Курсовое проектирование деталей машин. Часть 2 - Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Калачев В.Ф., Радкевич В.Т., Миклашевич А.А., Зуб Н.В.

Author: Кузьмин А.В. Макейчик Н.Н. Калачев В.Ф. Радкевич В.Т. Миклашевич А.А. Зуб Н.В.
Tags: детали машин передачи (механические) подъемно-транспортное оборудование крепежные средства смазка общее машиностроение машиноведение машиностроение детали автомобиля автомобили
Year: 1982
Similar
Курсовое проектирование деталей машин
Text
                    КУРСОВОЕ
ПРОЕКТИРОВАНИЕ
деталей машин
часть
справочное пособие


ББК 34.42я2
К 93
УДК 621.81.001.63; 378.244 (035.5)
Авторы: А. В. Кузьмин, Н. Н. МакеПчик, В. Ф. Кала-
чев, В. Т. Радкевич, А. А. Миклашевич, Н. В. Зуб
Рецензенты: И. М. Чернин, доцент кафедры «Техническая механи-
ка» Московского института тонкой химической технологии имени Ломоно-
сова; М. Т. Гринюк, канд. техн, наук доцент кафедры «Детали машин л
подъемно-транспортные машины» Белорусского института механизации
сельского хозяйства

,.2702000000- 094 п
К---------------Дон.
М 304 (05)-82
© Издательство «Выш^йшая школа». 1982.
Глава 1. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
1.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Червячная передача относится к передачам зацеплением. Оси
ее валов перекрещиваются обычно под углом 90 °. Ее целесообраз-
но использовать там, где требуется плавность, бесшумность, ком-
пактность передачи при значительном редуцировании частоты вра-
щения и сравнительно небольшой передаваемой мощности (обычно
до 60 кВт). Червячные передачи обеспечивают передаточные чис-
ла— 500...1000, для силовых передач — 8...80, иногда ПО. Для ре-
дукторов передаточное число рекомендуется назначать из ГОСТ
2144—76.
Передача состоит из червяка и колеса. Червяк может быть ци-
линдрическим (рис. 1.1, а) и глобоидным (рис. 1.1, б), и соответ-
ственно так же называются передачи. ГОСТ 18498—73 устанавлива-
ет следующие разновидности цилиндрических червяков: архимедов
(ZA), конвалютный (ZN), эвольвентный (ZI), образованный кону-
сом (ZK), образованный тором (ZT). Для крупносерийного и мас-
сового производства предпочтительнее червяки типа ZI.
Рассмотрим червячные передачи с цилиндрическими червяками
и углом перекрещивания осей, равным 90°. Изготовляют червяки из
Рис. 1.1. Схемы червячных передач
углеродистой или легированной стали. Для увеличения КПД и несу-
щей способности передачи их термически обрабатывают, шлифу-
ют и полируют. Число витков червяка выбирается в зависимости
от передаточного числа и передаваемой мощности. При больших пе-
редаточных числах и сравнительно небольших передаваемых мощ-
ностях (до 15 кВт), а также когда потери на трение не имеют су-
щественного значения, можно применять однозаходные червяки, в
противном случае —лучше многозаходные (zi=2 и z2=4), За ис-
3
ключением случаев, обусловленных кинематикой привода, червяки
должны иметь линию витка правого направления.
Расположение червяка относительно колеса определяется кон-
структивными требованиями к узлу и окружной скоростью червяка.
При скорости щ>5 м/с червяк рекомендуется располагать над
колесом, а при щ>10 м/с применять циркуляционную смазку.
Модули и коэффициенты диаметра червяка выбираются по СТ
СЭВ 267—76. Модули должны соответствовать следующему ряду
(они определяются в осевом сечении червяка): 1,0; 1,25, 1,6; 2,0;
2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0; 25,0. Допускается
использование модулей 1,5; 3,0; 3,5; 6,0; 7,0 и 18,0.
Коэффициенты диаметра червяка q указаны в табл. 1.1.
Табл. 1.1. Значения коэффициента диаметра червяка q
(по СТ СЭВ 267—76)
Ряд
Коэффициент диаметра червяка q
1	6,3	—	8,0	—	10,0	—	12,5 — 16,0 — 20,0 — 25,0
2	—	7,1	—	9,0	—	11,2	— 14,0 — 18,0 — 22,4 —
Примечание. Как правило, применяются коэффициенты диаметра червяка
ряда 1; применение 9 = 25.0 ограничено.
Червячные колеса обычно изготовляют из бронзы или чугуна.
Нарезают их червячными фрезами, форма которых совпадает с фор-
мой червяка, В редких случаях колеса нарезаются специальными
Рис. 1.2. Типовые конструкции зубчатых венцов червячных колес:
а — банда.кированная; б — болтовая; в — биметаллическая
фасонными резцами на оправке (летучкой). В целях экономии до-
рогостоящей бцонзы колеса часто делают составными: бронзовый
венец и чугунный или стальной центр (рис. 1.2).
При выбранном числе витков червяка число зубьев колеса оп-
ределяется передаточным числом передачи, причем минимальное
число зубьев (из-за пониженного КПД и подрезания) г2^28 (при
эвольвеитных червяках z2^17 [36]). При z2^80 прочность передачи
4
часто определяется не контактной выносливостью рабочих поверх-
ностейЛа изгибной прочностью зубьев колеса. Число зубьев колеса
z2, особенно при нарезании его летучим резцом, не должно содер-
жать общих множителей с числом витков червяка Z\.
Червячная передача часто изготовляется со смещением, причем
смещение придается только колесу. На работоспособность червяч-
ной передачи существенно влияет точность изготовления элементов
передачи и точность ее монтажа.
СТ СЭВ 311—76 устанавливает для червячных передач двена-
дцать степеней точности, обозначаемых в порядке убывания точно-
сти от 1 до 12. Кроме того, стандартом устанавливаются шесть
видов сопряжений червяка с червячным колесом А, В, С, D, Е, Н
(в порядке уменьшения бокового зазора).
Степень точности устанавливается в зависимости от заданной
кинематической точности, норм плавности, норм контакта зубьев
и витков, скорости, передаваемой мощности и др. В каждом кон-
кретном случае она определяется соответствующим расчетом.
В первом приближении ее можно принимать по табл. 1.2 [35].
Табл. 1.2. Степени точности червячных передач
Степень
точности
Скорость
скольже-
ния Os,
м/с
Метод нарезания и обработки
Условия работы
6 (высо- Свыше 5
коточпыс)
7 (точ- До 10
пыс)
Н (сред- До 5
noil гоч-
litnni)
И (пони- До 2
И<1 llllllil
1 II'IIIIH III)
Цементация и закалка или толь- Конечные делительные
ко закалка червяков. Боковые по- пары станков средней точ-
верхности витков червяка обяза- пости, скоростные пере-
тельно шлифуются и полируются, дачи регуляторов двига-
Червячиые колеса нарезаются шли- телей
фоваппыми червячными фрезами.
Рекомендуется обкатка под нагруз-
кой
Рекомендуется цементация и за- Транспортные и про-
калка или только закалка червя- мышленные силовые чер-
ков. Закаленные червяки должны вячные передачи с повы-
обязательно шлифоваться и полн- шенными скоростями и
роваться по профилю. Червячные повышенными требовани-
колеса должны нарезаться шлифо- ями в отношении бесшум-
ванными червячными фрезами. При ности
отсутствии чистовой отделки об-
катка под нагрузкой обязательна
Червяк с ПВ < 350, не шлифу- Транспортные и про-
стея. Колесо нарезается»шлифован- мышленные силовые чер-
ной червячной фрезой или «летуч- вячные передачи средних
кой». Рекомендуется обкатка под скоростей, передачи подъ-
нагрузкой	емных н поворотных ме-
ханизмов
Червяк с НВ < 350, не шлифу- Неответственные пере-
ется. Колесо нарезается любым дачи с низкими скорос-
сиособом	тями, с кратковременной
работой и ручные
Б
Рекомендуемые соотношения между видами сопряжения червя-
ка с червячным колесом в передаче и степенью кинематической
точности (по СТ СЭВ 311—76) следующие:
вид сопряжения А В С D Е Н
степень кинемати- 5...12 5...12 3...9 3...8 1...6 1...6
ческой точности
Для силовых червячных передач обычно используются сопря-
жения В, С, при повышенном нагреве — А.
Приводим пример условного обозначения точности червячной
передачи со степенью 8 по нормам кинематической точности, со
степенью 7 по нормам плавности, со степенью 6 по нормам контак-
та зубьев червячного колеса и витков червяка, с видом сопряжения
червяка и червячного колеса В: 8—7—6—В СТ СЭВ 311—76.
1.2. ТРЕБОВАНИЯ, ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ
К ЧЕРТЕЖАМ ЧЕРВЯКА И ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА
Чертежи червяка и червячного колеса должны выполняться в
соответствии с требованиями ЕСКД и ГОСТ 2.406—76. На изобра-
жении цилиндрического червяка, кроме прочих размеров, должны
быть указаны размеры, определяющие нарезанную часть червяка:
диаметр вершин витка dai; длина нарезанной части червяка bt; дан-
ные, определяющие контур нарезанной части, например линейные
или угловые размеры фасок и т. д.; шероховатость боковых по-
верхностей витка; радиус кривизны переходной кривой витка; ради-
ус кривизны линии притупления витка или размеры фаски.
В правом верхнем углу чертежа должна быть помещена таб-
лица параметров червяка, состоящая из трех частей, отделенных
друг от друга сплошными основными линиями.
