-
верстия диаметром Dp под выступ закладной крышки и отвер-
стием диаметром d0 под винт, стягивающий крышку и корпус
редуктора. Высоту h' (рис. 11.3, а) прилива в крышке под стя-
гивающий болт определяют графически, исходя из условия раз-
мещения головки болта на плоской опорной поверхности вне
кольцевого прилива под подшипник большего диаметра. Опор-
182
Рис. 11.4
ные поверхности на крышке обрабатывают в зависимости от
формы головки винта так, как это показано на рис. 11.4, а. б.
Болты крепления заворачивают в резьбовые отверстия корпуса.
Размеры (мм) элементов корпуса и крышки принимают по
рекомендациям рис. 11.4 и табл. 11.1.
Крышку с корпусом соединяют винтами одного типа
и диаметра и не более чем двух размеров по длине. Рас-
стояние между стяжными винтами ^10d. Если боковые сто-
роны редуктора оказываются достаточно протяженными, то
Таблица 11.1
Диаметр резьбы	d	8	10	12	14	16	18	20	22	24
Диаметр цековки под болты с шестигранной уменьшенной головкой	Du	15	18	22	24	28	30	34	36	40
Глубина цековки	t	0,5... 1,0								
Диаметр отверстия под цилиндрическую головку винта		15	18	20	24	26	30	34	36	40
Глубина отверстия под головку винта	h	11	13	16	18	21	23	26	28	31
Диаметр отверстия: под стяжной болт под болт крепления к плите (раме)	^0	9	11	14	16	18	20	22	24	26
		—	12	15	17	19	21	24	26	28
183
Рис 11.5
дополнительно устанавливают стяжные болты меньшей длины
(рис. 11.5, а, б). Наружные торцы бобышек, расположенные на
внешних боковых стенках редуктора, для удобства обработки
располагают в одной плоскости. Размер hr (см. рис. 11.3, а)
выполняют одинаковым для всех приливов, расположенных на
одной стенке корпуса. Длина гнезд 1Г и /2 определяется
конструктивно из условия размещения комплекта подшипников
с крышками и может быть разной для разных валов.
Размеры lt и 12 получаются, как правило, небольшими
и устанавливать ребра нет необходимости. Если на выходном
валу действует большая консольная сила, то предусмат-
ривают одно ребро, смещенное в сторону быстроходного
вала (рис. 11.2, сечение А—А). Располагать ребро по
вертикальной оси бобышки нельзя.
Крышку фиксируют относительно корпуса штифтами
(рис. 11.6, а, б). Штифты предотвращают взаимное смещение
корпусных деталей при растачивании отверстий под под-
шипники, обеспечивают точное расположение их при повтор-
ных сборках. Обычно применяют два конических штифта
Рис. 11 6
184
с внутренней резьбой (см.
табл. 19.9), которые устанав-
ливают по срезам углов
крышки (см. рис. 11.1, 11.2,
сечение Г—Г). Резьбу ис-
пользуют для извлечения
штифта при разборке редук-
тора. Если нельзя применить
конические штифты, то для
фиксации крышки и корпуса
используют цилиндрические
штифты. Четыре цилиндри-
ческих штифта (см. табл.
19.10) ставят в стык деталей
(см. рис. 11.6, б) по одному
со стороны каждой стенки
корпуса.
Конструкция места креп-
ления корпуса к плите или раме показана на рис. 11.7... 11.9.
При креплении винтами h0 = 2,5(<7ф+8), шпильками /г0=(2...2,5)х
х t/ф. Диаметр <7ф винтов крепления корпуса принимают
<7ф= 1,25J, где d—диаметр болта, соединяющего крышку с кор-
пусом. Число винтов (/ф при «wT<250 mm равно 4, при
awT >250—6. Размеры элементов корпуса принимают по рис. 11.7,
11.8 и табл. 11.1. Наиболее рациональной является опорная
поверхность корпуса, выполненная в виде отдельных платиков,
расположенных в районе установки болтов или шпилек.
Места крепления корпуса к плите или раме располагают
на возможно большем (но в пределах габарита корпуса)
расстоянии друг от друга и оформляют в виде ниш,
расположенных по углам корпуса (см. рис. 11.1, 11.2, 11.7).
Рис. 11.9
185
Если нишу не удается
расположить в углу кор-
пуса, то ее выносят на
боковую стенку (см.
рис. 11.8). Когда это воз-
можно, корпус крепят
к раме болтами снизу
(см. рис. 11.9). Этот спо-
соб является лучшим из
Рис. 11.10	описанных.
Наиболее часто в редукторах используется картерная
система смазывания, при которой корпус редуктора является
резервуаром для масла. Масло заливают через верхний
люк. Для замены масла в нижней части корпуса предус-
матривают сливные отверстия. Сливное отверстие должно
быть достаточно большого диаметра. Его располагают
ниже уровня днища (рис. 11.10, а, 6). Отверстие закрывают
цилиндрической (см. табл. 8.5) или конической (см. табл. 8.6)
пробкой. Если применяют пробку с цилиндрической резьбой,
то обязательно ставят уплотнительную прокладку из па-
ронита или резиновое кольцо. Пробка с конической резьбой
не требует уплотнения. Чтобы масло из корпуса можно
было слить без остатка, дно корпуса выполняют с уклоном
0,5—1° в сторону сливного отверстия. Чем больше размер
редуктора, тем уклон делают меньше. Внутри корпуса
у самого отверстия предусматривают местное углубление
для выхода инструмента, обрабатывающего отверстие
(рис. 11.10, а). Толщина днища в месте углубления должна
оставаться без изменения. Если удобно в эксплуатации, то
сливное отверстие можно расположить в дне (рис. 11.10, б).
Во всех случаях перед сверлением отверстия прилив в корпусе
фрезеруют, поэтому он должен выступать над необрабатыва-
емой поверхностью на высоту h1^Q,56 (рис. 11.10, а, б).
Для подъема и транспортировки крышки корпуса и со-
бранного редуктора применяют проушины, отливая их
заодно с крышкой (рис. 11.11, а, б). По варианту рис. 11.11, а
проушина выполнена в виде ребра с отверстием, по
рис. 11.11,6—в виде сквозного отверстия в корпусе.
Люк в верхней части крышки используют не только
для заливки масла, но и для осмотра зубчатых колес,
подшипников. Размеры его принимают по возможности
большими, форму — прямоугольной, реже круглой.
Люк закрывают крышкой. При мелкосерийном про-
изводстве применяют простейшую конструкцию крышки из
стального листа (рис. 11.12, а), толщина которого 5К =
= (0,010...0,012)Е >3 мм. При средне- и крупносерийном про-
изводстве применяют штампованные крышки (рис. 11.12,6).
Под крышкой располагают уплотнительную прокладку из
186
Рис. 11.11
картона или резины. Крышки крепят винтами распо-
лагая их на расстоянии ~ (12... 15)J.
Штампованную крышку можно объединить с отдушиной
и фильтром (рис. 11.12, в). В этом случае крышка состоит из
верхней плоской пластины с гофрами, через которые внутрен-
няя полость редуктора соединяется с атмосферой. В нижней
штампованной части имеются 2...4 отверстия диаметром
~ 5 мм. Эта часть крышки по периметру окантована
привулканизированной резиной. Фильтр, состоящий из тон-
кой медной проволоки или синтетических нитей, заполняет
пространство между верхней и нижней частями крышки.
На рис. 11.13, а, б приведены конструкции литых крышек
прямоугольной и круглой формы. Их изготовляют из чугуна,
Рис. 11.12
187
Рис. 11.13
алюминия или пластмассы. Принимают толщину 8К стенок
и высоту Н крышек, изготовленных из:
чугуна 8к = (0,7...0,8)8^6 мм, Я^0,1£(7)к); алюминия
и пластмассы 8к = (0,5...0,6)8^5 мм, Я^0,05 £(7)к), где 8 —
толщина стенки корпуса.
При конструировании стремятся обеспечить в любом сечении
крышки постоянную толщину. Крышки усиливают ребрами
жесткости. Чтобы радиальные ребра в круглых крышках не
соединялись в общий узел, выполняют кольцевое ребро диамет-
ром <70>58к. Диаметры d винтов крепления крышек к корпусной
детали принимают равными толщине стенки корпуса.
М12х 1,75
М16х2
Таблица 11.2
d
188
В крышках люков располагают пробковые отдушины
(табл. 11.2, размеры в мм).
Конструктивная форма корпуса цилиндрического редук-
тора, описанная выше, не является единственно возможной.
При необходимости можно создавать и другие конструкции.
§ 2.	КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ И КОНИЧЕСКИЕ
РЕДУКТОРЫ
Отличительной особенностью корпусов указанных редук-
торов является наличие прилива, в котором размещают
комплект вала конической шестерни с подшипниками, стака-
ном и крышкой. На рис. 11.14 показан корпус коническо-ци-
линдрического редуктора. Для повышения жесткости прилив
связывают ребрами с корпусом и крышкой редуктора.
Форма платика прилива при наблюдении его по стрелке
А может быть круглой или квадратной. Размер /)ф находится
в зависимости от наружного диаметра крышки подшипника
(табл. 7.1). Меньший расход металла характеризует квадрат-
ную форму платика. Соответствующую форму придают
фланцу стакана и крышке подшипника.
Остальные элементы корпуса коническо-цилиндрического ре-
дуктора такие же, как и цилиндрического. Возможная конст-
рукция корпуса конического редуктора приведена на рис. 13.5.
§ 3.	ЧЕРВЯЧНЫЕ РЕДУКТОРЫ
Корпуса червячных редукторов конструируют двух исполне-
ний: неразъемные (при aw^160 мм), с двумя окнами на боковых
стенках, через которые при сборке вводят внутрь корпуса комп-
лект вала с червячным колесом, и разъемные (плоскость разъе-
ма располагают горизонтально по оси вала червячного колеса).
Боковые крышки неразъемных корпусов центрируют по
переходной посадке и крепят к корпусу винтами (рис. 11.15).
Диаметры винтов принимают по формуле d= 1,25^/Т^б мм,
где Т—вращающий момент на тихоходном валу, Нм.
Расстояние между винтами /»10t/.
Для удобства сборки диаметр D отверстия окна выпол-
няют на величину 2С=2...5 мм больше максимального
диаметра daM2 колеса. Чтобы добиться необходимой жест-
кости, боковые крышки выполняют с высокими центрирую-
щими буртиками Нис шестью радиально расположенными
189
=1,Z5D+10

Рис. 11.15
ребрами. Соединение крышек с корпусом уплотняют рези-
новыми кольцами круглого сечения (рис. 11.15, элемент 7).
На рис. 11.16, 11.17 показаны примеры конструкций
корпусов червячных редукторов с нижним и верхним
расположением червяка. Размеры отдельных элементов кор-
пусных деталей принимают по соотношениям, приведенным
для цилиндрических редукторов.
Для увеличения жесткости червяка его опоры насколько
возможно сближают. Места расположения приливов опреде-
ляют прочерчиванием по соотношениям =0,5 'daM2 + a; акд;
Sr =(0,15...0,2)7); 7)ф= 1,25Z>+10 мм. Если боковые стороны
редуктора оказываются достаточно протяженными, то помимо
стяжных болтов в районе подшипниковых отверстий вала
червячного колеса устанавливают дополнительно стяжные
болты на фланцах меньшей толщины (рис. 11.16, 11.17, 11.5).
Расстояние между стяжными винтами х 10<7.
Для контроля правильности зацепления и расположения
пятна контакта, а также для заливки масла в крышке
корпуса предусматривают люк. При верхнем расположении
червяка (см. рис. 11.17) через люк 7 в крышке корпуса
невозможно наблюдать за зубьями колеса, так как их
закрывает червяк. Поэтому в корпусе на узкой боковой
стенке делают смотровое окно 2, через которое наблюдают
за расположением пятна контакта на зубьях колеса при
регулировке зацепления во время сборки редуктора. После
сборки редуктора это окно закрывают крышкой, в которую
может быть вмонтирован маслоуказатель.
Крепление крышки к корпусу в случае верхнего расположения
червяка осуществляют винтами с цилиндрической головкой (или
шпильками), установленными в нишах крышки (см. рис. 11.17).
191
д-д
Б-Б

в-в г-г
§ 4.	КОРПУСА ПЛАНЕТАРНЫХ И ВОЛНОВЫХ
РЕДУКТОРОВ
Конструкция корпусов определяется расположенными в нем
деталями: в планетарных редукторах — центральными колеса-
ми, водилом, сателлитами; в волновых — гибким и жестким
колесами, генератором волн. Поэтому в поперечном сечении
корпус очерчивается рядом окружностей.
Для крепления реду-
ктора к плите, раме
предусматривают опор-
ные поверхности с от-
верстиями для винтов.
На рис. 11.18, а. б пред-
ставлены два возмож-
ных исполнения нижней
части корпусов. На рис.
11.18, а длина В опор-
ной поверхности равна внешнему диаметру D корпуса; для
увеличения прочности опорных лап они усилены ребрами 1. На
рис. 11.18, б длина В больше диаметра D. Опорные лапы
выступают за внешний диаметр корпуса. Они сделаны более
высокими и, следовательно, более прочными и поэтому
в упрочняющих ребрах не нуждаются.
В мотор-редукторах (рис. 11.19) опорную поверхность
корпуса увеличивают для уравновешивания момента от веса
электродвигателя.
§ 5.	КОРПУСА КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
Корпуса коробок передач не имеют плоскостей разъема
(рис. 11.20). Это повышает их жесткость, но усложняет
сборку, для выполнения которой необходимо предусматри-
194
*
Вд^Рк	5 мм
Рис. 11.21

а
вать дополнительные окна больших размеров. Корпус ко-
робки передач выполняют чаще всего призматической фор-
мы, с гладкими наружными стенками и выступающими
внутрь корпуса бобышками для размещения подшипников.
Диаметр бобышек 7)ф определяют в зависимости от
диаметра DK крышки подшипника (см. § 2 гл. 7). Длина
бобышек t определяется размером подшипникового узла.
Наружу от стенок корпуса коробки выступают лишь платики
высотой /г1 для крепления крышек.
Корпус коробки передач сверху закрывают крышкой
коробчатой формы. Необходимую жесткость крышки дости-
гают выбором высоты /7^0,08£ и применением ребер.
Крышку и корпус соединяют винтами с цилиндрической
головкой, которые располагают в приливах.
Из-за погрешностей изготовления контуры корпуса
и крышки могут не совпадать. Чтобы скрыть это несов-
падение, в крышке делают прилив (рис. 11.20, элемент 7).
§ 6.	СВАРНЫЕ КОРПУСА
При единичном производстве экономически выгодно
корпусные детали выполнять сварными. Толщину стенок
сварного корпуса принимают
8св^0,88,
где 8 — толщина стенок литого чугунного корпуса.
Корпус и крышку редуктора сваривают из элементов,
изготовленных из проката (лист, полоса, пруток круглого
сечения и др.). После сварки корпус и крышку обжигают
и иногда правят (рихтуют). Затем производят механическую
обработку плоскостей и отверстий деталей.
Конструкции сварных корпусов отличаются большим
разнообразием. Возможный вариант конструктивного офор-
мления сварного корпуса цилиндрического одноступенчатого
редуктора показан на рис. 11.21. Конструирование отдельных
элементов сварного корпуса (подшипниковых гнезд, мест
крепления крышки и корпуса, опорных фланцев и др.)
подчиняется общим правилам, изложенным в этой главе.
ГЛАВА 12
КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ
На этапе эскизного проектирования (см. гл. 3) ориен-
тировочно были намечены конструкции валов, определены
диаметры отдельных участков. Теперь следует уточнить эти
размеры, согласовать их с деталями, устанавливаемыми на
валу, учесть вид и расположение опор, конструкцию уплот-
нения, технологию изготовления.
Перед обработкой конструкции вала должны быть решены
такие важные вопросы, как способ передачи вращающего
момента в соединении вал-ступица (см. гл. 5) и способ
крепления деталей на валу от осевого перемещения (см. гл. 4).
§ 1. КОНЦЕВЫЕ УЧАСТКИ ВАЛОВ
Входной и выходной валы редукторов, коробок передач
имеют консольные участки для установки полумуфт (шкивов,
звездочек). Консольные участки могут быть выполнены
цилиндрическими или коническими. Основные размеры
d и I определяют по рекомендациям гл. 3. Другие размеры
(мм) для цилиндрических участков принимают по табл. 12.1.
Деталь, устанавливаемую на цилиндрический конец вала,
доводят до упора в буртик. Высота буртика ?>2/, где
f—размер (мм) фаски детали, который принимают в за-
висимости от радиуса галтели г (мм) по табл. 12.2. В валах,
диаметры которых определяются условиями жесткости (валы
редукторов, коробки передач), а также на концевых участках
валов, на которых изгибающие моменты невелики, выпол-
198
Таблица 12.2
Таблица 123
1,6	2,0	2,5	3,0
2,0	2,5	3,0	4,0
Св. 10 до 50
Св. 50 до 100
Св. 100
8
0,25
0,5
0,5
1,0
1,6
2,0
d
няют канавки для выхода шлифовального круга (табл. 12.3,
размеры в мм).
Соседним с концевым является участок вала, пред-
назначенный для установки подшипника. Поэтому высота
t буртика цилиндрического концевого участка вала должна
быть согласована с посадочным диаметром подшипника.
При этом желательно предусмотреть возможность установки
подшипника без съема призматической шпонки. Ориен-
тировочно значение диаметра dn вала в месте установки
подшипника (рис. 12.1) dn^d+'lt2 + 1 (мм), где t2— глубина
паза в ступице (см. табл. 19.11).
Полученное значение округляют в большую сторону до
ближайшего стандартного
для подшипника размера.
Выполнение условия установ-
ки подшипника без съема
шпонки приводит, как пра-
вило, к значительной раз-
ности диаметров dn и d.
В тех случаях, когда рассто-
яние (рис. 12.1, 12.2) боль-
1	2	J
Рис. 12.2
199
Рис 12.3
Рис 12.4
Таблица 12.4
54 65	72 92
100	112
ше ширины В внутреннего кольца подшипника, отличие
в диаметрах d и dn можно уменьшить за счет обхода шпонки
при установке подшипника. Последовательность монтажа под-
шипника в этом случае показана на рис. 12.2, а, б.
Высота буртика получается наименьшей (?~2/) при
использовании сегментной шпонки, которую перед уста-
новкой подшипника можно вынуть (рис. 12.3).
Если на консольном цилиндрическом конце вала нарезают
шлицы, то высота t буртика ограничена необходимостью сво-
бодного выхода фрезы для прямобочных / ^0,5/г, эвольвентных
?^0,25/г (рис. 12.4). На этом же рисунке показан выход
фрезы, нарезающей шлицы. Диаметры £>ф (мм) червячных
фрез для прямобочных шлицев приведены в табл. 12.4.
Участки выхода фрезы могут распространяться на упор-
ные бурты (рис. 12.4), а также частично и на шейки валов,
предназначенные для установки подшипников качения.
Конические концы валов изготовляют с конусностью 1:10
двух исполнений: с наружной и внутренней резьбой. Номи-
нальный диаметр d и длину I определяют по рекомендациям
гл. 3. Другие размеры (мм) для конических участков при-
нимают по табл. 12.5. Диаметр вала на участке, соседнем
с концевым, определяют так же, как и для цилиндрического из
условия установки подшипника на вал без выемки шпонки
(рис. 12.5): afn>dcp4-2z2 + 1
мм, где <7ср = б/— 0,05 /, a t2
принимают по табл. 12.5.
Преимущественное
распространение приобре-
тает коническая форма ко-
нсольного участка вала,
обеспечивающая точное
и надежное соединение,
возможность легкого мон-
тажа устанавливаемых де-
талей.
200
А-А
Таблица 12.5
Номи- нальный диаметр d	h	h	G	Z2	rfl	d2	/.	G
20	4	4	2,5	1,8	M12x 1,25	M6	6,5	8,8
22								
25								
28	5	5	3,0	2,3	M16x 1,5	M8	9,0	10,7
32 36	6	6	3,5	2,8	M20x 1,5	M10 M12	11,0 14,0	13,0 16,3
40	10	8	5,0	3,3	M24x2	M12	14,0	16,3
45	12	8	5,0	3,3	M30x2	M16	21,0	23,5
50	12	8	5,0	3,3	M36x3	M16	21,0	23,5
56	14	9	5,5	3,8		M20	23,5	26,5
63	16	10	6,0	4,3	M42 x 3	M20	23,5	26,5
71	18	11	7,0	4,4	M48 x 3	M24	26,0	29,3
80	20	12	7,5	4,9	M56 x 4	M30	32	35,9
90	22	14	9,0	5,4	M64x4			
§ 2. УСТАНОВКА ДЕТАЛЕЙ НА КОНЦЕВЫХ
УЧАСТКАХ ВАЛОВ
Цилиндрические концевые участки. Способы осевого фик-
сирования на цилиндрическом конце вала при относительно
длинном отверстии (/стД/^0,8) показаны на рис. 12.6, а — е.
На рис. 12.6, а деталь фиксируют установочным винтом 7,
застопоренным пружинным кольцом 2. Применяются уста-
новочные винты с коническим и цилиндрическим концом (см.
табл. 19.36). Форма отверстий и глубина засверловки при-
ведены в табл. 19.35.
На рис. 12.6, б деталь фиксируют стопорным плоским
пружинным кольцом 1 (см. табл. 19.14). Вследствие по-
201
Рис. 12.6
грешностей размеров I, b и S между торцами кольца 1
и детали может быть зазор. Если такой зазор нежелателен,
то ставят компенсаторное кольцо 2 (рис. 12.6, в), толщину
К которого подбирают или получают подшлифовкой торцов
по результатам измерений при сборке.
Деталь на рис. 12.6, г фиксирует шайба 1, входящая
в паз, выполненный в шпонке. Шайбу крепят винтом 2
к торцу детали. Шпонка должна быть точно пригнана по
длине паза.
Детали, устанавливаемые на шлицевой конец вала, можно
фиксировать способами, представленными на рис. 12.6, а — в.
Кроме того, используют фиксацию шлицевым кольцом
(рис. 12.6, ()). Кольцо 1 перемещают вдоль вала, доводят
до проточки, поворачивают на половину углового шага
шлицев и крепят одним-двумя винтами 2 к торцу детали.
Толщину S' кольца подбирают или подшлифовывают по
результатам измерений при сборке.
Рис. 12.7
202
Тип И
При завинчивании конической пробки 1 (рис. 12.6, е)
шлицевой конец вала деформируется и надежно удерживает
деталь от осевых смещений.
При относительно коротком отверстии (7CT/J<0,8) детали,
устанавливаемые на гладкий или шлицевой цилиндрический
конец вала, поджимают круглой шлицевой гайкой 1 к торцу
заплечика вала (рис. 12.7, а). Гайка от самопроизвольного
отвинчивания стопорится многолапчатой шайбой 2. Размеры
гаек и шайб приведены в табл. 19.4, 19.5. Для выхода
резьбонарезного инструмента на валу предусматривают
канавки, размеры (мм) которых приведены в табл. 12.6.
Основное применение имеют канавки по типу I. Канавки
по типу II применяют при малой усталостной прочности
вала. На валу выполняют также канавку под язычок
стопорной шайбы (см. табл. 19.6).
На рис. 12.7,6 между подшипником и деталью установ-
лена втулка 7, которая охватывается манжетным уплотне-
нием 2. Во избежание проворачивания втулки относительно
вала деталь обязательно поджимают, например, болтом
Рис. 12.8
203
3 и концевой шайбой 4 к торцу втулки. Размеры концевых
шайб, болтов и штифтов для их крепления приведены
в табл. 19.7. Осевое поджатие по варианту конструкции,
показанной на рис. 12.7,6, можно осуществлять и круглой
шлицевой гайкой по типу рис. 12.7, а.
Конические концевые участки. Посадку детали на кони-
ческий конец вала производят с обязательным нагружением
осевой силой, например с помощью болта I через торцовую
шайбу 2 (рис. 12.8, я). Стопорная шайба 3 фиксирует болт
относительно шайбы, а цилиндрический штифт 4 фиксирует
шайбу относительно вала.
Надежно крепление детали гайкой 1 (рис. 12.8, б). Круг-
лую шлицевую гайку после затяжки стопорят многолапчатой
шайбой 3. Размеры канавки на валу под язычком стопорной
шайбы приведены в табл. 19.6.
Шестигранную гайку 7 (рис. 12.8, в) стопорят шайбой 3, от-
гибая одну лапку в шпоночный паз, а другую —на грань гайки.
Наибольшей силой поджима характеризуется конструкция по
рис. 12.8,в, которую применяют при тяжелом реверсивном режи-
ме работы, наименьшей силой — по рис. 12.8, а. Такая конст-
рукция применяется при легком нереверсивном режиме работы.
§ 3. КОНСТРУКЦИИ ВАЛОВ
Быстроходные валы. Быстроходные валы имеют концевые
участки, участки для установки подшипников и участки, на
которых нарезают зубья шестерен цилиндрических или
конических зубчатых передач (конструкции валов-червяков см.
§ 7 гл. 4). Конструирование консольных участков и определение
диаметров валов в местах установки подшипников рассмотре-
ны в § 1 гл. 12. Диаметр среднего участка вала чаще всего
определяется размером 6БП, величину которого находят из
условия надежного контакта заплечиков вала и внутреннего
кольца подшипника (см. рис. 3.1, 3.2). На среднем участке вала
нарезают зубья шестерни цилиндрической зубчатой передачи.
Конструкция вала в этом месте зависит от передаточного числа
и межосевого расстояния передачи. При небольших передаточ-
ных числах и относительно большом межосевом расстоянии
диаметр dr t окружности впадин шестерни больше диаметра 6БП
вала (рис. 12.9, а). При больших передаточных числах и относи-
тельно малом межосевом расстоянии диаметр dfl шестерни
оказывается меньше 6БП. Тогда конструкцию вала выполняют
по одному из вариантов, показанных на рис. 12.9, б — г.
предусматривая участки выхода фрезы, нарезающей зубья.
Диаметр De фрезы в зависимости от модуля т принимают по
табл. 4.4. Длину участка /вых определяют графически.
Иногда наружный диаметр da j шестерни оказывается
меньше диаметра 6БП. Тогда обтачивают весь вал в средней
204
Рис. 12.9
части по наружному диаметру шестерни (рис. 12.9, в) или
между нарезанной частью и заплечиками вала выполняют
конические переходные участки (рис. 12.9, г). Последний ва-
риант несколько сложнее в изготовлении, но жесткость вала
получается выше в сравнении с вариантом по рис. 12.9, в.
Участок выхода фрезы допускается распространять на
заплечик вала, по которому устанавливается подшипник
качения (рис. 12.9, в, г).
Чаще всего конструкцию быстроходного вала конической
передачи выполняют по рис. 12.10, располагая шестерню
консольно относительно подшипниковых опор. Регулирова-
ние подшипников в этом случае производят перемещением
по валу правого (рис. 12.10) подшипника с помощью круглой
шлицевой гайки 1. После регулировки гайку стопорят
205
Рис. 12 10
многолапчатой шайбой 2. Размеры канавки на валу для
выхода резьбонарезного инструмента принимают по табл.
12.6, канавки под язычок стопорной шайбы, а также
наибольший допустимый размер dr — по табл. 19.6. Другие
конструкции быстроходных валов конических зубчатых пе-
редач представлены на рис. 14.4, 14.5.
Промежуточные валы. Промежуточные валы не имеют
концевых участков. На рис. 12.11 показан промежуточный
вал двухступенчатого цилиндрического редуктора. На самом
валу нарезаны зубья шестерни тихоходной ступени. Рядом
расположено зубчатое колесо быстроходной ступени. Диа-
метры <7БП и </БК определяют по рекомендациям рис. 3.1,
3.2. В зависимости от размеров шестерни конструкцию
выполняют по рис. 12.11, a (й?Г1^Дбк) или по Рис- 12.11,6
(t/y J < JBK). Допускается участок выхода фрезы (£>е по
табл. 4.4) распространять на заплечики вала, контактирующие
с колесом или внутренним кольцом подшипника (рис. 12.11, б).
Между подшипником и колесом располагают дистанционную
втулку на том же диаметре, что и подшипник. Диаметральные
размеры втулки определяются условиями контакта ее торцов
с колесом и внутренним кольцом подшипника. Поэтому втулка
имеет чаще всего Г-образное сечение.
Тихоходные валы. Тихоходные валы имеют концевой
участок (см. § 1 гл. 12), в средней части вала между под-
шипниковыми опорами размещают зубчатое колесо. Наибо-
лее простая конструкция вала показана на рис. 12.12.
206
В сопряжении колеса с валом использована посадка с боль-
шим натягом. Подшипники установлены до упора в заплечи-
ки вала. Иногда между подшипниками и колесом располага-
ют дистанционные втулки (рис. 12.13). В этом случае вал
может быть гладким, одного номинального диаметра, разные
участки которого выполняют с различными отклонениями.
Валы следует конструировать по возможности гладкими,
с минимальным числом уступов (рис. 12.12, 12.13). В этом
случае существенно сокращается расход металла на изго-
товление вала, что особенно важно в условиях крупно-
серийного производства. Зубчатое (червячное) колесо с глад-
ким валом собирают в специальном приспособлении, опре-
деляющем осевое положение колеса. В индивидуальном
и мелкосерийном производстве валы целесообразно снабдить
буртами для упора колес (рис. 12.14).
Для повышения технологичности конструкции радиусы
галтелей и размеры фасок на одном валу желательно
принимать одинаковыми. Ширину канавок для выхода
инструмента также нужно принимать одинаковой.
Если на валу предусмотрено несколько шпоночных пазов,
то для удобства фрезерования их располагают на одной
Рис. 12.13
207
образующей вала и выполняют одной ширины, выбранной
по меньшему диаметру вала (рис. 12.14).
Для уменьшения номенклатуры червячных фрез и сокра-
щения времени на их перестановку размеры шлицев на разных
участках вала принимают по возможности одинаковыми.
§ 4. РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ
Основными нагрузками на валы являются силы от передач,
которые передаются через насаженные на них детали: зубчатые
или червячные колеса, звездочки, шкивы, муфты. При расчетах
принимают, что насаженные на вал детали передают силы
и моменты валу на середине своей ширины и эти сечения
принимают за расчетные. Под действием постоянных по
величине и направлению сил во вращающихся валах возника-
ют напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу.
Основными материалами для валов служат углеродистые
и легированные стали (табл. 12.7). Для большинства валов при-
меняют термически обработанные среднеуглеродистые и легиро-
ванные стали 45, 40Х. Для высоконапряженных валов ответ-
ственных машин—легированные стали 40ХН, 20Х, 12ХНЗА.
Таблица 12.7
Марка стали	Диаметр заготов- ки, мм, не более	Твер- дость НВ, не ниже	Механические характеристики, Н/мм2				
				(Уг	И		Т-1
Ст 5	любой	190	520	280	150	220	130
45	120	240	800	550	300	350	210
	80	270	900	650	390	380	230
40Х	200	240	800	650	390	360	210
	120	270	900	750	450	410	240
40ХН	200	270	920	750	450	420	250
20Х	120	197	650	400	240	300	160
12ХНЗА	120	260	950	700	490	420	210
18ХГТ	60	330	1150	950	665	520	280
208
Расчет проводят в такой последовательности: по чертежу
вала составляют расчетную схему, на которую наносят все
внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их
действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям
(горизонтальной X и вертикальной У). Затем определяют
реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
В этих же плоскостях строят эпюры изгибающих Мх и Му
и крутящего Мк моментов. Предположительно устанавли-
вают опасные сечения, исходя из эпюр моментов, размеров
сечения вала и концентратора напряжений. Проводят расчет
на статическую прочность, на сопротивление усталости.
Расчет на статическую прочность. Проверку статической
прочности производят в целях предупреждения пластических
деформаций в период действия кратковременных перегрузок
(например, при пуске).
Величина перегрузки зависит от конструкции передачи
(привода). Так, при наличии предохранительной муфты
величина перегрузки определяется моментом, при котором
эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной
муфты возможную перегрузку условно принимают равной
перегрузке при пуске приводного электродвигателя.
В расчете используют коэффициент перегрузки Кп=Ттах/
/X, где Ттах—максимальный кратковременный действующий
вращающий момент (момент перегрузки); Т—номинальный
(расчетный) вращающий момент. Общие пластические де-
формации в период действия кратковременных перегрузок
будут отсутствовать, если возникающие при этом напряже-
ния не будут превышать предел текучести материала.
В расчете определяют коэффициент запаса прочности
по текучести
о _
Лп (Уэкв
где ат — предел текучести материала вала (табл. 12.7);
Кп—коэффициент перегрузки; сгэкв—эквивалентное напряжение
= ум2+м2
аэкв	w >
где M=yJМх + Му—результирующий изгибающий момент
в рассматриваемом сечении, Нмм; МК = Т—крутящий мо-
мент, Нмм; W—осевой момент сопротивления сечения
вала, мм3. Допустимые значения для коэффициента запаса
прочности по текучести [5Г ]= 1,3 ... 1,6.
Расчет на сопротивление усталости. Уточненные расчеты
на сопротивление усталости отражают влияние разновид-
ности цикла напряжений, статических и усталостных харак-
теристик материалов, размеров, формы и состояния поверх-
ности. Расчет производят в форме проверки коэффициента
8 Заказ 3385	209
Рис. 12.15
Для каждого из установленных предпо-
запаса прочности.
ложительно опасных сечений определяют расчетный коэф-
фициент запаса прочности S и сравнивают его с допускаемым
значением [S ], принимаемым обычно 1,3 ...2,1:
где S„ и ST — коэффициенты запаса по нормальным и ка-
сательным напряжениям, определяемые по зависимостям:
с __	(ст-1)р с* __ (т -1 )р
°	^ + (Фа)р'СТт’ Т Т„ + (фт)р-Ти’
где сгй и та — амплитуды напряжений цикла; <зт и тт — сред-
ние напряжения цикла.
В расчетах валов принимают, что нормальные напряже-
ния изменяются по симметричному циклу: стй = <эи и стт = 0,
а касательные напряжения — по отнулевому циклу: тй = тк/2
и тт = тк/2. Влияние асимметрии цикла изменения т обычно
незначительно (фт = 0... 0,05).
Тогда
$ _lCT-ijp. $ _l[-ijp
Амплитуду напряжений цикла в опасном сечении определяют
по формулам:
a.)
а — ^И — ^
х =т /2 = 21l
0 к/ 2»;’
5)
Рис. 12.16
210
где М=у/Мх + Му—результирующий изгибающий момент;
Л/к— крутящий момент; W и WK — осевой и полярный
моменты сопротивления сечения вала.
Формулы для определения моментов сопротивления:
для сплошного круглого сечения диаметром D
l¥=~D3; IVK = ^-D3-
32	“16
для полого круглого сечения (рис. 12.15, а)
32	10
/ d
где 2,^=1 — I —) —коэффициент пересчета (табл. 12.8);
Таблица 12.8
d/D	0,4	0,42	0,45	0,48	0,5	0,53	0,56	0,6	0,63	0,67	0,71
£>w	0,974	0,969	0,959	0,947	0,938	0,921	0,901	0,87	0,842	0,8	0,747
для шлицевого вала (рис. 12.15, б)
ii-d4bz(D-d)(D + d)2'
32D	’
_nd4 + bz(P-d)(D + d)\
Таблица 12.9
D, мм	m — 1,0 мм		m= 1,5 мм		m — 2 мм		m = 2,5 мм	
	4	W, мм3	z	W, мм3	z	W, мм3	z	W, мм3
20	18	630	12	572				
22	20	856	14	779				
25	24	1289	16	1183				
28	26	1841	18	1708	12	1576		
30	28	2288	18	2127	14	1995		
32	30	2802	20	2627	14	2445		
35	34	3715	22	3496	16	3292	12	3079
38	36	4795	24	4538	18	4295	14	4071
40	38	5625	26	5332	18	5042	14	4776
42			26	6213	20	5921	16	5629
45			28	7722	22	7360	16	7008
50			32	10760	24	10315	18	9847
55			36	14490	26	13940	20	13370
60			38	18895	28	18300	22	17650
65					32	23540	24	22750
70					34	29720	26	28760
75					36	36850	28	35750
80					38	45000	30	43780
8*
211
для вала с одной призматической шпонкой (рис. 12.15, в)
л ,3 bh{ld—h)2
32а ~	\6d
_ л ,3 bh(2d—h)2
к 16	16<7
Значения моментов сопротивления приведены: для сечений
с эвольвентными шлицами по ГОСТ 6033—80 — в табл. 12.9;
с прямобочными шлицами по ГОСТ 1139—80 — в
табл. 12.10; с пазом для призматической шпонки по ГОСТ
23360—78 — в табл. 12.11.
Таблица 12.10
d, мм	Серия											
	легкая				средняя				тяжелая			
	D, мм	Ь, мм	Z	IV, мм3	D, мм	ь, мм	Z	W, мм3	D, мм	ь, мм	Z	ИИ, мм3
18	—	—	—	—	22	4	6	741	23	2,5	10	790
21	—	—	—	—	25	5	6	1081	26	3	10	1131
23	26	6	6	1367	28	6	6	1502	29	4	10	1650
26	30	6	6	1966	32	6	6	2100	32	4	10	2190
28	32	7	6	2480	34	7	6	2660	35	4	10	2720
32	36	6	8	3630	38	6	8	3870	40	5	10	4190
36	40	7	8	5130	42	7	8	5660	45	5	10	5710
42	46	8	8	8000	48	8	8	8410	52	6	10	8220
46	50	9	8	10460	54	9	8	11500	56	7	10	11900
52	58	10	8	15540	60	10	8	16130	60	5	16	16120
56	62	10	8	18940	65	10	8	19900	65	5	16	19900
62	68	12	8	25800	72	12	8	27600	72	6	16	27600
72	78	12	10	40300	82	12	10	43000	82	7	16	42300
82	88	12	10	57800	92	12	10	60500	92	6	20	56600
Таблица 12.11
d, мм	bxh, мм	W, мм3	ИИК, мм3	d, мм	Ь х /г, мм	W, мм3	1ТК, мм3
20	6x6	655	1440	45	14x9	7800	16740
21		770	1680	48		9620	20500
22		897	1940	50		10916	23695
24	8x7	1192	2599	53	16х 10	12869	28036
25		1275	2810	55		14510	30800
26 28		1453 1854	3180 4090	56		15290	33265
							