В первой части таблицы приводятся основные данные: модуль
т; число витков Zi; вид червяка (записью типа ZA, Zl, ZK и др.);
угол подъема винтовой линии (основной ув — для эвольвентного,
делительный у — для всех остальных червяков); направление линии
витка — надпись «правое» или «левое»; степень точности и вид со-
пряжения по нормам бокового зазора (по СТ СЭВ 311—76); исход-
ный профиль червяка (по ГОСТ 19036—73 или СТ СЭВ 266—76)
или параметры исходного червяка, если они отличаются от стан-
дартных.
Во второй части таблицы приводятся данные для контроля вза-
имного положения разноименных профилей по одному из следую-
щих варианте®: 1) толщина по хорде витка sai на делительном ци-
линдре и высота до хорды ha\", 2) размер червяка по роликам М
и диаметр измерительного ролика D.
В третьей части таблицы приводятся справочные данные: дели-
тельный диаметр червяка dp, ход витка pzi, а также при необходи-
мости и другие параметры, например межосевое расстояние aw; ко-
о
эффициент диаметра червяка <?; высота витка he число зубьев
сопряженного колеса z2; основной диаметр db (для червяка вида
Z/); обозначение чертежа сопряженного колеса.
На изображении червячного колеса должны указываться следую-
щие размеры: диаметр вершин зубьев da2, наибольший диаметр
daM2, ширина венца Ь2, данные, определяющие контур венца, напри-
мер размеры фаски или радиус закругления торцевых кромок зубь-
ев, радиус выемки поверхности вершин зубьев колеса и т. д.; рас-
стояние от базового торца до средней торцевой плоскости и, при
необходимости, до центра выемки поверхности вершин зубьев; ра-
диус кривизны переходной кривой зуба; радиус кривизны линии
притупления зуба или размеры фаски; шероховатость боковых по-
верхностей зубьев.
Таблица параметров червячного колеса состоит из двух частей.
В первой части приводятся: модуль т; число зубьев z2 (для зубча-
того сектора указывается число зубьев секторного колеса); направ-
ление линии зуба (надписью «правое» или «левое»); коэффициент
смещения червяка х; исходный производящий контур (пс ГОСТ
19036—73 или СТ СЭВ 266—76) или параметры, характеризующие
нестандартный исходный контур; степень точности и вид сопряже-
ния (по СТ СЭВ 311—76).
Во второй части таблицы приводятся: межосевое расстояние
aw\ делительный диаметр червячного колеса d2-, число зубьев секто-
ра (при секторном колесе); вид сопряженного червяка; число вит-
ков сопряженного червяка ze обозначение чертежа сопряженного
червяка, а иногда и другие справочные данные.
1.3. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ И КИНЕМАТИЧЕСКИЕ
ПАРАМЕТРЫ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ (табл. 1.3)
Рис. 1.3. Схема червячной передачи с геометрическими параметрами
7
Табл. 1.3. Формулы и пример расчета геометрических и кинематических
параметров червячной передачи с цилиндрическим червяком (рис. 1.3)
Параметры и обозначения	Формулы и указания	Численные значении
1	2	3
Исходные данные
Модуль т, мм	—		6.3
Коэффициент диаметра тервяка q Число заходов червяка			10 2
Zi Вид червяка Z1 Исходный червяк Передаточное число и Межосевое расстояние Ода. мм Частота вращения чер- вяка п, мин-1	ZI — эвольвентный По ГОСТ 19036—73 или СТ СЭВ 266—76		19,5 160 975
Расчет геометрических и кинематических		параметров	
Число зубьев червяч- ного колеса г2 Коэффициент смещения	г2 = uzi а W V	П С / -	1	(1.1)	39 0.897 ПЧЭ' 22°5Г
червяка х Делительный угол подъема у Основной угол подъ- ема уь	л т Рекомендуется принимать 1 >х>— 1 tgT = Zi/<7	(1.3) cos yb = cos an cos у	(1.4) Определяется только для червяков		
Делительный диаметр, мм: червяка di колеса di Диаметр вершин, мм: витков червяка dai	Здесь ап = 20° di = mq dt = met dai = di + 2h^n	(1.5) (1-6) (1.7)	63 245,7 75.60
Здесь /г* =1— коэффициент высоты
ГОЛСВКИ				
зубьев червячного колеса da2	da2	= d2 -J- 2 (Ла + х) т	(1.8)	269,60
Наибольший диаметр	daM	6т	(1.9)	279
червячного колеса doM2,		2<da2 + Zt + 2		
ММ Основной диаметр чср-	dbl	mzi	(1.Ю)	29,89
вяка dbl, мм		~ tgYft		
1 Нчэльпый диаметр чер- ники	мм	Определяется только для ков Z1 dwl = (? + 2х)т		червя- (1.11)	74,30
Н
1
2
Окончание
з
Начальный угол подъ-
ема yw
Ширица венца червяч-
ного колеса Ь2, мм
Длина нарезанной час-
ти червяка bi, мм
Межосевое расстояние
мм
Высота головки витка
червяка Ап1, мм
Высота витка червяка
Л1
Радиус кривизны пере-
водной кривой червяка
(колеса) р^, мм
Радиус кривизны липин
притупления витка рА1, мм
Расчетный шаг червяка
pi, мм
Ход витка рг1, мм
Делительная толщина
по хорде витка червяка
«<ц, мм
Высота до хорды витка
Лор мм
Условный угол обхвата
6, град
Окружная скорость, м/с!
червяка t>i
колеса t>2
Скорость скольжения
витков червяка по зубьям
колеса t>s , м/с
1 к'редаточное число (от-
ношение) и
mzi
g Л
ьу!
< 0,75dfll при Zj < 2
b2 < 0,67dal при Zj = 4
По формулам табл. 1.4
bi > (12 + 0,1г2) т + 25
aw = 0,5m (</ + г2 4- 2х)
Аа,=А>	(1.15)
Здесь А*, = 1
Ai = A*m	(1.16)
Здесь А* = 2,0 4~ 0,2 cos у — для
червяков 7,1, А* = 2,0 4- 0,2— для
остальных
P/l=0,3m	(1.17)
РЛ1 » 0,1m
Pi = пт
Рг1 = Р, г,
sal — 1,57m cos у
~ha\	+ 0,5sel tg x /	salsin2y \ л 1 0,5 arcsin д	1 /	fc2	\ 6 «= arcsin I	1 \ ^ai — 0,5m j	(1.22) (1.23)	6,31 50°
r! = Ild^in! f(6  10’)	(1.24)	3,8
t)2 = jid2n2/(6 • 10’)	(1.25)	0,64
os = oi/cos	(1.26)	3,85
« = Za/Zj = П1/П2	(1.27)	19,5
(1.12)	9С37'
(1.13)	56
125
(1.14) Для редукторов,
выполняемых в ви-
де самостоятельных
агрегатов, значения
округляются до ре-
комендуемых
ГОСТ 2144—761
1-й ряд: 40, 501
63, 80, 100, 125,
160, 200, 250] 2-й
ряд! 140, 180, 225,
280, 355, 450. В ос-
тальных случаях-
до чисел, оканчи-
вающихся на 0, 2, 5
6.3
13,84
1.9
(1.18)	0,63
(1.19)	19.79
(1.20)	09,58
(1.21)	9,71
9

1©!^^

'1 11 B\
-/2кпна&аг I
$5
IBIMI
s®
h1&4r,HRC56.63
Полиробать
11 \Qpty6 | |©|ZW |Л5|Ч7[^б I
П7гПалиройап
<&
Rip max
Я5пш
*25
45
45
65
345
2*45\
2Ф<кки
56
5*45°
2Фаски
125
2l5h12

I ЯрюбернчтЫ
M511
1. НВ 220
2. концы битков толщиной менее
5мм удалить
3. Неуказанные прей откл. размеров:
балов 674, остальных ±11 14/2
«ci.
Нодуль	777	S?
Число битков	1,	2
Вид червяка	-	Z3
Основное угол подъема линии битка	Зв	22°52)
Напрабление линии витка		правое
Исходный червяк		О
Степень точности СТ СЭВ 311-76		В-В
Делительная толщина по хорде	Sat	9,71
Высота до хорды	hai	6,314
Делительный диа- метр червяка		63
Ход витка	dzt	39Д84
Межосевое расстояние		160
Коэффициент диамет ра червяка	?	10
Основной диаметр червяка		29,89
Обозначение чертежа сопряженного колеса		
Рис. 1.4. Пример оформления рабочего чертежа червяка
eg
л
g02|4
6Mf2
$
e?
cm
e
.м
<&Г
'ГТ
25*4У
2фаски
/|qg5/25^l
*2*45°_
4 фаски
1,6*45°
2 таски
ИЕЙ1

в-в
----- ROfi*0?
20
куЬпах
ПЗС
12J71O

Z Неуказанные радиусы д5мм
2. Уклоны формовочные 3°
3. Неуказанные пред. откл. разме-
ров: поверхн. т/валов-614, ос-
тальных + н 14/2; поверх н. 951/76/2
Модуль	т	вд
Число зубьев	Z	39
направление линии зуба		правое
Коэффициент смеще- ния червяка	X	Ц897
исходный производя- щий червяк	-	СТСЭВ 266-76
Степень точности СТ СЭВ 311-76	-	д-в
межосевое расстоянив		160
Делительный диаметр	а2	245,7
Вид сопряженного червяка	-	17
Число витков сопря- женного червяка	г.	2
Обозначение чертежа сопряженного червяка		
Рис. 1.5. Пример оформления рабочего чертежа колеса
Примеры выполнения рабочих чертежей черняка и червячного
колеса приведены на рис. 1.4, 1.5.