30		2320	4970	60	18х И	18760	40000
				63		21938	47411
32	10x8	2730	5940	67	20 х 12	26180	56820
34		3330	7190	70		30200	63800
36		4010	8590	71		31549	68012
38		4775	10366	75		37600	79000
				80	22х 14	45110	97271
212
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении
где а_] и t_j — пределы выносливости гладких образцов
при симметричном цикле изгиба и кручения (табл. 12.7);
(Ka)D и (KT)D — коэффициенты концентрации напряжений для
данного сечения вала.
Значения (Ka)D и (KX)D находят по зависимостям:
где Ka и Kx— эффективные коэффициенты концентрации
напряжений; Kd—коэффициент влияния абсолютных разме-
ров поперечного сечения (см. табл. 12.12); KF—коэффициент
влияния шероховатости (см. табл. 12.13); Kv — коэффициент
влияния поверхностного упрочнения (см. табл. 12.14). Если
поверхность вала не упрочняется, то Kv = 1.
Числовые значения коэффициентов К„ и Кх приведены
в таблицах: в ступенчатом переходе с галтелью (рис. 12.16,
а, б, в) — табл. 12.15, в месте шпоночного паза — табл. 12.16,
для шлицевых и резьбовых участков валов — табл. 12.17.
Для оценки концентрации напряжений в местах установки
на валу деталей с натягом используют отношения Kr.jKd
и KxfKd (см. табл. 12.18).
Таблица 12.12
Напряженное состояние и материал	Значения Kd при диаметре вала d, мм				
	30	40	50	70	100
Изгиб для углеродистой стали	0,88	0,85	0,81	0,76	0,71
Изгиб для легированной стали	0,77	0,73	0,7	0,67	0,62
Кручение для всех сталей					
Таблица 12.13
Среднее арифметическое отклонение профиля Ra, мкм	Значения KF при ов, Н/мм2			
	500	700	900	1200
0,4...0,1	1	1	1	1
3,2...0,8	1,05	1,10	1,15	1,25
25...6,3	1,2	1,25	1,35	1,50
213
Таблица 12.14
Вид упрочнения	св, Н/мм2	Kv		
		для гладких валов	при	при Л7ет= 1,8.2,0
Закалка с нагревом ТВЧ	600...800 800... 1000	1,5...1,7 1,3...1,5	1,6...1,7	2,4...2,8
Дробеструйный наклеп	600... 1500	1,1...1,25	1,5...1,6	1,7...2,1
Накатка роликом	—	1,1...1,3	1,3...1,5	1,6...2,0
Цементация	700...800	1,4...1,5	—	—
При действии в опасном сечении нескольких источников
концентрации напряжений учитывают наиболее опасный из
них (с наибольшим отношением	или А^/АГД
Таблица 12.15
	r/d	Ка при ств, Н/мм2				Кх при ств, Н/мм2			
		500	700	900	1200	500	700	900	1200
2	0,01	1,55	1,6	1,65	1,7	1,4	1,4	1,45	1,45
	0,02	1,8	1,9	2,0	2,15	1,55	1,6	1,65	1,7
	0,03	1,8	1,95	2,05	2,25	1,55	1,6	1,65	1,7
	0,05	1,75	1,9	2,0	2,2	1,55	1,6	1,65	1,75
3	0,01	1,9	2,0	2,1	2,2	1,55	1,6	1,65	1,75
	0,02	1,95	2,1	2,2	2,4	1,6	1,7	1,75	1,85
	0,03	1,95	2,1	2,25	2,45	1,65	1,7	1,75	1,9
5	0,01	2,1	2,25	2,35	2,50	2,2	2,3	2,4	2,6
	0,02	2,15	2,3	2,45	2,65	2,1	2,15	2,25	2,4
Таблица 12.16
св, Н/мм2	KG при выполнении паза фрезой		кх
	концевой	дисковой	
500	1,65	1,4	1,4
700	1,9	1,55	1,7
900	2,15	1,7	2,05
1200	2,5	1,9	2,4
214
Таблица 12.17
°В, Н/мм					
	для шлицев	для резьбы	для шлицев		для резьбы
			прямобочных	эвольвентных	
500	1,45	1,8	2,25	1,43	1,4
700	1,6	2,2	2,45	1,49	1,7
900	1,7	2,45	2,65	1,55	2,05
1200	1,75	2,9	2,8	1,6	2,4
Таблица 12.18
Диаметр вала d, мм	KJKd при ов, Н/мм2				KJ Kd при стй, Н/мм2			
	500	700	900	1200	500	700	900	1200
30	2,5	3,0	3,5	4,25	1,75	2,2	2,5	2,95
50	3,05	3,65	4,3	5,2	2,05	2,6	3,0	3,5
100 и более	3,3	3,95	4,6	5,6	2,2	2,8	3,2	3,8
ГЛАВА 13
ПРИМЕРЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ РЕДУКТОРОВ
В гл. 3 приведены рекомендации по расчету зубчатых
(цилиндрических, конических) и червячных передач, разра-
ботке компоновочных схем редукторов. Ниже даны примеры
дальнейшей разработки конструкции, выполнения необходи-
мых для этого расчетов.
§ 1. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО
ЗУБЧАТОГО РЕДУКТОРА
Компоновочная схема редуктора приведена на рис. 3.11.
Выполняем шестерню за одно целое с валом. Так как
производство мелкосерийное, примем форму колеса по
рис. 4.1,6: Jct = 80mm; /ст = 34мм; S=6mm. Примем, что
вращающий момент Т= 215,3 • 103 Н мм передается с колеса
на вал соединением с натягом. Для подбора посадки примем
материал вала — сталь 45 (<дТ1 = 650 Н/мм2). Материал ко-
леса—сталь 40Х (аТ2 = 750 Н/мм2). Сборка осуществляется
нагревом колеса (температурным деформированием).
Используем методику подбора посадок с натягом, изло-
женную в § 3 гл 5.
Среднее контактное давление. На конце вала
установлена звездочка цепной передачи. Тогда коэффициент
запаса К=3,5. Коэффициент сцепления при сборке темпера-
турным деформированием /=0,14. Тогда
2КТ _2 3,5-215,3-103
Ttd2!f л-482-34-0,14
= 43,8 Н/мм2.
Деформация деталей. Вал сплошной — </=0, d=
= 48 мм. Зубчатое колесо выполнено без ступицы в виде
диска. Принимаем, ориентируясь на делительный диа-
метр колеса, </«174 мм. Модули упругости Е1 = Е2 =
= 2,1 • 105 Н/мм2, коэффициенты ц1 = ц2 = 0,3 (см. с. 95). Тогда
г _ 1+(//Д2	—1—03 — 07
C1“l-(//d)2 И1-1 u’3-u’z’
216
(48 Y
’ = 1	I..—	V74/ iQ3—i да
2 l-(<W + g2 ]_?48_Y+U’5 ’ '
\ 174/
А=р</103( +	| = 43,8-48 • 103( -2iL- + -J^L | = 21,6 мкм.
'	E2J	у 2,1 105 2,1 105 у
Поправка на обмятие микронеровностей. Пред-
полагая предварительно, что точность изготовления вала
и отверстия в колесе будет соответствовать 8-му квалитету,
по табл. 16.2 принимаем Ral = 0,S мкм, У?«2 = 1,6 мкм. Тогда
поправка
u = 5,5(Rar + 7?«2) = 5,5(0,8 +1,6)= 13,2 мкм.
Поправку на температурную деформацию
в местах установки зубчатых колес не подсчитывают,
принимая А/ = 0.
Минимальный потребный натяг
[^]min = А + и + А/ = 21,6+13,2 + 0 = 34,8 мкм.
Максимальный натяг. Максимально допустимое дав-
ление определяется по менее прочному материалу:
для сплошного вала (<71=0): [р]тах1 = стТ1 = 650 Н/мм2;
= 0,5-750 1-
1-( -
= 346 Н/мм2. Максимально допускаемая деформа-
для колеса [р ]тах2 = 0,5аТ2
_/ 48^2Я
ция деталей
[А]тах = [л]тах^= 3461^=171 МКМ.
Максимально допустимый натяг
[Очах < [А]тах + и = 171 +13,2 = 184,2 мкм.
Выбор посадки. По табл. 5.3 находим, что посадка
H7]t6, для которой 7Vmin = 35 мкм и Агтах = 64 мкм, удовлет-
воряет условиям (5.1) и (5.2)
Температура нагрева колеса. Для диаметра J=
= 48 мм Zc6=10mkm. Коэффициент линейного расширения
для стали а=12 10-6 1/° С.
/ = 20° +
4" ^сб
<Л03а
= 20° +
64+10
48 -103 • 12 • 10-6
= 148,5° С,
что является допустимым.
Расчет шпоночных соединений. Для передачи вращающего
момента 7=215,3 Нм с вала на звездочку применим
217
шпоночное соединение. Найдем диаметр в среднем сечении
конического участка длиной /=54мм.
б/ср = ^—0,057=36 —0,05 • 54 = 33,3 мм.
Шпонка призматическая (табл. 12.5): 6 = 6 мм, h = 6 мм, tv =
= 3,5 мм. Длина шпонки /=45 мм, рабочая длина /р =
= 1—6 = 45 — 6 = 39 мм. Расчетные напряжения смятия
2Т	2-215,3-Ю3	тт/	2
СУГ =--;----г- = --;----;- = I 33 Н/ММ ,
см 6Zcp(A-g)/p 33,3(6-3,5)39	1
что меньше [су]см = 140 Н/мм2 для стальной ступицы звездочки.
Рассчитаем шпоночное соединение для передачи вращаю-
щего момента Г=44,3 Нм с полумуфты на входной вал
редуктора (см. рис. З.Н) б/ср = 25 —0,05-40 = 23 мм. Шпонка
призматическая (см. табл. 12.5): 6 = 5 мм, 6 = 5 мм, tr =
= 3,0 мм. Длина шпонки 7= 32 мм, рабочая длина /р = 32 —5 =
= 27 мм. Расчетные напряжения смятия
а
см
2-44,3- Ю3
23(5-3)27
= 71 Н/ММ2,
что меньше [а]см = 90 Н/мм2 для чугунной ступицы полу-
муфты.
Определение реакций опор. Расчетные схемы для опреде-
ления реакций опор валов редуктора приведены на рис. 13.1.
Силы здесь изображены как сосредоточенные, приложенные
в серединах ступиц. Линейные размеры (мм) в предположе-
нии установки валов на шариковых радиальных однорядных
подшипниках легкой серии (206 и 208 соответственно) берут
по компоновочной схеме (см. рис. 3.11): Ц = 34, /2 = 68; /3 = 58;
/4 = 35; /5 = 70; /6 = 72; <^ = 35,255; d2 = 174,745. Силы в зацеп-
лении: F, = 2464 Н, £, = 916 Н, £а = 518 Н. Сила £ц = 2972 Н,
Рис. 13.1
218
действующая со стороны цепной передачи, разложена на
составляющие в соответствии с наклоном линии центров
звездочек к горизонту а = 30°: F = F„ sin а = 2972 sin 30° =
= 1486 Н; FuI- = F„cosa = 2972cos 30° = 2574 Н.
Предположим, что входной вал редуктора соединяется
с валом электродвигателя муфтой упругой втулочно-пальце-
вой. Тогда FM = 5Qy/T= 50^/44,3 = 333 Н. Здесь Т—вращаю-
щий момент на валу, Нм. Направление FM заранее не
известно и на расчетной схеме показано условно (рис. 13.1,6).
Быстроходный вал. Реакции от сил в зацеплении:
а) в плоскости YOZ
^МА = 0-, Ftl1 — RBBl2 = Q;
^ = ^ = ^^=1232 Н;
рИБ = 0; -FI(/2-/1) + F4B/2 = 0;
о _Щ-/1)_ 2464(68-34)_
АВ /2	68
Проверка: ^Y=RAB — Ft + RBB = 1232 — 2464+ 1232 = 0 — реак-
ции найдены правильно;
б) в плоскости XOZ
?МА=Ъ, Frl1+Fad^-RBrl2 = 0
D FJi+F.di/2 916-34+518-35,255/2 ™	„
=-----------=------------------= ОУ Z.. J Hl
БГ l2	68	’	’
рИБ = 0; T?Ar/2—Fr(/2 —/1)+Fe<Z1/2 = 0;
= F(/2-/1)-f<I41/2 = 916(68-34)-518-35,255/2_	,
Ar	l2	68	’
Проверка:	£X= — RAr + Fr — RBr = -323,7 + 916-592,3 = 0 —
реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор:
RA = V^ab + ^аг = л/12322 + 323,72 = 1274 Н;
RB = jRlv + Rlr = V12322 + 592,32 = 1367 H.
Реакции от силы FM:
“0; — FM /3 + ^?бм ^2= 0;
n FM/3 333-58 ooj и.
=2M"'
£Мб = 0; -Ги(/2 + /3) + Яд„/2 = 0;
^ам_^м(/2 + /з) _ 333(68 + 58) _61? н
219
Проверка:	— FM + ЛАМ - Т?БМ = -333 + 617-284 = 0 — реакции
найдены правильно.
Реакции опор для расчета подшипников:
FrA = FA + FAM = 1274 + 617 = 1891 Н;
ЛгБ = ЛБ + ЛБМ= 1367 + 284= 1651 Н.
Тихоходный в ал. Реакции в плоскости YOZ:
рИв = 0; — F,/4 + FrB/5 —FuB(/5 + /6) = 0;
П _F1/4+Fub(/5+/6)_2464-35+1486(70+72)_
гв /5	70
^Л/г = 0; FBB/5+ F((/5 — /4) — FuB/6 = 0;
_-+,(/5-/4)++цВ/6_ -2464(70-35)+1486-72 _ ц
BB	/5	70
Проверка: £T=T?BB + F( — 7?rB + FuB = 296 + 2464 — 4246+1486 =
= 0 — реакции найдены правильно.
Реакции в плоскости XOZ:
^Мв=0; — Fr/4 + Fa</2/2 —Frr/5 + Fur(/5 + /6)=0;
_	_ -Fr/4 + Fa</2/2 + Fur(/5 + /6)_ -916-35 + 518-174,745/2 + 2574(70 + 72)_
ГГ	Т5	70
= 5410 Н;
£/Иг = 0; —	+Fr(/5 —+ Fad2/2 + Farl6 = 0,
„ _F(/5-/4) + Fo</2/2 + Fur/6_916(70-35) + 518-174,745/2 + 2574 72_
Лвг	T5	70
= 3752 H.
Проверка: £+= RBr - Fr - Frr + Fnl = 3752 - 916 - 5410 + 2574 =
= 0 — реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор (реакции для расчета под-
шипников):
RrB = ^R2SB + Rir = V2962 + 37522 = 3764 Н;
Rrr = ^гв + ^гг = ^/42462 + 54102 = 6877 Н.
Подбор подшипников для быстроходного вала. Частота
вращения вала «=1455 об/мин; </=30 мм; требуемая долго-
вечность подшипников £'1ОаЛ = 7500 ч. Схема установки под-
шипников— враспор. На опоры вала действуют силы: RrA =
= 1891 Н; ЛгБ=1651Н; Fo = 518 Н. Расчет ведем в после-
довательности, изложенной в § 2 гл. 6.
Предварительно принимаем подшипники шариковые ра-
диальные однорядные легкой серии 206. Для этих подшип-
ников из табл. 19.18 находим Сг=19 500 Н; СОг=10 000 Н.
Для радиальных подшипников осевые составляющие RsA =
220
= /?sB = 0. Из условия равновесия вала: /?аА = 0; 7?aB = Fa =
= 518 Н. Так как /?аА = 0, то для опоры А Х=\; У=0.
Для опоры Б отношение 7?аВ/СОг = 518/10 000 = 0,0518. Из
табл. 6.1 выписываем У=0,56; У=1,75; е = 0,25.
Отношение RaB/(V-7?гВ) = 518/(Т> 1651) = 0,314, что больше
е = 0,25; V= \ при вращении внутреннего кольца относительно
RrB. Тогда для опоры Б: Т=0,56 и У =1,75.
Эквивалентные динамические нагрузки при Кв = 1,4 (см.
табл. 6.3, п. 3) и Л^т=1 (/<100° С, табл. 6.4):
ЯЕА= VXRrKsKT= 1 • 1 • 1891 • 1,4• 1 =2647 Н;
ЯЕБ=(VXRr + YRa)KBKT = (1 • 0,56 • 1651 +1,75 • 518) Т ,4 Т = 2564 Н.
Для более нагруженной опоры А расчетная долговечность
при а2з = 0,15 (см. с. 105)
(С V106	(19 5OoV 106
Т10ай = а23 - — = 0,75 —- —— = 3435 ч.
lOah 231 I 60а)	\ 2647 / 60 • 1455
Это ниже требуемой долговечности L'iOah = 7500 ч, поэтому
подшипник 206 непригоден.
Примем подшипник шариковый радиальный однорядный
средней серии 306. По табл. 19.18: Сг = 28 100 Н; СОг=14 600 Н.
Как и раньше, для опоры А: Х=\; У=0.
Для опоры Б отношение RaB/Cor = 518/14 600 = 0,035. Из
табл. 6.1 выписываем Х=0,56; У =1,92; е = 0,23. Отношение
7?аВ/(И7?гВ) = 518/(1 • 16511 = 0,314, что больше е=0,23. Тогда для
опоры Б: X=Q,56 и У =1,92.
Эквивалентные динамические нагрузки 7?ЕА = 2647 Н; Т?ЕБ =
= (1 -0,56-1651+ 1,92-518)-1,4-1=2687 Н.
Для более нагруженной опоры Б расчетная долговечность
L1Oa(l = 9826 ч больше требуемой L'1Oa/1 = 7500 ч. Поэтому для
быстроходного вала принимаем подшипник 306. Основные
размеры подшипника: d=30 мм, 7) = 72 мм, В=19мм.
Подбор подшипников для тихоходного вала. Частота вра-
щения вала п = 293,6 об/мин, <7=40 мм; требуемая долговеч-
ность подшипников L'1Oah = 7500 ч. Схема установки подшип-
ников— враспор. На опоры вала действуют силы: RrB =
= 3764 Н, ЛгГ = 6877 Н, Fa = 518 Н.
Предварительно принимаем подшипник шариковый ра-
диальный однорядный легкой серии 208. По табл. 19.18 для
этого подшипника: С,. = 32 000 Н, СОг=17 800 Н. Осевые со-
ставляющие для радиальных подшипников 7?sB = 7?sr=O. Из
условия равновесия вала (рис. 13.1, а): 7?аГ=0; RaB=Fa = 518 Н.
Так как 7?аГ = 0, то для опоры Г: Х=1, У=0.
Для опоры В отношение RaBfCBr = 518/17 800 = 0,029. Из
табл. 6.1 выписываем: У =0,56; Y =1,98; е = 0,22.
221
Отношение АаВ/(Г7ггВ) = 518/(1 • 3764)=0,137 <е=0,22; V=\
при вращении внутреннего кольца относительно RrB. Тогда
для опоры В: X=l; Y=Q.
Эквивалентные динамические нагрузки при Къ = 1,4 и £т = 1:
ЯЕВ =	= 1 • 1 • 3764 • 1,4 • 1 = 5270 Н;
ДЕГ = VXRrrKBKT =1 1- 6877 • 1,4 • 1 = 9628 Н.
Расчетная долговечность для более нагруженной опоры
Е при а23 = 0,75 (см. с. 105):
т /сД3106	/32 oooV ю6 _1С,_
а2з1 7Г /	—0,75 I I	1562 ч.
\	/ OU/7	\ Уо^о / vU
Это меньше требуемой £'1Оа/1 = 7500 ч, поэтому подшипник 208
не подходит.
Примем для расчета подшипник шариковый радиальный
однорядный средней серии 308. По табл. 19.18 для него:
Сг = 41 000 Н, СОг = 22 400 Н. Ширина подшипника В=23 мм.
Поэтому изменяются некоторые размеры (см. рис. 13.1 и 3.11):
ls = T5 мм, /4 = 37,5 мм, /6 = 69,5 мм. Изменения эти незна-
чительны и влиянием их на величины реакций можно
пренебречь. Проводя расчеты, аналогичные приведенным выше,
получим для более нагруженной опоры Г расчетную долго-
вечность £10йй = 3286 ч, что меньше требуемой, поэтому под-
шипник 308 также не подходит.
Примем для дальнейших расчетов роликовый конический
подшипник легкой серии 7208. Схема установки подшипни-
ков—враспор. Из табл. 19.24: J=40 мм, £> = 80 мм, £=19,25
мм, е=0,38, Сг = 46 500 Н, У =1,56. Расстояние между за-
плечиками вала по компоновочной схеме /т=52мм (см.
рис. 3.11). Тогда расстояние между широкими торцами на-
ружных колец подшипников (см. с. 100, рис. 6.2) /п = /т+2Т=
= 52+2 • 19,25 = 90,5 мм. Смещение точки приложения радиаль-
ной реакции от торца подшипника
а = 0,5 Т+^-е =0,5 19,254
40 + 80 Л -q п->
—-— • 0,38 = 17,2 мм.
Расстояние /5 (см. рис. 13.1) равно
/5 = /п —2а = 90,5—2-17,2^56 мм.
Другие линейные размеры: /4 = 28 мм, /6 = 79 мм. Найденные
размеры существенно отличаются от ранее принятых (сравните,
раньше было: /5 = 70 мм, /4 = 35 мм, /6 = 72мм). Поэтому
пересчитаем радиальные реакции опор для тихоходного вала
редуктора. Получим: 7?rB = 4973 Н, Rrr = 8133 Н.
Для определения осевых нагрузок на опоры приведем
схему нагружения вала (рис. 13.1) к виду, представленному
222
на рис. 6.4, а. Получим: Rrl = 7?гГ = 8133 Н, Fr2 = FrB = 4973 Н,
Fa = 518 Н.
Определяем осевые составляющие:
7?sl = 0,83е/?г1 = 0,83 • 0,38 • 8133 = 2565 Н;
Rs2 = 0,83е7?г2 = 0,83 • 0,38 • 4973 = 1568 Н.
Так как Rsl>Rs2 и Fa>0, то в соответствии с табл. 6.4
находим осевые силы, нагружающие подшипники:
7?й1 = Fsl = 2565 Н; Ra2 = Ral +Fa = 2565 + 518 = 3083 Н.
Отношение RaJ(VRrl)~2565/(1 -8133) = 0,315, что меньше с = 0,38
и для опоры 7: Т=1, У=0. Отношение Т?а2/(К/?г2) = 3083/(1 х
х 4973) = 0,62, что больше е=0,38 и для опоры 2: У=0,4 и У = 1,56.
Эквивалентные динамические нагрузки при FB=1,4 и FT=1:
RE1 = VXRrlKBKT=l -1 - 8133-1,4-1 = 11 386 Н.
RE2 = (m?r2 + YRa2 )FBFT=(1 • 0,4 • 4973 +1,56 • 3083) • 1,4 • 1 = 9518 H.
Расчетная долговечность более нагруженного подшипника
опоры 1 (опоры Г) при д2 3 = 0,65 (см. с. 105)
/ „ \ 3,33 ,6	/ \з,зз 6
£1Оай = а23 -	—=0,651——)	——— = 3999 ч.
10аЛ 23\rJ	60л	(11386/	60 293,6
Это меньше требуемой долговечности L'1Oafl = 7500 ч, поэтому
подшипник 7208 не подходит. Для дальнейших расчетов
примем подшипник конический роликовый средней серии 7308.
Из табл. 19.24: <7=40 мм, D = 90 мм, Т= 25,25 мм, е=0,28,
Сг = 66 000 Н, У=2,16.
Уточняем линейные размеры при установке этих под-
шипников:
/п = /т+2Т=52 + 2-25,25= 102,5 мм.
Смещение
а = 0,5
25,250,28
= 18,7
мм.
Расстояния: /5 = /п —2а = 102,5 — 2-18,7 = 65 мм, /4 = 32,5 мм,
/6 = 74,5 мм. Уточнив в связи с изменившимися расстояниями
радиальные реакции опор, получим: RrB=4132 Н, 7?гГ=7263 Н.
Приведем схему нагружения вала к виду, представленному
на рис. 6.4, а. Получим: 7?и =7?гГ = 7263 Н, Fr2 = 7?rB = 4132 Н,
Fa = 518 Н.
Осевые составляющие
7?sl= 0,83-0,28-7263 = 1688 Н, Rs2 = 0,83 -0,28 -4132 = 960 Н.
Так как Rsl>Rs2 и Fa>0, то 7?й1 = Fsl = 1688 Н, Т?й2 = Т?й1+Fa =
= 1688 + 518 = 2206 Н. Отношение 7?й1/(У-7?г1)= 1688/(1-7263) =
223
=0,232 <е=0,28 и для опоры Г. Х=1, У=0. Отношение
1?а2/( К • 7?г2) = 2206/(1 • 4132) = 0,534 > е = 0,28 и для опоры 2: Х=
=0,4; У=2,16.
Эквивалентные динамические нагрузки при Л?Б = 1,4 и Л^т=1
/?£1 = 1 1 -7263 1,4'1 = 10168 Н; Я£2 = (1-0,4-4132 + 2,16-2206) х
х 1,4-1 = 8985 Н. Расчетная долговечность подшипника более
нагруженной опоры 1 при а23 = 0,65
/	\ Ш
, п,Уб6 000\’	106	10 4m
L. nnh = 0,65 --- ----------=18 697 ч.
10<"'	\ 10 168 /	60-293,6
Это больше требуемой долговечности £'1Oah = 7500 ч, по-
этому подшипник 7308 пригоден.
Выбор посадок колец подшипников. Быстроходный вал
редуктора устанавливается на подшипниках шариковых ради-
альных. Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе
с валом относительно действующей радиальной нагрузки
и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. Отноше-
ние эквивалентной динамической нагрузки к динамической
грузоподъемности RE)Cr = 2687/28 100 = 0,096. По табл. 6.5 вы-
бираем поле допуска вала кб.
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно
радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению.
По табл. 6.6 выбираем поле допуска отверстия Я7.
На тихоходный вал редуктора устанавливают конические
роликовые подшипники. Отношение RE/Cr = 10 168/66 000 = 0,15.
По табл. 6.5 и 6.6 принимаем поля допусков: вала—тв,
отверстия—Н7.
Построение эпюр моментов. Быстроходный вал (рис. 13.2,
а). Для построения эпюр определяем значения изгибающих
моментов в характерных сечениях вала.
Вертикальная плоскость (YOZ):
сечение A MX = Q;
сечение Е МХ = ЛЛВ/1 = 1232-34-10-3=41,9 Нм;
Сечение Б Мх = 0.
Горизонтальная плоскость (XOZ):
сечение А М =0;
сечение Е слева М = RAr !л = 323,7 • 34,0 • 10 3 = 11 Нм;
сечение Е справа Му = RArll+Fadlj2 = 3237 • 34,0 • 10-3 +
35 255•13
2
сечение Б My = Q.
Нагружение от муфты:
сечение Д Мм = 0;
сечение А Мм = Гм/3 = 333 • 58,0 • 10“3 = 19,3 Нм
сечение Б Мм0.
Передача вращающего момента происходит вдоль оси
вала со стороны входного участка до середины шестерни
224
а)
вертикальная плоскость (YOZ)
Эпюра МК1Нм
в)
Вертикальная плоскость (YOZ)
Горизонтальная плоскость (XOZ)
91,9
^гггтТТТШТТТтттт^
Горизонтальная плоскость (XOZ)
Эпюра Му, Нм
Га
Эпюра Мн, Нм
191.8
Нагружение Гм
би 'к ram
Эпюра МК1 Нм
215,3
Эпюра ММ1Нм
19,3
Эпюра Мк,Нм
Рис. 13.2
(эпюра Мк): МК = Т=44,3 Нм. Аналогично строятся эпюры
моментов для тихоходного вала (рис. 13.2, б).
Эпюры построены для значений расстояний и радиальных
реакций, соответствующих установке вала на окончательно
выбранных подшипниках 7308: /5 = 65 мм, /4 = 32,5 мм, /6 =
= 74,5 мм, 7?гв = 4421,2 Н, RBB=471,2 Н, Лгт = 5762,5 Н, Двг =
= 4104,5 Н.
225
Из сопоставления размеров валов и эпюр моментов сле-
дует, что наиболее нагруженным является тихоходный вал
редуктора.
Расчет на прочность тихоходного вала проведем в со-
ответствии с формулами гл. 12.
Ранее, при расчете соединения с натягом, в качестве
материала вала была принята сталь 45. Из табл. 12.7 выпи-
сываем: ав = 900 Н/мм , сут=650 Н/мм2, с= 380 Н/мм2,
т_! =230 Н/мм2.
В соответствии с формой вала и эпюрами изгибающих
Мх, Му и вращающего Мк моментов (рис. 13.2, б) предполо-
жительно опасным сечением является сечение Г—место уста-
новки подшипника.
Расчет сечения Г на статическую прочность. Результирующий
изгибающий момент
Л/=ч/Л/2 + Л/2 = 103 х/110,72 + 191,82 = 221,5-103 Н-мм.
Осевой момент сопротивления сечения
U7 nd3 л403	з
W= — =------= 6280 мм\
32	32
Эквивалентное напряжение
7gTg = vgl.5!0T+pi»-l0V=	2
экв	Ц/	АЭОЛ	’	'
6280
Коэффициент запаса прочности по текучести при коэффициенте
перегрузки Л/, = 2,5.
sT=^=
^экв
^2 = 5.3>М=1,6.
Статическая прочность вала в сечении Г обеспечивается.
Расчет сечения Г на сопротивление усталости. Определим
амплитуду напряжений цикла в опасном сечении:
м
W
та = тк/2
221,5 103
6280
= 35,3 Н/мм2;
2Й;
215,3-Ю3
2-12560
= 8,5 Н/мм2.

о	л-43 л-403	-г
Здесь W =------=-----=12560 мм3.
к 16	16
Внутреннее кольцо подшипника качения устанавливается на
валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении
Г—посадка с натягом. По табл. 12.18 имеем: KJKd = 3,9;
KJKd = 2J5. Посадочная поверхность вала под подшипник
226
шлифуется (7?а=0,4 мкм); KF=\ (см. табл. 12.13). Поверхность
вала не упрочняется Kv = \ (см. табл. 12.4).
Коэффициенты концентрации напряжений в рассматривае-
мом сечении:
(^)D = ^+^-l)l = (3,9+l-l)j = 3,9;
(^)D = fy+^-lU=(2,75 + l-1)| = 2,75.
J Kv	1
Пределы выносливости вала:
*п-)»^^зГ97'4Н/Мм2;
(т->»=н=>83-6
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным
напряжениям:

(т- 1)д___83,6___q у
га 8,6	’ '
Коэффициент запаса прочности в сечении Г
$Л.
2,8-9,7
л/2,82 + 9,72
= 2,7>[У|=2,1.
Сопротивление усталости вала в сечении Г обеспечивается.
Конструирование крышек подшипников. Крышки подшип-
ников примем привертными: глухие по рис. 7.2, а; с отверстием
для выходного конца вала по рис. 7.3.
Размеры (мм) конструктивных элементов крышек подшип-
ников:
быстроходного (?) и тихоходного (2) валов:
Вал	D	5	d		8,	32	с	«ф
1	72	6	8	4	7	6	8	105
2	90	6	8	4	7	6	8	125
Смазывание и уплотнения. Окружная скорость зубчатого
nd2n	3,14-174,745-293,6	,	т/-
колеса v=—-—=---------------------= 2,7 м/с. Контактные напря-
60-1000	601000	1	г
жения он = 662 Н/мм2. По табл. 8.1 принимаем масло
227
Рис. 13.3
И-Г-С-68. Система смазывания — картерная. Глубина погру-
жения колеса в масляную ванну /гм 0,25 -d2 = 0,25-174,745 =
= 42 мм (см. рис. 8.1). Принимаем Лм = 25 мм. Примем для
выходных концов валов редуктора манжетные уплотнения.
Размеры уплотнений по табл. 19.16.
Конструкцию корпуса цилиндрического редуктора примем
по рис. 11.1, 11.2. Толщина стенки корпуса
5=1,8 уТ =1,8- ^/215,3 7 мм; толщина стенки крышки —
5t = 6 мм. Размеры отдельных элементов корпусных деталей
(см. §1 гл. И): /гх = 3,5мм; 6= 10 мм; й1=9мм; / = 3мм;
/=15мм; Z)§=130mm; h'=48 мм.
Диаметр винтов для соединения крышки с корпусом
d= 1,25 з/?= 1,25 3/215,3 = 7,5^10.
Принимаем М10, число винтов z = 6. Диаметр отверстия для
винта в крышке б?0 = 11 мм (см. табл. 11.1). Диаметр цилин-
дрического штифта <7ШТ = 8 мм, три штифта поставим в стык
корпуса и крышки.
Диаметр винтового крепления корпуса к раме <7ф =
= 1,25-(/= 1,25-10= 12,5 мм. Принимаем М12, число винтов
и=4. Места расположения этих винтов по рис. 11.9.
На рис. 13.3 приведен в качестве примера чертеж цилин-
дрического редуктора.
Рис. 13 3 (продолжение)
229
§2. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОНИЧЕСКОГО ЗУБЧАТОГО
РЕДУКТОРА
Компоновочная схема редуктора приведена на рис. 3.13. Так
как угол делительного конуса шестерни 8х<30°, принимаем
форму венца по рис. 4.7, а и выполняем шестерню за одно целое
с валом. Внешний диаметр вершин зубьев колеса dae2>\2Q мм,
производство мелкосерийное—принимаем форму колеса по
рис. 4.8, а: </ст=100мм, /ст = 71 мм, 80 = 5,5мм, 5=20 мм.
Для передачи вращающего момента Т = 292 Нм с колеса
на вал применим шпоночное соединение. Шпонка призмати-
ческая (см. табл. 19.11): Z>=18 мм, /г=11 мм, /х = 7мм. Длина
шпонки /=63 мм.
Рабочая длина шпонки /р = /—Ь=63 —18 = 45 мм. Тогда
расчетные напряжения смятия
2Т	2-292103	1Т,	,
= —----т—=—;— = 54 Н/мм ,
см rf(A—Zt)/p 60(11-7)45	1
что меньше [а]см= 140 Н/мм2 для стальной ступицы колеса.
Для передачи вращающего момента Г= 96,6 103 Н м со
шкива на входной вал редуктора применим шпоночное
соединение. Найдем диаметр в среднем сечении конического
участка длиной /=54мм:
t/cp=t/—0,05/= 36—0,05-54=33,3 мм.
Шпонка призматическая (см. табл. 12.5): /> = 6 мм, h = 6 мм,
= 3,5 мм. Длина шпонки /=45 мм, рабочая длина I =1—Ь=
=45 — 6 = 39 мм.
Расчетные напряжения смятия
2Т 2-96,6-103	2
агм =—----т—=-----;— = 59 Н/мм ,
см	33,3(6-3,5)39	1
что меньше [<у]см = 90 Н/мм2 для чугунной ступицы шкива.
Принимаем по рекомендации § 1 гл. 5 посадку колеса на вал
060 Hlfsfs. Проверим, обеспечит ли эта посадка осевую
фиксацию колеса, нагруженного осевой силой 7^ = 968,7 Н.
Используем методику подбора посадок с натягом, изло-
женную в § 3 гл. 5.
Среднее контактное давление при сборке запрессовкой
KFa Р =	- = Г ndlf	3,5-968,7	_ 3,14-60-71-0,07”	3,6 Н/мм2
Другие величины:		
А	и	
3,2	13,2	0	16,4
230
рабочая длина /р = 50 — 12 = 38 мм.
смятия
2 292 103
Поскольку минимальный натяг посадки 0	Nmin =
= 30мкм (см. табл. 5.3) больше потребного [jV]mjn= 16,4 мкм,
то выбранная посадка обеспечивает осевую фиксацию колеса
на валу. Сборка колеса будет производиться запрессовкой.
Сила запрессовки Fh=156kH.
Для передачи вращающего момента с вала на звездочку
также предварительно примем шпоночное соединение. Шпонка
призматическая (см. табл. 19.11): /> = 12 мм, /г = 8 мм, zt = 5 мм.
Длина шпонки /= 50 мм,
Расчетные напряжения
2Т
=—-----—=—-------— =1/6 til мм “,
см <Z(/i-Zt)/p 40(8-5)38	'
что меньше [<т]см= 140 Н/мм2 для стальной ступицы звез-
дочки.
Осевую фиксацию звездочки на валу обеспечиваем поджа-
тием шлицевой гайкой ступицы к буртику.
Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения
реакций опор валов конического редуктора приведены на
рис. 13.4. Линейные размеры (мм) берут по компоновочной
схеме рис. 3.13: = 25, /2 = 78, /3 = 90, /4 = 45, /5 = 220, /6 = 90,
<4,1 = 66,846, </т2 = 209. Силы в зацеплении: F( = 2794 Н, Fal =
= 309,7 Н, Frl =968,7 Н, Fa2 = 968,7 Н, F,2 = 309,7 H. Сила,
действующая на выходной вал со стороны цепной передачи,
Fu=4260 Н. Линия центров звездочек по условию расположена
Рис. 13.4
231
горизонтально. Сила, действующая на входной вал со стороны
ременной передачи, Fp=1685 H. Линия центров шкивов по
условию расположена горизонтально.
Быстроходный вал. Реакции от сил в плоскости XOZ'.
ХМА = 0; М-/?бг/2=0; 7?бг=^=^! = 895,5 Н.
£Мб = 0;	+ /2)-FAr/2 = 0;
Ш±к) = 2794(25 + 78) =
АГ 12	78
Проверка: ^Х= -Ft + RM-Rbr= -2794+3689,5-895,5 = 0—
реакции найдены правильно.
Реакции от сил в плоскости YOZ:
£Ма = 0; Fal^-FBB/2-Frl/1-Fp(/2 + /3) = 0;
^B=^Fal^-Frl/1-Fp(/2 + /3)) =
1( 309,7^
78 \	2
968,7-25-1685(78+90) = -3807 Н.
Знак минус означает, что действительно направление реакции
RSB противоположно предварительно заданному. Предвари-
тельно Т?БВ была направлена по оси Y, действительное
направление противоположно оси Y.
^МБ = 0; Fal^-Frl(/1 + /2)-FAB/2-Fp/3 = 0;
FAB=^ (fal ^-Frl(l1+l2)-Fpl^ =
309,7^|^-968,7(25 + 78)-1685-90 )= -3090,7 Н.
Действительное направление реакции Т?АВ противоположно
предварительно принятому.
Проверка: ^K=-Frl-FAB + FBB+Fp=-968,7-( -3090,7) +
+(—3807)+1685 = 0—реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор для расчета подшипников:
FrA = FA = 7Яав+Яаг=7(-309М2 + 3689’52 = 4813 Н.
FrB = FB=v/FBB + FBr = 4/( —3807)2 + 895,52 = 3911 Н.
Тихоходный вал. Реакции от сил в плоскости XOZ:
£Л/в = 0; F(/4-Frr/5 = 0;
232
ЛЛ = »£80_10|6 н
гг /5	220
£Мг = 0; Т?вг/5 —F((/5 —/4) = 0;
_ Щ-/4) _ 2794(220 - 80) _
вг /5	220
Проверка:	— RBr+Ft — Rrr = —1778+2794—1016 = 0—реа-
кции найдены правильно.
Реакции от сил в плоскости YOZ:
£ Мв = 0; — Fa2 dm2/2+Fr214 — 7?rB /5+Fu(ls +16) = 0;
•^ГВ = 7 ( — Fa2	+ Fr2 /4 + +u(/5 + /6)) = — X
/5	zzu
X (- 968,7 ^ + 309,7 • 80 + 4260(220+90)) = 5655,2 H;
УЛ/г=0; /?вв/5-Го2«Г2/2-Гг2(/5-/4)+Гц-/6=0;
^BB = ^(^242/2+Fr2(/5-/4)-J’II/6) = ±(968,7^ +
+ 309,7(220 —80)—4260-90)= —1085,5 H.
Действительное направление реакции 7?вв противоположно
предварительно принятому.
Проверка:	£ У=7?вв-Гг2+7?гв-Гц = (-1085,5)-309,7 +
+ 5655,2—4260 = 0—реакции найдены правильно.
Реакции опор для расчета подшипников:
Лв=V^bb+^вг=V( -1085’5)2+17782=2083 н;
Лг=ч/^гв+Ягг=V$655,22 + 10162 = 5745 Н.
Подбор подшипников для быстроходного вала. Частота
вращения вала « = 452,7 об/мин; <7=45 мм; требуемая долго-
вечность подшипников £'1Оай=40000 ч. Схема установки под-
шипников— врастяжку. На опоры вала действуют силы:
7?гЛ = 4813 Н, 7?rB = 3911H, Fai = 309,7 Н.
Предварительно принимаем подшипник роликовый кони-
ческий легкой серии 7209. Из табл. 19.24 для этого подшипника
выписываем: Сг = 50 000 Н, е = 0,41; Y =1,45. Для определения
осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала
(рис. 13.4, а) к виду, представленному на рис. 6.4, б. Получим
7?г1 =ЛгБ = 3911 Н, 7?r2 = 7?rA=4813 Н, Fa = Fal = 309,7 Н.
Определяем осевые составляющие:
7?sl=0,83e-7?rl=0,83-0,41 -3911 = 1331 Н;
Rs2=0,83 • eRr2 = 0,83 • 0,41 • 4813 = 1638 Н.
Так как Rs,<Rs2 (1331 <1638) и Fa>Rs2-Rsl (309,7>(1638-
— 1331) = 307), то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые
силы, нагружающие подшипники:
233
7?ol = Asl = 1331 Н и Яя2 = Яа1 + Л.= 1331+ 309,7^1640 Н.
Отношение _^л__ J21L = 0 34<e = 0,41 и для опоры 1 имеем:
VRri 1-3911	к
Х=1, У=0.
Отношение -^+ = -^^- = 0,341 <е=0,41 и для опоры 2:
VRrl 1-4813	’
Х=\, Y=0.
Эквивалентные динамические нагрузки при Л'Б= 1,4 и 1CT=1
(см. табл. 6.3, 6.4):
/?Е1 = ИА7?Г1 • КБКТ = 1 • 1 • 3911 • 1,4 • 1 = 5475 Н;
RE2=V X Rr2KBKT=\ 1 -4813 1,4-1=6738 Н;
Расчетная долговечность более нагруженного подшипника
опоры 2 при д23 = 0,65 (см. с. 105)
3,33
LlOah~ а23
106 -0 651 50000
6+Г ’W\ 6738
106
60-452,7
= 18940 ч.

Это меньше требуемой долговечности £'1Оай=40000 ч, поэтому
намеченный подшипник 7209 не подходит. Примем для
дальнейших расчетов подшипник роликовый конический сре-
дней серии 7309. Из табл. 19.24 для этого подшипника
выписываем: С, = 83 000 Н, <? = 0,29, У=2,16. Для определения
осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала
(рис. 13.4, а) к виду, представленному на рис. 6.4,6. Получим:
7?г1 = 7?гБ = 3911 Н, 7?г2 = 7?гА = 4813 Н, Fa = Fal = 309,7 Н.
Осевые составляющие:
Rsl =0,83 0,29 -3911=941,4 Н;
7?s2 = 0,83 0,29-4813 = 1158,5 Н.
Так как Rsl<Rs2 (941,4 < 1158,5) и Fa>Rs2-Rsl (309,7 >
>(1158,5 — 941,4)^217), то в соответствии с табл. 6.2 находим
осевые силы, нагружающие подшипники: Ral = Rsl =941,4 Н
и Ra2=Ral+Fa=94\,4+309,7«1251 Н.
Отношение Ло1/(И7?г1) = 941,4/(1-3911)=0,24<е = 0,29 и для
опоры 1: Х=1; У=0.
Отношение Ra2/(VRr2)= 1251/(1 • 4813) = 0,260<<?=0,29 и для
опоры 2: Х=\; У=0.
Таким образом, эквивалентные нагрузки, как и ранее:
7?£1 = 5475 Н и 7?£2 = 6738 Н.
Расчетная долговечность более нагруженного подшипника
опоры 2 при а23 = 0,65 (см. с. 105)
^1ОаЛ~0>65
83 000 У’33	106
6738 /	60-452,7
= 102441 ч.
234
Это больше требуемой долговечности £'1о«л=40000 ч, по-
этому намеченный подшипник 7309 подходит. Основные раз-
меры подшипника: <7=45 мм, £)=100мм, 7=27,25 мм.
Подбор подшипников для тихоходного вала. Частота враще-
ния вала п = 143,7 об/мин, 7=50 мм, требуемая долговечность
£1оал=40000 ч. Схема установки подшипников—враспор. На
опоры вала действуют силы: £rB = 2083 Н, 7?гГ=5745 Н,
Fa2 = 968,7 Н.
Предварительно принимаем подшипник роликовый кони-
ческий легкой серии 7210. Из табл. 19.24 для этого подшипника
выписываем: Сг = 56 000 Н, е = 0,37, У =1,6.
Приведем схему нагружения вала (рис. 13.4, б) к виду,
представленному на рис. 6.4, а. Получим: Rrl =7?гГ=5745 Н,
Rr2 = RrB = 2083 Н, Fa = Fa2 = 968,7 Н.
Находим осевые составляющие:
Rsl = 0,83 • 0,37 • 5745 = 1764 Н, RS1 = 0,83 • 0,37 • 2083 = 639 Н.
Так как Rsl<Rs2 и Fa>Rsl-Rsl (968,7>(639,5-1764)= -1125),
то (см. табл. 6.2)
Ral = Rsl = 1764 Н, Ra2 = Ral + Fa= 1764+968,7 = 2732,7 Н.
Отношение Ral/(VRrl)= 1764/(1 • 5745) = 0,307 <е=0,37 и для
опоры 1: У=1, У=0.
Отношение Ra2/(VRr2) = 2732,7/(1 -2083)= 1,31 ><? = 0,37 и для
опоры 2: Х=0,4, У =1,6
Эквивалентные динамические нагрузки при Кь = 1,4 и Кт= 1:
REl = VXRrlKEKT = 1 • 1 •5745• 1,4• 1 =8043 Н;
RE2=(VXRr2+YR2)KEKT =
= (1 • 0,4 • 2083 + 1,6- 2732,7) -1,4-1= 7288 Н.
Расчетная долговечность более нагруженного подшипника
опоры 1 при а23 = 0,65 (см. с. 105)
—0,65
\ 3 33
56000 X ’
8043 /
106
60-143,7
= 48276 ч.
Это больше требуемой долговечности L 'Wah=40 000 ч, по-
этому намеченный подшипник 7210 подходит. Основные раз-
меры подшипника: J=50mm, 7)=90 мм, 7=21,75 мм.
Выбор посадок колец подшипников. Внутренние кольца
подшипников быстроходного и тихоходного валов имеют
циркуляционное нагружение, наружные—местное. Для более
нагруженного подшипника быстроходного вала REICr = 6TX&l
50000 = 0,13. По табл. 6.5 выбираем поле допуска вала кб. Для
подшипника тихоходного вала RE)Cr = 8043/56000 = 0,14—поле
допуска вала кб. По табл. 6.6 поля допусков отверстий корпуса Н7.
Построение эпюр моментов и расчеты валов на прочность
выполняем подобно тому, как это было показано для
цилиндрического редуктора (см. § 1 настоящей главы).
235
355