Формулы для расчета нарезанной части червяка приведены в
табл. 1.4.
Табл. 1.4. Длина нарезанной части червяка 61, мм
К	Расчетные формулы прн	
	1 и 2	4
—1,0	в 61 >(10,5 +21) ш	bl > (10,5 + 21) т
—0,5	bi > (8 + 0,06г2) т	bi (9,5 + 0,09г2) т
0	61 >(Н + 0,06г2) т	6i > (1,25 + 0,09г2) т
+0,5	61>(11 + 0,1г2)иг	6i > (12,5 + 0.1г2) /тг
+ 1,0	bi >(12 + 0,1г2) т	61 > (13 + 0,1г2) иг
Примечания. 1. При промежуточном значении коэффициента х длину
bi (мм) вычисляют по ближайшему пределу х, который дает большее значение.
2. Для шлифуемых и фрезеруемых червяков полученную по таблице длину
bi необходимо увеличить: на 25 мм при т < 10 мм; па 35...40 мм при т =
= 10... 16 мм, на 50 мм при т > 16 мм.
Рис.. 1.6. Силы в чер-
.....ом зацеплении
1.4.	СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В ЗАЦЕПЛЕНИИ
ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Силы в зацеплении, рассматриваемые при-
ложенными в полюсе зацепления, удобно за-
давать тремя взаимно перпендикулярными со-
ставляющими (рис. 1.6).
1.	Окружная сила на колесе (Ft2), равная
осевой силе па червяке (Fai), в Н
Fi2=/7ai=2000 T2/d2,	(1.28)
где Т2— вращающий момент на колесе, Н-м;
d2 — делительный диаметр колеса, мм.
2.	Радиальная сила, раздвигающая червяк
и колесо, в Н
Fr2=-Fri = Fi2tga,	<1.29)
где а=20° — угол профиля.
3.	Осевая сила на колесе (Fa2), равная
окружной на червяке (Гц), в Н
F„2=Fm = F/2 tg (у + р)=2000 Tddi,	(1.30)
где у — угол подъема линии витка червяка на делительном цилин-
дре (габл. 1.5); р — приведенный угол трения между витком червя-
12
ка и зубом колеса, выбирается по табл. 1.6 [39]; T| = 7V(il«) —вра-
щающий момент на червяке, Н-м; ц — КПД червячной передачи;
rft — делительный диаметр червяка, мм.
Табл. 1.5. Делительные углы подъема в зависимости
от числа заходов и коэффициента диаметра червяка
Число заходов червяка	Углы подъема у (град) линии витка на делительном цилиндре при коэффициенте диаметра червяка q					
	6,3	7,1	8,0	9,0	10,0	11,2
1	9,019318	8,01709	7,12502	6,34019	5,71059	5,10216
2	17,61257	15,73199	14,03624	12,52881	11,30993	10,12467
4	32,4123	29,39604	26,56505	23,96248	21,80141	19,65382
Углы подъема V (град) линии витка на делительном
цилиндре при коэффициенте диаметра червяка q
12,5	14,0	16,0	18,0	20,0	22,4
4,57392	4,08561	3,57633	3,17982	2,8624	2,55614
9,09027	8,13009	7,12501	6,34018	5,71059	5,102155
17,74467	15,94538	14,03624	12,52879	11,30993	10,12466
1.5. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЗУБЬЕВ
ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА
Расчет зубьев на прочность состоит из расчета на контактную
выносливость рабочих поверхностей, на выносливость по напряже-
ниям изгиба и при действии максимальной нагрузки.
Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей ве-
дется в форме проектировочного и проверочного.
Из проектировочного расчета определяется ориенти-
ровочное значение межосевого расстояния (aw, мм) по формуле
3
aw = (z2 + q) / [5400/(z2oHp)1i 2 KTJq ,
(1-31)
i де z2 — определяется по передаточному числу и и выбранному
числу заходов червяка q—выбирается по табл. 1.1; оНр— До-
пускаемое контактное напряжение, соответствующее эквивалентному
числу циклов напряжений, МПа; К — коэффициент нагрузки, пред-
вари гельно принимается: /С = 1,1 ... 1,4, большие значения — для
высокоскоростных передач и переменной нагрузки; — расчетный
момент на колесе, Н • м.
13
Табл. 1.6. Значения коэффициента трения f и приведенного угла трения р
со
о
о
о
сч
Примечание. Шероховатость рабочей поверхности витков червяка Ra не более 2,5 по ГОСТ 2789—73. Коэффициен-
ты трения / даны с учетом потерь в подшипниках качения валов и червяка.
14
Значение aw для редукторов, выполняемых в виде самостоятель-
ных агрегатов, принимается по ГОСТ 2144—76, в остальных слу-
чаях— по ГОСТ 6636—69 и на числа, оканчивающиеся на 0 или 5.
Если при выбранных т, z% и q межосевое расстояние не соответ-
ствует стандартному (или передача должна вписываться в задан-
ные размеры), червячная передача выполняется со смещением
(см. табл. 1.3).
Проверочный расчет на контактную выносливость рабо-
чих поверхностей проводится, когда окончательно установлены все
параметры передачи (или для изготовленной передачи) с целью
сравнения действительного напряжения с допускаемым по форму-
лам:
О11 =	-1 /pZE+IJKF	(1.32)
или
V < анр,
аг
где К =	— коэффициент нагрузки; Кр— коэффициент нерав-
номерности распределения нагрузки по ширине венца колеса
/ Zo
tfp= 14- -Н (1-Т,2ср/Л)= 14-
\ и /
^hin2l \
2L LMn2i)
(1.33)
где 0 — коэффициент деформации червяка, выбирается по табл. 1.7;
— расчетный (наибольший из длительно действующих) момент
на колесе, Н-м;
Т'ср = Zj TziLhtnzil^i (Lhinzi),	(1-34)
7’ср — средний по времени действия крутящий момент на валу
колеса; Тц, Lhi, «2«— соответственно крутящий момент, время ра-
боты (ч) и частота вращения червячного колеса (мин-1) при i-м ре-
жиме; Л'р = 1 — при постоянной нагрузке; Л’о — коэффициент дина-
мической нагрузки, зависящий от скорости скольжения щ и принятой
степени точности изготовления червячной пары (табл. 1.8).
Табл. 1.7. Коэффициент деформации червяка 0
Число ИШКОВ черняка *1	Коэффицией4 диаметра червяка q											
	6,3	7,1	8,0	9,0	10,0	11,2	12,5	14,0	16,0	18,0	20,0	22,4
1	44	57	72	89	108	131	157	190	240	292	349	425 2	36	45	57	71	86	105	125	152	190	230	276	335 4	30	47	58	70	85	100	100	123	152	185	220	265												
15
Табл. 1.8. Коэффициент динамической нагрузки
Степень точности по СТ СЭВ 311—76	Коэффициент динамической нагрузки при скорости скольжения vs, м/с					
	до 1,5	I.5...3	3...7.5	7,5...12	12...18	свыше 18
6						1	1.1	1,3	1,4
7	I	1	1,1	1,2	—	—
8	1...1.1	1.1...1,2	1,2...1,3	—	•—	—
9	1,2...1,3	—	—	—	—	—
Расчет на выносливость по напряжениям изгиба —
проверочный и ведется по формуле
У f. KFl2 cos у
Gf= l,3m2<?
(1.35)
Лишь в редких случаях при числе зубьев колеса гг>80 расчет
ведется в форме проектировочного (модуль т, мм):
т = 101/ 1.54У hKTtHqztfpp),
(1.36)
где Yp — коэффициент формы зуба, выбирается по табл. 1.9 в за-
висимости от числа зубьев эквивалентного колеса;
zB=Z2/cossy	(1.37)
(для предварительных расчетов у —10°).
Табл. 1.9. Коэффициент формы зуба червячного колеса
*0	У?		Ур	«о	Ур	«о	Ур
20	1.98	30	1,76	40	1,55	80	1,34
24	1,88	32	1.71	45	1,48	100	1,30
26	1,85	35	1,64	50	1,45	150	1,27
28	1,80	37	1,61	60	1.4	300	1.24
Расчет на прочность по напряжениям изгиба при дей-
ствии максимальной нагрузки используется для проверки червячной
передачи на отсутствие пластических деформаций или возможности
поломки зуба при действии максимальной статической или пиковой
нагрузки, не учитываемой при расчетах на выносливость, Расчет
ведется по формуле
®F max ~ ^F^max/T*2	&FP max>	(1.38)
где Tjuinx — максимальная статическая или пиковая (кратковремен-
ная) ннгрузка; oFpmax—напряжение, допускаемое при расчетах на
микспмильную статическую или пиковую нагрузку.