Конструирование стакана и крышек подшипников. Примем
для опор быстроходного вала конструкцию стакана по
рис. 7.1,6. Размеры конструктивных элементов стакана (мм):
D	-0»	8	62	Винт		С	Оф	t
				d	Z			
100	120	10	12	мю	6	10	160	5
Поскольку стакан перемещают при сборке для регулирования
осевого положения конической шестерни, принимаем посадку
стакана в корпус 0 120 /77
Крышки подшипников примем привертными: для быстро-
ходного вала (7) по типу рис. 7.2, в; для тихоходного
(2)—по типу рис. 7.2, а, в. Размеры конструктивных элемен-
тов крышек (мм):
Вал	D	8	Винт		8,	32	С	Оф
			d	Z				
1	100	7	мю	6	9	7	10	160
2	90	6	М8	4	8	6	8	125
Смазывание и уплотнения. Окружная скорость конического
колеса
ndn 3,14-209 143,7	, ,	.
V =------=-------------= 1,6 м/с.
60-1000	60 1000	’	1
Контактные напряжения ст„ = 576,6 Н/мм2. Принимаем масло
И-Г-А-68 (см. табл. 8.1). Система смазывания — картерная.
Глубина погружения в масляную ванну конического колеса
Ам = 35 мм (должны быть полностью погружены зубья ко-
леса).
Примем для быстроходного вала манжетное уплотнение
(см. табл. 19.16), а для тихоходного вала — комбинированное:
уплотнение упругой стальной шайбой по типу рис. 8.20
в сочетании с щелевым уплотнением и формой канавки
по рис. 8.21, а.
Конструкцию корпуса конического редуктора принимаем
по типу рис. 11.14. Толщина стенки корпуса 8=1,8^/7=
= 1,8^/292 = 7,5 мм, толщина стенки крышки 8t =7 мм. Раз-
меры прилива для размещения комплекта вала конической
шестерни: £>ф = 7)к + 5 = 160 + 5 = 165 мм, 7)ф= 1,257)+10 =
= 1,25• 120+10= 160 мм. Другие элементы корпуса:
/гх=4,5 мм; 6=14 мм; Ьх = 12 мм; /=4 мм; 7= 19 мм;
Т)5=130мм; h = 63 мм.
238
Диаметр винтов для соединения крышки с корпусом
(/=1,26^/292 = 8,2^10. Принимаем М10, число винтов z = 6.
Диаметр отверстия для винта в крышке d0 = 11 мм (см.
табл. 11.1). Диаметр конического штифта (/шт = 8 мм.
Диаметр винтов крепления корпуса к раме (плите)
(/ф= 1,25(/= 1,25 • 10« 12,5 мм. Принимаем М12, число винтов
и = 4. Диаметр отверстия для винта d0 = 15 мм (см. табл. 11.1).
Места крепления редуктора к раме (плите) оформляем по
рис. 11.7. Толщина лапы — 20 мм; /го = 50мм; глубина ни-
ши— 27 мм; ширина опорной поверхности—45 мм.
На рис. 13.5 в качестве примера приведен чертеж коничес-
кого редуктора.
§ 3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА
Компоновочная схема редуктора приведена на рис. 3.15.
По условию примера производство среднесерийное. Примем
первоначально центр червячного колеса литой из серого
чугуна марки СЧ30, венец наплавленный. Формы наплавлен-
ных венцов, представленные на рис. 4.13, равноценны. Выбе-
рем вариант по рис. 4.13, в.
По формулам § 1, 6 гл. 4 получены следующие размеры
конструктивных элементов червячного колеса (мм):
Размеры конструктивных элементов червяка приведены
на рис. 3.15. Уточнение этих размеров может произойти
в процессе конструирования опор, крышек подшипников,
уплотнений, корпуса.
Для передачи вращающего момента 7=800 Нм с червяч-
ного колеса на вал применим соединение с натягом. При-
мем предварительно в качестве материала вала сталь 45
(стТ1 = 650 Н/мм2, Ег =2,1 • 105 Н/мм2, =0,3 см. с. 96), ма-
териала центра колеса чугун СЧ30 (ст0 2 = 140 Н/мм2,
£2 = 0,9 105 Н/мм2, р2 = 0,25). Пользуясь методикой подбора
посадок с натягом, изложенной в § 3 гл. 4 (пример подбора
посадки см. § 1 настоящей главы), получаем при сборке
запрессовкой:
к f	р
3	0,07	61
А и	А/
132Т 13,2	о
145,2
L^Jmax
43,75
[A]max
94,7
108
По условию прочности чугунного центра посадку выбрать
невозможно, так как максимально допустимый по прочности
центра натяг pV]max меньше минимального потребного
натяга [Ar]min(108 мкм< 145,2 мкм).
239
Если осуществить соединение колеса с валом темпера-
турным деформированием, то изменяются следующие вели-
чины (остальные сохраняют свои значения):
f	р	А	IXU
0,1	42,7	92,6	106
В этом случае также невозможно подобрать посадку, так
КаК [/V]max~[/V]min (108 мкм» 106 мкм).
Следовательно, серый чугун в качестве материала для
центра колеса непригоден. Примем для центра сталь марки
45 (стт2 = 550 Н/мм2, см. табл. 12.7). Если соединение колеса
с валом будем осуществлять запрессовкой, то по сравнению
с первым вариантом расчета изменятся следующие величины:
А	1ли	ЕР Jmax		[7V]max	посадка	
66	79	172	186	199	Hllul	321268
Посадка выбрана с помощью табл. 5.3 по условиям:
Wmin>[N]min (81 мкм >79 мкм) и Wmax < [/V] тах (123 мкм <
< 199 мкм).
Если соединение осуществить нагревом колеса, то изме-
нятся следующие параметры:
f	Р	А		посадка	t° С
0,14	30,5	33	46,2	Z77/Z6	134
Для выбранной посадки /Vmin>^]min (52 мкм > 46,2 мкм)
и	< [N]max (87 мкм < 199 мкм), см. табл. 5.3.
Окончательно выбираем для соединения червячного коле-
са с валом	способ сборки — температурное
деформирование (нагрев колеса до температуры 134° С).
Расчет шпоночных соединений. Для передачи вращающего
момента 7"= 55,5 • 103 Нмм со шкива на вал червяка применим
шпоночное соединение. По табл. 19.11 для диаметра вала 30 мм:
b = 8,0 мм, h = l мм, ?!=4 мм. Длина шпонки 1=32 мм, рабочая
длина /р = /—/> = 32 — 8 = 24 мм. Расчетные напряжения смятия
2Т	2-55,5 103	1т, 2
СТ, =-—---— = — -----—=51 Н/ММ .
см </(/>-,,)/„ 30(7-4)24	'
что меньше [<д]см = 90 Н/мм2 для чугунной ступицы шкива.
Для расчета шпоночного соединения на коническом конце
вала червячного колеса найдем диаметр в среднем сечении
участка длиной I = 84 мм
dCf) = d—0,05-/=56 — 0,05-84 = 51,8 мм.
По табл. 12.5: />=14 мм, h = 9 мм, ?х = 5,5 мм. Длина шпонки
/=80 мм, расчетная длина /р = /—/> = 80—14 = 66 мм. Расчет-
240
Рис. 13.6
ные напряжения смятия
Т=800 • 103 Нмм
при передаче вращающего момента
2Т 2-800-103	...	2
асм = —------г— =-----------г— =134 Н/мм ,
см tZcp (A —zt) Zp 51,8(9-5,5)66	'
что допустимо при установке стальной полумуфты (Г<ЯСМ =
= 140 Н/мм2).
Определение реакций опор. Расчетные схемы для опре-
деления реакций опор валов червячного редуктора приведены
на рис. 13.6 при вращении вала червяка (с правой нарезкой)
по ходу часовой стрелки. Силы в зацеплении были опре-
делены выше: Ftl = Fa2 = 1411 Н, Fal=Fl2 = 7055 Н, Fr = 2568 Н.
Сила, действующая на входной конец вала червяка, опреде-
лена из расчета ременной передачи и составляет Fp = 968 Н.
Сила, действующая на выходной конец вала червячного
колеса, FK = 125^/7= 125^800 = 3535 Н.
На рис. 13.6 /3 и /6 — это расстояния между точками
приложения к подшипникам радиальных реакций соот-
ветственно на валу червяка и червячного колеса. Их находят
по зависимостям, приведенным на с. 100 (см. также рис. 6.2).
Для вала червяка примем предварительно подшипники
роликовые конические 7208. Схема установки подшипников —
враспор. Из табл. 19.24 выписываем: <7=40 мм, 7) = 80мм,
Т= 19,25 мм, е = 0,38. Расстояние между заплечиками вала
по компоновочной схеме /т = 200 мм (рис. 3.15). Тогда рас-
стояние между широкими торцами наружных колец подшип-
ников /п = /т + 2Т=200 + 2• 19,25 = 238,5 мм. Смещение точки
приложения радиальной реакции от торца подшипника
9 Заказ 3385	241
40+80 A AQ 1 П О
------0,38 =17,2 мм.
з
а = 0,5 Т+ — е =0,5 19,25 +
3
Искомое расстояние /3 равно
/3 = /п — 2а = 238,5 — 2 • 17,2^204 мм.
Для вала червячного колеса примем подшипники ро-
ликовые конические 7212. Схема установки подшипников —
враспор. Из табл. 19.24 выписываем: d=60 мм, £)=110мм,
7=23,75 мм, е = 0,35. Расстояния: между заплечиками вала
/т = 80 мм; между торцами наружных колец подшипников
/п = 80 + 2• 23,75= 127,5 мм.
Находим смещение
Л с чс , 60+110
а = 0,5 23,754--------
з
•0,35 =21,8 мм.
Отсюда искомое расстояние /6 равно
/6 = /п — 2а= 127,5 —2 • 21,8^84 мм.
Другие линейные размеры, необходимые для определения
реакций, берем по компоновочной схеме рис. 3.15: 1Г =
= 100 мм, /2 = 102мм, ^ = 78,75 мм, /4=120мм, /5 = 42мм,
d2 = 226,8 мм.
Вал червяка. Из условия равенства нулю моментов сил
в опорах А и Б по рис. 13.6 имеем:
в плоскости XOZ
/?аг = ^бг=у=-^ = 705,5 Н;
в плоскости YOZ
?МА = 0-, -7р/1+7г/2 + 7а1^-АБВ/3 = 0;
^=^(-^ + ^+^=^(-968-100 +
+ 2568-102 + 7055-78,75/2) =2171 Н;
1>Б = 0; -7р(/1 + /3)+7АВ/3-Гг(/3-/2)+7а1^ = 0;
= ^[968(100 + 204)+2568(204-102) -7055 • 78,75/2) = 1365 Н.
£ Y= -Гр + ЯАВ-Гг + ЯБВ= -968 + 1365-2568 + 2171 =0 —
реакции найдены правильно.
242
Суммарные реакции опор для расчета подшипников:
Л,а = У^аВ + Лаг = V13652 + 7°53I= 1536 Н;
ЛгБ = ч/Лвв + Лвг = ^/21712 + 705,52 = 2283 Н.
Вал червячного колеса. Из условия равенства нулю
моментов сил в опорах Д и Е по рис. 13.6 имеем:
в плоскости XOZ
*дг = *Ег = у=^ = 3527,5 Н;
в плоскости YOZ
£Мд = 0; —Fa2y —Fr/5 + 7?EB/6 = 0;
*ев = г	(1411 ^+2568-42^ =3188,8 Н;
£Ме = 0; FflB/6 + Fr(/6-/5)-Fa2^ = 0.
1411^-2568-42 ) =620,8 Н.
2	/
Проверка: £ У=7?дв + Fr — ЛЕВ = 620,8 + 2568 — 3188,8 = 0 — реа-
кции найдены правильно.
Суммарная реакция опор:
у?д = 2В +	= ^/620,82 + 3527,52 = 3582 Н;
Т?Е =	= V3188,82 + 3527,52 = 4755 Н.
Направление консольной нагрузки FK заранее не известно.
Поэтому отдельно находят реакции опор от действия силы
FK. Полную реакцию каждой опоры, соответствующую
наиболее опасному случаю нагружения, находят арифме-
тическим суммированием результирующих от сил в за-
цеплении (7?д и Т?Е) и реакций от консольной нагрузки
(7?дк и Т?ЕК соответственно).
Реакции от консольной силы FK
£Мд = 0; -Fk/4 + Fek/6 = 0;
^ек = ^к/4 = ^^ = 5050 Н;
/6
£Ме = 0; -Fk(/4 + /6) +7?дК/6 = 0;
R _^к(/4 + /б) ,3535(120 + 84) _85g5 R
дк /6	84
243
Проверка:	— Гк + 7?дк — /?ЕК = —3535 + 8585 — 5050 = 0 — реак-
ции найдены правильно.
Полные реакции опор для расчета подшипников:
7?гД = 7?д + 7?дк = 3582+ 8585 = 12167 Н;
RrE = RE + REK = 4755 + 5050 = 9805 Н.
Подбор подшипников для вала червяка. Частота вращения
вала п = 540 об/мин, (/=40 мм; требуемая долговечность
L'ioah= Ю 000 ч. Схема установки подшипников — враспор.
На опоры вала действуют силы: RrX = 1536 Н; /?гБ = 2283 Н;
Fal =7055 Н.
Приведем схему нагружения вала (рис. 13.6) к виду,
представленному на рис. 6.4, а. Получим: Rrl =RrA= 1536 Н;
Яг2 = ЯгБ = 2283 Н, Fa = Ffll = 7055 Н.
Предварительно принимаем подшипники роликовые ко-
нические легкой серии 7208. Из табл. 19.24 для этого
подшипника выписываем:
Сг = 46 500 Н, е = О,38, Г =1,56.
Определяем осевые составляющие:
RS1 =0,83 • е  Rrl = 0,83 • 0,38 • 1536 = 483,8 Н;
Rs2 = 0,83 • е • Rr2 = 0,83 • 0,38 • 2283 = 719,1 Н.
Так как RsX<Rs2 (483,8<719,1) и Fa>Rs2-Rsl [7055>
>(719,1—483,8)], то в соответствии с табл. 6.2 находим
осевые силы, нагружающие подшипники: Rai =RS1 = 483,8 Н
и Ra2 = Ral+Fa = 483,8 + 7055 = 7538,8 Н. Отношение Лв1/(Их
х Rrl) =483,8/(1 • 1536) =0,315<е = 0,38 и для опоры 7:
Т=1, У=0.
Отношение Т?а2/(ИАг2)= 7538,8/(1 • 2283) = 3,3 > е = 0,38 и для
опоры 2: Т=0,4; У =1,56.
Находим эквивалентные нагрузки при КЕ = 1,4 и Кт = 1
(см. табл. 6.3, 6.4): RE1 = VXRrl КЕКТ= 1 • 1 • 1536 • 1,4 • 1 =
= 2150 Н; RE2 = (V X Rr2+YRa2) КЕКЕ=(\  0,4-2283 +1,56х
х7538,8) -1,4-1 = 17 743 Н.
Расчетная долговечность более нагруженного подшипника
опоры 2 при а23 = 0,65 (см. с. 105)
/ \ з,33]О6	Лб5оо\ ’	106
T10afe = a2, —	— = 0,65 --------- ------------= 496 ч.
lOah 23 \Ri 6Qn	117 743/	60-540
Это намного меньше требуемой долговечности L'10ah =
= 10 000 ч. Поэтому намеченный подшипник 7208 не подходит.
Применение подшипника конического роликового средней
серии 7308 (Сг = 66 000 Н, е = 0,28, У=2,16) повышает рас-
четную долговечность до 624 ч, что также намного меньше
требуемой.
244
Примем для дальнейших расчетов подшипники роликовые
конические однорядные с большим углом конуса 27308.
Подшипники с большим углом конуса очень чувствительны
к изменению осевого зазора. Поэтому их рекомендуется
устанавливать рядом, образуя из двух подшипников фикси-
рующую опору. Перейдем в соответствии с этим от схемы
установки подшипников враспор к схеме с одной фикси-
рующей и одной плавающей опорами. В качестве фикси-
рующей выберем опору Б (рис. 13.6), отдавая предпочтение
простоте обслуживания конических подшипников при эксплу-
атации. Отметим, что с противоположной стороны на конце
вала устанавливается шкив ременной передачи.
Силы, нагружающие фиксирующую опору Б-. Rr = Rrb =
= 2283 Н; Ra = Fai =7055 Н. Плавающая опора Л нагружена
силой Rr = RrA =1536 Н.
Опора Б. Для фиксирующей опоры, состоящей из двух
подшипников, принимаем подшипник 27308. Для этого
подшипника по табл. 19.25:
Сг = 56 000 Н, е = 0,79. Для комплекта из двух подшипников
Сг£= 1,714 С,= 1,714-56 000 = 95 984 Н.
Отношение RJ(V RrS) =7055/(1 -2283) =3,09, что больше
е = 0,79; V= 1 при вращении внутреннего кольца относительно
Rr.
Находим коэффициенты радиальной X и осевой Y на-
грузок как для двухрядного подшипника: Х=0,67 (см. с. 105);
a=arctg =arctg =27,8°; F=0,67-ctga =
= 0,67 ctg 27,8° = 1,272.
Эквивалентная динамическая нагрузка при Къ = 1,4
и Ат=1 .	х
Re = (+ VRa) КЪКТ = (1 • 0,67 -2283 + 1,272 • 7055) 1,4-1 =
= 14 705 Н.
Расчетная долговечность при а23 = 0,65 (см. с. 105)
Т	/сгД 3,33 106 А А>5 984\3,33 106 _lnncn
Блпль — I — I----------0,65 I----I-----------10 359 ч.
lOah 23\ReI 60п	\ 14 705/	60-540
Подшипник 27308 пригоден, так как расчетная долго-
вечность больше требуемой L'10a/1= Ю 000 ч. Основные
размеры принятого подшипника: Л=40 мм, Z) = 90 мм,
Т= 25,25 мм.
Опора А. Для плавающей опоры червяка принимаем
шариковый радиальный подшипник 208. По табл. 19.18
Сг = 32 000 Н. Эквивалентная нагрузка при отсутствии
осевой силы
245
ЯЕ=И-адЛт=1 -1536-1,4-1=2150 н.
Расчетная долговечность при л2з = 0>75 (см. с. 105)
(с \ 3 106
Ло«Л = «23	ЙПГ0’75
\ КЕ ] 60 • п
32 000\	106
----- --------= 76 265 ч.
2150 / 60 540
Расчетная долговечность больше требуемой £'10йЛ = 10 000 ч,
поэтому подшипник 208 пригоден. Основные размеры под-
шипника: <7=40 мм, £> = 80 мм, 5= 18 мм.
Подбор подшипников для вала червячного колеса. Частота
вращения вала л = 30 об/мин; <7= 60 мм; требуемая долговеч-
ность подшипников L'Wah = 10 000 ч. Схема установки под-
шипников— враспор. На опоры вала действуют силы: Rra =
= 12167 Н; £?rE = 9805 Н; £а2 = 1411Н.
Предварительно принимаем подшипник роликовый кони-
ческий легкой серии 7212. Из табл. 19.24 для этого
подшипника выписываем: С,. = 78 000 Н, с = 0,35, У=1,71.
Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему
нагружения вала (рис. 13.6) к виду, представленному на
рис. 6.4, л. Получим: Rrl = Rra = 12167 Н, Rr2 = RrE =
= 9805 Н, Fa = Fa2 = 1411 Н.
Определяем осевые составляющие:
FS1 =0,83-е Frl = 0,83-0,35 • 12167 = 3534,5 Н;
Rs2 = 0,83 • е • Rr2 = 0,83 • 0,35 • 9805 = 2848 Н.
Так как Rsi>Rs2 и Fa>0, то в соответствии с табл. 6.2
находим осевые силы, нагружающие подшипники:
Ral=Rsl = 3534,5 Н;
^2 = ^1 + ^ = 3534,5 + 1411=4945,5 Н.
Отношение RaJ[V-7?г1) = 3534,5/(1 • 12167) = 0,29, что меньше
е = 0,35 и для опоры Г. X = 1,0 и У=0. Отношение 7?а2/(Г7?г2) =
= 4945,5/(1-9805) = 0,504, что больше е = 0,35 и для опоры
2: Х=0,4 и У=1,71.
Находим эквивалентные нагрузки при КЕ = 1,4 и Кх = 1
(см. табл. 6.3, 6.4):
FE1 = У-X-Frl-Л?Б Хт= 1 • 1 • 12167• 1,4• 1 = 17 034 Н;
RE2 = (VXRr2+YRa2)KEKE =
= (1 -0,4-9805+1,71 -4945,5) 1,4-1 = 17 330 Н.
Расчетная долговечность более нагруженного подшипника
опоры 2 при л23 = 0,65 (см. с. 105)
т _	/сЛ3-23 106 _п , /78 ооо\3’33
^IQah — а23 I Б“	То-----I •••_ I
\ Re /	60 • п	\ 17 330 /
106
-—— = 54 090 ч.
60-30
246
Намеченный подшипник 7212 пригоден, так как расчетная
долговечность больше требуемой L'10ah= 10 000 ч. Основные
размеры подшипника: <7=60 мм, £>=110 мм, Т=23,75 мм.
Выбор посадок колец подшипников. Внутренние кольца
подшипников подвержены циркуляционному нагружению,
наружные — местному. Для фиксирующей опоры червяка
7?Е/СгЕ = 14 705/95 984 = 0,15. По табл. 6.5 выбираем поле
допуска вала тб. Для плавающей опоры червяка RE/Cr =
= 2150/32 000 = 0,07. После допуска вала — кб. Для подшип-
ника тихоходного вала АЕ/СГ=17 330/78 000 = 0,22. Выбираем
поле допуска вала пб. По табл. 6.6 поля допусков отверстий
корпусных деталей под установку наружных колец подшип-
ников— НТ.
Построение эпюр моментов и расчеты валов на прочность
выполняем подобно тому, как это было сделано для
цилиндрического редуктора (см. § 1 настоящей главы).
Конструирование стакана и крышек подшипников. При-
мем для фиксирующей опоры червяка конструкцию ста-
кана по рис. 7.1, а. Размеры конструктивных элементов
стакана (мм):
90
D
105
Винт
4
»Ф
144
8
Посадку стакана в корпус примем 0105 Н7)к6. Крышки
подшипников привертные. В фиксирующей опоре червяка
конструкцию крышки примем по рис. 7.3, г, а в плавающей
опоре предварительно по рис. 7.2, в.
Крышки подшипников вала колеса примем по типу
рис. 7.2, а, в. Размеры конструктивных элементов крышек
подшипников (мм):
Для опор червяка Опора фиксирующая								Для опор червяка Опора плавающая				
D	5	d	Z	8,	§2	с	о*	D	5	d	Z	8i
90	6	8	4	8	6	15,5	144	80	6	8	4	8
Для опор червяка Опора плавающая			Для опор вала колеса							
§2	с	Оф	D	5	d	Z	St	§2	С	Оф
6	8	115	ПО	7	10	6	9	7	10	155
247
Смазывание и уплотнения. Скорость скольжения в зацепле-
нии rs = 2,25 м/с. Контактные напряжения сгн = 213 Н/мм2.
По табл. 8.2 выбираем масло И-Т-Д-220.
Глубину погружения червяка, при нижнем его расположе-
нии, примем йм = 0,5 dl =0,5 • 75,6^38 мм (см. рис. 8.3, а).
Уплотнение на выходе червяка примем торцовое по
рис. 8.18, а, на выходе вала колеса — щелевое с дренажным
отверстием по рис. 8.22. Размеры уплотнения на червяке
установим сами, по рекомендациям § 4 гл. 8.
Конструкцию корпуса червячного редуктора принимаем
по рис. 11.15. _ Толщина стенки корпуса
5= 1,8 $/Т= 1,8 ^/800 = 9,6 мм. Принимаем 5 = 9,5 мм. Тол-
щины стенок боковых крышек 81 = 8,5 мм. Размеры конст-
руктивных элементов крышек: С=2 мм; D = 250 мм;
£>к = 300 мм; £>ф = 305 мм; Я=35 мм. Диаметр винтов креп-
ления крышек d= 1,25 ^/800= 11,6 мм. Принимаем М12,
число винтов z = 8.
Размер /zp = 90 мм. Диаметр d$ болтов для крепления
редуктора к плите (раме) Ml6, число болтов—4, диаметр
Рис. 13.7
248
отверстия для болта <70 = 19мм (см. табл. 11.1). Места
расположения болтов оформляем по рис. 11.7. Толщина
лапы — 24 мм; высота ниши /г0 = 63 мм; глубина ниши —
38 мм; ширина опорной поверхности — 50 мм.
На рис. 13.7 приведен в качестве примера чертеж червяч-
ного редуктора.
Рис. 13.7 (продолжение)
ГЛАВА 14
ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИЙ УЗЛОВ ЗУБЧАТЫХ
И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
При выполнении курсового проекта из всего многообра-
зия вариантов конструктивных решений необходимо выбрать
один, оптимальный. Число возможных сочетаний типа
подшипников, схемы их установки, способов регулирования,
конструкций крышек подшипников, стаканов, зубчатых или
червячных колес, червяков, уплотнений и корпусов велико.
Многообразие возможных конструктивных решений создает
при выполнении проекта определенные трудности. Для
облегчения выбора решений в настоящей главе приведены
варианты типовых конструкций узлов зубчатых и червячных
передач, состоящих из валов с установленными на них
деталями. Напомним, что сборка валов с сопряженными
деталями выполняется, как правило, вне корпуса машины.
Ниже отдельно рассмотрены конструкции входных, про-
межуточных и выходных валов редукторов разных типов
и коробок передач.
§1	. ВХОДНЫЕ (БЫСТРОХОДНЫЕ) ВАЛЫ
Редукторы цилиндрические с прямозубыми и косозубыми
зубчатыми колесами. На рис. 14.1, а — г показаны конструкции
входных валов цилиндрических редукторов, выполненных по
развернутой схеме (см. табл. 1.3). В таких схемах шестерню
располагают несимметрично относительно опор, смещая ее
ближе к опоре, противоположной участку вала, выступающего
из редуктора. Такое расположение шестерни приводит к более
равномерному нагружению опор (так как на входном конце
вала действует консольная нагрузка) и улучшает равномерность
распределения нагрузки по длине зуба. Подшипник, находящий-
ся вблизи шестерни, защищают маслоотражательными шайба-
ми 1 от чрезмерного залива маслом, выдавливаемым вместе
с продуктами износа из зубчатого зацепления. Если шайбы
изготовлены из тонкого листового материала, то устанавлива-
ют дополнительно дистанционное кольцо 2, ширина которого
больше ширины канавки на валу перед заплечиком вала.
Подшипники входных валов устанавливают по схеме
враспор (рис. 3.6, б).
250
Конструкции входных валов одноступенчатых цилиндри-
ческих редукторов выполняют так, как показано на
рис. 14.1, а—г, но шестерню располагают симметрично отно-
сительно опор.
На рис. 14.2, а, б показаны конструкции входных валов
соосных цилиндрических редукторов. Шестерню располагают
симметрично относительно опор вала. Подшипники устанав-
ливают «враспор». Одну из подшипниковых опор устанавли-
вают на внешней боковой стенке редуктора, другую — на
внутренней стенке рядом с опорой соосно расположенного
выходного вала редуктора.
Редукторы с шевронными зубчатыми колесами. Примеры
конструкций входных валов одноступенчатых редукторов
с шевронными зубчатыми колесами показаны на
251
Рис. 14.2
рис. 14.3, а, б, валы — плавающие. Осевое положение плава-
ющего вала определяют наклонные в разные стороны зубья
полушевронов. Сопряженные с ними валы фиксируют.
Наружное кольцо подшипника без бортов (рис. 14.3, а)
поджимают торцом привертной крышки к кольцу 1. Это
Рис. 14.3
252
кольцо может быть сплошным, если плоскость разъема
корпуса проходит через ось вала. Если корпус выполняется
без разъема, то 1 — пружинное упорное кольцо. В плавающей
опоре (рис. 14.3, а) рекомендуется закреплять на валу внут-
реннее кольцо с двух сторон в целях предотвращения
случайного схода подшипника с вала. Для компенсации
неизбежной неточности изготовления деталей по длине
между пружинным кольцом 2 и торцом внутреннего кольца
подшипника устанавливают компенсаторное кольцо 3, тол-
щина которого подбирается при сборке. При применении
подшипника с одним бортом на наружном кольце
(рис. 14.3, б) необходимое осевое положение привертных
крышек устанавливают при сборке подбором тонких метал-
лических прокладок 4.
Закреплять на валу внутреннее кольцо подшипника
пружинным кольцом в конструкции по рис. 14.3, б нет
необходимости.
Редукторы конические и коническо-цилиндрические. На
рис. 14.4, а — г показаны конструкции входных валов кони-
ческих шестерен с установкой подшипников «врастяжку»
(см. рис. 3.6, г), а на рис. 14.5 — с одной фиксирующей
и одной плавающей опорами (см. рис. 3.6, в).
При сборке конической передачи регулируют вначале
подшипники, а затем зацепление. Регулирование осевого
зазора в радиально-упорных подшипниках по рис. 14.4
осуществляется осевым перемещением по валу с помощью
круглой шлицевой гайки внутреннего кольца подшипника.
При регулировании зацепления вал-шестерню перемещают
в осевом направлении путем изменения толщины набора
тонких металлических прокладок 1 между корпусом редук-
тора и фланцем стакана.
В узле на рис. 14.4, а применены конические роликовые
подшипники с бортом на наружном кольце (см. табл. 19.26).
Стакан при этом получается очень простой конструкции.
Подшипник, расположенный ближе к конической шес-
терне, нагружен большими радиальной и осевой силами.
Поэтому в ряде конструкций этот подшипник выбирают
более тяжелой серии (рис. 14.4, б) или с большим диаметром
посадочного отверстия (рис. 14.4, в). Устанавливают подшип-
ник непосредственно в отверстии корпуса. Это повышает
точность радиального положения шестерни.
Особенностью конструкций стаканов, применяемых для
установки подшипников по схеме «врастяжку», является то,
что их положение в корпусе определяется не внешней
цилиндрической поверхностью, а весьма развитым фланцем.
Поэтому цилиндрическая поверхность стакана используется
лишь в качестве центрирующей и может быть значительно
сокращена (рис. 14.4, в).
253
1
Рис. 14.4
В конструкции по рис. 14.4, г для размещения подшипников
вала конической шестерни применен стакан с кольцевым высту-
пом в отверстии. Наличие кольцевого выступа усложняет обра-
ботку стакана, требует более высокой точности изготовления.
Общим недостатком консольного расположения шестерни
(рис. 14.4, а — г) является неравномерное распределение на-
грузки по длине зуба шестерни.
254
2 1
Рис. 14.5
Более рациональным с точки зрения уменьшения неравно-
мерности распределения нагрузки по длине зуба является
неконсольное расположение шестерни. Однако такие кон-
струкции сложнее. Дополнительную опору размещают в ста-
кане или в специально выполненной внутренней стенке
редуктора. Так как зубья конической шестерни нарезают
на валу, то посадочный диаметр под подшипник допол-
нительной опоры оказывается небольшим. Рядом располо-
женное колесо конической зубчатой передачи ограничивает
радиальные размеры этой опоры. Возможный вариант
конструкции с расположением дополнительной опоры в ста-
кане показан на рис. 14.5. Жесткость узла в этом случае
достаточно высокая и с целью снижения потерь на вращение
можно использовать шариковые радиально-упорные подшип-
ники в фиксирующей опоре и радиальный подшипник
в плавающей опоре. Регулировку подшипников фиксирующей
опоры осуществляют тонкими металлическими прокладками
7, конического зацепления — металлическими прокладками 2.
Редукторы червячные. В червячных редукторах входным
является вал червяка. Примеры возможного конструктивного
оформления показаны на рис. 14.6, а. б, где радиально-упор-
ные подшипники установлены «враспор», и на рис. 14.7 —
установка подшипников по рис. 3.6, в; левая опора фиксирую-
щая, правая плавающая. Схема установки подшипников по
рис. 14.7 характеризуется тем, что фиксирующая опора
может воспринимать значительные осевые нагрузки, так
как здесь можно применить конические подшипники с боль-
шим углом конуса.
Регулировка радиально-упорных подшипников во всех
показанных вариантах осуществляется набором тонких ме-
таллических прокладок 7, устанавливаемых под фланцем
крышки подшипника.
В зависимости от окружной скорости червяк может
йметь нижнее или верхнее относительно червячного
колеса расположение. При нижнем расположении червяк
255
Рис. 14.6
Рис. 14.7
оказывается погруженным в масляную ванну и при
вращении своей винтовой нарезкой создает сильную
струю масла, заливающего подшипник. Для защиты
подшипника устанавливают маслоотражательное кольцо
2 (рис. 14.6, б). Это кольцо выполняют с поперечными
выступами — лопатками, которыми масло разбрызгивается
внутри корпуса редуктора, смазывая червячное колесо
и подшипники выходного вала. При верхнем расположении
червяка кольца 2 не ставят. Если не удается обеспечить
надежный подвод масла для смазывания подшипников
при верхнем расположении червяка, то их смазывают
пластичным смазочным материалом, для предотвращения
вытекания которого устанавливают мазеудерживающие
кольца 3 (рис. 14.7).
Коробки передач. Подшипники валов двухскоростных
коробок передач устанавливают чаще всего «враспор». Зазор
для компенсации тепловых деформаций обеспечивают уста-
новкой тонких металлических прокладок 1 под фланцы
привертных крышек (рис. 14.8). На входном валу коробок
передач располагают передвижной блок шестерен. Вращаю-
256
Рис. 14.8
щий момент передают шлицевым соединением. Шлицы
нарезают по всей длине вала между подшипниками. Для
предотвращения аварийного перемещения блока шестерен
до упора в подшипник на валу предусматривают ограничи-
тели хода, в качестве которых можно использовать дистан-
ционные втулки 2.
§2	. ПРОМЕЖУТОЧНЫЕ ВАЛЫ
Редукторы цилиндрические с прямозубыми и косозубыми
зубчатыми колесами. На промежуточном валу двухступенча-
того цилиндрического редуктора расположены зубчатое коле-
со быстроходной и шестерня тихоходной передач. Направле-
ние наклона зубьев у этих зубчатых колес должно быть
одинаковое, чтобы осевые силы, действующие на опоры,
хотя бы частично взаимно уравновешивались.
В редукторах, выполненных по развернутой схеме, рас-
стояние между торцами шестерни и колеса невелико
(рис. 14.9, а). Зубья шестерни часто нарезают так, что торец
ступицы колеса упирают в торец шестерни (рис. 14.9, б, в).
В тех случаях, когда диаметр dal шестерни намного
превышает диаметр dBK (например, при небольших переда-
точных числах тихоходной ступени), выполняют переходную
часть вала между шестерней и колесом (рис. 14.9, а, г). Для
передачи вращающего момента с колеса на вал используют
шпоночное соединение (рис. 14.9, а, г) или соединение с на-
тягом (рис. 14.9, б, в). Подшипники устанавливают «враспор».
В цилиндрических соосных редукторах расстояние I между
торцами шестерни и колеса на промежуточном валу конст-
руктивно получается большим, оно должно быть больше
ширины промежуточной опоры (рис. 14.10, 14.11). На
рис. 14.10 показан пример конструкции промежуточного вала
соосного редуктора с внешним, а на рис. 14.11, я, б—с
внутренним зацеплением тихоходной ступени. По рис. 14.10
шестерня и колесо расположены между опорами. Подшип-
ники установлены «враспор».
Если диаметр dBK буртика вала в месте установки колеса
мало отличается от наружного диаметра шестерни dal, то
257
Рис. 14.9
Рис. 14.10
Рис. 14.11
вал в средней части выполняют постоянного диаметра.
Если различие в диаметрах <УБК и dal велико, то вал
в средней части оформляют по примеру конструкции,
изображенной на рис. 14.9, а.
При внутреннем зацеплении шестерню тихоходной ступе-
ни располагают консольно (рис. 14.11, а, б). Расточку отверс-
тий в корпусе делают со стороны наружной стенки.
Поэтому должно выполняться соотношение Dl^D2. В ва-
рианте конструкции по рис. 14.11, а подшипники установлены
«враспор». Особенностью конструкции является то, что
подшипник, расположенный на внутренней стенке редуктора,
259
нагружен большей радиальной силой, а диаметральные
размеры корпусной детали в этом месте ограничены (рядом
расположена промежуточная опора соосно расположенных
входного и выходного валов). Поэтому часто во внутренней
стенке устанавливают радиальный подшипник с короткими
цилиндрическими роликами, отличающийся большей гру-
зоподъемностью (рис. 14.11, б). Такая опора является пла-
вающей. Вторую опору выполняют фиксирующей, рас-
полагая шариковый радиальный однорядный подшипник
в стакане. Весь комплект деталей на валу стягивают
круглой шлицевой гайкой 7 (рис. 14.11,6).
Редукторы коническо-цилиндрические. Промежуточные ва-
лы коническо-цилиндрических редукторов устанавливают на
конических роликоподшипниках (рис. 14.12, а. б). Схема уста-
новки— «враспор». Особенностью конструкции является то,
что помимо регулировки осевого зазора в подшипниках
необходимо выполнять регулировку конического зацепления,
которое осуществляется осевым перемещением всего собран-
ного комплекта вала. Обе регулировки осуществляются
набором тонких металлических прокладок 7, устанавливае-
мых под фланцы привертных крышек (рис. 14.12, я), или
двумя нажимными винтами 2, вворачиваемыми в закладные
крышки (рис. 14.12, б). В конструкции по рис. 14.12, а для
перемещения вала прокладки под крышками подшипников
переставляют с одной стороны корпуса на другую, причем
Рис 14.12
260
суммарная толщина их для сохранения правильной установки
подшипников должна оставаться неизменной. Регулируя
осевое положение вала винтами 2, отворачивают нажимный
винт с одной стороны корпуса, одновременно заворачивая
винт с другой стороны на такую же величину.
Вращающий момент передают с колеса на вал шпоноч-
ным соединением (рис. 14.12, а) или соединением с натягом
(рис. 14.12, б).
Корпус редуктора выполняют симметричным относитель-
но оси входного вала, поэтому вершину делительного
конуса колеса располагают на оси симметрии корпуса
редуктора. С целью уменьшения прогиба промежуточного
вала шестерню цилиндрической передачи смещают ближе
к опоре. При этом ступица колеса цилиндрической передачи
на выходном валу может выступать в сторону конического
колеса. В зависимости от соотношения размеров б/вк
и dai конструкцию вала в средней части выполняют
по рис. 14.12, а или б.
§3	. ВЫХОДНЫЕ (ТИХОХОДНЫЕ) ВАЛЫ
Редукторы цилиндрические с прямозубыми и косозубыми
зубчатыми колесами. Примеры конструкций выходных валов
редукторов, выполненных по развернутой схеме (см.
табл. 1.3), показаны на рис. 14.13, а — г. Сами валы проекти-
руют с возможно меньшим числом ступеней, обеспечивая
осевую фиксацию зубчатых колес на валу посадками с на-
тягом (рис. 14.13, а — в).
Наряду с ними применяют конструкцию вала по
рис. 14.13, г, в которой колесо при сборке доводится до
упора в буртик вала. Во всех вариантах конструкции
подшипники установлены «враспор».
В одноступенчатом цилиндрическом редукторе зубчатое
колесо располагают на равном расстоянии от опор по
одному из представленных на рис. 14.13,6? — г вариантов.
В соосных цилиндрических редукторах с внешним зацепле-
нием выходной вал можно выполнять так, как показано
на рис. 14.14,б?,б. Вращающий момент передают с зубчатого
колеса на вал соединением с натягом. Колесо располагают
на валу симметрично относительно опор. Подшипники
устанавливают «враспор».
На рис. 14.15 показана конструкция выходного вала
соосного цилиндрического редуктора с внутренним зацепле-
нием.
Редукторы с шевронными зубчатыми колесами. Примеры
конструкции выходных валов одноступенчатых редукто-
ров с шевронными зубчатыми колесами показаны на
рис. 14.16,6/, б. Вращающий момент передают с зубчатого
261
колеса на вал соединением с натягом. Валы фиксируют
установкой подшипников «враспор».
Редукторы конические. Выходные валы конических редук-
торов устанавливают на конических роликоподшипниках
(рис. 14.17, а, б). Схема установки — «враспор». Корпус кони-
262
Рис. 14.14
ческого редуктора выполняют симметричным относительно
оси входного вала, поэтому коническое колесо на выходном
валу располагают ближе к той опоре, которая находится
дальше от выходного конца вала. Так как на конце вала
действует консольная нагрузка, то при таком расположении
колеса достигается более благоприятное распределение сил
между подшипниками. Регулировку радиально-упорных под-
шипников выполняют тонкими металлическими прокладками
Рис. 14.15
263
Рис. 14.16
Рис. 14.17
Рис. 14.18
1, устанавливаемыми под фланцы привертных крышек
(рис. 14.17, а). Переносом части прокладок с одной стороны
корпуса на другую при сохранении их суммарной толщины
изменяют осевое положение колеса, т. е. регулируют кони-
ческое зацепление. При установке закладных крышек
(рис. 14.17, б) регулировку подшипников и зацепления осуще-
ствляют с помощью нажимных винтов 2.
Редукторы червячные. На выходном валу червячного
редуктора симметрично относительно опор располагают
червячное колесо (рис. 14.18). Вал устанавливают на кони-
ческих роликоподшипниках «враспор». При сборке регули-
руют вначале подшипники, а затем червячное зацепление.
Для регулировки осевого зазора в радиально-упорных под-
шипниках устанавливают тонкие металлические прокладки
1. Для регулировки червячного зацепления необходимо весь
комплект вала с червячным колесом смещать в осевом
направлении до совпадения средней плоскости венца червяч-
Рис. 14.19
265
ного колеса с осью червяка. Осевое смещение вала достига-
ется переносом части прокладок 1 с одной стороны корпуса
на другую. Для сохранения правильной регулировки подшип-
ников суммарная толщина набора прокладок должна оста-
ваться неизменной.
Коробки передач. Подшипники выходных валов двух-
скоростных коробок передач устанавливают «враспор»
(рис. 14.19). Для передачи вращающего момента с колес
на вал используют шлицевое соединение. С целью умень-
шения изнашивания шлицев вследствие микроперемещений
при вращении вала под нагрузкой зубчатые колеса поджима-
ют круглой шлицевой гайкой к искусственному буртику
1 на валу.
ГЛАВА 15
МУФТЫ
Конструкция, расчет и свойства муфт для соединения
валов описаны в работах [1, 2, 10]. Ряд муфт стандартизи-
рован. В атласах «Детали машин», а также в специальной
литературе приведены конструкции муфт с таблицами их
размеров. Следовательно, имеется информация, позволяющая
подобрать наиболее подходящий для данных условий тип
муфты и ее размеры. Поэтому ниже даны рекомендации по
конструированию лишь некоторых типов механических муфт.
Для приближенного расчета нагрузок, действующих на
муфту в приводе, пользуются выражением для вращающего
момента:
Т=Ти + Та = КТи,
где Гн — номинальный длительно действующий момент;
Тд — динамическая составляющая момента; К—коэффициент
режима работы.
При спокойной работе и небольших разгоняемых массах
(приводы конвейеров, испытательных установок) К= 1,1... 1,4.
При переменной нагрузке и средних разгоняемых массах
(поршневые компрессоры, мельницы, металлорежущие стан-
ки) £=1,5...2,0.
При ударной нагрузке и больших разгоняемых массах
(молоты, прокатные станы) £=2,5...4,0.
§ 1. УСТАНОВКА ПОЛУМУФТ НА ВАЛАХ
Полумуфты устанавливают на цилиндрические или конус-
ные концы валов.
При постоянном направлении вращения и умеренно
нагруженных валах (т<15Н/мм2) полумуфты сажают на
гладкие цилиндрические концы валов по переходным посад-
кам типа H7fk6, H?lm6. При реверсивной работе, а также
при сильно нагруженных валах (т>15Н/мм2) применяют
посадку Н7)п6.
Установку полумуфт на цилиндрические шлицевые концы
валов применяют, если при расчете шпоночного соединения
длина посадочного отверстия получается >l,5t/. Посадку
по центрирующему диаметру D шлицев принимают H7ijfi.
267
Установка полумуфт на цилиндрические концы валов
с натягом и их снятие вызывают затруднения, которые не
возникают при конусных концах. Затяжкой полумуфт на
конусные концы можно создать значительный натяг в соедине-
нии и обеспечить точное радиальное и угловое положение
полумуфты относительно вала. Поэтому при больших
нагрузках, работе с толчками, ударами и при реверсивной
работе предпочтительно полумуфты устанавливать на конусные
концы валов, несмотря на большую сложность их изготовления.
Способы установки и крепления полумуфт на цилиндри-
ческих и конических концах валов описаны в § 2 гл. 12,
рис. 12.6...12.8.
§2. КОМПЕНСИРУЮЩИЕ МУФТЫ
В связи с неизбежными радиальными А, угловыми
у и осевыми X смещениями номинально соосных валов
для их соединения применяют жесткие компенсирующие
или упругие муфты. Отклонения от соосности валов при-
водят к дополнительному нагружению деталей муфты, валов
и их опор.
Из числа жестких компенсирующих муфт наибольший
интерес представляют муфты цепные однорядные по
ГОСТ 20742 —75 (рис. 15.1).
Цепные муфты. В цепных муфтах полумуфтами служат
звездочки 1 и 2, в качестве соединительного элемента
Рис. 15.1
268
применяют цепи роликовые 3 одно- и двухрядные, а также
зубчатые.
Достоинство цепных муфт: при монтаже и демонтаже
не требуется осевого смещения соединяемых узлов.
Для удержания смазочного материала муфту закрывают
кожухом 4. 5, разъемным в осевой плоскости. Чтобы
предотвратить утечку масла, в кожух встраивают уплотнения
7. Кожух обычно выполняют литым из легких сплавов.
При его сборке между плоскостями разъема ставят уплот-
няющую прокладку 8. Вследствие отклонений от соосности
валов звездочки имеют радиальные и угловые смещения,
поэтому кожух надевают на ступицы звездочек с некоторым
зазором. Для того чтобы кожух вращался вместе со
звездочками, его фиксируют установочным винтом или
штифтом 6, который одновременно удерживает его от
смещения в осевом направлении.
Так как в шарнирах самой цепи и в сопряжении ее со
звездочками имеются зазоры, эти муфты не применяют
в реверсивных приводах, а также в приводах с большими
динамическими нагрузками.
За счет выбора зазоров цепные муфты допускают перекос
валов, а также радиальные смещения, зависящие от переда-
ваемого момента (см. табл. 15.1).
Силу, с которой муфта воздействует на вал, принимают
FM^0,25Fo, где Fo — окружная сила на делительном диаметре
звездочки.
Размеры муфт цепных однорядных подбирают по
табл. 15.1.
Упругие муфты состоят из двух полумуфт, соединенных
упругими элементами, выполненными из резины.
Муфты упругие втулочно-пальцевые (МУВП) (рис. 15.2)
получили широкое распространение благодаря относительной
простоте конструкции и удобству замены упругих элементов.
Однако они имеют невысокую компенсирующую способность
и при соединении несоосных валов оказывают достаточно
большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом
резиновые втулки быстро разрушаются.
Размеры муфты (мм) по заданному моменту подбирают
по справочникам, атласу и по табл. 15.2. Если необходимо
уменьшить размеры муфты по сравнению с размерами по
ГОСТу, проектируют4 специальную муфту, в которой разме-
щают большее число упругих элементов.
Пальцы и втулки берут стандартными, размещая их
так, чтобы выполнялось условие
zd^ 2,8РО,
где z — число пальцев; dQ — диаметр отверстия под упругий
элемент; Do — диаметр расположения пальцев.
269
Таблица 15.1
Мо- мент г, Н м	Час- тота вра- щения п, об/ мин, не более	Отверстие, мм			Габариты, мм			Смещение осей валов, не более		с, мм
		d,	^цил	^кон	ТцИЛ	ТКон	D	А, мм	Y	
63	1700	20; 22; 24	36	25	102	80	НО	0,15	1°	1,3
		25; 28	42	27	122	92				
125	1500	25; 28	42	27	122	92	125	0,2		1,8
		30; 32; 35 36	58	39	162	124				
250	1260	32; 35; 36; 38	58	39	162	124	140			
		40; 42; 45	82	57	222	172				
500	1050	40; 42; 45 48; 50 55; 56	82	57	222	172	200			2
1000	840	50; 55; 56 60; 63; 65 70; 71	105	73	284	220	210	0,4		3,5
Наружный диаметр муфты D при этом определяют из
соотношения
Z> = Z>0 + (l,5...1,6)t/0.
U/n.
[цил
L
Рис. 15.2
270
Таблица 15.2
Мо- мент г, Нм	Частота вращения п, об/мин, не более	Отверс- тие, мм	4хил	^кон	<7П		Кол- во	do	L	D	D0	Смещение осей валов	
		d,										А, мм	У
31,5	6700	16; 18; 19;	28	18	10	15	4	20	60	90	63	0,2	1°30'
63	6000	20; 22; 24	36	24	10	15	6	20	76	100	71	0,2	Г30'
125	4800	25; 28; -во	42	26	14	28	4	28	89	120	90	о,з	1°30'
250	4000	32; 35; 36 38; 40; 42 45	58	38	14	28	6	28	121	140	105	0,3	Iе
500	3800	40; 42; 45	82	56	14	28	8	28	169	170	130	0,3	1°
1000	3000	50; 55; 56	82	56	18	36	10	36	170 216	220	160	0,4	1°
		60; 63; 65 70	105	72									
Упругие элементы специальной муфты проверяют по
напряжениям смятия, в предположении равномерного распре-
деления нагрузки между пальцами
= 2r/(zZ)ot/n/BT)< [а]см,
где Т—вращающий момент, Нмм; <7П— диаметр пальца;
/вт—длина упругого элемента.
Расчет по напряжениям смятия условный, так как не
учитывает истинного характера распределения напряжений.
В этом случае допускаемые напряжения [о]см = 2 Н/мм2.
Пальцы муфты, изготовленные из стали 45
(ГОСТ 2050 — 74), рассчитывают на изгиб:
пи = 2Т(0,5/вт+С)/(гРо0,1^)<[а]и,
где С=3...5 мм — зазор между полумуфтами.
Допускаемое напряжение изгиба принимают [сг]и =
= (0,4...0,5) <эт, где ат— предел текучести материала пальцев.
Муфты данного типа обладают большой радиальной
и угловой жесткостью. Поэтому их применение целесооб-
разно при установке соединяемых узлов на плитах (рамах)
271
Рис. 15.3
большой жесткости. Кроме того, сборку узлов необходимо
производить с высокой точностью и с применением подкладок.
Радиальную силу ТМ(Н), действующую на вал, опреде-
ляют по формуле Гм = 50^/7, где Т—момент, Н м.
Муфты упругие со звездочкой. Компенсирующие способ-
ности таких муфт (рис. 15.3) невелики. При соединении
несоосных валов муфта оказывает на них значительное
силовое воздействие, хотя и меньшее, чем муфта МУВП.
Она требует точного монтажа узлов.
Размеры муфты по расчетному моменту подбирают по
справочникам, атласу и по табл. 15.3.
Таблица 15.3
Момент Г, Нм	Частота вращения и, об/мин, не более	Отверстие, мм		Габариты, мм		Смещение осей валов, не более	
		d	1	L	D	А, мм	Y
16	4000	12; 14	25	71	53	0,2	1°30'
		16; 18	28	77			
31,5	3150	16; 18; 19	28	77	71		
		20; 22	36	93			
63	2350	20; 22; 24	36	100	85		
		25; 28	42	112			
125	2100	25; 28	42	112	105	0,3	
		30; 32; 35; 36	58	144			
272
Продолжение табл. 15.3
Момент Г, Н м	Частота вращения п, об/мин, не более	Отверстие, мм		Габариты, мм		Смещение осей валов, не более	
		d	/	L	D	А, мм	У
250	1600	32; 35; 36; 38 40, 42; 45	58 82	147 195	135	0,4	Iе
400	1400	38	58	152	166		
		40; 42; 45; 48	82	200			
Эти муфты обладают большой радиальной, угловой
и осевой жесткостью, поэтому их применение, так же как
и муфт МУВП, возможно при установке узлов на плитах
(рамах) большой жесткости. Сборку узлов необходимо
производить с высокой точностью, применяя подкладки
и контролируя положение узлов.
Радиальную силу FM(H), действующую на вал, опреде-
ляют по формуле FMK5Qy/T.
Муфты упругие с торообразной оболочкой. Муфты с торо-
образной упругой оболочкой обладают большой крутильной,
радиальной и угловой податливостью.
Муфты данного типа применяют в двух исполнениях:
с разрезной оболочкой (рис. 15.4) и неразрезной (рис. 15.5).
На последние имеется ГОСТ 20884 — 75. Размеры неразрез-
ной муфты приведены в табл. 15.4.
Рис. 15.4
Рис. 15.5
10 Заказ 3385
273
Муфта на рис. 15.4 состоит из резинового упругого
элемента 1 и полумуфт 2, к которым винтами 3 притяги-
ваются кольца 4. Муфта по рис. 15.5 состоит из упругого
элемента 1 и полумуфт 2, к которым винтами 3 через
кольца 4 притягиваются прижимные полукольца 5. При
сборке муфты полукольца соединяют с кольцом 4 винтами
6, расположенными между отверстиями под винты 3.
Наружный диаметр муфты D (мм) (см. рис. 15.4) опреде-
ляют из приближенного расчета оболочки на прочность
(см. ниже).
Ориентировочные соотношения основных размеров эле-
ментов муфты с разрезной оболочкой:
В = 0,25В; 5 = 0,05Z>; С1 = 1.06В; С2 = 1,12В;
/7 = 0,0375В; Во = (0,5...0,52) D; Bi=0,75B;
В2 = 0,6В; В4 = б/ст+(3...5) мм.
Число винтов z ориентировочно принимают:
D	До 160	Св. 160 до 300	Свыше 300
	4	6	8
Вращающий момент с полумуфт на оболочку передается
силами трения, созданными при затяжке винтов 3. При
передаче момента в оболочке возникают касательные напря-
жения крутильного сдвига. Наибольшего значения они
достигают в кольцевом сечении с диаметром Bt:
т = 2Т/(яВ?5)^[т].
Учитывая соотношения, приведенные выше, получаем
В = 2,83 з/Г/[т].
Полученный расчетом размер В (мм) необходимо округ-
лить до стандартного (Г, Нмм, [т], Н/мм2).
Оболочки диаметром В ^300 мм выполняют из резины.
Для них принимают допускаемые касательные напряжения
[т] = (0,45...0,5) Н/мм2.
При В > 300 мм для повышения нагрузочной способности
и срока службы оболочки армируют нитями корда. Для них
[т] = (0,7...0,75) Н/мм2.
Требуемая сила затяжки одного болта
Взат = 2Т/г/(В1 + В2),
где f—коэффициент трения, f %0,3.
Затяжка винтов контролируется.
При отклонениях валов от соосности муфта создает
нагрузки, действующие на валы: осевую силу Д при осевом
274
Таблица 15.4
Мо- мент г, Н м	Частота вращения п, об/мин, не более	Отверстие, мм			Габариты, мм			Смещение осей валов, не более		
		d,	Aihji	^кон	Т'цил	ТКОн	D	А, мм	У	к мм
40	3150	18; 19	30	20	140	по	125	1	1°	1
		20; 22; 24	38	26	150	125				
		25	44	28	160	140				
80	3150	22; 24	38	26	160	140	160	1,6		2
		25; 28	44	28	180	150				
		30	60	40	220	190				
125	2600	25; 28	44	28	180	160	180			
		30, 32 35; 36	60	40	220	200				
200	2600	30; 32; 35 36; 38	60	40	220	200	200	2		2,5
		40	84	60	280	250				
250	2100	32; 35; 36 38; 40	60	40	230	210	220	2,5	1°30'	3
		42; 45; 48	84	60	290	250				
315	2100	36; 38; 40	60	40	240	220	250			
		42; 45; 48; 50	84	60	300	270				
500	1700	42; 45; 48 50; 55; 56	84	60	300	280	280	3		3,6
800	1700	48; 50; 55 56; 60	84	60	310	290	320			
		63	108	75	370	320				
1250	1700	55; 56	84	60	320	310	360	3,6		4
		60; 63; 65 70; 71; 75	108	75	390	360				
10*
275
Рис 15.6
смещении валов, радиальную силу и изгибающий мо-
мент— при радиальном и угловом смещении. От действия
центробежных сил и при передаче муфтой момента возникает
осевая сила Гц.
При предельно допустимых для муфты смещениях ради-
альная сила и изгибающий момент невелики, поэтому при
расчете валов и их опор этими нагрузками можно прене-
бречь.
Нагрузки, действующие на валы, могут быть определены
по графикам рис. 15.6. При построении графика F; модуль
упругости для резин принят Е=5 Н/мм2. Для резин с другим
значением Е силу Fx, снятую с графика, пересчитывают,
принимая прямую пропорциональность между и Е.
ГЛАВА 16
ВЫПОЛНЕНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ ДЕТАЛЕЙ
§1	. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
При выполнении чертежа детали ограничиваются мини-
мальным числом проекций, видов, разрезов и сечений.
Лишние виды и разрезы требуют затраты времени на
вычерчивание и затрудняют чтение чертежа. Поэтому,
например, для деталей, представляющих собой тела вра-
щения, достаточно одной проекции с необходимым числом
сечений и выносных изображений некоторых конструктивных
элементов.
Чертеж должен содержать все сведения, определяющие
форму и размеры детали, предельные отклонения размеров,
допуски формы и расположения, параметры шероховатости
поверхностей и другие данные, необходимые для изготовле-
ния и контроля детали.
На чертеже детали не допускается помещать технологи-
ческие указания. В виде исключения можно указывать
совместную обработку, притирку, гибку, развальцовку. В свя-
зи с этим центровые отверстия, которые являются тех-
нологическими базами, на чертежах деталей не изображают
и в технических требованиях никаких указаний не приводят.
Если в центровом отверстии детали должна быть резьба,
на чертеже приводят только размеры резьбы: глубину
отверстия под резьбу, диаметр и длину нарезки (рис. 16.1).
Когда обработка отверстий под винты, штифты и другие
крепежные детали должна производиться при сборке, на
чертеже детали эти отверстия не изображают и никаких
указаний в технических требованиях
не помещают. Все необходимые дан-	“Ъ
ные для обработки таких отверстий
(изображения, размеры, шерохова- д____________i i ~
тость поверхностей, координаты рас- Т 
положения и количество отверстий)
помещают на чертеже сборочной еди- --------------------J
ницы (рис. 16.2).
Часто на одной из деталей сверлят
отверстия, через которые затем раз-
мечают ИЛИ, как ПО кондуктору, Рис. 16.1
277
Рис. 16 3
Рис. 16 2
сверлят отверстия в другой сопряженной детали. Тогда
на чертеже первой детали изображают такие отверстия
и приводят все необходимые данные для их изготовления
(рис. 16.3).
Чертеж каждой дезали выполняют на листе стандартного
формата и помещают основную надпись (угловой штамп).
На формате А4 основную надпись располагают вдоль
короткой стороны листа (рис. 16.4), на других форма-
тах— вдоль длинной стороны листа.
Деталь изображают на чертеже в положении, при котором
наиболее удобно его читать, т. е. в положении, в котором
Осевая линия
Основная
надпись
210
Рис 16 4
278
деталь устанавливают на станке. В частности, ось де-
тали-тела вращения (вал, зубчатое колесо, шкив, стакан
и др.) располагают параллельно основной надписи (см.
рис. 16.4).
Изображение детали-тела вращения располагают на чер-
теже вправо стороной, более трудоемкой для токарной
обработки (рис. 16.5).
§2	. ЗАДАНИЕ РАЗМЕРОВ
Каждый размер следует приводить на чертеже лишь
один раз. Не допускается повторять размеры одного и того
же элемента детали на разных изображениях, на изображении
Детали и в технических требованиях или в основной надписи.
Дублирование размеров на чертежах является основной
причиной ошибок и брака при изготовлении деталей и по-
этому запрещено стандартами.
Размеры на чертежах не допускается наносить в виде
замкнутой цепи, за исключением случаев, когда один из
размеров указан как справочный. Справочные размеры на
чертеже отмечают знаком «*», а в технических требованиях
записывают: «* Размеры для справок».
Размеры, относящиеся к одному конструктивному элемен-
ту, следует группировать в одном месте (рис. 16.6).
Частой ошибкой является включение ширины фасок
и канавок в общую цепочку размеров (рис. 16.7, а). Размеры
фасок и канавок должны быть заданы отдельно. Удобнее
канавки выносить и показывать форму канавки и все ее
размеры в масштабе увеличения (рис. 16.7, б).
Размеры элементов деталей, обрабатываемых совместно,
заключают в квадратные скобки (рис. 16.8) и в технических
требованиях записывают: «Обработку по размерам в ква-
дратных скобках производить совместно с дет. № .... Детали
маркировать одним порядковым номером и применять
совместно».
Размерные числа на нескольких параллельных или кон-
центрических размерных линиях следует располагать в шах-
матном порядке (рис. 16.9).
Рис 16.6
279
Рис. 16.7
Все размеры, которые задают на чертежах деталей,
условно делят на две группы.
I. Функциональные. К ним относят размеры, опре-
деляющие качественные показатели изделия, размеры сбороч-
ных размерных цепей и сопряженные размеры (диаметры
посадочных мест валов для зубчатых, червячных колес, муфт,
подшипников и других деталей, размеры резьб на валах,
диаметры расположения винтов на крышках подшипников).
II. Свободные (разме-
ры несопряженных поверх-
ностей).
Основной принцип зада-
ния размеров на чертежах
деталей заключается в сле-
дующем:
функциональные разме-
Рис 16.8	ры задают на чертежах де-
280
60
Рис. 16.9
талей; берут их из чертежа сборочной единицы (редуктора,
коробки передач) и из схем размерных цепей;
свободные размеры задают с учетом технологии изгото-
вления и удобства контроля.
Более конкретно о способах задания размеров сказано
ниже, в § 9.
§3. ПРЕДЕЛЬНЫЕ ОТКЛОНЕНИЯ РАЗМЕРОВ
Для всех размеров, нанесенных на чертеж, указывают
предельные отклонения. Допускается не указывать предель-
ные отклонения на размерах, определяющих зоны различной
шероховатости и различной точности одной и той же
поверхности, зоны термообработки, покрытия, накатки,
а также на диаметрах накатанных поверхностей. В этих
случаях непосредственно у таких размеров наносят знак
« (рис. 16.10, а). При необходимости вместо знака « у таких
размеров задают предельные отклонения грубого или очень
грубого класса точности по СТ СЭВ 302—76 (рис. 16.10, б).
Предельные отклонения многократно повторяющихся раз-
меров относительно низкой точности (от 12-го квалитета
и грубее) на изображении детали не наносят, а указывают
в технических требованиях общей записью типа: «Неуказан-
ные предельные отклонения размеров: отверстий + t2, валов
—t2, остальных + г2/2» (см. табл. 19.2).
Предельные отклонения линейных размеров указывают
одним из следующих трех способов:
а) условными обозначениями полей допусков, например
63Я7;
значениями предельных отклонений, на-
обо-
б) числовыми
пример 64 + 0>030;
в) условными
значениями полей допу-
сков с указанием справа
в скобках значений
предельных отклонений,
например 18/’S(-8;84-§).
Рекомендуется при-
менять первый способ
281
при номинальных размерах, входящих в ряд стандартных
чисел (см. табл. 19.1), второй — при нестандартных числах
номинальных размеров и третий — при стандартных числах,
но при нерекомендуемых полях допусков.
Предельные отклонения функциональных размеров берут
из чертежа сборочной единицы (редуктора), на котором на
эти размеры заданы посадки, цепочных размеров в общем
случае по результатам расчетов соответствующих размерных
цепей. В частном случае в учебных проектах предельные
отклонения цепочных размеров принимают в зависимости
от способа компенсации.
Если компенсатором служит деталь, которую шабрят
или шлифуют по результатам измерений при сборке, то
в целях уменьшения припуска на шабрение или шлифование
поля допусков цепочных размеров следует принимать: от-
верстий ЯН, валов АН, остальных + /Т11/2.
Если компенсатором служит набор прокладок, то поля
допусков цепочных размеров принимают более свободными:
Я12, Л12, ±7742/2.
Если же компенсатором служит винт, то вследствие
широких компенсирующих способностей винтовой пары поля
допусков цепочных размеров принимают: + Z2, —t2. ±G/2-
Предельные отклонения свободных размеров оговаривают
в технических требованиях записью, аналогичной записи
для размеров низкой точности (см. с. 281).
Предельные отклонения координат крепежных отверстий
принимают по рекомендациям, приведенным в табл. 16.11.
Предельные отклонения диаметров резьб показывают
на чертежах деталей в соответствии с посадками резьбовых
соединений, приведенными на чертежах сборочных единиц.
Например, для резьб в отверстиях: М16 — ЗН6Н; М32 х 1,5 —
2Н5С; для резьб на валах: М16 — 2m; М32х1,5 — 2г.
§4. ДОПУСКИ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ
ПОВЕРХНОСТЕЙ
При обработке деталей возникают погрешности не
только линейных размеров, но и геометрической формы,
а также погрешности в относительном расположении
осей, поверхностей и конструктивных элементов деталей.
Эти погрешности могут оказывать вредное влияние на
работоспособность деталей машин.
Для подшипников, например, важно, чтобы не искажались
дорожки качения обоих колец подшипников. Кольца под-
шипников очень податливы и при установке копируют
форму посадочных поверхностей валов и корпусов. Чтобы
уменьшить искажение формы дорожек качения, на посадоч-
ные поверхности валов и корпусов задают допуски формы.
282
Рис. 16 И
Перекос колец подшипников увеличивает сопротивление
вращению валов, увеличивает потери энергии и снижает
их ресурс. Перекос колец вызывают следующие причины:
а)	отклонения от соосности посадочных поверхностей
вала и корпуса;
б)	отклонения от перпендикулярности базовых торцов
вала и корпуса;
в)	наклон упругой линии вала в опоре под действием
нагрузки.
Чтобы ограничить перечисленные отклонения, на чертежах
задают допуски расположения поверхностей вала и корпуса.
Кинематическая точность передачи и точность по нормам
контакта, кроме прочих причин, зависит от точности
расположения посадочных поверхностей и базовых торцов
валов, а также посадочных отверстий и базовых торцов
колес. Поэтому на чертежах валов, зубчатых' и червячных
колес задают допуски расположения базовых поверхностей.
По СТ СЭВ 301—76 приняты обозначения: отклонений
формы и расположения А; допусков формы и расположения Т.
При учебном проектировании нужно учитывать следую-
щие виды погрешностей формы и расположения поверхностей.
1.	Отклонение от круглости — наибольшее расстояние
А от точек реального профиля до прилегающей окружности
(рис. 16.11).
Допуск круглости Т—наибольшее допускаемое значение
отклонения от круглости.
2.	Отклонения от цилиндричности — наибольшее расстоя-
ние А от точек реальной поверхности до прилегающего
цилиндра (рис. 16.12).
Допуск цилиндричности Т—наибольшее допускаемое зна-
чение отклонения от цилиндричности. Отклонение от цилин-
дричности включает в себя отклонение от круглости.
3.	Отклонение от соосности относительно оси базовой
поверхности — наибольшее расстояние А между осью рас-
сматриваемой поверхности и осью базовой поверхности
(рис. 16.13).
283
Ось базовой
Рис. 16 13
Ось базовой
4.	Отклонение от соосности относительно общей
оси — наибольшее расстояние А1; А2 между осью рассмат-
риваемой поверхности и общей осью двух поверхностей
(рис. 16.14).
Допуск соосности в диаметральном выражении — удво-
енное наибольшее допускаемое значение отклонения от
соосности.
5.	Отклонение от параллельности плоскостей — разность
А = а — b наибольшего и наименьшего расстояний между
прилегающими плоскостями в пределах нормируемого участ-
ка (рис. 16.15).
Допуск параллельности — наибольшее допускаемое зна-
чение отклонения от параллельности.
6.	Отклонение от перпендикулярности плоскости относи-
тельно оси, выраженное в линейных единицах на длине
нормируемого участка L или D (рис. 16.16).
Допуск перпендикулярности — наибольшее допускаемое
значение отклонения от перпендикулярности.
7.	Радиальное биение A = 7?max —7?min — разность наиболь-
шего и наименьшего расстояний от точек реального профиля
поверхности до базовой оси (рис. 16.17).
Рис. 16.14
Рис. 16.15
284
Рис. 16.16
Допуск радиального биения — наибольшее допускаемое
значение радиального биения.
8.	Позиционное отклонение А — наибольшее расстояние
между реальным расположением оси и его номинальным
расположением в пределах нормируемого участка (рис. 16.18).
Позиционный допуск в диаметральном выражении —
удвоенное наибольшее допускаемое значение позиционного
отклонения элемента.
9.	Отклонение от симметричности А относительно базо-
вого элемента — наибольшее расстояние между плоскостью
симметрии рассматриваемого элемента и осью базового
элемента в пределах нормируемого участка (рис. 16.19).
Допуск симметричности в диаметральном выражении
— удвоенное наибольшее допускаемое значение отклонения
от симметричности.
Базовые оси и поверхности обозначают на чертежах
деталей в соответствии с ГОСТ 2.308—79 (СТ СЭВ 368—76)
равносторонним зачерненным треугольником, соединенным
с рамкой, в которой записывают обозначение базы заглавной
буквой латинского алфавита (рис. 16.20). Высота зачернен-
ного треугольника h, а высота рамки 2h, где h — высота
размерных чисел на чертеже.
Рис. 16.19
Рис. 16.20
285
Т аблица 16.1
* Знаки 0 и Т обозначают, что допуски заданы в диаметральном выражении
Допуски формы и расположения поверхностей указы-
вают на чертеже условными обозначениями—графическими
знаками, приведенными в табл. 16.1. Графические знаки
допусков формы и расположения, их числовые значения
и обозначения баз располагают в рамке, разделенной на
две или три части. В первой из них размещают графи-
ческий знак допуска формы, расположения, во второй —
числовое значение допуска и в третьей — обозначение
базы. Высота рамки, так же как и рамки для обозначения
базы, 2h.
ГОСТ 2.308—79 (СТ СЭВ 386—76) установлены следую-
щие правила нанесения на чертежах деталей условных
обозначений баз, допусков формы и расположения:
а)	если базой является поверхность, а не ось, то
зачерненный треугольник должен располагаться на достаточ-
ном расстоянии от конца размерной линии (рис. 16.21, а);
б)	если базой является ось или плоскость симметрии,
то зачерненный треугольник располагают в конце размерной
линии (рис. 16.21, б);
в)	если нет необходимости назначать базу, вместо зачер-
ненного треугольника применяют стрелку (рис. 16.21, в);
286
Рис. 16 21
г)	если допуск относится к поверхности, а не к оси
элемента, то стрелку располагают на достаточном расстоя-
нии от конца размерной линии (рис. 16.21, а. г);
д)	если же допуск относится к оси или плоскости
симметрии, то конец соединительной линии должен совпа-
дать с продолжением размерной линии (рис. 16.21, г).
§5. ШЕРОХОВАТОСТЬ ПОВЕРХНОСТЕЙ
Из числа параметров шероховатости, установленных
ГОСТ 2789—73 (СТ СЭВ 638—77), наибольшее применение
в машиностроении нашли следующие: Rz— высота неровнос-
тей профиля, мкм; Ra— среднее арифметическое отклонение
профиля, мкм; /р — относительная опорная длина профиля,
где р — значение уровня сечения профиля.
При определении параметра Rz на базовой длине выпол-
няют пять измерений высоты неровностей поверхности.
Значение Rz является средним арифметическим из этих
пяти измерений. Параметр Rz содержит минимальную
информацию о поверхности, поэтому его назначают на
поверхности, получаемые литьем, ковкой, чеканкой.
При определении параметра Ra исследуют на базовой
длине все впадины и выступы неровностей. Поэтому пара-
метр Ra дает полную информацию о поверхности детали.
В связи с этим он является основным из высотных
параметров шероховатости и его назначают на все об-
работанные поверхности деталей.
Параметр tp является важнейшим из числа шаговых
параметров. Этот параметр содержит оценку площади
контакта сопрягаемых поверхностей. Его назначают на
сопрягаемые поверхности, от которых требуется гер-
метичность, контактная жесткость, износостойкость или
прочность сцепления (например, детали, соединяемые с
натягом).
Значение шероховатости указывают: для параметров
Ra — без символа (например, 0,8); для параметров Rz — после
символа (например, Rz 20).
287
Рис. 16.22
Параметры шероховатости поверхностей задают наиболь-
шим предельным значением, например 0,8; 7?z20.
Для обозначения на чертежах шероховатости поверхнос-
тей применяют знаки, изображенные на рис. 16.22, а — и.
На рис. 16.22, а показана форма знака. Высоту h принимают
равной высоте размерных чисел на чертеже, высоту Н—в
зависимости от объема записи; Я=(1,5... 3,0)/г.
Если вид обработки поверхности конструктор не устана-
вливает, применяют изображение знака по рис. 16.22, а.
Этот способ обозначения является предпочтительным. Если
требуется, чтобы поверхность была образована обязательно
удалением слоя материала (шлифование, полирование и др.),
применяют изображение знака по рис. 16.22, 6.
Если важно, чтобы поверхность была образована без
удаления слоя материала (чеканка, накатывание роликами
и др.), применяют изображение по рис. 16.22, в. Такой же
знак применяют для обозначения шероховатости поверх-
ностей, не обрабатываемых по данному чертежу.
На месте прямоугольника 1 (рис. 16.22, б, г, д) записыва-
ют числовые значения параметров Ra или Rz (рис. 16.22,
е, ж), на месте прямоугольников 2 — вид обработки поверх-
ности (рис. 16.22, з, и).
Обозначение шероховатости поверхностей на изображении
детали располагают на линиях контура, на выносных линиях
в непосредственной близости от размерной линии (рис. 16.23, а)
или на полках линий-выносок, при недостатке места — на
размерной линии или на ее продолжении (рис. 16.23, б).
При изображении детали с разрывом обозначение шеро-
ховатости наносят только на одной части изображения,
Рис. 16 23
288
вблизи размерной линии
(рис. 16.23, а).
Если шероховатость
одной и той же поверх-
ности различна, то ее
разделяют тонкой линией
и на каждой части повер-

хности показывают свое
изображение шероховато-	Рис- !6-24
сти (рис. 16.23, в).
Обозначение преобладающей шероховатости показывают
в правом верхнем углу поля чертежа (рис. 16.24, а). Толщина
линий и высота знака, заключенного в скобки, такая же, как
в изображении на чертеже, а перед скобкой — в 1,5 раза больше.
Если преобладающее число поверхностей не обрабатыва-
ют по данному чертежу, то шероховатость их показывают
в правом верхнем углу поля чертежа по рис. 16.24, 6.
Числовые значения параметра шероховатости Ra можно
принимать: для посадочных поверхностей отверстий и ва-
лов— по табл. 16.2, для других поверхностей некоторых
деталей — по табл. 16.3.
На посадочные поверхности валов и отверстий зубчатых
и червячных колес при передаче момента посадкой с натягом
кроме параметра Ra задают параметр t , для которого
принимают / = 50% и /> = 60% от наибольшей высоты
неровностей профиля.
§6. ОБОЗНАЧЕНИЯ ТЕРМИЧЕСКОЙ ОБРАБОТКИ
СТ СЭВ 367—76 установлены следующие правила нанесе-
ния на чертежах указаний о термической и химико-термичес-
кой обработке, обеспечивающей получение необходимых
свойств материала детали.
Если всю деталь подвергают термообработке одного
вида, то в технических требованиях чертежа делают запись
типа: 235...265 НВ или 250±15НВ; 44...50 HRC или 47±3
HRC; ТВЧА 1,6...2,0; 50...56 HRC или ТВЧ/z 1,8±0,2; 53±3
HRC; цементировать Zz 0,8 ... 1,2 или h 1,0±0,2 или h = 0,8 ... 1,2;
56...62 HRC или 59±3 HRC.
Если термообработке
подвергают отдельный
участок детали, то его
обводят на чертеже утол-
щенной штрихпунк-
тирной линией, а на пол-
ке линии-выноски нано-
сят показатели свойств
материала (рис. 16.25, а).
289
Таблица 162
Интервалы размеров, мм	О1верстие			Вал		
	Квалитеты					
	6,7	8	9	6,7	8	9
	Ra, мм					
Свыше 18 до 50	0,8	1,6	3,2	0,8	0,8	1,6
Свыше 50 до 120	1,6		3,2	0,8	1,6	
Свыше 120 до 500	1,6	3,2		1,6	3,2	
Таблица 16.3
Вид поверхности	Ra, мкм
Торцы заплечиков валов для базирования:	
а) подшипников качения класса точности 0	1,6
б) зубчатых, червячных колес при отношении длины отверстия	
к диаметру //d^0,8	1,6
в) то же, при отношении lld>$$	3,2
Поверхности валов под резиновые манжеты	0,4
Канавки, фаски, радиусы галтелей на валах	6,3
Поверхности шпоночных пазов на валах:	
рабочая	3,2
нерабочая	6,3
Поверхности шпоночных пазов в отверстиях колес:	
рабочая	1,6
нерабочая	3,2
Поверхности шлицев на валах и в отверстиях колес:	
боковая поверхность зуба соединения:	
неподвижного	1,6
подвижного	0,8
цилиндрические поверхности	
нецентрирующие	3,2
Цилиндрические поверхности центрирующие на валах:	
неподвижного соединения	0,8
подвижного соединения	0,4
Цилиндрические поверхности центрирующие в отверстиях колес:	
неподвижного соединения	1,6
подвижного соединения	0,8
290
Продолжение табл. 16.3
Вид поверхности	Ra, мкм
Торцы ступиц зубчатых, червячных колес, базирующихся по	
торцу заплечиков валов, при отношении длины отверстия к диаметру	1,6
То же, при отношении	3,2
Торцы ступиц зубчатых, червячных колес, по которым базируют подшипники качения класса точности 0	1,6
Свободные (нерабочие) торцовые поверхности зубчатых, червячных колес	6,3
Рабочие профили зубьев зубчатых, червячных колес степеней точности 6	0,4
7	0,8
8	1,6
9	3,2
Витки червяков степеней точности 6	0,2
7	0,4
8	0,8
9	1,6
Поверхности выступов зубьев колес, витков червяков, звездочек цепных передач	6,3
Фаски и выточки на колесах	6,3
Рабочая поверхность шкивов ременных передач	3,2
Рабочая поверхность зубьев звездочек цепных передач	3,2
Отверстия под болты, винты	12,5
Опорные поверхности под головки болтов, винтов, гаек	6,3
Если всю деталь подвергают одному виду термообработки,
а некоторые ее части другому или оставляют без обработки,
в технических требованиях делают запись по типу:
55...60 HRC, кроме места, указанного особо (см.
рис. 16.25, а).
40...45 HRC, кроме поверхности А (рис. 16.25, б).
§7. ОБОЗНАЧЕНИЕ СВАРНЫХ ШВОВ
Чертежи сварных деталей оформляют, как чертежи
сборочных единиц. Элементы сварной детали в разрезах
и сечениях штрихуют в разных направлениях (рис. 16.26, а).
291
Если же сварную деталь
изображают в сборе
с другими деталями, то
все элементы ее штриху-
ют в одном направлении
(рис. 16.26, б).
Сварные швы на
чертежах деталей изо-
бражают и обознача-
ют по ГОСТ 2.312—72.
Видимые швы изобра-
жают	сплошными
(рис. 16.27, а), а неви-
димые — штриховыми
(рис. 16.27, б) линиями.
Условное обозначение
шва наносят:
Рис 16.27
Рис 16.28
а)	на полке линии-выноски, проведенной от изображения
шва с лицевой стороны (рис. 16.28, а);
б)	под полкой линии-выноски, проведенной от изображе-
ния шва с оборотной стороны (рис. 16.28, б).
Условное обозначение сварных швов в общем случае
должно содержать в порядке, показанном прямоугольниками
1 — 5 на рис. 16.28, следующее:
1.	Вспомогательные знаки:
шов по замкнутой линии.
292
2.	Обозначение стандарта на типы и конструктивные
элементы швов сварных соединений:
а)	ГОСТ 5264—80 — основные типы и конструктивные
элементы швов, выполненных ручной дуговой сваркой;
б)	ГОСТ 8713—79 —то же, что и ГОСТ 5264—80, но
швы выполнены автоматической или полуавтоматической
сваркой под флюсом;
в)	ГОСТ 11533—75 — основные типы, конструктивные
элементы и размеры швов при расположении свариваемых
элементов не под прямым углом; швы выполнены автомати-
ческой и полуавтоматической дуговой сваркой под флюсом;
г)	ГОСТ 11534—75 —то же, что и ГОСТ 11533—75, но
швы выполнены ручной дуговой сваркой;
д)	ГОСТ 15878—79 — соединения сварные, выполненные
контактной сваркой.
3.	Буквенно-цифровое обозначение шва по стандартам
п. 2. Например:
С1...С34 — швы стыковых соединений;
У1...У4 — швы угловых соединений;
Т1...Т13 — швы тавровых соединений;
Н1...Н6 — швы нахлесточных соединений.
Цифры после букв обозначают различную форму подго-
товки кромок (с отбортовкой, без отбортовки, со скосом
кромок разной формы).
В табл. 16.4 приведена выборка буквенно-цифровых обо-
значений швов из ГОСТ 5264—80 для чертежей учебных
проектов.
4.	Знак и размер катета шва (только для угловых швов).
5.	Вспомогательные знаки:
/ —шов прерывистый или точечный с цепным располо-
жением;
2 —шов прерывистый или точечный с шахматным
расположением;
ZZI—шов по незамкнутой линии.
Обозначение одинаковых швов наносят только у одного
из изображений. От изображений остальных швов проводят
линии-выноски с полками. Всем одинаковым швам присваи-
вают один порядковый номер (рис. 16.29), который наносят:
а)	на линии-выноске, имеющей полку с нанесенным
обозначением шва;
б)	на полке линии-выноски, проведенной от изображения
видимого шва, не имеющего обозначения;
в)	под полкой линии-выноски, проведенной от изображе-
ния невидимого шва, не имеющего обозначения.
При выполнении всех швов по одному стандарту его
обозначение приводят в технических требованиях.
Если все швы на сварной детали одинаковые и изображе-
ны на чертеже с одной стороны, допускается не присваивать
293
Таблица 16.4
Форма поперечного сечения выполненного шва	Толщина листов, мм	Обозначе- ние
eftt?	1. .4	С2
	3...60	С8
	3...60	С12
	1 ..6	
		У4
	1. .30	
Шов односторонний	2...30	Т1
		
JBI	Шов двусторонний	2...40	тз
		
Шов односторонний	2...60	Н1
Шов двусторонний	2 .60	Н2
им порядкового номера. Швы, не имеющие обозначения,
отмечают в этом случае линиями-выносками без полок.
Пример условного обозначения шва таврового соединения
294
без скоса кромок, двустороннего прерывистого с шахматным
расположением, выполняемого ручной дуговой сваркой.
Катет шва 8 мм, длина провариваемого участка 50 мм,
шаг 100 мм: ГОСТ 5264—80—ТЗ —50 Z100.
§ 8.	РАСПОЛОЖЕНИЕ НА ЧЕРТЕЖЕ ДЕТАЛИ:
РАЗМЕРОВ, ОБОЗНАЧЕНИЙ БАЗ, ДОПУСКОВ ФОРМЫ,
ШЕРОХОВАТОСТИ И ТЕХНИЧЕСКИХ ТРЕБОВАНИЙ
На чертежах деталей задают размеры, приводят условные
обозначения баз, допусков формы и расположения, парамет-
ров шероховатости. Для удобства чтения чертежа все эти
сведения должны быть организованы в следующую систему.
На чертежах деталей — тел вращения (валы, валы-шестер-
ни, червяки, колеса, стаканы, крышки подшипников и др.)
следует располагать (рис. 16.30):
а)	осевые линейные размеры под изображением детали
на минимальном (2...4) числе уровней;
б)	условные обозначения баз под изображением детали;
в)	условные обозначения допусков формы и расположения
над изображением детали на одном-двух уровнях;
г)	условные обозначения параметров шероховатости — на
верхних частях изображения детали, а на торцовых поверх-
ностях— под изображением детали. В обоих случаях услов-
ные обозначения шероховатости располагают в непосредст-
венной близости от размерной линии;
д)	полки-линии выноски, указывающие поверхности для
термообработки и покрытий,— над изображением детали.
Технические требования располагают над основной над-
писью (рис. 16.31), а при недостатке места — левее основной
надписи.
Технические требования записывают в следующем
порядке:
Рис. 16 30
295
Рис 16.31
1.	Требования
к материалу, заго-
товке, термической
обработке (...НВ, ...
...HRC).
2.	Указания о раз-
мерах (размеры для
справок, радиусы
закруглений, углы
и др.).
3.	Предельные
отклонения разме-
ров (неуказанные
предельные откло-
нения и др.).
4. Допуски формы и расположения, на которые в СТ
СЭВ 368—76 нет условных графических знаков.
5. Требования к качеству поверхностей (указания об
отделке, покрытии, шероховатости).
§ 9. ЧЕРТЕЖИ ТИПОВЫХ ДЕТАЛЕЙ
Ниже приведены указания по разработке чертежей деталей
машин типа валов, валов-шестерен, червяков, зубчатых
и червячных колес, стаканов, крышек подшипников.
По каждому типу деталей даны указания о способе
задания осевых линейных размеров, выборе предельных
отклонений и полей допусков размеров, а также выборе
допусков формы и расположения поверхностей.
Числовые значения допусков формы и расположения
после их определения следует округлять в ближайшую
сторону до стандартных значений по СТ СЭВ 636—77 из
ряда чисел: 1, 1,2, 1,6, 2, 2,5, 3, 4, 5, 6, 8, 10, 12, 16,
20, 25, 30, 40, 50, 60, 80 мкм.
Валы, валы-шестерни, червяки. В настоящем разделе даны
указания по выполнению чертежей валов и поверхностей
валов-шестерен и червяков, которые характерны для валов.
Указания по оформлению зубчатых венцов валов-шестерен
и витков червяков приведены ниже.
На чертежах валов задают сопряженные, цепочные и га-
баритные размеры. Затем задают свободные размеры с уче-
том технологии изготовления и удобства измерений. На
рис. 16.30 в качестве примера показаны способы задания
осевых размеров вала. На этом рисунке обозначены:
Сг и С2 — размеры сопряженные—длины шпоночных
пазов; Г и Ц—габаритный и цепочный размеры;
и К2 — размеры, координирующие расположение шпоночных
пазов, удобные для контроля штангенциркулем или шабло-
296
Рис. 16.32
ном; /j—длина выступающего конца вала — присоединитель-
ный размер; /2 и /3—длины поверхностей.
Размеры Zls /2, /3, /4 отвечают последовательным этапам
токарной обработки вала.
На чертежах валов задают также глубину шпоночного
паза ?j (рис. 16.32, а). Если шпоночный паз, расположенный
на конце вала, сквозной, то удобнее для контроля задавать
размер d—t-t (рис. 16.32, а).
Глубина шпоночного паза t\ на большем диаметре
конического участка вала (рис. 16.32,0
11 — ?! З- 0,025 /,
где ?! принимают по табл. 12.5 для диаметра вала 0Р.
На сопряженные размеры задают поля допусков в соот-
ветствии с посадками, показанными на чертеже редуктора
(коробки передач). На цепочные размеры задают поля
допусков или предельные отклонения по рекомендациям,
приведенным на с. 282. На свободные размеры задают
предельные отклонения чаще всего среднего класса точности
по СТ СЭВ 302—76 (см. табл. 19.2).
На ширину шпоночного паза приводят условное обозначе-
ние поля допуска, чаще всего Р9, а для сегментной шпонки
N9 (ГОСТ 23360—78).
Предельные отклонения глубины шпоночного паза ?п
?i (рис. 16.32, а, б), при сечении шпонки:
до 6x6 мм ?i + 0,l мм;
свыше 6x6 до 32x18 мм ?1+0,2мм.
На размер d—tr предельные отклонения задают соот-
ветственно— 0,1 и —0,2 мм.
На чертежах валов, имеющих элементы шлицевых соеди-
нений, по ГОСТ 2.409—74 указывают длину зубьев
полного профиля до сбега (рис. 16.33, а).
Для обозначения шероховатости на боковых поверхностях
показывают профиль одного зуба (рис. 16.33,0.
Условное обозначение элементов шлицевого соединения
вала по соответствующему стандарту приводят на полке
297
a)
линии-выноски или в тех-
нических требованиях.
Рабочей осью вала яв-
ляется общая ось поса-
дочных поверхностей для
подшипников качения.
Эта ось обозначена на
рис. 16.34 буквами АВ.
На этом же рисунке при-
D 1 д эведены обозначения неко-
Рис. 16.33	/11
торых размеров (d.
dB и /) и в рамках — условные обозначения допусков формы
и расположения.
В табл. 16.5 в соответствии с позициями, указанными
на рис. 16.34, приведены указания по определению допусков
формы и расположения поверхностей.
Применяемые подшипники качения можно условно отнес-
ти к следующим трем группам:
Группа I — шариковые радиальные и радиально-упорные.
Группа II — радиальные с короткими цилиндрическими
роликами.
Группа III — конические роликовые.
Назначение каждого из допусков формы или расположе-
ния следующее.
Допуск цилиндричности посадочных поверхностей
для подшипников качения (поз. 7) задают, чтобы ограничить
отклонения геометрической формы этих поверхностей и тем
самым ограничить отклонения геометрической формы доро-
жек качения колец подшипников.
Зубчатые и червячные колеса, а также муфты, шкивы,
звездочки сажают на валы по посадкам с натягом. Чтобы
ограничить концентрацию давлений, на посадочные поверх-
ности валов задают допуск цилиндричности (поз. 2, 3).
298
Допуск соосности посадочных поверхностей для
подшипников качения относительно их общей оси (поз. 4)
задают, чтобы ограничить перекос колец подшипников.
Допуск соосности посадочной поверхности для зуб-
чатого, червячного колеса (поз. 5) задают, чтобы обеспечить
нормы кинематической точности и нормы контакта зубчатых
и червячных передач.
Допуск перпендикулярности базового торца вала
(поз. б) назначают, чтобы уменьшить перекос колец подшип-
ников и искажение геометрической формы дорожки качения
внутреннего кольца подшипника.
Допуск перпендикулярности базового торца вала
(поз. 7) задают для узких колес, у которых отношение
длины посадочного отверстия / к его диаметру d менее
0,8. Допуск задают, чтобы обеспечить выполнение норм
контакта зубьев в передаче. При отношении // J^0,8 допуск
перпендикулярности (поз. 7) не задают.
Таблица 16.5
№ пози- ций	Допуски
/, Д 3	Т/ ^0,31Т, где IT —допуск размера поверхности
4	1© (мкм) на диаметре dn— по табл. 16.6. Степень точности допуска для групп подшипников: 1-7, П-6, Ш-5
5	1© (мкм) на диаметре d— по табл. 16.6. Степень точности до- пуска—по табл. 16.7.
6	Т (мкм) на диаметре <70 —по табл. 16.8. Степень точности допуска для групп подшипников: 1-8, П-7, Ш-6
7	(мкм) на диаметре d^ при l/d<0,8. Степень точности допус- ка— табл. 16.7
Таблица 16.6
Интервалы размеров, мм			Допуск соосности, мкм, при степени точности допуска				
			5	6	7	8	9
Свыше 18	ДО	30	10	16	25	40	60
»	30	»	50	12	20	30	50	80
»	50	»	120	16	25	40	60	100
»	120	»	250	20	30	50	80	120
»	250	»	400	25	40	60	100	160
299
J.,1 повернуто
Рис. 16.35
1.260...285НВ,кроме поверхности А.
Поверхность А калить ТВЧ h=0.9...1.0,40...50HRC.
2.*Размер обеспечивается инструментом.
3.Неуказанные преЭельные отклонения размеров:
балов- .остальных ±t2/2.
								
								
								
					Вал	Лит.	Масса	Масшт.
Ивн	Лисп	ЫЗокум.	Подпись	Допа		У		1:1
Рав раб.								
Проб.								
Т. контр						Лист (Листов 1		
					ста/1ь45 ГОСТ! 050-74	МВТУ им. Н.З. Баумана		
Н. контр.								
Утб.								
Рис. 16 35 (продолжение)
На рис. 16.35 приведен полученный с помощью ЭВМ чертеж
выходного вала для рассматриваемого в качестве примера
цилиндрического редуктора (см. § 1, гл. 13, а также рис. 13.5).
Подробнее о конструировании валов на ЭВМ (см. § 3 гл. 17).
Поясним основные положения при выполнении чертежа
вала.
Вначале наносим осевые размеры вала: сопряженный —
длину шпоночного паза (45 мм), габаритный (214 мм)
и цепочный (52 мм); размер, координирующий распо-
ложение шпоночного паза (4,5 мм), длину выступающего
конца вала (60 и 6 мм), длину резьбового участка (30 мм),
длину посадочной поверхности (48 мм). Размеры 30, 60,
48 мм отвечают последовательным этапам токарной об-
работки вала.
Задаем также глубину шпоночного паза на коническом
конце вала t' = tx +0,05 0,5 • /=3,5 + 0,025 • 54 = 4,9 мм, где
— принимают по табл. 12.5 для среднего диаметра, /—длина
конического участка.
На сопряженные диаметральные размеры задаем поля
допусков в соответствии с посадками, показанными на
чертеже редуктора (рис. 13.3): 040 тб, 048/6, 04О<79.
На цепочный размер задаем поле допуска h 12 (см.
с. 282), так как компенсатором в размерной цепи с коничес-
кими роликовыми подшипниками служит набор прокладок —
на размере 52 мм это составляет 0,3 мм. Предельные
отклонения глубины шпоночного паза по рекомендациям
с. 297 + 0,1 мм. Допуски формы и расположения определим
по рекомендациям с. 298—299. Допуски размеров по
табл. 19.3: 04От6 — 77=16 мкм, 048/6 —77= 16 мкм. До-
пуск цилиндричности 0,3 • 16 = 4,8 мкм. Округляя, получим
0,005 мм. Допуск соосности посадочных поверхностей для
подшипников назначаем по табл. 16.6 для степени точности
5 (вал устанавливается на конических роликовых подшип-
никах): 0,012 мм.
Допуск соосности (мкм) поверхности для установки
зубчатого колеса на диаметре 48 мм по табл. 16.6 (степень
точности допуска 7 (табл. 16.7) при степени точности
передачи 9): 0,030 мм. Допуск перпендикулярности базового
торца вала на диаметре 48 мм по табл. 16.8 для степени
точности 6 (вал на конических роликоподшипниках):
0,010 мм.
Зубчатые цилиндрические колеса
На рис. 16.36, а — в показана простановка осевых разме-
ров на чертежах цилиндрических зубчатых колес, где Ц(Г) —
цепочный (габаритный) размер; b — ширина зубчатого венца.
302
На чертеже кругом обработан-
ного колеса размеры
а (рис. 16.36, б) для удобства
выполнения и контроля про-
ставлены от торцов зубчатого
венца.
Если заготовку зубчатого
колеса получают в штампах,
то она поступает на механи-
ческую обработку с определен-
ной толщиной диска
(рис. 16.36, в). Поэтому на чер-
теже такого колеса ставят S —
толщину диска, полученную
в заготовительной операции (штамповке);
С—размер, связывающий систему размеров для загото-
вительной и механической операции (между необработанной
и обработанной поверхностями детали).
На чертежах колес кроме прочих размеров указывают:
диаметр da вершин зубьев, диаметр отверстия d, диаметр
ступицы Ат и другие размеры.
На внешний диаметр зубчатого венца задают предельные
отклонения, соответствующие полям допусков:
при модуле до 2,5 мм — h 12;
при модуле свыше 2,5 мм до 6,3 мм — h 13;
при модуле свыше 6,3 мм — h 14.
На ширину шпоночного паза чаще всего задают поле
допуска Js9 (ГОСТ 23360—78).
На чертеже колеса с цилиндрическим отверстием задают
размер d+t2 (рис. 16.37, а), который принимают по табл.
19.11.
Рис.
На чертеже колеса с коническим отверстием задают
размер d+t'i (рис. 16.37,6), который вычисляют по формуле
d+12 — dcp Ч-t2— 0,0225 /,
где t2 принимают для диаметра dcp по табл. 12.5.
303
На глубину шпоночного паза (размер d+t2; d+t'i,
рис. 16.37, а, 6) задают предельные отклонения при сечении
шпонки:
до 6x6-----1-0,1 мм;
свыше 6x6 до 32x18--------1-0,2 мм.
На сопряженные, цепочные и свободные размеры задают
предельные отклонения по тем же рекомендациям, что
и для валов.
На рис. 16.38, а — в показаны несколько зубчатых колес
и условные обозначения баз и допусков формы и рас-
положения поверхностей. В соответствии с позициями,
приведенными на этом рисунке, в табл. 16.9 приведены
указания по определению допусков формы и расположения
поверхностей.
Назначение каждого из допусков формы или расположе-
ния поверхностей следующее.
Допуск цилиндричности посадочной поверхности
(поз. 7) назначают, чтобы ограничить концентрацию контакт-
ных давлений по посадочной поверхности.
Допуск перпендикулярности торца ступицы (поз.
2) задают, чтобы создать точную базу для подшипника
качения и уменьшить перекос колец подшипников и искажение
геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца.
Допуск параллельности торцов ступицы узких
колес (поз. 3) задают по тем же соображениям, как и допуск
перпендикулярности торца ступицы (поз. 2).
Если у колеса нет выточки и, следовательно, нет размера
(/ст, допуск параллельности относят к условному диаметру
измерения d', который принимают d' = (1,5...2,0)б/. Тогда
в рамке условного обозначения приводят значение допуска
параллельности и диаметр измерения, например:
//	0,016/50	В
304
Таблица 16.7
Тип колес	Степень точности допусков по табл 16 6 и 16.8 при степени точности передач		
	6	7,8	9
Зубчатые	5	6	7
Червячные	6	7	8
Таблица 16.8
Интервалы размеров, мм		Допуски параллельности, перпендикуляр- ности при степени точности допуска					
		5	6	7	8	9	10
Свыше 16 до 25		4	6	10	16	25	40
»	25 » 40	5	8	12	20	30	50
»	40 » 63	6	10	16	25	40	60
»	63 » 100	8	12	20	30	50	80
»	100 » 160	10	16	25	40	60	100
»	160 » 250	12	20	30	50	80	120
»	250 » 400	16	25	40	60	100	160
чертеже промежуточного кольца задают допуск
На
параллельности торцов на одну степень точнее.
Если торцы ступиц не участвуют в базировании подшип-
ников, то допуски по поз. 2 и 3 не назначают.
Помимо изображения детали с разрезами, необходимыми
размерами, предельными отклонениями размеров, параме-
трами шероховатости и других сведений в правом верхнем
углу поля чертежа приводят таблицу параметров зубчатого
венца или витков червяка.
На рис. 16.39 приведена форма этой таблицы, ее размеры
и расположение относительно
Таблица параметров состоит из
трех частей, отделенных
друг от друга сплошными ос-
новными линиями. В первой части
таблицы приводят данные для
нарезания зубьев колес или витков
червяка, во второй — данные для
контроля (в учебных проектах
эту часть таблицы не заполняют),
в третьей—справочные данные.
На рис. 16.40 приведен полу-
ченный с помощью ЭВМ (см.
гл. 17, § 4) чертеж цилиндричес-
кого зубчатого колеса для рас-
сматриваемого в качестве при-
мера цилиндрического редуктора
(см. § 1,гл. 13, а также (рис. 13.5).
сторон формата чертежа.
11 Заказ 3385
305
Рис. 16.40
МоЗуль	т	1.5
Число зубьев	Z	114
Угол наклона		11° 52* 57*
Направление линии зуба	-	правое
Нормальный исходный контур	-	ГОСТ 13755-81
Коэфф, смещения	X	0
Степень точности	-	ЭВ
—		—
Делительный диаметр	d	174.745
Обозначение чертежа сопряженного колеса	ДП16.03.0.13	
L269...302HB
2.Радиусы скруглений 1.6мм пах
3,Неуказанные предельные отклонения размеров:
валов- "^остальных - t2/2.
					ДП16.03.0.16					
										
										
					Ko/ieco зубчатое	Лит.			Масса	Масшт.
Ивп	Лися	N Йокум.	Подпись	Дова		У				1:1
Равраб										
По Об.										
Т. контр.						/Лист l/lucmoB 1				
					сталь 40 X ГОСТ4543-71	МВТУ им. Н.З. Баумом				
Н.контр.										
Утб.										
Рис. 16.40 (продолжение)
1*
Таблица 16.9
№ пози- ций	Допуски, мкм
1	Тф %0,3/Т, где IT—допуск размера отверстия
2	Id. на диаметре б/Ст при //<7^0,8— по табл 16.8. Степень точности для групп подшипников: 1-8, П-7, Ш-6
3	Т/ на диаметре <7СТ при 11 <У<0,8 — по табл. 16.8. Степень точности для групп подшипников: 1-7, П-6, Ш-5
Зубчатые конические ко-
леса. На чертеже коническо-
го кругом обработанного
колеса ставят осевые разме-
ры по рис. 16.41, а:
Ц1 — цепочный, опреде-
ляющий положение вершины
делительного конуса колеса;
Ц2 — цепочный, определя-
ющий величину осевого за-
зора в комплекте вала с под-
шипниками; b— ширину зуб-
чатого венца;	—размер,
координирующий положе-
ние венца относительно сту-
пицы; б?2, а3 — глубину канавок; — размер, координирующий
осевое положение зуба относительно ступицы колеса; Г —
габарит.
На чертеже конического штампованного колеса ставят
осевые размеры по рис. 16.41, б. Здесь в отличие от преды-
дущего поставлен размер 5, полученный на заготовительной
операции, а вместо а2 — связующий размер С.
Кроме размеров, определяющих форму и величину детали,
на чертежах конических зубчатых колес приводят размеры
венца (рис. 16.42):
внешние диаметры dae и d'ae\
осевые размеры А, С и I (на рис. 16.42,6? размер
I—справочный);
ширину венца Ь (на рис. 16.42,6 размер Ь — справочный);
угол конуса вершин зубьев, угол внешнего дополни-
тельного конуса (90° — 5).
Размеры и точность шпоночного паза задают по тем
же рекомендациям, как для цилиндрических зубчатых колес.
На рис. 16.43 показано коническое зубчатое колесо,
условные обозначения базы, допусков формы и расположения.
308
Рис. 16.42
Назначение допусков такое же, как
и для цилиндрических зубчатых
колес. Числовые значения допусков
определяют по рекомендациям
табл. 16.9.
Форма и расположение таблицы
данных для нарезания и контроля
зубьев такая же., как для цилинд-
рических колес (рис. 16.39). На
рис. 16.44 приведен в качестве при-
мера чертеж конического зубчатого
колеса, из которого видно также
и содержание таблицы для нарезания
зубьев.
Червяки и червячные колеса.
Рис. 16.43
На чертежах червяка
и червячного колеса кроме прочих задают размеры, определя-
ющие нарезанную часть червяка и венец червячного колеса
(рис. 16.45).
На чертеже червяка: dai—диаметр вершин витков; Ьх —
длина нарезанной части; радиусы закруглений впадины
и вершины витков: p/i=0,3m; рн=0,1т.
Концевые участки витков приобретают заостренную форму.
Их необходимо притупить фрезерованием или запиливанием. На
чертеже червяка об этом приводят соответствующее указание.
На чертеже колеса: диаметр вершин зубьев da2', наибольший
диаметр daM2', ширина венца Ь2, расстояние С2 от базового
торца до средней плоскости венца; радиус выемки поверхностей
вершин зубьев R = Q,5dr— т; радиусы закруглений впадины
и вершины зубьев р/2 = 0,3/и; р/<2 = 0,1/и.
Размеры и точность шпоночного паза в отверстии
червячного колеса задают по тем же рекомендациям, что
и для цилиндрических зубчатых колес.
309
Средний нормаль-
ный модуль
Число зудьед
Тип зуда__________
Оседая форма зуда
по ГОСТ 19325-73
Средний угол нак-
лона зуда
Направление линии зуде
Исходный контур
Коэффициент смещен хп
Угол делительного конуи (3
Степень точности
Межосевой угол передачи
Внешний окружной
модуль
Внешнее конусное
расстояние
36
круговой
П
лебое
Г0С7Ю202-70
-0,29
63°29'У0"
119,2
Н°'Ьо'куМ
Из^лйст
разруб
лродер
7 коптр
1 U9 502 НВ
2*Размеры для спрадок
3 Радиусы скруглений 2мм max
9 Неуказанные предельные отклонения разме-
ров отверстий	-Т2)ооталъных±1212
И контр
Отд
колесо
зубчатое
Лит масса масшт
Лист | Листа6 /'
Сталь 90 КН ГОС!9595-71
ЦЛЫЛЪИШ
Z
Рис. 16 44
На рис. 16.46 показан червяк, условные обозначения баз,
допусков формы и расположения. Назначение этих допусков
такое же, как и для валов. Числовые значения допусков
определяют по рекомендациям табл. 16.5.
На рис. 16.47 показано червячное колесо, условное обозна-
чение базы, допусков формы и расположения. Числовые
значения допусков определяют по рекомендациям табл. 16.9.
На рис. 16.48, 16.49 приведены в качестве примеров
чертежи червяка и червячного колеса. Содержание таблиц для
нарезания и контроля витков червяка и зубьев колеса видно из
этих чертежей. Чертеж червячного колеса получен с помощью
ЭВМ (см. § 5 гл. 17) для рассматриваемого в качестве примера
червячного редуктора (см. § 3 гл. 13, а также рис. 13.7).
310
Рис. 16.45
4
Рис. 16.46
Стаканы. На рис. 16.50, а—д приведено несколько конст-
рукций стаканов современных машин. На этом рисунке
показаны условные обозначения баз, допусков формы и рас-
положения.
На чертежах стаканов задают осевые линейные размеры:
габаритные, цепочные и свободные.
Предельные отклонения размеров задают по общему
правилу, приведенному на с. 281. Допуски формы и отклонения
поверхностей приведены в табл. 16.10, в которой даны
ссылки на позиции рис. 16.50.
Назначение каждого из допусков следующее. Допуски
цилиндричности и круглости (поз. 7, 2, 5) задают,
чтобы ограничить отклонения геометрической формы поса-
311
дочных поверхностей и связанных с ними дорожек качения
наружных колец подшипников.
Допуски соосности посадочных поверхностей стакана
(поз. 4 и 5) назначают, чтобы ограничить перекос колец
подшипников качения и отклонения межосевого расстояния
в конической передаче.
Допуск перпендикулярности (поз. 6) и допуск
параллельности (поз. 7) задают, чтобы ограничить перекос
колец подшипников.
Позиционный допуск (поз. 8) задают, чтобы ограни-
чить отклонения в расположении центров крепежных отверстий
и обеспечить так называемую «собираемость» резьбового
соединения. Этот допуск задают только в том случае,
когда отверстия для винтов в стакане и в корпусной детали
сверлят независимо друг от друга в приспособлениях или
на станках с числовым программным управлением (ЧПУ).
В остальных случаях позиционный допуск (поз. 8) на
чертежах стаканов не приводят.
На рис. 16.51 в качестве примера приведен чертеж стакана,
полученный с помощью ЭВМ для рассматриваемого в качестве
примера червячного редуктора (см. § 3 гл. 13, а также рис. 13.7).
Осевые линейные размеры заданы в соответствии
с рис. 16.50, а. Размеры 63 мм и 72 мм входят в состав
сборочных размерных цепей. В связи с этим на эти размеры
заданы предельные отклонения ±0,15 мм по 12-му квалитету.
На диаметральные размеры 090 и 0105 мм заданы поля
допусков по чертежу (см. рис. 13.7).
Допуски формы и расположения определены по рекомен-
дациям, приведенным в табл. 16.10.
Допуски цилиндричности (поз. 7 и 2 на рис. 16.50,а).
Для отверстия допуск цилиндричности равен 0,3 • 30 =
= 9 мкм, или после округления до стандартной величины —
0,010 мм. Для наружной поверхности — 0,3-22 = 6,6 мкм, или
после округления — 0,06 мм.
Допуск соосности (поз. 4) равен «0,6-22= 13,2 мкм,
или после округления до стандартной величины = 0,012 мм.
Допуск перпендикулярности (поз. 6) оси отверстия
к базовой плоскости по табл. 16.8 на диаметре 09ОН7 при
степени точности 7 (для конических роликовых подшипников)
0,02 мм. Допуск параллельности торцов (поз. 7) на диаметре
0140 (по табл. 16.8 степень точности 7) 0,025 мм.
Так как по условию, производство среднесерийное, то
крепежные отверстия во фланце стакана будут сверлить
независимо от отверстий других сопряженных деталей.
Поэтому задают позиционный допуск.
Позиционный допуск (поз. S) вычисляют по формуле
Дф ~ 0,4 (<7отв — (7В) = 0,4 (9 — 8) = 0,4 мм.
312
240 h 12	45	65
370
Модуль___________
Число биткоб
Вид члрбяка_____
Делительный угол
подъема
Направление линии
битка
Исходный червяк
Степень точности
ГОСТ 3675-81
Делительный,
диаметр червяка
Код битка
Обозначение чертежа
сопряженного колеса
т в
2
ZK1
1 14°02'10"
пробое
ГОСТ19035 73
8-В
Р»
64
~5№4
1. 220НВ min.
2* Размер одеспеч. инстр.
3. Неуказанные предельные отклонения размеров:
балов -t2, остальных ±t2/2
Рис. 16.48
Рис. 16.49
Модуль	т	6.3
Число зуЗьеб	Z	36
Направление линии дуба	-	правое
Коэффициент сме- шения червяка	X	-0.44
Исходный произво- дящий червяк	—	ГОСТ 19036-81
Степень точности Г0СТ3875—81	—	8В
		
Межосебое расстояние	а.	150
Делительные диаметр червячного колеса		226.8
Вид сопряженного червяка	—	ZK1
Число витков сопря- женного червяка	Z1	2
Обозначение чертежа сопряженного колеса		
Неуказанные пребельные отклонения размеров
балов- te,остальных±t /2.
									
									
									
					Колесо чербячное	Л	ит.	Масса	Масшт.
Vtan	Лисп	N Зокум.	Подпись	Дапо		У			1:1
Рав раб.									
ПО Об.									
Т.коитр.						Лист 1Листов 1			
						МВТУ им. Н.Э. Боцмана			
Н. контр.									
Утб.									
Рис. 16.49 (продолжение)
Рис. 16 50
Неуказанные предельные отклонения размерой
+-ta гЧ j±tt /г.
				
				
				
				
Иан	Лист	N 0окдм.	ПоЗпись	Дапо
Роа раб.				
Пооб.				
Т.кангар.				
				
Нжонпчз.				
УпО,				
Стакан
СЧ15 ГОСТ! 412-79
Лиш.
Масса
Масшго.
1:1
У
Ни ст 1Листо5Т
^7У им. НЭ. Боунам
Рис. 16.51
Таблица 16.10
№ пози- ций	Допуски, мкм
Л 3	Т «0,3/Т."ТН %0,3IT, где IT —допуск размера поверхности |ху	1©
4	7©*°’6/г
5	|© на диаметре D — по табл. 16.6. Степень точности для групп подшипников: I — 8, П — 7, III — 6
6	Т на диаметре D — по табл. 16.8. Степень точности для групп подшипников. I- 9, II — 8, Ш—7
7	Т/ на диаметре D& по табл. 16.8. Степень точности для групп подшипников: Г—9, II—8, III—7
8	"Тф-~ 0,4 (JOTB — <7В), где dorB -диаметр отверстия, dB — диаметр винта
Размер 0122 на чертеже взят в рамку. Это означает,
что технические требования, записанные над основной над-
писью, не относятся к этому размеру.
Крышки подшипников качения. На чертежах крышек
подшипников осевые размеры проставляют по рис. 16.52.
Рис. 16.52
318
Во всех конструктивных вариантах размер 5 получен
при отливке крышки на заготовительной операции. Размер
h обычно входит составляющим размером размерной цепи,
определяющей осевой зазор в комплекте вала с подшипни-
ками качения. Размер Н везде габаритный.
Размер С связывает необработанные и обработанные
поверхности. Со — глубина гнезда для манжетного уплотнения.
На чертежах крышек подшипников приводят предельные
отклонения размеров и допуски расположения поверхностей.
Предельные отклонения цепочного размера h располагают
симметрично относительно номинального значения по реко-
мендациям, приведенным на с. 282.
Поле допуска диаметра центрирующего пояска D прини-
мают по рис. 16.52.
Допуски расположения поверхностей принимают по табл.
16.11 и 16.12 в соответствии с позициями, указанными на
рис. 16.53.
Допуск параллельности торцов (поз. 7) задают
в том случае, когда по торцу крышки базируется подшипник
качения, как это показано на рис. 16.53.
Допуск назначают, чтобы ограничить перекос колец
подшипников качения.
Допуск соосности (поз. 2) задают, чтобы ограничить
радиальное смещение уплотнительной манжеты и уменьшить,
таким образом, неоднородность давления на рабочую кром-
ку манжеты.
Таблица 16.11
319
Позиционный допуск (поз. 3) задают в тех же
случаях и с той же целью, как и на чертежах стаканов
(см. рис. 16.50, поз. 8).
На рис. 16.54 приведен чертеж крышки подшипника, получен-
ный с помощью ЭВМ для рассматриваемого в качестве
примера червячного редуктора (см. § 3 гл. 13, а также рис. 13.7).
Осевые линейные размеры заданы на чертеже крышки в со-
ответствии с рис. 16.52. Размер 26 мм входит в состав сбороч-
ной размерной цепи. В связи с этим на этот размер заданы
предельные отклонения по 12-му квалитету, равные + 0,1 мм.
Поле допуска центрирующего пояска диаметром 090 мм
принято d\\ по рис. 16.52 и чертежу рис. 13.7.
Заданы допуски расположения (см. рис. 16.53 и табл.
16.11)—допуск параллельности торцов (поз. 1, рис. 16.53)
на диаметре 0140 мм по табл. 16.8, степень точности
8 (табл. 16.12), равный 0,04 мм, и позиционный допуск,
равный 0,4 мм.
Размер 0122 мм заключен в рамку по тем же соображе-
ниям, как и на чертеже стакана (см. рис. 16.51).
Шкивы. На чертежах шкивов осевые размеры задают
по рис. 16.55.
На чертежах шкивов задают предельные отклонения
размеров в виде обозначений полей допусков или числовых
значений на следующие размеры:
а)	ширину и глубину шпоночного паза — по нормам для
зубчатых колес;
б)	расчетный диаметр dp шкива для клиновых ремней —
поле допуска 611;
в)	размеры f, е — по табл. 4.10, 4.11 (см. рис. 4.35, 4.36).
320
G	26+0.1
1. Формовочные уклоны-3“
а. Неуказанные радиусы 2мм. пах.
3. Неуказанные предельные откл. .размеров поберхн.:
v + tej-t2ittE/anoBepxHocnieo v+i4 j-t4 j±t4/2.
								