10
1.6. МАТЕРИАЛЫ И ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
1.6.1. Материалы
Червячное зацепление при номинальных нагрузках работает [18J
в режиме граничного трения. Поэтому только при правильном вы-
боре материалов и чистоты трущихся поверхностей могут обеспечи-
ваться оптимальные размеры, стоимость и надежная работоспособ-
ность червячной передачи. Материал колеса должен быть прочным
и обладать хорошими антифрикционными и противозадирными
свойствами, мало изнашиваться. В наибольшей степени этим требо-
ваниям отвечают оловянистые бронзы (I группа). Однако их ра-
ционально применять при больших скоростях скольжения (us>
>6 м/с), необходимости уменьшения размеров и повышения долго-
вечности червячной передачи. Безоловянистые бронзы и латуни
(II группа) значительно дешевле, но имеют низкие антифрикцион-
ные свойства и поэтому применяются при скоростях скольжения до
8 м/с. Для тихоходных малонагруженных передач при скоростях
скольжения до 2 м/с применяются мягкие серые чугуны (III группа).
Качество работы червячной передачи в значительной степени
зависит от гладкости и твердости рабочих поверхностей червяка,
причем наилучшие результаты достигаются при закаленных (HRC
45...50) или цементуемых и закаленных червяках, шлифованных и
тщательно полированных после термической обработки [39]. Мате-
риал червяка выбирается в зависимости от вида назначаемой тер-
мической обработки, его размеров, технологических возможностей
изготовителя. В табл. 1.10 приведены рекомендации по выбору ма-
териалов червяков и червячных колес.
1.6.2. Допускаемые напряжения
Допускаемые контактные напряжения. Для червячных колес из
оловянистых бронз (I группа) [36]
OfJP = (0,75 ... 0,90) аь У 1O’//VW£,	(1.39)
где
Nhe = 60 V n(Lhl -	(1.40)
эквивалентное число циклов нагружений; T2i, п{, Lhi — соответ-
ственно момент, частота вращения Колеса (в мин-1) и время работы
в часах в i-м режиме; Т2 — расчетный (обычно наибольший из дли-
тельно действующих) момент.
Если А^нх>2,5* 10®, принимают Мне = 2,5 • 108. Большее значение
коэффициента в формуле (1.39) принимается для червяков из стали
с твердостью HRC > 45, меньшее (0,75) — для червяков из незака-
лепных сталей.	5.. . ~	1
орисов
Ц в о
17
Табл. 1.10. Материалы, применяемые для червячных колес и червяков
Примечание. Меньшие значения —при отливке в земляные формы, большие — при отливке в кокиль.
Для червячных колес из безоловянистых бронз и латуней
(II группа) и чугуна (III группа) допускаемые контактные напря-
жения, при которых обеспечивается сопротивление заеданию, вы-
бирают в зависимости от скорости скольжения, материала червяка
и его термообработки по табл. 1.11.
Табл. 1.11. Допускаемые контактные напряжения для червячных колес
из материалов 11 и 111 групп
Материал		Допускаемые контактные напряжения О//р, МПа, при скорости скольжения vs , м/с							
червячного колеса	червяка	0,25	0,5	1.0	2 ,0	3,0	4,0	6,0	8,0
БР АЖ9-4	Закаленная сталь	—	250	230	210	180	160	120	90
БР АЖН10-4-4	То же	—	280	270	250	220	200	150	100
ЛАЖМц 66-6-3-2	Сталь улуч- шенная	—	230	220	200	180	160	120	80
СЧ 15	Сталь 20 или 20Х, подвергнутая цементации и закалке		190	160	130	115	90		
СЧ 12 или СЧ 15	Сталь 45 или Стб	—	170	140	ПО	90	70	—	—.
Допускаемые напряжения при расчете на выносливость при
изгибе. Для бронзовых червячных колес при работе зубьев одной
стороной [36]
uFP = (0,25от + 0,08а„)к/10«/Л77,	(1.41)
где от и оБ — расчетные пределы текучести и прочности бронзы
при растяжении; NFE —	niLhi—эквивалентное число
циклов нагружений; если NFE < 10® — принимают NFE= 10®; если
NFE>2,5- 108— Nfe=2,5- 108.
Для чугунных колес ofp = 0,12obf, где gbF — предел прочности
чугуна на изгиб. При работе обеими сторонами (реверсивная пе-
редача) :
для бронзовых колес
<JFP = 0,16ов 9/ 10в/ДДь;	(1.42)
для чугунных колес •
врр = 0,075пвр.	(1-43)
Допускаемые напряжения при расчете на прочность при дей-
ствии максимальной статической или пиковой нагрузки:
для бронзы
®FP ma t — 0»8(Гт>
(1.44)
для чугуна
GfP шах = 0,6От.
(1.45)
19
Пример расчета червячной передачи.
Проверить прочность червячной переда-
чи при следующих условиях работы:
нагрузка на колесе — по рис. 1.7, где
72=800 Н-м; передаточное число и=
= 19,5; срок службы передачи—10 лет
при коэффициентах годового н суточ-
ного использования 7С = 0,8 н /(с = 0,5
и относительной продолжительности
включения в течение рабочего цикла
ПВ = 0,25; частота вращения тихоходно-
го вала н2=50 мин-1.
Решение. Примем материал ко-
леса Бр ОФ 10-1, <Тв = 250 МПа, <гт =
= 200 МПа, червяк из закаленной стали
40Х, шлифованный, эвольвентный Z1,
число заходов Zi = 2, коэффициент ди-
аметра червяка <7=10, коэффициент на-
грузки /<=1,3, степень точности 8 (Ст
СЭВ 311—76).
Число часов работы передачи за весь срок службы (10 лет) 1к=* 10 • 365 • КгХ
ХЯс - ПВ= 10 • 365 • 0,8 • 24 • 0,5 • 0,25=8800 ч.
Число циклов нагружений колеса [см. (1.40)]
Допускаемое напряжение [см. (1.39)]
+
g _________ 8 Г ]Q7
онр = 0,9ств / Ю’/А'нр = 0,9 • 250 у	= 260 МПа.
Межосевое расстояние [см. (1.31)]
,	3 А / 5400 \а ЛТ2
— (га + 9)|/	(2а	)	„	=
„„	 /"/ 5400	1,3 8 10s
“(39+10)1/	-----ю-----“150мм-
Принимаем по ГОСТ 2144—76 aw=«160 мм.
Модуль
2аю 2-160
т~ г2 1</ = 39-4-10 =6'5мм-
Принимаем по СТ СЭВ 267—76 ш=6,3 мм.
Коэффициент смещения червяка [см. (1.2), табл. 1.3]
160
х = ~ — 0,5 (z2 + 9) = -g-y- — 0,5 (39 + 10) = 0,897.
Расчет остальных геометрических параметров см. в табл. 1.3.
Проверка зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба
1СМ. (1.35)1:
YpKFt2 cos у 1,54 • 1,3 • 6000 • cos 11°19'
=	1,3щг9	=	1,3  6,32 • 10	=15,6 МПа
где Yj,= 1,54 ио табл. 1.9 для zv = z2/cos3 у = 39/cos3 11°19' •= 41;
Г12 = 2T2/d2 = 2 • 8 • 105/245,7 = 6000 Н.
Допускаемое напряжение [см. (1.41)]
oFp = (0,25от + 0,08ав)^ 10®/MFe = (0,25 • 200 + 0,08 • 250) X
X V 10г73,52-10« = 61 МПа.
Уточненное значение коэффициента нагрузки
К = KpKv = 1,06 • 1,2 = 1,272,
где коэффициент неравномерности нагрузки вдоль зуба колеса [см. (1.33)]
= 1 +0,453» • 0,61 = 1,06;
коэффициент деформации червяка 6 выбран по табл. 1.7;
коэффициент динамической нагрузки К» =1,2— по табл. 1.8;
для скорости скольжения
оа=3,85 м/с [см. (1,26), табл. 1.3].
Контактное напряжение [см. (1.32)]
„ _ f40° т Л	- 5400 1 Л Р9/1°+ Ц3. 97? Р. 1П- -
гг/q ]/ { aw )	“39/10 ]/ (	160 J 1-272’8’10 -
= 240 МПа.
Проверка на прочность при изгибе при действии максимальной нагрузки
[см. (1.38)]:
aF max = CTF7'2ma.x/7'2= 15,6-2 T^/T’j = 31,2 МПа.
Допускаемое напряжение при расчетах па максимальную нагрузку [см. (1.44)]
— 0,8а = 0,8 • 200 = 1С0 МПа.
Г г ПШЛ	V
Силы, действующие в зацеплении червячной передачи:
1)	окружная сила на колесе F(2=6000 Н;
2)	радиальная сила [см. (1.29)] Fr2=F<2tg а=6000 • tg 20°=2200 Н;
3)	осевая сила на колесе [см. (1.30)]
F„2=F,2tg(у+р) =6000tg( 11,3099°+1,5999°) = 1400 Н,
где у= 11,3099 определен по табл. 1.5; р= 1,5999 — по табл. 1.6.
1.7, ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ,
ЕЕ КПД И СМАЗКА
Тепловой расчет червячной передачи. Трепне в зацеплении, под-
шипниках и размешивание и разбрызгивание масла приводят к на-
греву редуктора. С повышением температуры ухудшаются смазоч-
ные свойства масла, что может быть причиной выхода редуктора из
строя, поэтому червячную передачу необходимо проверять на на-
грев. Точный расчет на нагрев сложен, требует большого количе-
ства исходных данных, которые часто неизвестны. Иногда прихо-
дится производить опытные исследования редуктора на теплостой-
кость, а обычно ведут приближенные расчеты.