								
								
					Крышка	Лит.	Масса	Масшт.
Нам.	Лист	N Зокум.	ПоЭпись	Дата		У		1:1
Разраб.								
ГЬоб.								
Т. контр.						Лист I Листов 1		
					СЧ15 ГОСТ! 412—"?9	МВТУ им НЭ. Баумана		
Н. контр.								
УгаО.								
Рис. 16.54
Допуски цилиндричности базового от-
верстия задают по нормам для зубчатых
колес.
Допуск соосности рабочей поверхности
шкивов плоскоременных передач принима-
ют по табл. 16.13. Допуск задан в диамет-
ральном выражении.
На чертежах шкивов для клиновых
и поликлиновых ремней задают допуск
биения конусной поверхности ручьев пер-
пендикулярно образующей.
Этот допуск (мм) определяют по
формуле
Д / «0,005/(/р,
где t — удельное биение, принимаемое
по табл. 16.14; dp — расчетный диаметр
шкива, мм.
На быстровращающиеся шкивы
Рис. 16.55	(«>1000) задают допуск статического дис-
баланса, который принимают равным 60/« г • мм/кг.
На рис. 16.56 приведен в качестве примера чертеж шкива
поликлинового ремня.
Звездочки. На чертежах звездочек приводных роликовых
и втулочных цепей указывают размеры, показанные на
рис. 4.38. Числовые значения этих размеров определяют по
зависимостям, приведенным в гл. 4.
Таблицу параметров зубчатого венца размещают в пра-
вом верхнем углу чертежа. Размеры граф таблицы и их
расположение такие же, как на чертежах зубчатых колес.
Таблица параметров состоит из двух частей, разделенных
сплошной основной линией. В первой части таблицы приво-
дят обозначение сопрягаемой цепи. Во второй части указы-
вают параметры звездочки: число зубьев, профиль зуба со
ссылкой на стандарт и указанием о смещении, класс
точности, радиус впадины, радиус сопряжения, радиус голов-
ки зуба, половину угла впадины, угол сопряжения.
Таблица 16.13
D, свыше	до , мм	50 120	120 260	260 500
Допуск	соосности, мм	0,04	0,05	0,06
Таблица 16.14
Частота вращения, об/мин	До 500	Свыше 500 до 1000	Свыше 1000
Удельное биение Z, мм/мм	0,2	0,15	0,1
322
N'BOKUM
Н контр
ИтЬ
19,2±0,03
,	24+0,03
28,8+0,03
33,6+0,03

1* Размеры для справок
2. Формовочные уклоны 5°
J. Неуказанные предельные отклонения
размеров: поверхностей v : 3anod±tz
остальных ^t^Z, поверхностейV±Щ2
Подп

Шкив
СЧ 15 ГОСТ 1412-19
лит \ масса ушиитай
1:1
лист I Листов ;
Рис. 16.56
Рис. 16.57
Рис. 16.58
Смещение е = 0,03Р—для свободного размещения ролика
цепи во впадине зубьев звездочки.
Для общего машиностроения принимают 2-й класс точ-
ности по ГОСТ 591—69.
Другие параметры звездочки определяют: радиус впади-
ны— по формуле, приведенной на с. 89, радиус сопряжения
(рис. 16.57) ^ = 1,3025^ + 0,05 мм, радиус головки зуба г2 =
= dr (1,24cos ср + 0,8cos (3— 1,3025) — 0,05 мм, где ф= 17° —64°/z
— половина угла зуба; 0=18° —60°/z— угол сопряжения;
а = 55° —60°/z — половина угла впадины, dr—диаметр ролика
цепи (см. табл. 4.12).
На чертежах звездочек зубчатых цепей указывают разме-
ры, приведенные на рис. 4.39 и 16.58. Числовые значения этих
размеров определяют по зависимостям, приведенным в гл. 4.
В правом верхнем углу чертежа размещают таблицу
параметров зубчатого венца. Таблица состоит из трех
частей, разделенных сплошной основной линией.
В первой части таблицы приводят обозначения сопряженной
цепи. Во второй части—данные звездочки: число зубьев,
профиль зуба со ссылкой на стандарт, класс точности со ссылкой
на стандарт (для общего машиностроения — 2-й класс точности).
При криволинейном профиле зубьев приводят радиус
построения профиля R = 2,4P и наибольший зазор между
рабочей гранью пластин и зубом:
7if=0,04P.
В третьей части таблицы приводят диаметр делительной
окружности d-, определяемый по формуле, приведенной
в § 12 гл. 4.
На чертежах звездочек задают допуски цилиндричности
базового отверстия, которые определяют по нормам для
зубчатых колес.
На рис. 16.59, 16.60 приведены в качестве примера
оформления чертежи звездочек.
324
Рис. 16 59
Разраб
Цепь 3 19-7,2 ГОСТ 13552-68
Число зубьев звездочки
Радиус построения криви
линейного профиля зуба
Наибольший зазор между
рабочей гранью пласти-
ны и зубом
Профиль зуба
Класс точности
Т0С113576~Ь8
2 класс
Г0С113576-68
Диаметр делительной н
окружности ио
1 200. 290 НВ
2. Радиусы скруглений 1,6 мм так
3. Неуказанные предельные отклонения размерод:
отверстий +tувалов -tL,остальных ±tz{2
№ докум.
Пода Датч
Пров
Т контр.
Звездочка
Лат. 1 Масса
Г1
ласт 1 Листов /
Н контр
ЧтВ
Сталь 65 ГОСТ 1050-74
ГЛАВА 17
АВТОМАТИЗАЦИЯ КОНСТРУКТОРСКИХ РАБОТ
§ 1. ЭЛЕМЕНТЫ САПР И ИХ ИСПОЛЬЗОВАНИЕ
ПРИ КУРСОВОМ ПРОЕКТИРОВАНИИ ПО ДЕТАЛЯМ
МАШИН
Системой автоматизированного проектирования (САПР)
называют совокупность средств и методов для осуществле-
ния автоматизированного проектирования. Под автоматизи-
рованным проектированием понимают проектирование с по-
мощью ЭВМ, включающее поиск оптимального решения
с выдачей результатов в графическом виде на экране дисплея
или с помощью графопостроителя на бумаге. Такое проекти-
рование ведется в диалоговом режиме «человек — ЭВМ».
Автоматизация проектирования вызывается необходимо-
стью существенного сокращения времени разработки новых
конструкций. Это может быть достигнуто повышением
производительности конструкторских работ за счет устране-
ния несоответствия между традиционной технологией проек-
тирования и постоянно возрастающей сложностью проекти-
руемых изделий, которая удваивается в течение десятилетия.
В развитии САПР выделяют несколько этапов: первый —
применение ЭВМ для решения отдельных расчетных
задач, второй — ввод-вывод графической информации в диа-
логовом режиме; третий — комплексная автоматизация. Ре-
зультаты могут выдаваться, например, в виде рабочих
чертежей, пространственных изображений, полей изменения
параметров.
При конструировании должны быть выбраны оптималь-
ные параметры изделия, наилучшим образом удовлетворяю-
щие различным, часто противоречивым требованиям: наи-
меньшим массе (или массе, отнесенной к моменту), габари-
там, стоимости, наибольшему КПД, требуемой жесткости,
надежности.
Одним из элементов САПР, применяемых при курсовом
проектировании, является автоматизация расчетов [9], преду-
сматривающая алгоритмизацию курса «Детали машин»:
замену табличных данных аналитическими зависимостями,
введение современных методов расчета, которые были
невозможны при ручном счете.
327
Другим элементом САПР является развитие навыка
и умения работы с банками данных. Такими, например,
как параметры стандартных узлов (электродвигателей, под-
шипников качения, муфт приводов), или графическими
данными — чертежами деталей общего назначения (валов,
зубчатых колес); каталогом готовых графических решений;
пакетами прикладных программ. Работа с банками данных
осуществляется в диалоговом режиме с ЭВМ.
Перспективным элементом САПР в курсовом проектиро-
вании по деталям машин является автоматизация конструк-
торских и графических работ, конструирование с помощью
ЭВМ.
Ниже приводится описание возможных для применения
при курсовом проектировании направлений оптимизации
и конструирования деталей машин с помощью вычислитель-
ной техники. Описываемые программы реализованы на
комплексе АРМ-М (автоматизированное рабочее место ма-
шиностроителя) и персональных ЭВМ и позволяют получить,
например, компоновочную схему двухступенчатого цилинд-
рического редуктора в соответствии с выбранным критерием
оптимизации, эскизный или рабочий чертежи сконстру-
ированного вала, рабочие чертежи зубчатого цилиндричес-
кого или червячного колес.
Как принципы построения программ, так и сами програм-
мы могут быть применены также и на персональных
компьютерах, ЭВМ системы СМ нового поколения.
Управление комплексом АРМ-М осуществляется с алфа-
витно-цифрового дисплея. Устройством ввода-вывода графи-
ческой информации является графический дисплей, который
используется для формирования на экране возможных
конструктивных вариантов и выбора из их числа нужного,
а также для изображения разработанной конструкции в це-
лом или по частям. Вывод графической информации из
ЭВМ осуществляется также с помощью графопостроителя
планшетного типа.
Программы конструирования деталей машин составлены
на языке программирования ФОРТРАН и используют пакет
графических программ GR1 и программы комплекса ГРА-
ФОР. Программы пакета GR1 применяются для формирова-
ния изображения на экране и для организации диалога
с помощью графического дисплея.
Комплекс программ ГРАФОР дает возможность выво-
дить информацию на графопостроитель, формируя либо
элемент чертежа (отрезок, дугу, окружность, строку текста),
либо геометрическую фигуру (прямоугольник, многоуголь-
ник, спираль). Используется для выполнения чертежей.
Программами конструирования используется разработан-
ная ранее [9 ] и расширенная впоследствии библиотека
328
программ ДМ, насчитывающая 40 подпрограмм, в том
числе: контроль правильности ввода целых и вещественных
переменных, формирование размерной линии со стрелками,
таблицы параметров зубчатого венца, определение допуска
размера, формирование изображения сечения со шпоночным
пазом, канавок для выхода шлифовального круга или
резьбонарезного инструмента, знака шероховатости и т. д.
Результатом выполнения программ конструирования яв-
ляется образ чертежа, который может быть выведен на
экран графического дисплея (для просмотра и редактирова-
ния) или на графопостроитель.
§ 2. ОПТИМИЗАЦИОННОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Из всех возможных вариантов при проектировании
конструктор должен выбрать оптимальный. Оптимизация,
по существу, является главной задачей конструктора.
С применением ЭВМ расширяется объем используемой
информации, возрастает значение анализа влияния различных
параметров на качественные показатели, на основе которого
могут приниматься обоснованные решения. При автоматизи-
рованном проектировании конструктор ставит задачу для
ЭВМ и принимает окончательное решение, а машина
обрабатывает весь объем информации и делает первичный
отбор. Повышаются производительность и качество труда
конструктора, ускоряются поиск и выбор оптимального
варианта.
Наиболее проста однокритериальная оптимизация, прово-
димая по одному доминирующему критерию. Она позволяет
выделить наиболее важные критерии и параметры, влияющие
на качество проектируемого изделия, сократить их число
и облегчить многокритериальную оптимизацию, проводимую
по нескольким критериям.
В основном проводят параметрическую оптимизацию,
при которой обеспечиваются оптимальные параметры эле-
ментов заданной структуры (например, параметры редуктора
заданной схемы) без изменения самой структуры (без
изменения схемы редуктора).
В качестве критерия оптимальности наиболее часто
принимают массу изделия, так как стоимость материала
составляет значительную часть стоимости машины и тесно
связана с трудоемкостью. Особое значение уменьшение
массы имеет для транспортных машин, летательных аппара-
тов. С критерием массы тесно связаны габариты (объем)
изделия.
САПР предполагает активное участие человека в анализе
вариантов, оптимизации, принятии решений. Такой творчес-
кий подход может быть реализован при курсовом
329
проектировании, например, на базе программ по расчету
передач, приведенных в работе [9].
Программы по расчету передач могут быть как без
выбора электродвигателя, так и с выбором электродвигателя.
Если электродвигатель уже известен, то при проектировании
одноступенчатых редукторов (конических, цилиндрических,
планетарных, червячных) программы позволяют произвести
расчеты с варьированием вида термической обработки или
применяемых материалов. Пользователю необходимо про-
вести анализ результатов счета и с учетом налагаемых
ограничений выбрать оптимальный вариант.
В общем случае выбираемый вариант расчета должен
быть оценен и с точки зрения соразмерности редуктора
с электродвигателем и (при наличии) другими элементами
привода, которая обусловливается требованиями целесооб-
разности и технической эстетики.
Ниже приведены рекомендации по выбору рационального
варианта для отдельных типов редукторов.
Конический редуктор. В качестве вариантов термообработ-
ки шестерни и колеса рассматривают улучшение, закалку
ТВЧ, цементацию. В соответствии с программой производит-
ся расчет передачи по контактным напряжениям с проверкой
по напряжениям изгиба, в результате чего определяют:
объем и массу зубчатых колес, габариты корпуса редуктора,
массу всего редуктора. Вид термообработки оказывает
существенное влияние на перечисленные параметры. Так,
например, у цементованных колес по сравнению с улуч-
шенными масса уменьшается в 2,5...3 раза, однако масса
редуктора снижается на ~20%, так как большая часть
массы одноступенчатого редуктора приходится на корпус
и валы.
По результатам счета следует установить зависимость
(построить график) массы зубчатых колес и всего редуктора,
а также внешнего делительного диаметра шестерни daei от
вида термообработки.
При выборе рационального варианта необходимо отдать
предпочтение варианту с меньшей массой, удовлетворяюще-
му, кроме общего случая, ряду других конструктивных
ограничений: диаметр вала-шестерни должен быть достаточ-
ным для нарезания зубьев шестерни, а также должен
обеспечивать необходимую жесткость и возможность подбо-
ра подшипников на требуемый ресурс, соразмерность дета-
лей, образующих узел входного вала редуктора (шестерня,
вал, подшипники, стакан, крышка, полумуфта).
Цилиндрический редуктор. В качестве варьируемых пара-
метров могут использоваться варианты термообработки,
относительная ширина (фа) зубчатых колес. Относительная
ширина колес мало влияет на массу редуктора. Поэтому
330
для анализа строят графики зависимости массы зубчатых
колес и всего редуктора от вида термообработки. При
выборе варианта с меньшей массой помимо удовлетворения
конструктивным ограничениям, перечисленным для коничес-
кого редуктора, необходимо обеспечить размещение в кор-
пусе подшипников валов передачи с возможной установкой
между ними болта крепления крышки и корпуса редуктора
(при горизонтальной плоскости разъема корпуса).
Планетарный редуктор. Так же как и для цилиндрического,
основное влияние на массу редуктора оказывает вид термо-
обработки. В качестве рационального нужно выбрать ва-
риант с меньшей массой, но с возможностью размещения
подшипника в сателлите.
Червячный редуктор. При расчете определяются: межосе-
вое расстояние, размеры червяка и колеса, КПД передачи,
температура масла в редукторе. Расчет проводится последо-
вательно для разных материалов венца червячного колеса:
БрОЮФ1, БрО5Ц5С5, БрА9ЖЗЛ. Наиболее целесообразным
является вариант с возможно меньшей массой и большим
КПД при допустимой температуре масла в редукторе.
Можно также использовать программы [9] по расчету
передач с выбором электродвигателя. Электродвига-
тель выбирается по мощности и частоте пэа вращения.
При одной и той же мощности частота вращения вала
электродвигателя может быть различной. Чем выше частота
вращения, тем меньше масса электродвигателя, но больше
передаточное число иреа и масса редуктора. Поэтому в про-
граммах с выбором электродвигателя появляется новая
задача — поиск оптимального соотношения пэл и иРеД. Расчет
в каждом случае проводится последовательно для четырех
значений частоты вращения вала электродвигателя, соот-
ветствующих синхронным частотам 3000, 1500, 1000,
750 об/мин. При этом в качестве критерия рассматривают
суммарную массу редуктора и электродвигателя. По мини-
мальной суммарной массе можно выбрать оптимальное
значение передаточного числа редуктора и частоту вращения
вала электродвигателя для заданной частоты вращения
тихоходного вала редуктора.
Двухступенчатый цилиндрический редуктор. При проекти-
ровании двухступенчатых редукторов необходимо решить
вопрос о распределении известного общего передаточного
числа Пред между быстроходной иБ и тихоходной пт ступеня-
ми (пРед = пБ1/т). Поэтому в программе [9] предусматривается
проведение расчетов при разных отношениях пБ/ит. Для
оценки результатов счета строят графики, отражающие
влияние на массу редуктора распределения передаточного
числа Пред между ступенями, вида термообработки и относи-
тельной ширины (фа) зубчатых колес.
331
Наибольшее влияние на массу редуктора оказывает
термообработка. Закалка зубчатых колес ТВЧ по сравнению
с улучшением снижает массу редуктора в ~ 1,2 раза, а цемен-
тация в ~ 1,7 раза. Меньшее влияние на массу редуктора
оказывает распределение передаточного числа, а влияние
относительной ширины колес невелико. Так, при любой
термообработке колес при изменении от 0,3 до 0,6
масса редуктора изменяется на 10%.
Термообработка оказывает существенное влияние на
металлоемкость колес. Так, цементация с последующей
закалкой по сравнению с улучшением снижает массу колес
в 3,5 раза. При этом масса редуктора, как было сказано
выше, изменяется меньше, так как масса улучшенных
зубчатых колес составляет 30...40% общей массы редуктора,
а цементованных — 15... 20 %.
При расчетах с выбором электродвигателя вычисления
проводят при четырех частотах вращения вала электродвига-
теля. Масса электродвигателя при одной и той же мощности
уменьшается с увеличением его быстроходности. Возрастаю-
щее при этом Мред приводит к увеличению массы редуктора,
наиболее заметному при термообработке улучшением. Поэ-
тому суммарная масса привода в зависимости от частоты
вращения электродвигателя имеет минимум.
Поиск варианта с наименьшей суммарной массой привода
должен предусматривать выполнение следующих конструк-
тивных требований: диаметр шестерни быстроходной ступени
не должен снижать жесткость вала; возможность размещения
в корпусе подшипников валов быстроходной и тихоходной
ступеней, при этом между подшипниками валов тихоходной
ступени должен размещаться болт крепления крышки и кор-
пуса редуктора; зубчатое колесо быстроходной ступени не
должно задевать за тихоходный вал, зубчатые колеса обеих
ступеней должны погружаться в масляную ванну примерно
на одинаковую глубину.
При нескольких влияющих параметрах целесообразно
проводить поиск оптимальных решений на ЭВМ
с выдачей результатов в графическом виде на бумаге
с помощью графопостроителя.
Рассмотрим программу* оптимизации двухступенчатого
цилиндрического редуктора, выполненного по развернутой
схеме. В качестве варьируемого параметра рассматриваем
распределение передаточных чисел между быстроходной мБ
и тихоходной wT ступенями редуктора при заданном общем
i/ред. Изменение в распределении передаточных чисел между
ступенями характеризуется отношением мБ/ит.
* Программа разработана совместно с Г А. Мау.
332
В качестве критериев
оптимальности примем:
длину L и площадь
основания А редуктора
(исходя из рационально-
го использования пло-
щади цеха), объем V ре-
дуктора (что соответ-
ствует его массе) и мас-
су зубчатых колес Мк.
Как показывает анализ,
каждый из критериев
имеет минимум, кото-
рый достигается при
Рис. 17.1
вполне определенном распределении передаточных чисел между
ступенями. На рис. 17.1 приведены зависимости критериев L. А,
И, Мк от отношения иБ/ит. полученные по результатам расчета
двухступенчатого цилиндрического редуктора на сопротивление
контактной усталости при следующих исходных данных:
вращающий момент на выходном валу Т2 = 420* 103 Н-мм,
общее передаточное число редуктора иред = 20, допускаемые
контактные напряжения при расчете быстроходной и тихоход-
ной ступеней [<т]нб= [<т]нт = 600 Н/мм2. Из рис. 17.1 следует,
что минимальные значения критериев могут быть получены:
площади основания (Лmin) при wB/wT=l (иь = wT = 4,47); массы
колес (A/Kmin) при wB/wT=l,55 (wB = 5,56, uT = 3,6); длины
редуктора (£min) при wB/wT = 2,2 (wB = 6,64, zvT = 3,O2); объема
редуктора (Kmin) при wB/wT = 3,l (uB = 7,88, wT = 2,54).
С увеличением общего передаточного числа мред мини-
мальные значения критериев Л, Мю L, V достигаются при
больших значениях отношения wB/wT, т. е. при больших
передаточных числах быстроходной ступени иъ и соответст-
венно меньших значениях wT (рис. 17.2).
Более нагруженные зубчатые колеса тихоходной ступени
могут иметь другую термообработку и большие допускаемые
напряжения [а]нт. С ростом напряжений [а]нт отношения
wB/wT, соответствующие минимальным значениям критериев А.
Мк, £, И, смещаются в область меньших значений (рис. 17.3).
Таким образом, оптимальное распределение передаточных
чисел между ступенями двухступенчатого редуктора зависит
как от общего передаточного числа мред, так и от соотноше-
ния допускаемых контактных напряжений [су]нб и [су]нт.
От передаточных чисел ступеней, в свою очередь, зависят
размеры зубчатых колес, диаметр промежуточного вала,
определяемый из расчета по передаваемому вращающему
моменту. Поэтому следующей важной задачей является
проверка возможности реализации варианта, выбранного
по минимальному значению какого-либо критерия, путем
333
Рис. 17.2
сопоставления получаемых расчетом результатов с при-
нятыми конструктивными ограничениями.
В качестве конструктивных ограничений рассматриваются
(рис. 17.4):
—	условие размещения подшипников валов быстроходной
ступени (при необходимости с учетом расположения между
ними болта соединения крышки и корпуса редуктора) — пара-
метр Дпб;
—	условие размещения колеса быстроходной ступени —
параметр Ав;
—	условие размещения подшипников валов тихоходной
ступени — параметр Апт;
—	условие изготовления неврезной шестерни.
Последнее из перечисленных ограничений не является
жестким. При исполнении программы пользователь инфор-
мируется о получаемых размерах dr и chi, где dr — диаметр
делительной окружности шестерни быстроходной ступени,
dsi—диаметр быстроходного вала в месте расположения
шестерни. При его согласии может быть принято конструк-
тивное исполнение с врезной шестерней.
334
Допустимые величины па-
раметров устанавливаются поль-
зователем, например: АПБ =
= 15 мм; Да= 10 мм; Дпт = 15 мм
(АП = 2УЛ)-
На рис. 17.5 показан характер
изменения числовых представле-
ний конструктивных ограничений
в зависимости от распределения
передаточных чисел (отношения
иБ/ит). Из рис. 17.5 следует, что
с уменьшением отношения wB/wT
(с уменьшением передаточного
Рис. 17.5
числа быстроходной ступени) проще удовлетворить конст-
руктивные ограничения, связанные с размещением колеса
быстроходной ступени (Аа), подшипников валов тихоходной
ступени (Апт), проще получить неврезное исполнение быст-
роходной шестерни (t/J, но труднее выполнить условие
размещения подшипников валов быстроходной ступени (АПБ),
так как с уменьшением wB/wT величина АПБ уменьшается.
На параметры АПБ, Апт, Ао, dr значительное влияние
оказывает величина допускаемых контактных напряжений.
Эти параметры уменьшаются с увеличением [ст]н — при
высоких значениях [<т1д труднее удовлетворить конструк-
тивным ограничениям. Общее передаточное число мред сильно
влияет на размер быстроходной шестерни (dr при иред = 31,5
в 1,6 раза меньше, чем при иред= 12,5), слабо влияет на
условие размещения подшипников и не оказывает влияния
на условие размещения колеса быстроходной ступени.
Работа по программе предусматривает поиск отношения
wB/wT, соответствующего минимальному значению каждого
из четырех выделенных критериев (£min, Jmin, Emin, MKmin),
с последующей проверкой удовлетворения конструктивных
ограничений.
Если для рассматриваемого критерия не обнаружено
противоречия ни одному из ограничений, то конструктивная
схема с минимальным значением критерия вычерчивается
на графопостроителе, а на печать выводятся дополнительные
сведения (wB, wT, размеры и масса колес и др.).
Если же не удовлетворяется любое из наложенных
ограничений, то в этом случае выбирается конструктивная
схема не с минимальным значением критерия, а с наи-
меньшим возможным по условию выполнения лимити-
рующего (одного или нескольких) ограничения.
Масштаб изображения компоновочной схемы на графо-
построителе задается пользователем. На рис. 17.6 приведены
в качестве примера компоновочные схемы для следующих
335
Схема 1
Рис. 17.6
Схема 2
Схема 3
Рис. 17.6 (продолжение)
12 Заказ 3385
исходных данных: вращающий момент на выходном валу
Т2 = 420 Нм, Гс1нб = 600 Н/мм2, [q]ht = 600 Н/мм2, иред = 20,
фд1 = фа2 =0,315. Номера схем на рис. 17.6 соответствуют:
1 — Lmin (иБ = 6,2, мт = 3,2); 2 — A min(aB = 4,2, wT = 4,7); 3 —
Knin (мб = 7,3, мт = 2,7); 4 Мк т1п(иБ = 5,4, wT = 3,7).
§ 3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ В РЕЖИМЕ
ДИАЛОГА
При разработке конструкции вала должны быть решены
следующие вопросы:
—	выбор способа передачи вращающего момента с де-
тали, установленной на валу, на вал или с вала на деталь
(соединения с натягом, шпоночное, шлицевое и др.);
—	обеспечение осевой фиксации деталей на валу и самого
вала в опорах (соединения с натягом, резьбовое, упор
в торец буртика, крепление пружинным стопорным упорным
кольцом и др.);
—	регулирование (при необходимости) осевого положения
деталей на валу (резьбовое соединение, дистанционные
кольца и др.);
—	выполнение вала (при необходимости) за одно целое
с зубчатыми цилиндрическими или коническими шестернями,
с червяком;
—	введение канавок для выхода шлифовального круга
или резьбонарезного инструмента, участков сбега резьбы,
выхода концевых, червячных или фасонных фрез.
Результат конструирования — разработка комплекта до-
кументации (эскизный или рабочий чертеж вала).
В соответствии с решаемыми при проектировании вопросами
требуется расчленение образа вала на ряд составных частей
(участков) с возможностью их раздельного проектирования,
с необходимой типизацией и унификацией проектных решений.
Процесс проектирования делится на этапы. Этап за-
канчивается созданием описаний, относящихся к одному
участку вала. При выполнении программы решаются задачи
синтеза и анализа описаний. При решении задач синтеза
определяются состав и последовательность участков, способ
связи между отдельными участками при выполнении тех
или иных условий. Например, резьбовой или шлицевой
участки, находящиеся в средней части вала, не могут иметь
внутренние диаметры меньшие по величине, чем диаметры
двух соседних участков. При решении задач анализа оценива-
ются результаты конструирования (например, приемлемость
получаемой длины шлицевого участка с учетом выхода
инструмента или допустимость конструктивного исполнения,
получаемого в соответствии с конкретными исходными
данными).
338
Программа ориентирована на использование диалогового
режима проектирования. Участие пользователя проявляется
в оценке результатов, выборе продолжений и корректировке
хода проектирования.
Программа позволяет конструировать прямые валы (в
отличие от коленчатых или гибких валов — с изменяемой
формой геометрической оси) постоянного диаметра или
ступенчатые, валы с фланцами.
Конструирование ведется с использованием типовых участков
в любой их последовательности. При исполнении программы
определяются координаты характерных точек участков, которые
фиксируются в массивах графических данных, по которым,
в свою очередь, формируется чертеж на экране графического
дисплея или на графопостроителе (по выбору пользователя).
Программа использует большой объем справочных дан-
ных из соответствующих стандартов: размеры метрических
резьб с крупным и мелким шагами, шлицев и червячных
фрез для их нарезания, шпоночных пазов, канавок под
стопорные плоские пружинные кольца, канавок для выхода
шлифовального круга или резьбонарезного инструмента.
Конструирование вала ведется по участкам слева направо.
Разрабатываемая конструкция составляется из этих участков.
Сами участки могут быть простыми или сложными. Внешний
контур простого участка представляет собой в изображении
одну фигуру (прямоугольник — цилиндрический участок, тра-
пеция— конический участок). Сложный участок состоит из
нескольких простых, объединенных общим геометрическим
признаком (например, выходом фрезы при нарезании шлицев
или канавкой под язычок стопорной шайбы).
Выбор участка осуществляется в соответствии с текстом,
выведенным на экран алфавитно-цифрового дисплея:
«УКАЖИТЕ ФОРМУ УЧАСТКА, НАБРАВ НА КЛА-
ВИАТУРЕ НОМЕР СТРОКИ ИЗ СЛЕДУЮЩЕГО ПЕРЕ-
ЧНЯ:
1.	ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ ГЛАДКИЙ ИЛИ СО ШПО-
НОЧНЫМ ПАЗОМ.
2.	КОНИЧЕСКИЙ ГЛАДКИЙ ИЛИ СО ШПОНОЧ-
НЫМ ПАЗОМ.
3.	ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ С КАНАВКОЙ ПОД ПРУ-
ЖИННОЕ КОЛЬЦО.
4.	ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ С МЕТРИЧЕСКОЙ РЕЗЬБОЙ.
5.	ШЛИЦЕВОЙ.
6.	ЗУБЧАТЫЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ.
7.	ЗУБЧАТЫЙ КОНИЧЕСКИЙ.
8.	ЧЕРВЯЧНЫЙ.
9.	КОНЕЦ КОНСТРУИРОВАНИЯ ДАННОГО ВАЛА».
В соответствии с выбранной формой участка необхо-
димые для конструирования сведения вводятся в режиме
12*	339
1-Е ИСПОЛНЕНИЕ
2-Е ИСПОЛНЕНИЕ
5-Е ИСПОЛНЕНИЕ
0-Е ИСПОЛНЕНИЕ
Рис. 17.7
диалога с алфавитно-цифрового дисплея в виде ответов
пользователя на вопросы, задаваемые программой, или
в режиме диалога с графическим дисплеем в виде выбора
нужного конструктивного исполнения. В последнем случае
средством организации диалога является световая клавиату-
ра— последовательность строк символов, сформированных
в правой части экрана графического дисплея одна под
другой. Для выбора варианта исполнения надо подвести
световым пером крестообразный маркер к соответствующей
строке клавиатуры и нажать клавишу исполнения, после
чего номер выбранного варианта фиксируется программой.
При конструировании цилиндрического участка произво-
дится запрос о наличии канавки для выхода шлифовального
круга (если «ДА», то о варианте исполнения) (рис. 17.7).
При конструировании цилиндрического участка с ка-
навкой под пружинное кольцо указывается расположение
канавки относительно соседних участков меньшего и больше-
го диаметров (рис. 17.8).
Цилиндрический участок с метрической резьбой может
быть выполнен с канавкой под язычок стопорной шайбы
(рис. 17.9) или без нее (рис. 17.10, 17.11).
При разработке конструкций шлицевого участка предлага-
ется выбрать один из девяти основных вариантов исполнения
(рис. 17.12... 17.14). Первое изображение (рис. 17.12) включает
три исполнения шлицев. С помощью светового пера либо
выбирается нужное исполнение, либо по указанию «ПРО-
ДОЛЖИТЬ ПРОСМОТР» появляется второе изображение
ИСПОЛНЕНИЕ
ИСПОЛНЕНИЕ
Рис 17.8
340
(рис. 17.13), включа-
ющее четыре исполне-
ния шлицев. Первые
два варианта — нареза-
ние шлицев без вре-
зания фрезы в буртик
вала большего диаме-
тра, два других — с
врезанием фрезы. Тре-
тье изображение (рис.
17.14) включает два ис-
полнения с врезанием
фрезы в далеко отсто-
ящий буртик вала.
Указанием свето-
вым пером «ПОВТО-
РИТЬ ПРОСМОТР»
осуществляется воз-
врат к первому изоб-
ражению (см. рис.
17.12).
Ряд представлен-
ных исполнений шлицев
вертикальной оси. Для
1-Е ИСПОЛНЕНИЕ
2-Е ИСПОЛНЕНИЕ
3-Е ИСПОЛНЕНИЕ
Рис. 17.9
являются зеркальными относительно
первых исполнений шлицы выбира-
ются из стандартного ряда по условию: внутренний диаметр
шлицев должен быть не меньше диаметра предыдущего
участка; для других — наружный диаметр шлицев должен
быть не больше диаметра предыдущего участка.
Особенностью первых двух исполнений (рис. 17.13) явля-
ется то, что положение торца участка большего диаметра
определяется из условия получения минимальных осевых
размеров в зависимости от величины диаметра этого
участка, диаметра фрезы, необходимого зазора между
фрезой и торцом.
Особенностью других исполнений является то, что в про-
грамме производится оценка возможности их изготовления
исходя из задаваемых размеров соседних участков, размеров
фрезы и допускаемой глубины врезания фрезы в буртик.
Рис. 17.10
ИСПОЛНЕНИЕ
ИСПОЛНЕНИЕ
ПРОДОЛЖИТЬ
ПРОСМОТР
341
НЕИСПОЛНЕНИЕ
При этом может по-
лучиться так, что для
задаваемого пользова-
телем исполнения 3
(рис. 17.13) может
быть реализовано ис-
полнение 1 (рис. 17.14)
(и наоборот). Сообще-
ние об этом выводится
на экран дисплея.
Представленные на
Рис. 17.11
рис. 17.12... 17.14 изображения являются основными. Кроме
них могут быть получены еще 34 конструктивных исполнения
в зависимости от конкретного сочетания вводимых исходных
данных.
Полученные в результате конструирования основные
размеры участка, включая при необходимости и реко-
342
7
2
Рис. 17.14
мендуемый диаметр следующего участка, высвечиваются на
экране. В конце конструирования участка производится
запрос: «БУДУТ ЛИ ВНЕСЕНЫ ИЗМЕНЕНИЯ?». Если
«ДА», то программа запрашивает новые исходные данные
(размеры или варианты исполнения), если «НЕТ», то
формируется описание чертежа. По мере конструирования
сложных участков запрос производится несколько раз. Такой
подход позволяет вести поэлементную отработку в процессе
конструирования каждого участка.
При неудачных действиях пользователя в процессе кон-
струирования на экран дисплея выводится различная текстовая
информация: поправки, советы, рекомендации, сообщения,
запреты. Например, при выборе наружной метрической резьбы
поясняется, что некоторые номинальные диаметры рекомендует-
ся применять только для стопорных гаек подшипников качения;
резьба с канавкой под язычок стопорной шайбы применяется
только с мелким шагом; в конструкциях с наружной резьбой
и канавкой под язычок стопорной шайбы выдается сообщение
о рекомендуемом диапазоне цилиндрического участка малого
диаметра, ограниченного, с одной стороны, возможностью
нарезания резьбы (захода инструмента) и, с другой стороны,
возможностью сборки (установки стопорной шайбы с выступом).
Рассмотрим подробнее конструирование цилиндрического
участка, которое ос> ществляется той частью программы,
обращение к которой определяется набором цифры «1»
или «3» при выборе формы участка из имеющегося меню.
При этом можно получить следующие конструктивные
исполнения цилиндрического участка: гладкий; гладкий с ка-
навкой для выхода шлифовального круга; со шпоночным
пазом; с канавкой под плоское упорное пружинное кольцо;
все из перечисленного вместе или в различных сочетаниях.
Программой предусматривается оценка возможности ре-
ализации выбранного конструктивного исполнения исходя
из сопоставления размеров отдельных элементов.
Наличие шпоночного паза определяется ответом «ДА»
на вопрос «БУДЕТ ЛИ НА УЧАСТКЕ ШПОНОЧНЫЙ
343
ПАЗ?». Размеры шпоночного паза (длина, ширина, глубина)
выбираются по диаметру участка в соответствии со стан-
дартом. Длина паза выбирается ближайшая большая к задан-
ной и сравнивается с минимально рекомендуемой для
данного диаметра. Если длина паза из стандартного ряда
превышает длину отводимого под паз участка, то такая
информация выдается на экран дисплея с рекомендацией,
на какую величину следует увеличить длину участка (или
уменьшить длину паза).
Если длина паза задана менее минимально рекоменду-
емой для данного диаметра вала, то такое сообщение
появляется на экране дисплея с указанием минимально
рекомендуемой длины. Если пользователь подтверждает
ранее заданную длину, то в последующем вычерчивается
паз задаваемой длины. Имеется жесткое условие—длина
паза не может быть меньше ширины шпонки.
Наличие канавки для выхода шлифовального круга
определяется ответом «ДА» на вопрос «БУДЕТ ЛИ НА
УЧАСТКЕ КАНАВКА ДЛЯ ВЫХОДА ШЛИФОВАЛЬНО-
ГО КРУГА?» При этом на экране дисплея появляется
текст: «ВЫБЕРИТЕ С ПОМОЩЬЮ ГРАФИЧЕСКОГО ДИ-
СПЛЕЯ НУЖНОЕ КОНСТРУКТИВНОЕ ИСПОЛНЕНИЕ».
На экране графического дисплея формируется изображение
четырех исполнений двух видов канавок (см. рис. 17.7).
Нужное исполнение выбирается с помощью светового пера
в зависимости от требуемого вида канавки и от того,
с какой стороны (слева или справа) располагается соседний
участок большего диаметра.
Наличие канавки под плоское пружинное кольцо опреде-
ляется набором цифры «3» при выборе формы участка из
имеющегося меню. Предусмотрен выбор размеров канавки
на валу под пружинное упорное плоское наружное кольцо
двух типов: эксцентрическое или концентрическое. По задава-
емому диаметру вала выбирается ближайший больший, для
которого по стандарту предусматривается установка пружин-
ного кольца.
Выбор конструктивного исполнения производится с по-
мощью графического дисплея, на экране которого форми-
руется изображение двух конструктивных исполнений (см.
рис. 17.8). С помощью светового пера выбирается нужное
исполнение.
Выбранные размеры канавки и основные размеры участка
выводятся на экран. Производится проверка возможности
размещения на заданной длине участка всех намеченных
элементов (например, шпоночного паза, канавок для выхода
шлифовального круга и под пружинное кольцо). Если длина
оказывается недостаточной, то выводится соответствующая
информация на экран с указанием, на какую величину
344
Рис. 17.15
следует увеличить длину участка (или уменьшить длину паза),
на основании этого может быть принято также решение
о изменении состава конструктивных элементов участка.
Подобная работа выполняется и при конструировании
участков другой формы.
На рис. 17.15 в качестве примера приведен полученный
с помощью ЭВМ эскизный чертеж вала. Цифрами 1 — 8
обозначены номера участков.
Результаты работы с программой конструирования вала
хранятся на магнитном диске в библиотеке графических
образцов. Использование библиотеки во многих случаях
может существенно ускорить разработку новых чертежей.
Если эскизное конструирование с помощью ЭВМ может
быть выполнено для любой произвольной конструкции вала,
то разработка рабочих чертежей, связанная с определенной
системой простановки размеров, определением величин
и обозначением допусков формы и расположения и др.,
предусмотрена только для типовых конструкций валов.
Выполнение рабочих чертежей проводится также в режиме
диалога в последовательности и по рекомендациям, изло-
женным в гл. 16.
На рис. 16.35 приведен полученный с помощью ЭВМ
чертеж выходного вала для рассматриваемого в качестве
примера цилиндрического редуктора (см. § 1 гл. 13).
345
§ 4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА
НА КОМПЛЕКСЕ АРМ-М
Программа [9] обеспечивает конструирование прямо-
зубого или косозубого цилиндрического зубчатого колеса, все
поверхности которого подвергаются механической обработке.
Программа дает возможность получить один из девяти
вариантов конструкции колеса, отличающихся расположе-
нием ступицы относительно венца и соединением вал-сту-
пица. Кроме того, возможны два варианта исполнения:
колесо с диском и отверстиями в нем и сплошное без диска.
Выбор конструкции колеса осуществляется с использова-
нием графического дисплея, на экране которого формиру-
ются три внешних контура зубчатого колеса, отличающиеся
расположением ступицы относительно венца (рис. 17.16).
В рассматриваемом примере выбрано исполнение 3. На
следующем этапе диалога выбирается вид соединения ступи-
цы с валом при выбранном ранее расположении ступицы
(рис. 17.17). Исполнение 7 предусматривает соединение с на-
тягом, 2 — шпоночное, 3 — шлицевое.
Для выполнения рабочего чертежа вводят следующие
числовые исходные данные: т, z, 0, b2, х, /ст, d и степень
точности. По этим данным для принятого исполнения
вычерчивается конструкция зубчатого колеса с определением
некоторых параметров: фаски на зубьях колеса, шерохо-
ватости поверхностей, допуска на внешний диаметр зубча-
того венца. Затем программой дополнительно запраши-
ваются сведения, необходимые для заполнения основной
надписи и таблицы параметров зубчатого венца, оформления
технических требований.
На рис. 16.40 приведен полученный с помощью ЭВМ
чертеж зубчатого колеса для рассматриваемого в качестве
примера цилиндрического редуктора.
1-Е ИСПОЛНЕНИЕ	1	7	ИСПОЛНЕНИЕ
2-Е ИСПОЛНЕНИЕ	2	Е	ИСПОЛНЕНИЕ
3-Е ИСПОЛНЕНИЕ	3	Е	ИСПОЛНЕНИЕ
346
§ 5. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА
В ДИАЛОГОВОМ РЕЖИМЕ
Программа [9] обеспечивает конструирование червячного
колеса, состоящего из ступицы и зубчатого венца. Програм-
ма унифицирована с программой конструирования зубчатого
колеса.
Выбор конструктивного варианта колеса выполняется
с помощью графического дисплея. На первом этапе выби-
рается расположение ступицы относительно венца (рис.
17.18). В рассматриваемом примере выбрано исполнение 3.
На втором этапе диалога выбирается способ соединения
венца (рис. 17.19): исполнения 1 и 2 — наплавленный венец,
3 — насадной венец. Для дальнейшего выбрано исполнение
1-Е ИСПОЛНЕНИЕ
2-Е ИСПОЛНЕНИЕ
5-Е ИСПОЛНЕНИЕ
1-Е ИСПОЛНЕНИЕ
2-Е ИСПОЛНЕНИЕ
3 Е ИСПОЛНЕНИЕ
Рис. 17.18
Рис. 17.19
t-Е ИСПОЛНЕНИЕ
2-Е ИСПОЛНЕНИЕ
3-Е ИСПОЛНЕНИЕ
Рис. 17.20
347
2. На третьем этапе определяется вид соединения ступицы
с валом при сохранении принятых ранее конструктивных
решений (рис. 17.20). Исполнения 7, 2, 3 предусматривают
соответственно соединение с натягом, шпоночное и шли-
цевое.
Для выполнения рабочего чертежа вводят следующие
числовые исходные данные: т, q, z2, b2, x, d,
число отверстий в диске, степень точности. Информация,
необходимая для заполнения основной надписи и таблицы
параметров зубчатого венца, оформления технических требо-
ваний, вводится в режиме диалога с алфавитно-цифрового
дисплея в виде ответов пользователя на вопросы, задаваемые
программой.
На рис. 16.49 приведен полученный с помощью ЭВМ
чертеж червячного колеса для рассматриваемого в качестве
примера червячного редуктора (см. § 3 гл. 13).
ГЛАВА 18
ОФОРМЛЕНИЕ ПРОЕКТА
§ 1. ОФОРМЛЕНИЕ ЧЕРТЕЖА РЕДУКТОРА,
КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Чертеж редуктора, коробки передач учебного проекта
должен содержать изображения всех деталей, входящих в эти
изделия. Виды, разрезы, сечения, выносные элементы должны
давать полное представление о конструкции каждой детали.
Детали—тела вращения (валы, колеса, стаканы, втулки и др.)
полностью выявляются в одной проекции. Для выявления
конструкции более сложных деталей требуется несколько
проекций, разрезов и сечений. В частности, чтобы показать
конструкцию корпуса или крышки корпуса, на чертеже редуктора
показывают: основной вид — развертку по осям валов, внешние
виды спереди, сверху и сбоку, а также ряд сечений.
Известно, что при конструировании изделий в масштабе
уменьшения размеры деталей и их соотношения восприни-
маются конструктором в искаженном виде. Поэтому конст-
руктивную проработку изделия и чертеж редуктора—его
главный вид — выполняют в масштабе 1:1.
Некоторые наиболее простые внешние виды допускается
выполнять в масштабе уменьшения (М1:2 или М1:2,5).
Сечения и выносные элементы, относящиеся к этим видам,
изображают в масштабе 1:1 или в масштабе увеличения
(2:1, 2,5:1,4:1).
На сборочных чертежах рабочего проекта стандартами
единой системы конструкторской документации (ЕСКД)
рекомендуется ряд деталей изображать упрощенно, например
подшипники качения, детали резьбовых соединений.
В учебных проектах такие упрощения недопустимы.
В связи с этим подшипники качения изображают в разрезе
и вычерчивают их по правилам, приведенным в гл. 6 (см.
рис. 6.32).
При вычерчивании резьбовых соединений обязательно
следует показывать зазоры между стержнем болта (винта)
и отверстием детали, запасы резьбы и глубину сверления
(рис. 18.1).
На изображениях деталей следует показывать канавки
для выхода инструмента (элементы 1 и 3 на рис. 18.2
349
Рис. 18.1
и 2 на рис. 18.3), а также след инструмента на выходе
при фрезеровании зубьев и пазов (элемент 2 на рис. 18.2
и элемент 1 на рис. 18.3).
Изображения деталей зубчатых и червячных зацеплений
выполняют на чертежах редукторов, коробок передач по
СТ СЭВ 286 — 76 (ГОСТ 2.402 — 68).
Если чертеж выполнен на двух листах и более, то на
первом листе в правом нижнем углу помещают основную
надпись по форме, показанной на рис. 18.4, а, на последу-
ющих— по форме, показанной на рис. 18.4, б.
В графах основной надписи указывают (номера граф
на рис. 18.4 указаны в скобках):
1	— наименование изделия (редуктор: цилиндрический,
конический, червячный, коробка передач. На чертежах дета-
лей— наименование детали — вал, колесо зубчатое);
2	— обозначение документа (чертежа редуктора, коробки
передач. На чертежах деталей — вала, колеса зубчатого и др.)
3	— графу заполняют только на чертежах деталей, записы-
вая обозначение и номер ГОСТа материала;
4	— в учебных проектах в левой клетке пишут букву У;
5	— массу изделия, кг (в учебных проектах графу можно
не заполнять);
6—масштаб (1:1, 1:2, 2:1);
7—порядковый номер листа (на чертежах, состоящих
из одного листа, графу не заполняют);
Рис. 18.3
Рис. 18.2
350
Рис 18.4
8 — общее количество листов документа, указанного
в графе 2 (графу заполняют только на первом листе);
9 — сокращенное обозначение техникума, шифр группы,
учащегося;
в строке «Разраб.» пишется фамилия учащегося, его подпись
и дата;
в строке «Пров.» — фамилия преподавателя, его подпись
и дата, остальные строки оставляют свободными.
На чертеже редуктора, коробки передач приводят следу-
ющие данные (на рис. 18.5 даны два внешних вида редук-
тора):
а)	Габаритные размеры: длина L, ширина В, высота Н.
б)	Размеры присоединительных поверхностей, к которым
относят выступающие концы валов и опорные поверхности
корпуса. К присоединительным размерам относятся: диамет-
ры d2 и длины /1; /2, диаметры резьб Мг и М2
выступающих концов валов, размеры сечений шпонок bxh
на них, или обозначение шлицев, расстояния Кг и К2 от
торцов упорных буртиков (от начала конусной поверхности
конических концов валов) до центров отверстий, предназна-
ченных для крепления редуктора к плите или раме, диаметры
d2 и координаты Со, С\ и С2 этих отверстий, размеры
Вх, В2 и В3 базовых опорных плоскостей, расстояние hp
осей валов до базовой опорной плоскости.
в)	Основные расчетные параметры, характеризующие пе-
редачи: межосевые расстояния aw зубчатых, червячных
передач, делительный диаметр de2 конического колеса, числа
зубьев zr, z2 и модуль т зацепления, ширину колес, углы
наклона зубьев, число витков червяка.
351
в,

г)	Сопряженные размеры: диаметры и по-
садки на валах зубчатых и червячных колес,
шкивов, муфт, подшипников, стаканов, цент-
рирующих буртиков крышек подшипников,
обозначения шлицевых соединений, размеры
и посадки резьбовых соединений, координаты
крепежных отверстий в корпусе и крышке и др.
д)	Техническую характеристику изделия:
общее передаточное число, вращающий мо-
мент на тихоходном валу, частоту вращения
этого вала, степени точности изготовления
зубчатых, червячных передач.
Кроме того, на чертеже редуктора, короб-
ки передач учебного курсового проекта по-
Рис. 18.6
казывают номера позиций сборочных единиц и деталей.
Номера позиций располагают на полках, расположенных
параллельно основной надписи чертежа вне контура изобра-
жения. Их группируют в строчку или колонку по возмож-
ности на одной горизонтали или вертикали.
Номера позиций наносят на чертеже один раз.
Допускается делать общую линию-выноску с вертикаль-
ным расположением номеров позиций для группы крепежных
изделий, относящихся к одному и тому же месту крепления
(рис. 18.6).
Шрифт номеров позиций должен быть на один-два
размера больше, чем шрифт, принятый для размерных
чисел на том же чертеже.
Номерами позиций от 1 до 9 обозначают сборочные
единицы, входящие в состав редуктора, коробки передач
(червячное колесо в сборе, корпус сварной, маслоуказатель
сборный и др.).
Номерами позиций от 11 до 99 обозначают детали
и стандартные изделия.
§ 2. СОСТАВЛЕНИЕ СПЕЦИФИКАЦИЙ
На проектируемое изделие составляют спецификацию,
в которую записывают все документы курсового проекта.
Спецификацию составляют на отдельных листах формата
А4 по формам, показанным на рис. 18.7 (первый лист)
и 18.8 (листы продолжения).
Спецификация состоит из разделов, которые располагают
в следующем порядке: 1. Документация. 2. Сборочные еди-
ницы. 3. Детали. 4. Стандартные изделия. 5. Материалы.
К разделу «Документация» относятся: чертеж изделия,
т. е. чертеж редуктора, коробки передач, вариатора, привода
робота и др. К этому разделу относится также рас-
четно-пояснительная записка к проекту.
353
6
6 8
70
63
10 22
детали, например корпус редуктора, крышка корпуса редук-
тора (если они сварные), червячное колесо, состоящее из
центра и напрессованного зубчатого венца, маслоуказатель
составной, отдушина составная и другие элементы, состо-
ящие из нескольких деталей.
К разделу «Детали» относятся оригинальные детали:
валы, зубчатые колеса, червяки, втулки, кольца, стаканы
и др.
К разделу «Стандартные изделия» относятся: болты,
винты, гайки, шайбы, подшипники качения и др.
К разделу «Материалы» относятся: бумажные и текстиль-
ные материалы, например, для прокладок, смазочное масло,
герметик и др.
Наименование каждого раздела указывают в виде заго-
ловка в графе «Наименование» и подчеркивают.
После каждого раздела рекомендуется оставлять 2 — 3
свободные строки для возможных дополнительных записей.
Графы спецификации заполняют следующим образом:
Графы «Формат» и «Зона» в учебных проектах не
заполняют.
В графе «Поз.» указывают порядковые номера составных
частей, указанные на полках-выносках чертежа изделия.
Разделу «Документация» номера позиций не присваивают.
В графу «Обозначение» записывают обозначение конст-
рукторского документа:
354
Рис. 18.8
в разделе «Документация» — обозначение чертежа изделия
и обозначение расчетно-пояснительной записки;
в разделе «Сборочные единицы» — обозначение сборочных
единиц, входящих в состав изделия;
в разделе «Детали» — обозначения чертежей деталей;
в разделе «Стандартные изделия» и «Материалы» графу
«Обозначение» не заполняют.
В графу «Наименование» записывают:
в разделе «Документация» — наименование документа,
например: «Редуктор (тип). Чертеж общего вида», «Рас-
четно-пояснительная записка»;
в разделах «Сборочные единицы» и «Детали» записывают
их наименования так, как они даны в основной надписи
на чертежах.
В графе «Кол.» указывают количество сборочных единиц
или деталей на одно изделие:
в разделе «Материалы» записывают общее количество
материалов на одно изделие с указанием единиц;
в графе «Примечание» записывают дополнительные сведе-
ния по усмотрению конструктора.
В учебных проектах обозначение конструкторских доку-
ментов состоит из следующих элементов (рис. 18.9) (позиции
указаны в прямоугольниках, в скобках):
в поз. 1 записывают обозначение задания на курсовой
проект и номер варианта задания;
в поз. 2 записывают порядковый номер от 7 до 9 сбороч-
ных единиц, входящих в состав изделия;
в поз. 3 и 4 записывают от 77 до 99 обозначения
чертежей деталей.
355
(1)	• (2) • (3) (4)
Детали группируют по типам:
корпус, крышка корпуса, валы,
втулки, колеса, крышки подшип-
ников и т. д.
Стандартные изделия также группируют по типам и за-
писывают в алфавитном порядке, например: болты, винты,
гайки, манжеты, подшипники, шпонки, штифты и т. д.
В обозначениях конструкторских документов между поз. 1
и 2 и 3 (см. рис. 18.9) ставят разделительные точки.
Правее поз. 4 могут применяться буквенные обозначения.
Внизу спецификации располагают основную надпись (см.
рис. 18.7), в графах которой (4~), (7), (S) и (9), делают
такие же записи, как и в графах основной надписи чертежа
общего вида (см. рис. 18.4).
В графе 1 записывают название изделия и слово
«Спецификация», например: «Редуктор (тип). Спецификация».
В графе 2 записывают обозначения спецификации, состо-
ящее (см. рис. 18.9) из позиций /, 2, 3, 4, после которых
приводят буквенное обозначение «СП». Вместо позиций 2,
3, 4 записывают нули.
Обозначение чертежа изделия и расчетно-пояснительной
записки состоит из позиций 7, 2, 3, 4 (рис. 18.9), после которых
приводят буквенные обозначения соответственно «ВО» и «РЗ».
Вместо позиций 2, 3, 4 записывают нули. Такое же
обозначение записывают в графу 2 основной надписи
(рис. 18.4) чертежа изделия.
В § 4 настоящей главы приведен пример составления
спецификации изделия.
§ 3. СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ
ЗАПИСКИ
Расчетно-пояснительную записку выполняют на стандарт-
ных листах формата А4. Титульный лист расчетно-поясни-
тельной записки оформляется по рис. 18.10. Листы текстовой
части записки выполняют по формам, приведенным на
рисунках: первый лист — рис. 18.11, последующие листы —
рис. 18.12.
В графах основной надписи указывают:
в графе 1 (рис. 18.11) — название документа, т. е. «Рас-
четно-пояснительная записка»;
в графе 2 (рис. 18.11, 18.12) — обозначение документа.
Остальные графы заполняют так же, как графы основной
надписи, приведенной на рис. 18.4.
Расстояние от рамки листа до границ текста рекомен-
дуется оставлять в начале строк не менее 3 мм.
Расстояние от верхней или нижней строки текста до
верхней или нижней внутренней рамки должно быть не
356
Наименование техникума
Название изделия
(Редуктор, коробка передач)
Название документа
(Расчетно-пояснительная записка)
Обозначение расчетно-пояснительной записки
 (ДП16.03.0.00РЗ)
Учащийся (,__________)(	)(	) Группа
Фамилия И.О. Подпись Дата (индекс)
Проверил (___________) (	) (	)
ФамилияИ.О. Подпись Дата
19 ...
Рис. 18.10
менее 10 мм. Слева от края листа до рамки оставляют
поле 20 мм для подшивки.
Расчетно-пояснительная записка должна содержать:
1.	Задание на проект.
297
	д,	Л	л	4										
4,	4-	V	4-	>	Л	>										
V	V	V	V 185										
										
					(2)					
										
			Подо.	Дм						
РазраВ.					(D	лит.			лист	Листов
Пров							W		“7тГ~	(»
						5	5	5	15*	20 _
Н. контр.										
										
УтВ										
Рис. 18.11
357
изн /Птв НЧокцм.
-A----;-----------V
у
7.70 23	75, ,/g,
185
110__________________ .10
(2)	(7)
Поп, доп
Рис. 18.12
2.	Кинематические расчеты (подбор электродвигателя,
определение частот вращения валов и передаточных чисел).
3.	Определение вращающих моментов на валах.
4.	Расчет передач зубчатых, червячных, ременных, цепных.
5.	Определение диаметров валов по приближенным за-
висимостям.
6.	Расчет соединений с натягом, шпоночных и шлицевых
соединений. Подбор посадок.
7.	Составление расчетных схем валов. Определение опорных
реакций. Определение эквивалентных напряжений в опасных
сечениях валов и сравнение их с допускаемыми. Расчет одного,
наиболее нагруженного вала на сопротивление усталости.
8.	Расчет подшипников качения.
9.	Тепловой расчет червячного редуктора.
10.	Описание способов регулирования осевого положения
червячного и конических колес и регулирования зазоров
в подшипниках качения.
11.	Расчет ответственных нагруженных соединений (штиф-
тов, передающих вращающий момент, нагруженных сварных
соединений и др.).
12.	Выбор смазочного материала и способа смазывания
деталей передач и подшипников качения.
13.	Подбор муфты.
14.	Список использованной литературы.
15.	Оглавление.
Расчетно-пояснительную записку оформляют в соответст-
вии с ЕСКД. Содержание записки разбивают на разделы
и пункты, обозначаемые арабскими цифрами. Нумерация
пунктов дается в пределах каждого раздела.
Примерное содержание разделов и пунктов.
1.	Кинематические расчеты.
1.1.	Подбор электродвигателя.
1.2.	Частоты вращения и передаточные числа.
2.	Вращающие моменты на валах (могут быть написаны
без разделения на пункты).
3.	Расчеты передач.
358
3.1.	Выбор материала и термообработки.
3.2.	Допускаемые напряжения.
3.3	Межосевые расстояния.
3.4.	Модуль передач.
3.10.	Силы в зацеплении
и т. д.
Номер раздела и пункта разделяют точкой. В конце
номера пункта также ставится точка.
Наименования разделов записываются в виде заголовков.
Точку в конце заголовка не ставят. Переносы слов в заголов-
ках не допускаются.
В тексте расчетно-пояснительной записки даются ссылки
на используемые источники. После написания использован-
ных данных (формулы, коэффициенты и др.) записывают
в скобках порядковый номер источника (учебник, справоч-
ник), приведенного в списке использованной литературы,
где эти данные приведены.
Сокращение слов в тексте записки не допускается, за
исключением общепринятых, например: и т. д., мм, Н,
Н • мм и др.
Каждый расчет должен содержать:
1.	Заголовок с указанием, какую деталь рассчитывают
и на какой вид работоспособности (прочность, жесткость).
2.	Расчетную схему с указанием сил, эпюр моментов
и всех размеров, используемых в расчете. Эпюры моментов,
расположенные в разных плоскостях, желательно выполнять
разным цветом.
3.	Наименование выбранного материала с указанием его
термической обработки и характеристик механических свойств.
4.	Допускаемые напряжения с указанием использованной
литературы.
5.	Расчет и заключение по результатам расчета.
При оформлении расчета записывают расчетную формулу
со ссылкой на источник, где приведена заимствованная
формула. Затем приводят расшифровку обозначений, входя-
щих в формулу. Расшифровку каждого обозначения дают
с новой строки в той же последовательности, в какой они
приведены в формуле. Первая строка расшифровки должна
начинаться со слов «где» без двоеточия после него, например:
где A?w = 5,8 — коэффициент модуля; Т2 = 1,7-106 Нмм— вра-
щающий момент; б/'2 = 240 мм—делительный диаметр колеса;
^2 = 63 мм — ширина колеса; [a]F = 293 Н/мм2—допускаемое
напряжение изгиба.
359
1	1	4	Обозначение				Наименование		4	Примеча- ние
										
							Документация			
			ДП16.03.0.00В0				Редуктор цилиндрический			
							Чертеж общего вида			
			ДП16.03.0.00РЗ				Расчетно- пояснительная			
							записка			
										
										
							Детали			
		11	ДП16.03.0.11				Корпус		/	
		12	дтб.оз.ол				Крышка корпуса		/	
		13	ДП16.03.0.13				вал-шестерня		/	
		14	ДП16.03.0.14				вал		/	
		15	ДПК. 03.0.15				Звездочка		1	
		16	ДП16.03.0.16				Колесо зубчатое		1	
		17	ДПК. 03.0.17				Кольцо маслоотражат.		2	
		18	ДП16.03.0.18				Крышка люка		1	
		19	ДП.16.03.0.19				Крышка подшипника		1	
		20	ДП16.03.0.20				Крышка подшипника		1	
		21	ДП16.03.0.21				Крышка подшипника		1	
		22	ДП16.03.0.22				Крышка подшипника		1	
		23	ДДК. 03.0.23				Прокладка		1	
		29	ДПК. 03.0.25				Прокладка регулиров.		—	набор
		25	ДП16.03.0.25				Прокладка регулиров.		—	набор
										
										
										
										
										
						ДП16. 03. 0. ООСП				
										
Из*	Акт >		уедокум	Пойп	Дата					
Разраб						Редуктор цилиндрический. Спецификация		лит	Лист	Листов
Проб								ТГ'		' 2
										
Н контр _										
										
Рис. 18.13
J	1	*	Обозначение	Наименование	1	Примеча- ние
						
				Стандартные изделия		
		26		болт М8*20.9.8 ПКТ7808-70	16	
		21		болт М10*70.5.8ГОСТ7808-70	6	
		28		Винт М9М2.9.6 ГОСТЫ!-80	4	
		29		Винт МбШ.б.б ГОСТЫ! ~80	4	
		30		Гайка М20 ГОСТ 5915-70	1	
		31		КОЛЬЦО 028-033-30Г0СГ9833-73	1	
		32		Манжета 1-30-52Г0СТ8752 - 79	1	
		33		Манжета Т90-80 Г0СТ8762 -79	1	
		34		Маслоуказатель 11-30	1	МН176-63
		35		Подшипник 306Г0СТ8338-75	2	
		36		Подшипник 7208ГОСТ333-79	2	
		37		Пробка КП/г " ГКП2718-67	1	
		38		Шайба 869Г Г0т02-70	№	
		39		Шайба 1069Г ГОСТ6902 -70	6	
		40		Шайба 20 Г0СТ1Н71-88	1	
		91		Шпонка 6*6*32 Г0СТ23360-78	1	
		42		Шпонка 8*7*50 Г0СТ23360-78	1	
		43		Штифт 8тб *20Г0СТ3128 - 70	3	
						
						
				Материалы		
				Масло И-Г-С-88	1,5л	
						
						
						
						
						
						
						
						
				ДП 16.01.0. ООСП		Лист
						0
	Лист № докдм Подп Лито					L
Рис. 18 13 (продолжение)
Каждый символ расшифровывается в записке один раз.
После этого подставляют в расчетную формулу числовые
значения в том же порядке, в котором они приведены
в формуле, например:
2 • 5.8 • 1,7 • 106 л лс
т ------------= 4,45 мм.
240 63-293
Полученные расчетом размеры деталей следует округлять,
где это возможно, до стандартных значений, приведенных
в табл. 19.1.
В расчетно-пояснительной записке приводят расчетные
схемы, эпюры моментов, эскизы. Их нумеруют арабскими
цифрами в пределах всей записки, например: рис. 1, рис. 2,
рис. 3... Ссылки на них в тексте дают по типу (рис. 8),
(рис. 12) и т. д. Ссылки на ранее упомянутые иллюстрации
дают в следующем виде: (см. рис.).
§ 4. ПРИМЕР СОСТАВЛЕНИЯ СПЕЦИФИКАЦИИ
На рис. 18.13 приведена спецификация цилиндрического
редуктора, изображенного на рис. 13.5. Номер и вариант
задания на курсовой проект — ДП 16.03. Сборочных единиц
в редукторе нет, поэтому соответствующий раздел в специфи-
кации отсутствует.
ГЛАВА 19
СПРАВОЧНЫЕ ТАБЛИЦЫ
Таблица 19.1
Нормальные линейные размеры, мм
3,2	5,6	10	18	32	56	100	180	320	560
3,4	6,0	10,5	19	34/35	60/62	105	190	340	600
3,6	6,3	11	20	36	63/65	НО	200	360	630
3,8	6,7	11,5	21	38	67/70	120	210	380	670
4,0	7,1	12	22	40	71/72	125	220	400	710
4,2	7,5	13	24	42	75	130	240	420	750
4,5	8,0	14	25	45/47	80	140	250	450	800
4,8	8,5	15	26	48	85	150	260	480	850
5,0	9,0	16	28	50/52	90	160	280	500	900
5,3	9,5	17	30	53/55	95	170	300	530	950
размеры посадочных
Примечание. Под косой чертой приведены
мест для подшипников качения.
Таблица 19.2
Значения допусков t, мм (из СТ СЭВ 302—76)
Интервалы размеров
Класс точности	до 3	свыше 3 до 6	свыше 6 до 30	свыше 30 до 120	свыше 130 до 315	свыше 315 до 1000
Точный tx	0,1	0,1	0,2	0,3	0,4	0,6
Средний t2	0,2	0,2	0,4	0,6	1,0	1,5
Грубый Z3	0,3	0,4	1,0	1,6	2,4	4,0
Очень грубый	0,3	1,0	2,0	3,0	4,0	6,0
Значения допусков, мкм
Таблица 19.3
К вал иге гы		3	4	5	6	7	8	9	10	и	12	13	14	15	16	17
1	Свыше Здо 6	2,5	4	5	8	12	18	30	48	75	120	180	300	480	750	1200
CQ	»	6 » 10	2,5	4	6	9	15	22	36	58	90	150	220	360	580	900	1500
О а	»	10» 18	3	5	8	11	18	27	43	70	НО	180	270	430	700	1100	1800
<и	»	18» 30	4	6	9	13	21	33	52	84	130	210	330	520	840	1300	2100
со <S р,	»	30» 50	4	7	11	16	25	39	62	100	160	250	390	620	1000	1600	2500
со	»	50» 80	5	8	13	19	30	46	74	120	190	300	460	740	1200	1900	3000
1	»	80» 120	6	10	15	22	35	54	87	140	220	350	540	870	1400	2200	3500
со а,	» 120» 180	8	12	18	25	40	63	100	160	250	400	630	1000	1600	2500	4000
(D н	» 180» 250	10	14	20	29	46	72	115	185	290	460	720	1150	1850	2900	4600
i	» 250 » 315	12	16	23	32	52	81	130	210	320	520	810	1300	2100	3200	5200
в? t;	» 315»400	13	18	25	36	57	89	140	230	360	570	890	1400	2300	3600	5700
	» 400 » 500	15	20	27	40	63	97	155	250	400	630	970	1550	2500	4000	6300
363
Таблица 19.4
Гайки круглые шлицевые (из ГОСТ 11871—80), мм
Резьба d	D		Н	b	h	
М20х 1,5*	34	27	8	5	2,5	1,0
М22х 1,5	38	30	10	5	2,5	1,0
М24х 1,5*	42	33	10	5	2,5	1,0
М27х1,5	45	36	10	5	2,5	1,0
МЗОх 1,5	48	39	10	5	2,5	1,0
М33х1,5	52	42	10	6	3,0	1,0
МЗбх 1,5*	55	45	10	6	3,0	1,0
М39х 1,5	60	48	10	6	3,0	1,0
М42х 1,5*	65	52	10	6	3,0	1,0
М45 х 1,5	70	56	10	6	3,0	1,0
М48 х 1,5	75	60	12	8	4,0	1,0
М52х 1,5	80	65	12	8	4,0	1,0
М56х2,0*	85	70	12	8	4,0	1,6
М60 х 2,0	90	75	12	8	4,0	1,6
М64х2,0*	95	80	12	8	4,0	1,6
М68 х 2,0	100	85	15	10	5,0	1,6
М72х2,0*	105	90	15	10	5,0	1,6
М76х2,0	НО	95	15	10	5,0	1,6
М80х2,0*	115	100	15	10	5,0	1,6
М85х2,0	120	105	15	10	5,0	1,6
Примечание. Предпочтительные размеры отмечены звездочкой «*».
Пример условного обозначения гайки диаметром резьбы <7=64 мм:
Гайка М64х2 ГОСТ 11871—80.
Таблица 19.5
Стопорные многолапчатые шайбы (из ГОСТ 11872—80), мм
Резьба d		D		/	b	h	Л
М20х 1,5	20,5	37	27	17	4,8	4	1,о
М22х 1,5	22,5	40	30	19	4,8	4	1,0
М24х 1,5	24,5	44	33	21	4,8	4	1,0
М27 х 1,5	27,5	47	36	24	4,8	5	1,0
М30х1,5	30,5	50	39	27	4,8	5	1,0
МЗЗх 1,5	33,5	54	42	30	5,8	5	1,6’
МЗбх 1,5	36,5	58	45	33	5,8	5	1,6
М39х 1,5	39,5	62	48	36	5,8	5	1,6
М42х 1,5	42,5	67	52	39	5,8	5	1,6
М45 х 1,5	45,5	72	56	42	5,8	5	1,6
М48 х 1,5	48,5	77	60	45	7,8	5	1,6
М52х 1,5	52,5	82	65	49	7,8	6	1,6
М56х2,0	57,0	87	70	53	7,8	6	1,6
М60 х 2,0	61,0	92	75	57	7,8	6	1,6
М64 х 2,0	65,0	97	80	61	7,8	6	1,6
М68 х 2.0	69,0	102	85	65	9,5	6	1,6
М72х2,0	73,0	107	90	69	9,5	- 7	1,6
М76 х 2,0	77,0	112	95	73	9,5	7	1,6
М80х2,0	81,0	117	100	76	9,5	7	1,6
М85 х 2,0	86,0	122	105	81	9,5	7	1,6
Пример обозначения шайбы для гайки круглой шлицевой
М64х2: Шайба 64 ГОСТ 11872—80.
с резьбой
365
Таблица 19.6
Канавки под язычок стопорной шайбы, мм
Резьба, d	а,	а2 найм	«3 найм.	найм	наиб	Резьба, d	Й1	а2 найм	«3 найм.	«4 найм.	наиб.
М20х 1,5	6	2	3,5	1,0	16,5	М48х1,5	8	3	5,0	1,5	44,5
М22х1,5	6	2	3,5	1,0	18,5	М52х 1,5	8	3	5,0	1,5	48,0
М24х 1,5	6	2	3,5	1,0	20,5	М56х2,0	8	3	5,0	1,5	52,0
М27 х 1,5	6	3	4,0	1,5	23,5	М60 х 2,0	8	3	6,0	1,5	56,0
М30х1,5	6	3	4,0	1,5	26,5	М64х2,0	8	3	6,0	1,5	60,0
М33х1,5	6	3	4,0	1,5	29,5	М68х2,0	8	3	6,0	1,5	64,0
МЗбх 1,5	6	3	4,0	1,5	32,5	М72 х 2,0	10	5	6,0	1,5	68,0
М39х 1,5	6	3	4,0	1,5	35,5	М76х2,0	10	5	6,0	1,5	72,0
М42х 1,5	8	3	5,0	1,5	38,5	М80 х 2,0	10	5	6,0	2,0	75,0
М45х1,5	8	3	5,0	1,5	41,5	М85х2,0	10	5	6,0	2,0	80,0
Таблица 19.7
Концевые шайбы (из ГОСТ 14734—69), мм
Шай&а	Пример применения
Н
Бол! но
ГОСТ
7798 - 70
Ш1ифг но
ГОСТ
3128 -70
Обозначение	D	н	А ±0,2	d	d2	с		^3	dJCl
7019-0623 7019- 0625 7019—0627 7019—0629 7019—0631 7019—0633	32 36 40 45 50 56	5	9 10 10 12 16 16	6,6	4,5	1,0	24...28 28 ..32 32...36 36...40 40...45 45...50	Мб	4
7019—0635 7019—0637 7019—0639 7019—0641 7019—0643	63 67 71 75 85	6	20 20 25 25 28	9,0	5,5	1,6	50...55 55...60 60...65 65...70 70...75	М8	5
18 12 Мбх 164т6х 12
22 16 М8 х 20 5т6 х 16
Пример условного обозначения концевой шайбы /) = 50 мм: Шайба
7019-0631 ГОСТ 14734—69.
Таблица 19.8
Штифты конические (из ГОСТ 3129—70), мм
d	6	8
10'	12
/	20...40	25...50
30...60	35...70
Размер I в заданных пределах брать из ряда чисел: 20, 25, 30, 35,
40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75, 80
Пример условного обозначения конического штифта d= 10 мм, 1= 50 мм:
Штифт 10x50 ГОСТ 3129—70.
367
Таблица 19.9
Штифты конические с внутренней резьбой (из ГОСТ
9464—79), мм
Размер I в заданных пределах брать из ряда чисел, приведенных
в табл. 19.8.
Пример условного обозначения конического штифта с внутренней резьбой
и размерами штифта б/=10мм, /=60мм: Штифт 10x60 ГОСТ 9464—79.
Таблица 19.10
Штифты цилиндрические (из ГОСТ 3128—70), мм
d	6	8	10	12	16
с	1	1,2	1,6	1,6	2
1	20...40	25...50	30...60	35...70	40...80
Размер / в заданных пределах брать из ряда чисел, приведенных
в табл. 19.8. Пример обозначения штифта d=10m6 «штифт ЮтбхбО
ГОСТ 3128—70».
368
Таблица 19.11
Шпонки призматические (из ГОСТ 23360—78), мм
Диаметр вала		Сечение шпонки		Фаска	Глубина паза		Длина
	d	b	h		вала G	ступицы h	
Свыше	12 до 17	5	5	0,25...0,4	3	2,3	10...32
»	17 » 22	6	6		3,5	2,8	14...40
»	22 » 30	8	7		4	3,3	18...63
» v>	30 » 38 38 » 44	10 12	8	0,4...0,6	5	3,3	22...80 28...90
»	44 » 50	14	9		5,5	3,8	36...110
»	50 » 58	16	10		6	4,3	45...125
»	58 » 65	18	11		7	4,4	50...140
»	65 » 75	20	12		7,5	4,9	56...160
» »	75 » 85 85 » 95	22 25	14	0,6...0,8	9	5,4	63...180 70...200
Длины призматических шпонок I выбирают из следующего ряда: 10;
12; 14; 16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100;
ПО; 125; 140; 160; 180; 200 мм.
Пример обозначения шпонки размерами: />=18 мм, А=11 мм, /=110 мм:
Шпонка 18x11x110 ГОСТ 23360—78.
13 Заказ 3385
369
Таблица 19.12
Соединения шлицевые прямобочные (из ГОСТ 1139—80), мм
Основ- ные раз- меры	d															
	18	21	23	26	28	32	36	42	46	52	56	62	72	82	92	102
D
z
b
J
D
Z
b
f
—	—	26	30
—	—	6	6
—	—	6	6
—	—	0,3	0,3
22	25	28	32
6	6	6	6
5	5	6	6
0,3	0,3	0,3	0,4
34
6
7
0,4
	Легкая		серия		
32	36	40	46	50	58
6	8	8	8	8	8
7	6	7	8	9	10
0,3	0,4	0,4	0,4	0,4	0,5
Средняя серия
62 68
8	8
10 12
0,5 0,5
38	42	48	54	60
8	8	8	8	8
6	7	8	9	10
0,4	0,4	0,4	0,5	0,5
65
8
10
0,5
78
10
12
0,5
72 82
8 10
12 12
0,5 0,5
88	98	108
10	10	10
12	14	16
0,5	0,5	0,5
92	102	112
10	10	10
12	14	16
0,5	0,5	0,5
D
z
b
f
Тяжелая серия
23	26	29	32	35	40	45	52	56	60	65	72	82	92	102	115
10	10	10	10	10	10	10	10	10	16	16	16	16	20	20	20
3	3	4	4	4	5	5	6	7	5	5	6	7	6	7	8
0,3	0,3	0,3	0,4	0,4	0,4	0,4	0,4	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5
Таблица 19.13
Соединения шлицевые эвольвентные (из
ГОСТ 6033—80), мм
Мо- дуль т	Номинальный диаметр D																
	20	25	30	35	40	45	50	55	60	65	70	75	80	85	90	95	100
0,8
1,25
2,0
3,0
5,0
Число зубьев z
370
Таблица 19.14 Кольца пружинные упорные плоские наружные
эксцентрические (из ГОСТ 13942—80) и канавки для них, мм
I
Диаметр	Канавка				Кольцо		
вала d							
	d.	В	^наиб	Допускаемая	5	b	/
				осевая сила, кН			
20	18,6			10			
22	20,6			11		32	
23	21,5			12			
24	22,5			13			
25	23,5			14		3,6	
26	24,5	1,4	о,1	14	1,2		3
28	26,5			16			
29	27,5			16		4,0	
30	28,5			17			
32	30,2			21			
34	32,2			22		4,4	
35	33,0			26			
36	34,0			27		4,9	
37	35,0			28			
38	36,0			29			
40	37,5			38	1,7		
42	39,5	1,9		39			
45	42,5			42		5,5	
46	43,5			43			
48	45,5		0,2	45			
50	47,0			57			
52	49,0			59			
54	51,0			61		6,0	
55	52,0			62			
56	53,0	2,2		64	2,0		
58	55,0			66			
60	57,0			68		6,5	
62	59,0			71			6
65	62,0			74			
68	65,0			78			
70	67,0	2,8	0,3	80	2,5	7,0	
72	69,0			82		—	
75	72,0			86		8,0	
Обозначение кольца для вала 0 <7=30 мм: Кольцо 30 ГОСТ 13942—
80.
13*
371
Таблица 19.15
Кольца пружинные упорные плоские внутренние эксцентрические
(по ГОСТ 13941—80) и канавки для них, мм
Диаметр отверстия d	Канавка			Кольцо			
		В	^наиб	Допускаемая осевая сила, кН	5	b	/
40 42 45 46 47 48 50 52 54 55 56 58 60 62 65 68 70 72 75	42,5 44,5 47,5 48,5 49,5 50,5 53,0 55,0 57,0 58,0 59,0 61,0 63,0 65,0 68,0 71,0 73,0 75,0 78,0	1,9	0,2	40 42 45 45 47 48 60 62 64 66 67 69 72 74 78 81 84 86 89 93 112 114 118 123 125 128 133 137 139	1,7	4,2	12
							14
						4,5	
						5,1	16
						6,1	
							18
78 80 82 85 88 90 92 95 98 100	81,0 83,5 85,5 •	88,5 91,5 93,5 95,5 98,5 101,5 103,5	2,2			2,0		
							20
						7,3	
102 105 108 НО 112	106 109 112 114 116	2,8	0,3	163 168 173 175 178	2,5		22
						8,5	
372
Продолжение табл. 19.15
Диаметр отверстия d	Канавка			Кольцо			
	dr	В	^наиб	Допускаемая осевая сила, кН	5	b	1
115 120	119 124			183 191			
125	129			198		9,7	
130	134			206			24
Пример обозначения кольца для отверстия d= 50 мм: Кольцо 50 ГОСТ
13941—80.
Таблица 19.16
Резиновые армированные манжеты для валов (из ГОСТ 8752—79), мм
Диа- метр вала d				*2> не бо- лее	Диа- метр вала d				^2» не бо- лее
	1-й ряд	2-й ряд	1-й и 2-й ряды			1-й ряд	2-й ряд	1-й и 2-й ряды	
20	40	35 37 38	8	1 о	26	45	47	10	14
				1Z		—	45 47 50		
		42	10	14	28				
21		37	8	12					
		42	10	14					
22		35	8	12	30	52	45 47 50		
		42	10	14					
24		42 45							
25	42	40	8	12					
		45	10	14					
26	45	40	8	12					
373
Продолжение табл. 19.16
Диа- метр вала d			hi	Л2, не бо- лее	Диа- метр вала d			hi	h2, не бо- лее
	1-й ряд	2-й ряд	1-й и 2-й ряды			1-й ряд	2-й ряд	1-й и 2-й ряды	
32	58	45 50 47	10	14	48	70	65 72	10	14
					50		72 75		
35		50 55 57							
							80	12	16
36		52 55			52	75	72	10	14
							80	12	16
38		55 60 62			55	80	75	10	14 '
							82	12	16
					56		—	10	14
40	60	55 58			58		75		
							82	12	16
					60	85	80 82	10	14
		62	10		62	—	80 82 85	10	14
42	62	65 68							
							90	12	16
					63 65	90	—	10	14
44	—	62 65					95		
					67	—	90	12	16
45	65	62 70		14		68	90 95		
					70	95	100	10	14
					71	95	—		
					75	100	—		
							102	12	16
Пример обозначения манжеты типа I для вала диаметром <7= 50 мм,
с наружным диаметром 70мм: Манжета 1 — 50x70 ГОСТ 8752—79.
Таблица 19.17
Стальные уплотнительные шайбы, мм
Диаметры подшипника		Общие размеры		Исполнение/			Исполнение 2		
d	D	5	h	D,	d		d2	D	D2
20	 47 52	0,3	2	41,2 44,8	20	29 33	25,7 27,2	47 52	37 40
25	52 62		2,5	47 54,8	25	36 40	31,5 32,2	52 62	42 47
30	62 72			56,2 64,8	30	44 48	36,3 37,2	62 72	47 56
35	72 80			64,8 70,7	35	48 54	43 45	72 80	56 65
40	80 90		3	72,7 80,5	40	57 60	48 51	80 90	62 70
45	85 100			77,8 90,8	45	61 75	53 56	85 100	68 80
50	90 ПО			82,8 98,9	50	67 80	57,5 62	90 ПО	73 86
55	100 120			90,8 108	55	75 89	64,5 67	100 120	80 93
60	110 130			.100,8 117,5	60	85 95	70 73	ПО 130	85 102
65	120			110,5	65	90	74,5	120	95
	140	0,5	3,5	127,5		100	72,5	140	по
375
Продолжение табл. 19.17
Диаметры подшипника		Общие размеры		Исполнение/			Исполнение 2		
d	D	5	h	Z),	d		d2	D	D2
70	125	0,3		115,8 137	70	95 ПО	79,5 82,6	125 150	102 120
	150	0,5							
75	130 160			120,5 147	75	100 ПО	85 87,2	130 160	105 125
Таблица 19.18
Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338—75)
Легкая серия							Средняя серия						
Обо-	размеры, мм				грузоподъем-		Обо-		размеры, мм			грузоподъем-	
значе-					ность, кН		зна-					ность	, кН
ние							чение						
	d	D	В	г	С\	бог		d	D	В	г	сг	СОг
204	20	47	14		12,7	6,2	304	20	52	15		15,9	7,8
205	25	52	15	1,5	14	6,95	305	25	62	17	2	22,5	Н,4
206	30	62	16		19,5	10	306	30	72	19		28,1	14,6
207	35	72	17		25,5	13,7	307	35	80	21		33,2	18
208	40	80	18		32	17,8	308	40	90	23	2,5	41	22,4
209	45	85	19	2	33,2	18,6	309	45	100	25		52,7	30
210	50	90	20		35,1	19,8	310	50	ПО	27	3	61,8	36
211	55	100	21		43,6	25	311	55	120	29		71,5	41,5
212	60	ПО	22	2,5	52	31	312	60	130	31	3,5	81,9	48
213	65	120	23		56	34							
214	70	125	24		61,8	37,5	313	65	140	33		92,3	56
215	75	130	25		66,3	41	314	70	150	35		104	63
							315	75	160	37		112	72,5
376
Т аблица 19.19
Подшипники шариковые радиальные однорядные со стопорной канавкой
на наружном кольце (ГОСТ 2893—73)
		Легкая	серия			Средняя серия					
Обозначе- ние	размеры, мм					Обозна- чение		размеры.		, мм	
	d	О,	а	с	d2		d	Dt	а	с	D2
50204 50205	20 25	44,6 49,7	2,45	1,3	52,7 57,9	50304	20	49,7	2,45	1,3	57,9
50206	30	59,6		1,5	67,7	50305 50306	25	59,6 68,8		1,9	67,7 78,6
50207	35	68,8		1,9	78,6		30				
						50307	35	76,8	3,25		88,6
50208 50209	40 45	76,8 81,8	3,25		86,6 91,6	50308 50309 50310	40 45	86,8 96,8 106,8		2,7	96,5 106,5 116,5
50210	50	86,8			96,5		50				
50211	55	96,8		2,7	106,5	50311	55	115,2			129,7
50212	60	106,8	3,28	2,7	116,5	50312	60	125,2	4,05		139,7
50213	65	115,2	4,05	3,1	129,7	50313 50314 50315	65 70 75	135,2 145,2 155,2	4,90	3,1	149,7 159,7 169,7
Примечание. Значения D, В, г, Сг и СОг следует принимать по
табл. 19.18 для соответствующего размера подшипника.
Размер В2 относится к упорному кольцу, смонтированному на
подшипник.
Г1 наиб = 0,8 ММ.
Таблица 19.20
Подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные
(ГОСТ 5720—75)
Обо- значе- ние	Размеры, мм				Грузоподъем- ность, кН		Факторы нагрузки		
	d	D	В	г	сг		е	у*	^0
Легкая серия
1204	20	47	14	1,5	9,95	3,18	0,27	2,31/3,57	2,42
1205	25	52	15	1,5	12,1	4,0	0,27	2,32/3,6	2,44
1206	30	62	16	1,5	15,6	5,8	0,24	2,58/3,99	2,7
1207	35	72	17	2	15,9	6,6	0,23	2,74/4,24	2,87
1208	40	80	18	2	19,0	8,55	0,22	2,87/4,44	3,01
1209	45	85	19	2	21,6	9,6	0,21	2,97/4,6	3,11
1210	50	90	20	2	22,9	10,8	0,21	3,13/4,85	3,28
1211	55	100	21	2,5	26,5	13,3	0,2	3,23/5,0	3,39
1212	60	ПО	22	2,5	30,2	15,5	0,19	3,41/5,27	3,57
1213	65	120	23	2,5	31,2	17,2	0,17	3,71/5,73	3,58
1214	70	125	24	2,5	34,5	18,7	0,18	3,51/5,43	3,68
1215	75	130	25	2,5	39,0	21,5	0,18	3,60/5,57	3,77
				Средняя		серия	[		
1304	20	52	15	2	12,5	3,66	0,29	2,17/3,35	2,27
1305	25	62	17	2	17,8	6,0	0,28	2,26/3,49	2,36
1306	30	72	19	2	21,2	7,7	0,26	2,46/3,8	2,58
1307	35	80	21	2,5 ,	.25,1	9,8	0,25	2,57/3,98	2,69
1308	40	90	23	2,5	29,6	12,2	0,24	2,61/4,05	2,74
1309	45	100	25	2,5	37,7	15,9	0,25	2,54/3,93	2,66
1310	50	НО	27	3	43,6	17,5	0,24	2,69/4,14	2,8
1311	55	120	29	3	50/7	22,5	0,23	2,7/4,17	2,82
1312	60	130	31	3,5	57,2	26,5	0,23	2,8/4,33	2,93
1313	65	140	33	3,5	61,8	29,5	0,23	2,79/4,31	2,92
1314	70	150	35	3,5	74,1	35,5	0,22	2,81/4,35	2,95
1315	75	160	37	3,5	79,3	38,5	0,22	2,84/4,39	2,97
* В числителе для Ra/(VRr)^e, в знаменателе для Ra/(VRr)>e. Для
Ra/(VRr)^e Х=1, для Ra/(VRr)>e Х=0,65.
378
8328—75)
Таблица 19.21 Подшипники роликовые радиальные с короткими
цилиндрическими роликами (ГОСТ 8328—75)
Обозначение			Размеры,			мм		Г рузоподъемность, кН	
	Тип								
			d	D	В	г			
2000	32000	42000						Сг	Со.
			Легкая серия						
2204	32204	42204	20	47	14	1,5		14,7	7,35
—	32205	42205	25	52	15			16,8	8,8
2206	32206	42206	30	62	16		1,0	22,4	12
2207	32207	42207	35	72	17			31,9	17,6
2208	32208	42208	40	80	18			41,8	24
2209	32209	42209	45	85	19	2,0	2,0	44	25,5
2210	32210	42210	50	90	20			45,7	27,5
2211	32211	42211	55	100	21			56,1	34
2212	32212	42212	60	НО	22			64,4	43
2213	32213	42213	65	120	23	2,5		76,5	51
2214	32214	—	70	125	24		2,5	79,2	51
2215	32215	42215	75	130	25			91,3	63
			Средняя		серия				
2305	—	42305	25	62	17			28,6	15
2306	32306	42306	30	72	19	2,0	2,0	36,9	20
2307	—	42307	35	80	21			44,6	27
2308	32308	42308	40	90	23	2,5		56,1	32,5
2309	32309	42309	45	100	25		2,5	72,1	41,5
2310	32310	42310	50	ПО	27	3,0	3,0	88	52
2311	32311	42311	55	120	29			102	67
2312	32312	42312	60	130	31	3,5	3,5	123	76,5
2313	32313	42313	65	140	33			136	85
2314	32314	42314	70	150	35			151	102
2315	32315	42315	75	160	37			183	125
379
Т аблица 19.22
Подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими
роликами с одним бортом на наружном кольце (ГОСТ 8328—75)
Обозначе- ние	Размеры, мм					Г рузоподъемность, кН	
	d	D	В	г	Н	сг	
			Легкая	серия			
12204	20	47	14	1,5	1,0	14,7	7,35
12207	35	72	17			31,9	17,6
12208	40	80	18	2,0		41,8	24
12210	50	90	20		2,0	45,7	27,5
				—		56,1	34
12211	55	100	21				
12212	60	НО	22	2,5			
						64,4	43
12213	65	120	23		2,5	76,5	51
			Средняя серия				
12307	35	80	21	2,5	2,0	44,6	27
12308	40	90	23			56,1	32,5
12309	45	100	25		2,5	72,1	41,5
12310	50	НО	27	Q Л	Q Л	88	52
12311	55	120	29		э,и	102	67
12312	60	130	31	3,5	3,5	123	76,5
380
Таблица 19.23
Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные
(ГОСТ 831—75)
Обозначение		Размеры,			мм		Г рузоподъемность,			кН
							ос =	12°	а =	26°
а=12°	а = 26°	d	D	В	г	г\	Сг	Сог	Сг	Сог
				Легкая серия						
36204	46204	20	47	14	1,5	0,5	15,7	8,31	14,8	7,64
36205	46205	25	52	15			16,7	9,1	15,7	8,34
36206	46206	30	62	16			22	12	21,9	12
36207	46207	35	72	17			30,8	17,8	29	16,4
36208	46208	40	80	18			38,9	23,2	36,8	21,3
36209	46209	45	85	19	2,0	1,0	41,2	25,1	38,7	23,1
36210	46210	50	90	20			43,2	27	40,6	24,9
36211	46211	55	100	21			58,4	34,2	50,3	31,5
36212	46212	60	НО	22			61,5	39,3	60,8	38,8
—	46213	65	120	23	2,5	1,2	—	—	69,4	45,9
36214	—	70	125	24			80,2	54,8	—	—
—	46215	75	130	25			—	—	78,4	53,8
				Сред	няя серия					
—	46304	20	52	15	2,0	1,о	—	—	17,8	9
—	46305	25	62	17			—	—	26,9	14,6
—	46306	30	72	19			—	—	32,6	18,3
—	46307	35	80	21			—	—	42,6	24,7
36308	46308	40	90	23	• 2,5	1,2	53,9	32,8	50,8	30,1
—	46309	45	100	25			—	—	61,4	37
—	46310	50	НО	27	3,0	1,5	—	—	71,8	44
381
Продолжение табл. 19.23
Обозначение		Размеры,			мм		Г рузоподъемность,			кН
							ос =	12'	а =	26°
а=12°	а = 26°	d	D	В	г	ri	сг	Со.	Сг	СОг
—	46312	60	130	31			—	—	100	65,3
—	46313	65	140	33	3,5	2,0	—	—	113	75
—	46314	70	150	35			—	—	127	85,3
Таблица 19.24
Подшипники роликовые
конические однорядные (ГОСТ 333—79)
Обоз- наче-	Размеры, мм							Грузоподъем- ность, кН		Факторы нагрузки		
ние												
	d	D	Т	В	С	г	Ti	Сг	Со.	е	Y	Yo
					Легкая		серия					
7204	20	47	15,25	14	12			21	13	0,36	1,67	0,92
7205	25	52	16,25	15	13	1,5	0,5	24	17,5	0,36	1,67	0,92
7206	30	62	17,25	16	14			31	22	0,36	1,64	0,90
7207	35	72	18,25	17	15			38,5	26	0,37	1,62	0,89
7208	40	80	19,75	18	16			46,5	32,5	0,38	1,56	0,86
7209	45	85	20,75	19	16	2,0		50	33	0,41	1,450	0,80
7210	50	90	21,75	21	17		0,8	56	40	0,37	1,60	0,88
7211	55	100	22,75	21	18			65	46	0,41	1,46	0,80
7212	60	НО	23,75	23	19	2,5		78	58	0,35	1,710	0,940
7214	70	125	26,25	26	21			96	82	0,37	1,62	0,89
7215	75	130	27,25	26	22			107	84	0,39	1,55	0,85
					Средняя		серия					
7304	20	52	16,25	16	13			26,0	17	0,3	2,03	1,Н
7305	25	62	18,25	17	15	2,0	0,8	33	23,2	0,360	1,67	0,92
7306	30	72	20,75	19	17			43,0	29,5	0,34	1,780	0,98
382
Продолжение табл. 19.24
Обоз- наче- ние	Размеры, мм							Грузоподъем- ность, кН		Факторы нагрузки		
	d	D	Т	В	С	г	О	сг	Со,	е	Y	Го
7307	35	80	22,75	21	18			54	38	0,32	1,88	1,03
7308	40	90	25,25	23	20	2,5		66	47,5	0,28	2,16	1,18
7309	45	100	27,25	26	22			83	60	0,29	2,160	1,19
7310	50	но	29,25	29	23	Q Л	1 Л	100	75,5	0,310	1,94	1,06
7311	55	120	31,5	29	25	э,и	1 ,и	107	81,5	0,33	1,80	0,99
7312	60	130	33,5	31	27			128	96,5	0,30	1,97	1,08
7313	65	140	36,0	33	28			146	112	0,30	1,97	1,08
7314	70	150	38,0	37	30	3,5	1,2	170	137	0,310	1,94	1,06
7315	75	160	40,0	37	31			180	148	0,33	1,83	1,01
Таблица 19.25
Подшипники роликовые конические однорядные с большим углом
конуса (ГОСТ 7260—81) (обозначения по рисунку к табл. 19.24)
Обоз- наче- ние	Размеры, мм							Грузоподъем- ность, кН		Факторы нагрузки		
	d	D	Т	В	С	г		Сг	G)r	е	Y	Yo
27306	30	72	20,75	19	14	2,0		35	20,6	0,72	0,83	0,46
27307	35	80	22,75	21	15		0,8	45	29	0,79	0,76	0,420
27308	40	90	25,25	23	17	2,5		56	37	0,79	0,75	0,420
27310	50	ПО	29,25	29	19	3,0	1,0 .	80	53,0	0,8	0,75	0,41
27311	55	120	31,5	29	21			92	58	0,81	0,79	0,50
27312	60	130	33,5	31	22			105	61	0,7	0,86	0,47
27313	65	140	36	33	23	3,5	1,2	120	70	0,75	0,8	0,44
27315	75	160	40	37	26			150	93,5	0,83	0,73	0,400
383
Таблица 19.26
Подшипники роликовые конические однорядные с упорным бортом
на наружном кольце (ГОСТ 3169—81)
Обозна- чение	Размеры, мм										Грузоподъ-		Факторы нагрузки		
											емносп	гь, кН			
	d	D	Dt	т	В	С	7\	а	г	Г1	Сг		е	Y	Y0
67204	20	47	51	15,25	14	12	6,25	3	1,5	0,5	21	13	0,360	1,67	0,92
67207	35	72	77	18,25	17	15	7,25	4	2,0		38,5	26	0,37	1,62	0,89
67208	40	80	85	19,75	20	16	7,75	4			46,5	32	0,38	1,56	0,86
67510	50	90	96	24,75	23,5	20	9,25	4,5		0,8	62	53,5	0,42	1,43	0,78
67512	60	ПО	117	29,75	28	24	10,75	5	2,5		94	74	0,39	1,53	0,840
67513	65	120	127	32,75	31	27	11,75	6			119	97	0,37	1,62	0,89
													Таблица		19.27
Двигатели закрытые обдуваемые
Мощность Р, кВт	Синхронная частота, об/мин			
	3000	1500	1000	750
0,25	—	—		71В8/680
0,37	—	—	71А6/910	80А8/675
0,55	—	71А4/1390	71В6/900	80В8/700
0,75	71А2/2840	71В4/1390	80А6/915	90LA8/700
U	71В2/2810	80А4/1420	80В6/920	90LB8/700
1,5	80А2/2850	80В4/1415	90L6/935	100L8/700
2,2	80W2/2850	90L4/1425	100L6/950	112МА8/700
3	90L2/2840	100S4/1435	112МА6/955	112МВ8/700
4	100S2/2880	100L4/1430	112МВ6/950	132S8/720
5,5	100L2/2880	112М4/1445	132S6/965	132М8/720
7,5	112М2/2900	132S4/1455	132М6/970	160S8/730
И	132М2/2900	132М4/1460	160S6/975	160М8/730
15	160S2/2940	160S4/1465	160М6/975	180М8/730
18,5	160М2/2940	160М4/1465	180М6/975	—
22	180S2/2945	180S4/1470	—	—
30	180М2/2945	180М4/1470	—	—
Примечание. Перед косой чертой обозначен тип двигателя единой
серии 4А, после черты — асинхронная частота, об/мин.
384
Таблица 19.28