21
Приближенные расчеты червячных передач, работающих в не-
прерывном или повторно-кратковременном режиме, производят ио
формуле
i = /о + (1 — я) AA./[/<TS (1 +ф) ₽]^[/],	(1.46)
где /„ — температура окружающего воздуха, °C (без специальных
указании опа принимается равной 20 °C); т] — коэффициент полезно-
го действия передачи; — мощность на червяке, Вт; Кт =
= 16 Вт/(м2 • °C)— коэффициент теплопередачи корпуса; S =	+
-| S2 — свободная поверхность охлаждения корпуса редуктора;
Si ss 20«да (aw — межосевое расстояние, м) — поверхность редуктора
без ребер; S2 = (0,1 ...0,2) Sj— расчетная (50 % фактической) по-
верхность ребер (меньшее значение при aw^> 160 мм); ф=е0,25 —
коэффициент, учитывающий теплоотвод в фундаментную плиту; р—
коэффициент, учитывающий уменьшение тепловыделения в единицу
времени цикла работы червячной передачи за счет перерывов и сни-
жения нагрузки, = /ч.цикл/(^^й^/ч/^Л^расч)» ^ч.цикл продолжитель-
ность цикла; /V( и t4i—мощность и продолжительность t-й ступени
нагружения; Храсч— расчетная мощность.
Для передач, работающих в непрерывном режиме, наибольшее
значение рабочей температуры масла t не должно превышать [/]=
= 70...90 °C (70 °C для редукторов с верхним, 90 °C — с нижним рас-
положением червяка). При наличии вентилятора расчет ведут по
формуле
/ _ / _1_____________(* — Tl) N\_________<•[/]	(1 47)
о+ 1ЛТ (S—sB) (1+4’) + кт DsB] р	U °
где SB 0,3$! — площадь поверхности, обдуваемой вентилятором, м2;
Ктв— коэффициент теплопередачи поверхности, обдуваемой вен-
тилятором, Вт/(м2  °C), выбирается по табл. 1.12 135] в зависимости
от средней скорости движения воздуха у поверхности редуктора
(м/с), цв^0,1]Л оар ; 1>кр = лДвЩ/60 000 — окружная скорость
крайних точек лопастей центробежного вентилятора, м/с; Вв ?s0,7ri2—
наружный диаметр крыльчатки вентилятора, м; г/2 — делительный
диаметр червячного колеса, м.
Табл. 1.12. Коэффициенты теплопередачи
Средняя скорость дви- жения воздуха ив , м/с	Коэффициент тепло- передачи Кт в , Вт/(м’-°С)	Средняя скорость дви- жения воздуха пв , м/с	Коэффициент теплопере- дачи Кт<в , Вт/(ма-°С)
0	10,5	10	33,0
2	15,0	12	37,5
4	19,5	14	42,0
6	24,0	116	46,5
8	28,5	18	51,0
Для тяжелогруженых червячных передач, работающих с дли-
тельными остановками, во время которых корпус успевает остыть,
22
определяется допустимое время непрерывной работы до достиже-
ния предельной температуры, с:
(l-T])Wi-KTS/m(14-¥)
где G| и G2 — соответственно масса редуктора и масла, кг; —•
удельная теплоемкость металла, С| = 0,5-103 Дж/(кг-°С); с2—
удельная теплоемкость масла, с2= 1,63-103 Дж/(кг-°С); [/max] —
предельно допустимая температура нагрева, [/max]=90... 120 °C;
tm — средняя избыточная температура масла, °C, /т=0,5([/тах] —
-/о).
Коэффициент полезного действия червячной передачи. КПД чер-
вячной передачи определяется по формуле
П=ПзПрТ1в.	(1.49)
где
n3=tgT/tg(y+p)—	(1.50)
коэффициент, учитывающий потери в зацеплении; т)Р— коэффи-
циент, учитывающий потери на разбрызгивание и размешивание
масла:
цр = 1 — 0,75t>fe /W( 103Л\);	(1.51)
и — окружная скорость, м/с; b — размер (fe| или 62) погруженной
в масло детали, мм; vt — кинематическая вязкость масла, при ра-
бочей температуре (см. табл. 1.13), м-6/с; при смазке поливанием
или разбрызгиванием от крыльчаток т]р=0,98;
П,, = 1 — (4,5 • ЮТШ) (n,/l 500)3 —	(1.52)
коэффициент, учитывающий потери на привод вентилятора (если
он предусмотрен для обдува корпуса); £)в= (0,6...0,7)rf2 — наруж-
ный диаметр крыльчатки вентилятора, м.
Для предварительных расчетов КПД червячной передачи мож-
но выбирать:
число витков червяка	1	2	(3)	4
КПД	0,7...0,75 0,75...0,82 0,82...0,87 0,87...0,92
Смазка. Она осуществляется окунанием червяка или колеса в
масляную ванну или поливанием струей масла из сопла циркуля-
ционной системы (при и>10 м/с). При окружных скоростях червя-
ка до 5 м/с рекомендуется помещать его под колесом с целью луч-
шей подачи масла в зону зацепления. Оптимальный уровень мас-
ла — по центру нижнего тела качения подшипников; желательно,
чтобы червяк был погружен в масло на глубину витка. Если это
условие не выдерживается, ставят маслоразбрызгивающие кольца.
Для смазки червячных передач применяются нефтяные машин-
ные масла повышенной вязкости. Вязкость масла рекомендуется
выбирать в зависимости от скорости скольжения по табл. 1.13 [36].
23
Табл. 1.13. Рекомендуемая вязкость масла для червячных передач и
способы подачи масла
Скорость скольже- ния t>s , м/с		м- Способы подачи масла	Кинематическая вязкость масла vz . 10—b, мЕ/с при 50°С (>00сС)
0...1*	Окунанием	450 (55)
0...2.5*	То же	300 (35)
0...5**	»	180 (20)
5...10	Струнная или окунанием	120 (12)
10...15	Под давлением, МПа 0,07	80
15...25	0,2	60
Свыше 25	0,3	45
* Тяжелые условия работы; ** средние условия работы.
По данным Ю. А. Розенберга, рекомендуется вязкость масла вы-
бирать в зависимости от скорости скольжения vs (м/с) и контактно-
Рис. 1.8. Вязкость нелегироваппых нефтя-
ных масел для червячных передач
го напряжения в полюсе за-
цепления Оц (МПа) по па-
раметру х= 10_3oh/us (рис.
1.8).
Если передача работает
с ударными нагрузками, а
также при температуре окру-
жающего воздуха свыше
25 °C, следует принимать
вязкость масла по верхнему
пределу диапазона, пред-
усматриваемого рис. 1.8.
Масла, используемые для
смазки зубчатых и червяч-
ных передач, приведены в
табл. 1.14.
Расчет тела червяка на прочность и жесткость. Прочность тела
червяка (рис. 1.9) рассчитывается по формуле
= lO^Alc/dfi ^1о?т],
(1.53)
где Me — эквивалентный момент, Н • м,
Me = ]/ Mf + 7);
(1.54)
Me — суммарный момент (изгибающий), Н • м;
MF = 10“V (Ен//4)2 + (Ег,//4 + Ы/4)г;	(1.55)
/ — расстояние между опорами, для предварительных расчетов мож -
но принимать I = (0,9 ... 1,0) da, мм; Тх — расчетный крутящий мо-
мент па червяке, Н • м, Тх = N — мощность, Вт.
В быстроходных передачах червяк рекомендуется проверять на
выносливость (см. гл, 3, ч, 2).
24
Табл. 1.14. Смазочные масла для зубчатых и червячных передач
Марка масла
Вязкость кинематическая v«10 6 (м®/с)
при температуре, °C
50	100
Плотность
при 20 °C,
Г/СМ:{
Индустриальные масла (по ГОСТ
20799—75):
И-5А	4...5	•. .-И	0,890
И-8А	6...8	—.	0,900
И-12А	10...14	—.	0,880
И-20А	17...23	—	0,885
И-25А	24...27	—.	0,890
И-ЗОА	28...33	—.	0,890
И-40А	35...45	—	0,895
И-50А	47...55		0,910
И-70А	65...75		0,910
И-100А	90...118				0,920
Турбинные масла (по ГОСТ 9972—74):			
			
Т-22	20...23		.	~ 1 и
Т-30	28...32		.	—.
Т-46	44...48				—<
Т-57	55...59	1—	-—>
Авиационные масла (по ГОСТ 21743—76):			
МС-14	92	14	0,890
МС-20	157	20,5	0,897
МК-22	192	22,0	0,905
МС-20С	-—	20,0	0,900
Масла цилиндровые тяжелые (по ГОСТ 6411—76):			
цилиндровое 38	—.	32...50	0,930
цилиндровое 52	—.	50...70	0,930
При недостаточной жесткости
червяка нарушается правильность
зацепления, что приводит к зна-
чительному падению работоспо-
собности червячной передачи. По-
этому проверяется жесткость чер-
няка. Расчет заключается в опре-
делении прогиба и сравнении его
с допустимым:
I3]/' ^1 + ^
‘ 48Е/пр <
<[/] = [0,010 ... 0,005]т, (1.56)
где /пр — приведенный момент
инерции сеченйя червяка, опреде-
ляемый по выражению, мм4,
/11р = nd\ (0,375 4- 0,625dfli/dn )/64.
(1.57)
момента/
шиш
Рис. 1.9. Расчетная схема вала червяка

25
Табл. 1.16. Допускаемые напряжения [of|] для червяка
Марка стали	Термическая обработка (или состояние)	Твердость НВ	HRC	Поедел проч- ности ов , МПа	Допускаемое напряжение , МПа
О б	Горячекатаная	     600	50 Ст 6	Горячекатаная	    600	60 20	Нормализация	  410	45 40	Нормализация	200	  570	80 45	Нормализация	200	  600	60 45	Закаленная, отпущен-	rgp	   850	70 пая 20Х	Цементованная, зака-		 _	850	70 ленная, отпущенная 40Х	Улучшенная	250		 750	75 40Х	Закаленная, отпущен- . 		45	1000	85 пая 40ХН	Закаленная, отпущен-	_	45	1300	90 пая 18ХГТ	Цементованная, аака-			 —	1000	85 ленная, отпущенная ЗОХГС	Закаленная отпущен-	   35	1100	85 пая 12X113Л	Цементованная, зака-	   —	1000	85 лепная, отпущенная 38Х2Ю	Закаленная, отпущен-		 ,—.	950	80 пая, азотированная 38Х2МЮА	Закаленная, отпущен-	—	—.	1050	90 пая, азотированная				
Если расчетный прогиб окажется больше допустимого, следует
увеличить коэффициент диаметра червяка q или уменьшить рас-
стояние между опорами I.
Глава 2. ПЕРЕДАЧА ВИНТ —ГАЙКА
2.1.	ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Назначение передачи винт — гайка — преобразование враща-
тельного движения в поступательное.
Достоинствами передачи являются простота конструкции и изго-
товления, возможность получения медленного движения при боль-
шом выигрыше в силе, значительная несущая способность при ма-
лых габаритах, возможность достижения высокой точности переме-
щений и, если необходимо, соблюдение условия самоторможения в
резьбе.
К недостаткам передачи винт — гайка относятся: большие поте-
ри на трение в резьбе, что повышает износ; низкий КПД передачи;
невозможность применения винтовых механизмов при больших ско-
ростях перемещений.
Передачи винт — гайка широко применяются как силовые (прес-
сы, домкраты, съемники и т. д.), так и кинематические. В металло-
режущих станках передача винт — гайка используется для переме-
щения механизмов станков и является одновременно кинематиче-
ской и силовой.
Передачи впит — гайка делятся па передачи скольжения и ка-
чения. В последних с целью увеличения КПД и уменьшения износа
применяют конструкции, в которых трение скольжения заменено
трением качения (шариковинтовые пары).
2.2.	ПЕРЕДАЧА ВИНТ—ГАЙКА С ТРЕНИЕМ СКОЛЬЖЕНИЯ
2.2.1.	Основные параметры передачи
винт — гайка
Профиль резьбы. Выбор профиля резьбы зависит от направле-
ния и характера сил, действующих в передаче, условий ее работы
и КПД.
В передачах винт — гайка с трением скольжения, как правило,
применяют трапецеидальную резьбу. Ее профиль — равнобочная
трапеция с углом а=30°. Такая резьба характеризуется небольши-
ми потерями на трение, технологийпа, применяется для создания
больших осевых усилий, а также для передачи реверсивного движе-
ния под нагрузкой (ходовые винты станков и др.). Размеры трапе-
цеидальной -резьбы установлены СТ СЭВ 146—75 и СТ СЭВ
185—75.
Для грузовых винтов, подверженных большим односторонним
осевым нагрузкам, применяют упорную резьбу. В механизмах для
27
точных перемещений и регулировок применяют метрические резь-
бы, которые могут быть нарезаны с малыми шагами. В домкратах
и прессах иногда используется нестандартная прямоугольная резь-
ба. Она имеет самый высокий КПД, так как угол профиля а=0,
обладает пониженной прочностью. При износе образуются осевые
зазоры, которые трудно устранить.
Рис. 2.1. Резьбы для грузовых п передаточных винтов:
а — трапецеидальна»; б — упорная; в — прямоугольная
Па рис. 2.1 представлены наиболее распространенные профили
резьб для винтовых механизмов.
Приводим основные геометрические параметры, характеризу-
ющие резьбы: d — наружный диаметр винта; D — наружный диа-
метр гайки; dt —внутренний диаметр винта; — внутренний диа-
метр гайки; d2 — средний диаметр винта; D2 — средний диаметр
гайки; Р — шаг резьбы, т. е. расстояние между одноименными сто-
ронами двух соседних витков в осевом направлении; Ph — ход резь-
бы, т. е. расстояние между одноименными сторонами одного и то-
го же витка в осевом направлении.
Для однозаходной резьбы Рь=Р\ для многозаходных резьб
Рн=Рп (п — число заходов); а — угол профиля резьбы; у — угол
подъема резьбы, т. е. угол, образованный винтовой линией по сред-
28
нему диаметру резьбы и плоскостью, перпендикулярной к оси
винта.
Угол подъема винтовой резьбы. Определяется он в зависимости
от назначения передачи и осевой силы, действующей на винт.
Передачи, у которых угол подъема винтовой линии меньше или
равен углу трения (у=Ср), называются самотормозящими. Они при-
меняются для преобразования вращательного движения в поступа-
тельное, так как при этом отпадает необходимость в тормозных
устройствах. Для преобразования поступательного движения во
вращательное необходимо применять винтовую пару, у которой
у>р (обычно у^2р). Чем меньше угол подъема винтовой линии,
тем большую осевую силу Fa можно создать при заданном окруж-
ном усилии Ft; Ft^Faig(y+p).
Угол подъема винтовой линии определяется по среднему диа-
метру d2 резьбы:
у = arctg Рп/ (nd2).	(2.1)
Приведенный угол трения р определяется из выражения
р=arctg f/cos б,	(2.2)
где f — коэффициент трения (см. табл. 2.1); 6 — угол наклона ра-
бочей стороны профиля резьбы (см. рис. 2.1): 6=15° — в трапеце-
идальной; 6 = 3° — в упорной; 6=30°—в треугольной; 6 = 0° — в
прямоугольных резьбах.
Число заходов резьбы. Если в передаче винт — гайка нужно
обеспечить самоторможение, применяют однозаходную резьбу с не-
большим углом подъема средней винтовой линии. В случаях, когда
к передаче винт — гайка предъявляется требование, чтобы она обе-
спечивала за один оборот впита большое осевое перемещение гай-
ки или впита, применяют резьбу с большим ходом или с большим
углом подъема винтовой линии. В этом случае необходимо приме-
нять многозаходные винты с тем, чтобы получить при невысокой
гайке достаточное число витков резьбы, обеспечивающее ее проч-
ность и износостойкость. Число заходов
n=nd2igy/P.	(2.3)
кпд передачи винт — гайка. В передаче винт — гайка возни-
кают потери в резьбе и опорах. Потери в резьбе зависят от профи-
ля резьбы, ее заходности, материала винтовой пары, точности изго-
товления и способа смазки. С учетом потерь в резьбе и опорах КПД
определяется из выражения:
Пв.п= (0,9...0,95) 1]	(2.4); T) = tgy/tg (у + р)	(2.5)
2.2.2.	Материалы винтов и гаек
Выбор марки материала зависит от назначения передачи, усло-
вий работы и способа обработки резьбы.
Винты, не подвергаемые закалке, изготовляют из сталей 45, 50
или А45, А50 и А40Г, У10А; подвергаемые закалке выполняют из
29
стали 65Г, 40Х, 40ХГ п др.; азотируемые — из стали 40ХФА, 18ХГТ.
Азотирование обеспечивает высокую износостойкость и минималь-
ное деформирование при упрочнении. Гайки передач изготовляют
из бронз Бр. ОФ-Ю-1, Бр. ОЦС 6-6-3, Бр. АЖ 9-4 или антифрикци-
онных чугунов. Для уменьшения расхода бронзы гайки передач
больших диаметров изготовляют биметаллическими.
Значения углов трения р и коэффициента трения f для различ-
ных пар приведены в табл. 2.1.
2.2.3.	Расчет передачи винт — гайка
Основным критерием работоспособности передачи является из-
носостойкость, которая оценивается по среднему давлению между
витками резьбы винта и гайки:
(2,6)
где Fn — осевая нагрузка па передачу; d2— средний диаметр резь-
бы; Ht — рабочая высота профиля; для трапецеидальной резьбы
Я1 = 0,5Р; для упорной—//| = 0,75P; z— число витков резьбы в
гайке: г=Нг1Р‘, Иг— высота гайки; [</]— среднее допускаемое дав-
ление между рабочими поверхностями резьбы винта и гайки.
При проектном расчете определяем средний диаметр резьбы
где фн = Нг /d3 — коэффициент высоты гайки.
Значение коэффициента высоты выбирают в пределах фн =
= 1,2... 2,5 — для целых гаек, фн = 2,5 ... 3,5— для разъемных
гаек. Чем больше d2, тем больше фн. фЛ = Нг/Р — коэффициент
высоты резьбы; фл = 0,5 — трапецеидальная и прямоугольная резь-
бы; фЛ = 75— упорная резьба; фА = 0,541—треугольная резьба.
По расчетному среднему диаметру d2 подбирают ближайшие
стандартные размеры параметров резьбы: наружный d и внутрен-
ний di диаметры, шаг Р (табл. 2.2...2.4).
Резьбы грузовых винтов в домкратах и прессах должны удо-
влетворять условию самоторможения у^р, где р — угол трения и
у — угол подъема средней винтовой линии.
Ход резьбы Рк определяют в зависимости от скорости поступа-
тельного движения V, мм/с и угловой скорости со, рад/с винта или
гайки;
РЛ=2ло/со.
(2.8)
Длину винта выбирают в зависимости от требуемой величины
перемещения (рабочего хода). Для домкратов рекомендуется Lp=
= (8...10)d.