l39=0
Исполнение IM 3081
Продолжение табл. 19.28
LU
oo
Двигатели. Основные размеры *
Тип дви- га геля	Число полюсов	Размеры, мм, для двигателей исполнений																		
		IM1081	IM1081, IM2081 1М3081					1M1081 и IM2081							IM2081 и IM3081					
		d 30	/j	/ 30	d,	bi	bi	/ 10	/ 31	d 10	b 10	h	h 10	h 31	/ 20	l2l	d 20	d 22	d 24	d 25
71А, В	2, 4, 6, 8	170	40	285	19	6	6	90	45	7	112	71	9	201	3,5	10	165	12	200	130
80А		186	50	300 320	22			100	50	10	125	80	10	218						
80В																				
90L		208		350	24	8	7	125	56		140	90	11	243	4	12	215	15	250	180
100S		235	60	362	28			112	63	12	160	100	12	263		14				
100L				392				140												
112М		260	80	452	32	10	8		70		190	112		310		16	265		300	230
132S		302		480	38				89		216	132	13	350	5	18	300	19	350	250
132М				530				178												
160S	2	358		624	42	12			108		254	160	18	430		15				
	4, 6, 8				48	14	9													
Тип дви- гателя	Число полюсов						
		IM1081	IM1081, IM2081 IM3081				
		d 30		/ 30			
160М	2		НО	667	42	12	
	4, 6, 8				48	14	
180S	2	410		662	48	14	
	4, 6, 8				55	16	
180М	2			702	48	14	
	4, 6, 8				55	16	
oo
* См. рис. на с. 385.
Продолжение табл. 19.28
Таблица 19.29
Болты с шестигранной уменьшенной головкой (из ГОСТ 7808—70), мм
d	S	Н	D	1	4)
8	12	5	13 2	8...60	/0 —/ при /^25 /О = 22	»	/^30
10	14	6	15,5	10.. 80	/0 = /	»	/^30 /О = 26	»	/^35
12	17	7	18,9	14... 100	/0 = / » /^30 /о = 30 » /^35
16	22	9	24,5	20... 120	/0 = / » /^40 /О = 38 » /^45
20	27	11	30,2	25...150	10 = 1 » /^50 /0 = 46 » /^55
24	32	13	35,8	35...150	/0 = / » /^60 /О = 54 » /^65
Размер I в указанных пределах брать из следующего ряда чисел: 10,
12, 14, 16, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75, 80, 90, 100, 110,
120, 130, 140, 150 мм.
Пример условного обозначения болта диаметром резьбы <7= 12 мм,
длиной /=60 мм, класса прочности 5.8: Болт М 12x60. 5.8 ГОСТ 7808—70.
Таблица 19.30
Винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением «под ключ»
(из ГОСТ 11738—72), мм
d	D	Н	/	4
6	10	6	10...50	/0 = 1 при 1 < 20 /0=18	»	/^25
8	13	8	12.. 60	/0 = / »	/^25 /О = 22	»	/^30
10	16	10	16...70	/0 = / »	/^30 /0 = 26	»	/^35
12	18	12	20...80	/0 = / »	/^30 /0 = 30	»	/^35
16	24	16	25... 100	/0 = / »	/^40 /О = 38	»	/^45
388
Продолжение табл. 19.30
d	D	н	/	4)
20	30	20	30... 120	/0 = 1 »	1 50 ZO = 46 »	/>55
24	36	24	35... 120	/0 = / »	Z^60 /О = 54	»	Z^65
Размер I в указанных пределах брать из ряда чисел, приведенных
в табл. 19.29.
Пример условного обозначения винта диаметром резьбы б/=12мм,
длиной /=40 мм, класса прочности 6.8: Винт М12х40.6.8 ГОСТ 11738—72.
Таблица 19.31
Винты с цилиндрической головкой (из ГОСТ 1491—80), мм
d	D	н	1	4)
6	10	4	8...50	/0 = 1 при 1 < 20 /0 = 18 »	Z^25
8	13	5	12...60	Z0 = Z	Z^25 ZO = 22 »	Z^30
10	16	6	20...70	Z0 = Z	Z^30 Zo = 26 »	Z^35
12	18	7	25...80	Z0 = Z	Z^30 Zo = 30 »	Z^35
16	24	9	30...90	Z0 = Z	Z^40 ZO = 38 »	Z^45
20	30	И	40.. 120	Z0 = Z	Z^50 ZO = 46 »	Z^55
Размер I в указанных пределах брать из ряда чисел, приведенного
в табл. 19.29.
Пример условного обозначения винта диаметром резьбы б/=12мм,
длиной /=50 мм, класса прочности 5.6: Винт М12х50.5.6 ГОСТ 1491—80.
389
Таблица 19.32
d	8	10	12	16	20
/>	8; 10, 16	10; 12, 20	12; 15; 24	16, 20, 32	20, 25; 40
1			/о		
16	12	12	—	—	—
20	16	16	—	—	—
25	18	18	18	—	—
30	22	22	22	—	—
35	22	26	26	26	—
40	22	26	30	30	30
45	22	26	30	34	34
50	22	26	30	38	38
55	22	26	30	38	42
60 до 150	22	26	30	38	46
Размер / от 60 до 150 брать из ряда чисел: 60; 65; 70; 75; 80; 90;
100; НО; 120; 130; 140; 150 мм.
Пример условного обозначения шпильки с диаметром резьбы d= 16 мм,
длиной шпильки /=120 мм, длиной резьбового конца /О = 38 мм, длиной
20
/t = 20MM, класса прочности 5.8: Шпилька М16 120—5.8 ГОСТ 22034—76.
Шайбы пружинные (из ГОСТ 6402—70),
Таблица 19.33
мм
S
Номинальные диа- метры резьбы болта, винта, шпильки	d	s = b	Номинальные диа- метры резьбы болта, винта, шпильки	d	s=b
6	6,1	1,6	16	16,3	4,0
8	8,1	2,0	20	20,5	5,0
10	10,1	2,5	24	24,5	6,0
12	12,1	3,0			
Пример условного обозначения пружинной шайбы для болта, винта, шпиль-
ки диаметром резьбы 12 мм из стали 65Г: Шайба 12 65Г ГОСТ 6402—70.
390
Таблица 19.34
Гайки шестигранные с уменьшенным размером «под ключ»
(из ГОСТ 2524—70), мм
d	8	10	12	16	20	24
S	12	14	17	22	27	32
D	13,2	15,5	18,9	24,5	30,2	35,8
Н	6,5	8	10	13	16	19
Пример условного обозначения гайки диаметром резьбы <7= 12 мм:
Гайка М12 ГОСТ 2524—70.
Таблица 19.35
Отверстия под установочные винты
(по ГОСТ 12415—80), мм
d	5	6	8	10	12
	3,5	4,5	6,0	7,5	9,0
h	1,6	2,0	2,5	3,5	4,0
391
Таблица 19.36
Винты установочные со шлицем: с коническим концом
(из ГОСТ 1476—75); с цилиндрическим концом
(из ГОСТ 1478—75), мм
45°
Рис. 2
Общие размеры				По ГОСТ 1476—75 (рис. 1)		По ГОСТ 1478—75			(рис. 2)
d	b	h	с	к	1 от ...до	</>	г, не более	G	/2 от...до
5	0,8	1,8	1,о	—	6—25	3,5	0,3	2,5	8—25
6	1,0	2,0	1,0	2,5	8—30	4,5	0,4	3,0	10—35
8	1,2	2,5	1,6	3,0	10—40	6,0	0,4	4,0	12—40
10	1,6	3,0	1,6	4,0	12—50	7,5	0,5	4,5	12—50
12	2,0	3,5	1,6	5,0	12—50	9,0	0,6	6,0	16—50
Ряд длин / и /2: 6, 8, 10, 12, 14, 16, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50.
Пример условного обозначения винта с цилиндрическим концом
диаметром резьбы б/=10мм, длиной 1=25 мм, класса прочности 5.6: Винт
МЮх25.5.6 ГОСТ 1478—75.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Повышение качества и конкурентоспособности изделий
машиностроения — одна из задач отечественного машино-
строения. Эту задачу решают в первую очередь конструк-
торы, которые должны обладать современными знаниями
в области разработки, производства и эксплуатации машин.
В связи с этим особое значение приобретает конструкторская
подготовка молодых специалистов.
Данное пособие поможет учащимся техникумов выпол-
нить расчеты зубчатых, червячных, планетарных и волновых
передач, расчеты валов, подшипников качения, научит
их конструировать зубчатые и червячные колеса, червяки,
подшипниковые узлы, валы, корпусные детали, ознакомит
со способами смазывания и с уплотнениями. Учащиеся
приобретут знания по выполнению рабочих чертежей де-
талей. Весь процесс работы над проектом последовательно
показан в пособии на примерах расчета и конструирования
цилиндрических, конических, червячных и планетарных пе-
редач.
Современный мир невозможно представить без вычисли-
тельной техники. ЭВМ широко внедряются во все области,
в том числе и технику, оказывая воздействие на методику
выполнения работ. Учитывая это, весь расчетный материал
представлен в пособии в виде алгоритма, т. е. в форме,
удобной для составления программ расчета на ЭВМ.
Все большее применение в технике находит автоматизи-
рованное проектирование, позволяющее существенно со-
кратить время разработки новых конструкций. Все более
внедряется оно и в учебный процесс.
В настоящее время техникумы оснащаются современной
вычислительной техникой, которую необходимо эффективно
использовать при выполнении курсового проекта, при конст-
руировании деталей машин.
Однако нужно иметь в виду, что при разработке
инженерных решений далеко не все может быть формали-
зовано. Поэтому развитие инженерного подхода, освоение
предшествующего опыта, анализ возможной многовариант-
ности решений и на их основе разработка новых идей
и конструкций остаются главными задачами, решаемыми
при курсовом проектировании по «Деталям машин».
393
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Анурьев В. Н. Справочник конструктора машиностроителя. Т.1, 2 и 3.
М., 1980.
2.	Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей ма-
шин. М., 1985.
3.	Дунаев П.	Ф.,	Леликов	О.	П. Расчет допусков размеров.	М.,	1981.
4.	Дунаев П.	Ф.,	Леликов	О.	П., Варламова Л. П. Допуски	и	посадки.
Обоснование выбора. М., 1984.
5.	Иванов М.	Н.	Волновые	зубчатые передачи. М., 1981.
6.	Куклин Н.	Г.,	Куклина	Г.	С. Детали машин. М., 1987.
7.	Подшипники качения: Справочник-каталог/Под ред. В. Н. Нарышкина
и Р. В. Коросташевского. М., 1984.
8.	Чернавский С. А., Снесарев Г. А., Козинцев Б. С. и др. Проектирование
механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов М., 1984.
9.	Расчеты деталей машин на ЭВМ/Под ред. Д. Н. Решетова и С. А.
Шувалова. М., 1985.
10.	Решетов Д. Н. Детали машин. М., 1989.
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
Автоматизация проектирования
327
Бобышки 180
------определение основных па-
раметров 15
------силы в зацеплении 18
— фрезы, диаметры 71
Валы, диаметры 31
— материалы 208
— расчет на статическую про-
чность 209
— расчет на сопротивление уста-
лости 209
Валы-шестерни, конструирование
204, 206
Водило 155
Волновые зубчатые передачи
168
------подшипники шариковые
радиальные для кулачкового ге-
нератора 170
Галтели 198
Канавки для выхода долбяка 67
------резьбонарезного инстру-
мента 203
------фрезы в шевронных зуб-
чатых колесах 66
------шлифовального круга 123
Крышки закладные 132
—	привертные 128
Диаметры отверстий под болты
183
----под крепежные винты 183
Манжеты резиновые армирован-
ные для валов 373
Масла 135
Маслоуказатели 140—142
Материалы смазочные 134
Муфты компенсирующие
—	цепные 268
—	упругие втулочно-пальцевые 269
—	со звездочкой 272
—	с торообразной оболочкой 273
Записка расчетно-пояснительная,
общие требования 356
Звездочки для роликовых и втулоч-
ных цепей 89
— для зубчатых цепей 90
Зубчатые колеса, модули 16
— передачи конические, выбор ма-
териала и термической обра-
ботки 12
-------допускаемые напряжения
13
-------определение основных па-
раметров 20
-------силы в зацеплении 23
----цилиндрические, выбор ма-
териала и термической обра-
ботки 12
-------допускаемые напряжения
13
Опоры валов плавающие 36,
37, 120
----фиксирующие 36, 37
Отдушины 142, 188, 189
Передачи, коэффициент полезного
действия 6
-- передаточные числа 7
— выбор степени точности 19
Подшипники качения, виды нагру-
жения колец 106
---- выбор 36
---- долговечность 105
----крепление на валу и в кор-
пусе НО, 112
---- нагрузка эквивалентная 103
------ осевая 100
---- посадки колец 107
----примеры подбора 220, 221,
233, 235, 244, 246
395
----способы регулирования зазо-
ров 114 — 118
-	— схемы установки 37
---- для кулачкового генератора
170
Пробка коническая 140
—	цилиндрическая 140
Проектирование с помощью ЭВМ
327
Реакции опор, определение 218,
231, 241
Редукторы конические 49, 56, 230
—	волновые 177
—	планетарные 153, 156
— схемы 9, 149, 168
— цилиндрические 41, 49, 216
— червячные 55, 61, 239
Роликоподшипники конические од-
норядные 382
— радиальные с короткими цилин-
дрическими роликами 379, 380
----с большим углом конуса 383
----с упорным бортом на наруж-
ном кольце 384
Системы автоматизированного
проектирования (САПР) 327
Смазывание передач (зубчатых, че-
рвячных) 134
—	подшипников 137
Соединения с натягом 94
—	шлицевые 92
----прямобочные 93, 369
—	шпоночные 91
Спецификация 353
Червяки, конструкции 74
Червячные передачи, выбор мате-
риала 24
----допускаемые напряжения 25
----определение основных пара-
метров 26
----силы в зацеплении 28
Чертежи, нанесение надписей, тех-
нических требований и таблиц
289, 296, 305
--------- колесо зубчатое цилин-
дрическое 307
----__-----коническое 310
----------- червячное 315
--------- червяк 313
---------стакан 317
---------крышка привертная 321
---------шкив 323
---------звездочка 325, 326
Уплотнения лабиринтные 146
—	манжетные 142
—	торцовые 144
—	центробежные 146
—	щелевые 145
Управление передвижными шестер-
нями 79
Шайбы стопорные многолапчатые
365
Шарикоподшипники радиально-
упорные однорядные 381
— радиальные однорядные 376
------ со стопорной канавкой на
наружном кольце 377
----сферические двухрядные 378
Шероховатость поверхности, обо-
значение на чертежах 287, 288
----рекомендуемые параметры
290
Шкивы ременных передач 85
Шлицевые соединения
—	прямобочные — конструкция
и размеры 93, 369
Шпонки призматические 201, 369
Электродвигатели, выбор 6
—	закрытые обдуваемые серии 4А
384
— основные размеры 386
Эскизный проект 49, 56, 61
Эпюры моментов 224
Фаски, размеры 64, 198, 199
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие .............................................................................................................................. 3
Глава 1. Выбор электродвигателя. Кинематические расчеты. Опреде-
ление моментов на валах ......................................... 5
§	1.	Выбор электродвигателя ..................................................................................................... 6
§	2.	Кинематические расчеты ..................................................................................................... 8
§ 3.	Определение вращающих моментов на валах ....................................................................................... 10
Глава	2. Расчеты передач ........................................................................................................ 12
§ 1.	Выбор материала и определение допускаемых напряжений ..	12
§	2.	Расчеты	цилиндрических зубчатых	передач ................................................................................ 15
§	3.	Расчеты	конических зубчатых передач .................................................................................... 20
§	4.	Расчеты	червячных передач .............................................................................................. 24
§	5.	Расчеты	других типов передач ........................................................................................... 30
Глава 3. Эскизное проектирование ........................................................................................................ 31
§ 1.	Диаметры валов. Расстояния между деталями ..................................................................................... 31
§ 2.	Выбор типа подшипника ......................................................................................................... 36
§ 3.	Схемы установки подшипников ................................................................................................... 37
§ 4.	Примеры эскизных компоновок ................................................................................................... 39
Глава 4. Конструирование зубчатых, червячных колес, червяков, шки-
вов и звездочек ................................................ 63
§	1.	Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления.	63
§	2.	Цилиндрические зубчатые колеса внутреннего	зацепления ...	66
§	3.	Блоки зубчатых колес ............... 68
§	4.	Конические зубчатые колеса ............... 68
§	5.	Валы-шестерни ............... 70
§	6.	Червячные колеса ............................................... 71
§	7.	Конструктивные формы червяков ............................................... 74
§	8.	Установка колес на валах ............................................... 75
§	9.	Регулирование осевого положения колес ............................................... 77
§	10.	Управление передвижными шестернями ................ 79
§	11.	Конструирование шкивов ................ 85
§	12.	Конструирование звездочек цепных передач	............... 88
Глава	5.	Соединения вал — ступица .................................................................................................... 91
§	1.	Шпоночные соединения ............... 91
§	2.	Шлицевые соединения ............... 92
§	3.	Соединения с натягом ............... 94
Глава	6.	Конструирование подшипниковых узлов ......................................................................................... 99
§	1.	Определение сил, нагружающих подшипники ............................................... 99
§	2.	Подбор подшипников по динамической грузоподъемности 102
§	3.	Выбор посадок подшипников .............................................. 106
§	4.	Монтаж и демонтаж подшипников .............................................. 107
§	5.	Крепление подшипников на валах ............................................... НО
§ 6.	Крепление подшипников в корпусе ......,....................................................................................... 112
§ 7.	Регулирование подшипников ....................................................................................... 114
§ 8.	Конструирование опор валов конических шестерен ............................................................................... 118
397
§ 9.	Конструирование опор валов-червяков .............. 119
§ 10.	Опоры плавающих валов ............................ 120
§11.	Опоры соосно расположенных валов ................. 122
§ 12.	Конструктивное оформление посадочных мест ........ 123
§13.	Вычерчивание внутренней конструкции подшипников .. 125
Глава	7.	Конструирование стаканов и крышек	подшипников . 127
§	1.	Конструирование стаканов ............ 127
§	2.	Конструирование крышек подшипников ............ 128
Глава	8.	Смазочные устройства и уплотнения	....... 134
§	1.	Смазывание зубчатых и червячных	передач ... 134
§	2.	Смазывание подшипников .................................... 137
§	3.	Смазочные устройства ........................................ 139
§	4.	Уплотнительные устройства ............ 142
Глава	9.	Планетарные передачи ........................................................... 149
Глава 10.	Расчет и конструирование волновых	передач ... 168
§	1.	Основные схемы передач . 168
§	2.	Выбор параметров зацепления ................................ 169
§	3.	Конструкции гибких, жестких колес и генераторов волн.	171
§	4.	Соединение генератора с валом . 176
§	5.	Тепловой режим и смазывание волновой передачи .............. 176
§	6.	Примеры конструкции волновых передач ....................... 177
Глава	И.	Корпусные детали .......................................... 179
§	1.	Корпуса цилиндрических редукторов .......................... 180
§	2.	Коническо-цилиндрические и конические редукторы ............ 189
§	3.	Червячные редукторы ........................................ 189
§	4.	Корпуса планетарных и волновых редукторов .................. 194
§	5.	Корпуса коробок передач .................................... 194
§	6.	Сварные корпуса ............................................ 197
Глава	12.	Конструирование валов ..................................... 198
§	1.	Концевые участки валов ..................................... 198
§	2.	Установка деталей на концевых участках валов ............... 201
§	3.	Конструкции валов .......................................... 204
§	4.	Расчеты валов на прочность ................................. 208
Глава	13.	Примеры конструирования редукторов ........................ 216
§	1.	Конструирование цилиндрического зубчатого редуктора..	216
§	2.	Конструирование конического зубчатого редуктора ............ 230
§	3.	Конструирование червячного редуктора ....................... 239
Глава 14. Примеры конструкций узлов зубчатых и червячных передач ..	250
§ 1.	Входные (быстроходные) валы .......................   250
§ 2.	Промежуточные валы .................................. 257
§ 3.	Выходные (тихоходные) валы .......................... 261
Глава 15.	Муфты ............................................. 267
§	1.	Установка полумуфт на валах ....................... 267
§	2.	Компенсирующие муфты .............................. 268
Глава 16.	Выполнение чертежей деталей ....................... 277
§	1.	Общие положения ................................... 277
§	2.	Задание размеров .................................. 279
§	3.	Предельные отклонения размеров .................... 281
§	4.	Допуски формы и расположения поверхностей ......... 282
§	5.	Шероховатость поверхностей ........................ 287
§	6.	Обозначения термической обработки ................. 289
398
§ 7.	Обозначения сварных швов ..................................................................................... 291
§ 8.	Расположение на чертеже детали: размеров, обозначений
баз, допусков формы, шероховатости и технических требо-
ваний ..................................................... 295
§	9.	Чертежи типовых деталей .............................................................. 296
Глава 17.	Автоматизация конструкторских работ ......................................................................... 327
§ 1.	Элементы САПР и их использование при курсовом
проектировании по деталям машин ........................... 327
§	2.	Оптимизационное проектирование .... 329
§	3.	Конструирование валов в режиме диалога .... 338
§	4.	Конструирование зубчатого колеса на комплексе	АРМ-М	346
§	5.	Конструирование червячного колеса в диалоговом режиме	...	347
Глава 18. Оформление проекта ................................ 349
§ 1.	Оформление чертежа редуктора, коробки передач ..... 349
§ 2.	Составление	спецификаций .......................... 353
§ 3.	Составление	расчетно-пояснительной записки ........ 356
§ 4.	Пример составления спецификации ................... 362
Глава 19. Справочные	таблицы ................................ 363
Заключение .................................................. 393
Список литературы ............................ 394
Предметный указатель ......................... 395
Учебное издание
Дунаев Петр Федорович,
Леликов Олег Павлович
ДЕТАЛИ МАШИН
КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Зав. редакцией А. В. Дубровский. Редактор Н. С. Сафронова. Младшие
редакторы Т. Ф. Артюхина, Н. М. Иванова. Художник С. Б. Мысова. Худо-
жественный редактор С. Г. Абелин. Технический редактор 3. В. Нуждина.
Корректор В. В. Кожуткина
ИБ № 8231
Изд. № ОТ-703. Сдано в набор 30.11 89. Подп. в печать 29.05.90 Формат 60x90/16.
Бум офс. № 2 Гарнитура «тайме». Печать офсетная. Объем 25,0 усл. печ. л.25,0
усл. кр.-отт. 22,13 уч. изд. л . Тираж 80 000 экз. Зак. № 3385. Цена 85 коп.
Издательство «Высшая школа», 101430, Москва, ГСП-4, Неглинная ул., д. 29/14.
Ордена Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени МПО
«Первая Образцовая типография» Государственного комитета СССР по печати.
113054, Москва, Валовая, 28.