Винты, подверженные действию сжимающей нагрузки, прове-
ряют на продольный изгиб. За расчетное принимают крайнее поло-
30
жение гайки, когда винт подвергается сжатию на максимальной
длине.
Достаточная продольная устойчивость грузового винта возмож-
на, если соблюдается условие
пУ~ Ркр/Fa^[ny],	(2.9)
где пу — расчетный коэффициент запаса устойчивости винта; FKp—
критическая нагрузка для винта, Н; Fa — действующая на винт
сжимающая сила, Н; [пу]—допускаемый коэффициент запаса
устойчивости, [пу]=2,5...4.
Определение критической нагрузки производится по гибкости
винта
Z=p//t,	(2.10)
где р. — коэффициент приведения длины, учитывающий способ
закрепления концов винта; р = 1, когда оба конца закреплены шар-
нирно; р — 2, если один конец свободен, другой — закреплен шар-
нирно; р = 0,5 — оба конца заделаны; I—расчетная длина винта.
Для винтов, у которых второй опорой служит гайка, I равно рас-
стоянию между опорой и серединой гайки i =	/np/(jrt/?/4) —ради-
ус инерции поперечного сечения винта. При Х^-100 критическая
нагрузка определяется по формуле Эйлера (Н)
Гкр=л2£//(р/)2,	(2.11)
где I — приведенный момент инерции сечения винта, мм4,
. Juif (	d	\
/ = __! 0,4 4-0,6— ;
64 \	di	)
Е — модуль продольной упругости, Е = 2,1 • 105 МПа.
При 60<Х<100 критическая нагрузка определяется по форму-
ле Ясинского
nd?
Екр = у(а —Mi),	(2.12)
где а и b — опытные коэффициенты, зависящие от материала вин-
та, МПа: для стали 5 а = 350, b = 1,15; для стали 45 а = 450, Ь = 1,67;
для стали 50 а=473, 6= 1,87.
Если Х.^60, проверка на устойчивость считается излишней.
В случае недостаточной устойчивости винта его сечение опреде-
ляют исходя из необходимой жесткости:
< = 0,056 у4 Fa пу (цГр.	(2.13)
Сильно нагруженные винты проверяют на прочность по эквива-
лентным напряжениям:
3!
где сТэкв — эквивалентное напряжение для опасного сечения винта;
Fa и Т — соответственно продольная сила и крутящий момент, во-
зникающий в опасном сечении винта; [оСж]=[ор]=от/3— допускае-
мые напряжения сжатия или растяжения; от — предел текучести
материала винта.
Для установления опасного сечения винта и определения вели-
чин F,t и Т строят эпюры продольных сил и крутящих моментов по
длине винта. Для двух случаев (домкрата и винтового пресса) ха-
рактер этих эпюр показан па рис. 2.2, 2.3.
В домкрате крутящий момент, возникающий в опасном сечении
винта, равен моменту в резьбе
r = 7p=0,5rf2Fatg(y + p).	(2.15)
В прессе или съемнике крутящий момент равен сумме момента
в резьбе и момента трения в опорах
7'=Тр+7’0П.	’	(2.16)
Значение Топ зависит от вида опорного узла винта и определя-
ется в зависимости от конструктивного его решения.
На рис. 2.4 изображены опорные узлы, выполненные в виде
кольцевой няты. В этом случае момент от сил трения
1 D3 — d3
Tm = ^-fFa^^,	(2.17)
3
32
где Fa — осевая нагрузка винта, Н; f — коэффициент трения сколь-
жения, f=0,12...0,15 (сталь по чугуну или сталь по стали).
На рис. 2.5 изображены опорные узлы в виде круглой пяты. Мо-
мент от сил трения
Топ = ~~fFaDon’	(2.18)
О
Рис. 2.4. Опорные узлы в виде кольцевой пяты
Рис. 25. Опорные узлы в виде круглой пяты
В некоторых случаях для уменьшения момента трения опорные
узлы выполняются в виде пяты трения качения (рис. 2.6). Момент
от сил трения
Тов - 4 /nPFa(Dn Д dn),	(2.19)
4
Где /пр— приведенный коэффициент трения, /Пр=0,03; Da — наруж-
ный диаметр подшипника; da — внутренний диаметр подшипника.
Тело гайки (рис. 2.7) рассчитывают в сечении А —А на растя-
жение (или сжатие) с учетом напряжений от кручения:
2 Зак. 2138
33
Рис. 2.6. Опорные узлы в виде пяты трепня качения
Высота гайки определяется из соотношения Hr *= 3pHd21 где коэф-
фициент фн сохраняет значение, первоначально принятое при расчете
среднего диаметра резьбы d2 по формуле (2.7).
Число витков гайки z=//r//5^2mnx= (10...12). Если по расчету
окажется г>12, необходимо увеличивать диаметры резьбы или
изменять материал ганки.
Высота опорного буртика ганки /i—1/3 //г. Можно принимать
Рис. 2 7. Грузовая гайка в корпусе
домкрата
D4=1,25Ds.
Для материалов передачи
винт—-гайка рекомендуются сле-
дующие допускаемые напряже-
ния:
1)	допускаемое напряжение
[о] на растяжение или сжатие
стальных винтов [о] = отДпт], где
от — предел текучести материала
винта; [пт] = 3—коэффициент за-
паса прочности;
2)	допускаемые напряжения
для материала гайки: па смятие
бронзы или чугуна по чугуну или
стали [оСм] = 80 МПа; на срез для
бронзы и чугуна [тср]=30„.
34
50 МПа; на растяжение для бронзы [ор]»“34...44 МПа, для чугуна
[ор]=20...24 МПа;
3)	допускаемое давление в резьбе для пар трения: сталь по чу,
гуну [<7]=5...6 МПа; сталь по бронзе [^] = 8...10 МПа; закаленная
сталь по бронзе [</]= 10...12 МПа.
Для винтов домкратов и струбцин, т. е. сравнительно редко ра-
ботающих механизмов, значения [<7] повышают на 30...40 %.
2.2.4. Привод передачи винт — гайка
При приводе передачи вручную используются рукоятки, штур-
валы Длина рукоятки или радиус штурвала определяется из усло-
вия равновесия моментов, приложенных к винту:
Граб = Гр + Топ,	(2.20)
где /р.1б — момент, создаваемый рабочим; Гр— момент в резьбе
типовой нары [см. (2.15)]; Тоа — момент трения в опоре (2.17)...
С !'>).
Момент, создаваемый рабочим,
Trac = mFPL/<,
1Л<’ nt число рабочих; Гр — усилие, развиваемое одним рабочим
па рупия tin- нлп штурвале; Fv— 100..300 Н; L — длина рукоятки
(рн шу< пи урвала), /.»(/,, { Т„п)/(mFpK); К — коэффициент, учи-
11 а п л к 111111 и неравномерное 1ь одновременной работы двоих или бо-
•li । рибочпч, А п.Н
И in pi и ci 14 । мечаппчгскпм приводом требуемая мощность
лIU1I и и 'HI (11 в II1)
N I „e/KKlOii	(2.21)
It nt mi niii) in p, iiieiiit и riuiii .и глгм усыновлен редуктор, КПД,
пч>1 iiiiiiini и формулу, Ирен, ijiijoier собой произведение КПД вин-
i o|i> mkKiiiiii imii i|„ м Cl) 11 редуктора.
'2 Ilot jiciiona icjii.iiocii. расчета передачи
винi—гайка
lit ионные iiiiiiin.ic I Осевая нагрузка Fa.
" JI'inn.1 перемещения (высота подъема, ход винта пресса
и । и )
I I In ni.i'it пне передачи н условия р 160ТЫ.
По< in*ittiiiii।cjii.iioc11. расчета. I. Учитывая назначение передачи
и v Kimi» ее работы, выбираем материалы для винта и гайки
( "')
I |црг/|сляем допускаемые напряжения [ор] или [оСм] — для
м ipiiu'i.i nniii.i, (iipl, [<т,.м|, |т,|>| — для материала гайки, а также
। । । пмиг |</| п ре и.бе винтовой пары (с. 35):
( Учв1ыпа» величину н направление осевой нагрузки, задаем-
профплгм рг и.бы передачи и коэффициентом рабочей высоты
(.,(• ")
35
4.	Исходя из назначения передачи, выбираем конструкцию гайки
(цельная, разъемная, сдвоенная) и принимаем коэффициент высоты
гайки (с. 30).
5.	Из условия обеспечения износостойкости определяем сред-
ний диаметр резьбы по формуле (2.7), а затем по рассчитанному
di подбираем ближайшие стандартные значения параметров резь-
бы: наружный d и внутренний d} диаметры; шаг Р.
6.	В зависимости от назначения передачи и необходимости са-
моторможения задаемся числом заходов резьбы п или определяем
из (2.3).
При известной скорости поступательного движения v винта или
гайки по формуле (2.8) определяем ход резьбы Ph-
Т. Определяем угол подъема резьбы -у, приведенный угол трения
р по формулам (2.1), (2.2). Если в передаче необходимо обеспечить
самоторможение, должно быть выполнено условие у<р.
8.	Определяем расчетные и конструктивные размеры гайки. Учи-
тывая неравномерность распределения осевой нагрузки по виткам
резьбы, необходимо выдержать условие z^10...12 (с. 34).
9.	Винт необходимо проверить:
1)	на прочность, а затем определить момент Тр в резьбе по фор-
муле (2.15) и момент трепня Тоа па торце опорной поверхности
винта или гайки по формулам (2.17) ..(2.19); для определения
наиболее опасного сечения винта строим эпюры продольных сил
и крутящих моментов; определить эквивалентное напряжение <тЭкв
для наиболее нагруженного сечения винта по формуле (2.14). Если
по расчету оЭкв>[о], необходимо увеличить диаметр или изменить
материал винта;
2)	на устойчивость: в зависимости от принятого способа за-
крепления концов винта принимаем коэффициент р (с. 31); опре-
делим момент I и радиус инерции i поперечного сечения винта;
находим гибкость винта X по формуле (2.10) и определяем крити-
ческую нагрузку по формулам (2.11), (2.12); определяем расчет-
ный коэффициент запаса устойчивости по формуле (2.9) и сравни-
ваем с допускаемым значением.
Если результат проверки окажется неудовлетворительным,
необходимо увеличить внутренний диаметр винта или рассчитать
его по формуле (2.13).
10.	Потребная мощность механического привода передачи
определяется по формуле (2.21), а при ручном приводе момент Тр —
по формуле (2.20).
2.3.	ПЕРЕДАЧА ВИНТ-ГАЙКА С ТРЕНИЕМ КАЧЕНИЯ
•	2.3.1. Общие сведения
Передача винт — гайка с трением качения применяется в меха-
низмах точных перемещений, в следящих системах, в станкострое-
нии, в дозирующих и регулирующих механизмах и др.
Основное применение находят шариковые передачи (рис. 2.8),
36
В винтовых шариковых парах между рабочими винтовыми поверх-
ностями гайки и винта помещены стальные шарики. Скорость пере-
мещения этих шариков отличается от скорости ведущего и ведо-
мого звеньев, поэтому для обеспечения непрерывной циркуляции
шариков концы рабочей части резьбы соединены возвратным кана-
лом. Конструктивные исполнения устройств возврата шариков раз-
личные. В зависимости от их исполнения могут быть две или три
независимо замкнутые циркули-
рующие цепи шариков. Замкну-
тую цепь шариков условно делят
па активную (рабочую часть на-
резки) и пассивную (возвратный
капал) части. Активная часть
винтовой шариковой пары обыч-
но составляет 1...2.5 витка. При
большем числе рабочих витков
КПД шариковой пары снижает-
ся из-за увеличения трения ша- Рис. 2.8. Винтовая шариковая пара
рпков.
При вращении винта шарики благодаря трению перекатываются
по нарезке и передают движение от винта на гайку, перемещаю-
щуюся поступательно; от проворачивания относительно своей оси
гайка удерживается направляющими или шпонкой, зафиксирован-
ной относительно корпуса.
(Париковые пары с вращающейся гайкой и поступательно пере-
мещающимся винтом работают по тому же принципу. Основным
досюнщ IBUM шариковых винтовых пар является высокий КПД,
меньший нише и повышенная долговечность. Число шариков гш
н пи I iiiiikiA ча< I и
_	л/’<рл'
«III -------------
‘I.
(2.22)
Iдг /Л|1— диаметр окружности, по которой располагаются центры
шариков; К — число витков в одной замкнутой рабочей цепочке;
>/> диаметр шариков. Рекомендуется выбирать шарики стан-
ларгпого диаметра, принимая г/ш<^(0,08...0,15)(di— внутренний
aihiMeip винта).
1 елп при расчете гщ— дробное число, оно округляется до мень-
ше! о целого числа.
Число шариков, находящихся в замкнутой цепи, не должно пре-
вышать 65. Увеличение 2Ш ведет к снижению КПД. Если при рас-
•иче окажется 2ш>65, следует уменьшить число шариков, увели-
чив их диаметр. Нагрузочная способность передачи тем выше, чем
больше р<1 шер шарика.
Число шариков в нерабочей (пассивной) части определяют
ii niiiiicHMoCTH or выбранной конструкции и длины возвратного ка-
пала Общин суммарный зазор между шариками должен быть ра-
нги (0,7... 1,2)</ш.
37
Для равномерного распределения нагрузки на шарики нужно
подбирать их так, чтобы разность диаметров не превышала 3 мкм.
На рис. 2.9 паказаны различные профили резьбы. Наибольшее
распространение имеет круглый и треугольный профиль с углом
контакта шариков 0 = 45°.
Радиус г№ желоба у винта и гайки для уменьшения трепия дол-
жен быть больше радиуса шариков: при мм гш=0,51; при
dm>8 мм гж=0,58.
Рис. 2.9. Профили резьбы винтовой шариковой пары:
а — треугольный; б — круглый; в — круглый с канавкой
Рабочие поверхности винтовой шариковой пары закаливают до
твердости HRC 60 и выше. Винты изготовляют из сталей ХВГ
и 7ХГ2ВМ с объемной закалкой, 8ХВ с закалкой при индукцион-
ном нагреве и 20ХЗМВФ с азотированием. Для гаек применяют
стали 18ХГТ. 12ХНЗА, 12Х2Н4А.
2.3.2. Основные параметры
винтовой шариковой пары и зависимости
Частота вращения
ni=6Ov/(Pti),	(2.23)
где v — скорость поступательного движения, мм/с; Р — шаг резь-
бы, мм; п — число заходов.
Угол подъема винтовой линии
у — arctg Р/(лОср).	(2.24)
Приведенный угол трения качения
pK=arctg 2/к/ (t/m sin 0),	'(2.25)
где /к — приведенный коэффициент трения качения, рекомендуется
/к=0,004...0,006; р — угол контакта шариков. При малых углах
контакта передача имеет малую осевую жесткость и несущую спо-
собность. Поэтому радиальный зазор следует выбирать таким,
чтобы угол.контакта составлял 45°.
КПД при преобразовании вращательного движения в поступа-
тельное:
•р-п — •;—;—;—
<g (Y + Pk)
(2.26)
38
При преобразовании поступательного движения во враща-
тельное
_ Ш(Т-Рк)
’Ь в~—‘	(227)
Самоторможение шарикового механизма возможно только прн
условии у<рк.
Так как рк<у, КПД винтовой шариковой пары даже при ма-
лых углах подъема винтовой линии достигает 8О...9О%.
Рис. 2 10. Схема для определения ра-
диального и осевого зазоров
Рис. 2.11. Схема для определения на-
грузочной способности винтовой ша-
риковой пары
При у>2° КПД мало увеличивается, поэтому выгодно подби-
рать малый угол, так как при этом снижается необходимый вра-
щающий момент.
Вращающий момент на гайке (Т, Н • мм)
T = tg(v + pK),	(2.28)
где Fa — осевая нагрузка, Н.
Мощность (N, кВт), необходимая для передачи усилия,
N=Fav/l000i}.	(2.29)
Остальные зависимости будут приведены при рассмотрении по-
рядка расчета винтовой шариковой пары (рис. 2.10, 2.11).
2.3.3.	Порядок проектного расчета
винтовой шариковой пары,
нагруженной осевой силой
1.	По заданной осевой нагрузке Fa определяем из расчета на
прочность (см. § 2.2) внутренний диаметр d\ винта. Для длинных
винтов, работающих на сжатие, необходимо произвести проверку,
пи устойчивость.
89
2.	Выбираем шарики стандартного диаметра по соотношению
dm=(0,08...0,15)d1 мм.
3.	Задаемся шагом винта р=с1ш+ (1...5) мм.
4.	Принимаем радиус желоба профиля резьбы гж=(0,51...
0,53) dm мм.
5.	Определяем смещение по вертикали центров для радиусов
профилирования резьбы винта и гайки относительно центра ша-
рика;
с= (г.к—2~)cos р.
6.	Определяем диаметр окружности, на которой располагаются
центры шариков; £>Cp=di + 2(rJK—с).
7.	Определяем внутренний диаметр гайки: Di = DCp+2(rlK—с).
8.	Определяем наружный диаметр винта d и наружный диаметр
резьбы гайки D в зависимости от принятой глубины профиля: hi =
= (0,3...0,35^ш; d=di+2hi; D=D\ — 2hx. Меньшее значение hi при-
нимается для шариковинтовых механизмов, воспринимающих
небольшие осевые нагрузки, а большее — для механизмов, воспри-
нимающих большие осевые нагрузки.
9.	Определяем угол подъема винтовой линии [см. (2.24)].
10.	Определяем приведенный угол трения качения [см. (2.25)].
11.	Определяем КПД шариковой винтовой передачи [см. (2.26)].
12.	Находим мощность двигателя, необходимую для перемеще-
ния ходового винта с заданной скоростью v [см. (2.29)].
13.	Определяем необходимую частоту вращения гайки по фор-
муле (2.23).
14.	После предварительной конструктивной проработки винто-
Рис. 2.12. Графики зависимости q от
Отах при различных значениях отно-
сительного зазора х (для
SC103 МПа)
Рис. 2.13. Графики зависимости q от
Отах при различных значениях от-
носительного зазора х (для о=103...
...2,5-Ю3 МПа)
40
11500 2900	3300 3700
Grnax, MOct
Рис. 2.15. Графики зависимости р от
Отах при различных значениях отно-
сительного зазора х
Рис. 2.14. Графики зависимости q от
Отах при различных значениях отно-
сительного зазора х (для а=2,5-103...
...4-103МПа)
вой шариковой пары определяем число шариков в рабочей цепи
витка по формуле (2.22), а в нерабочей — в зависимости от вы-
бранной конструкции и длины возвратного канала.
15.	Определяем радиальный зазор Д = £>1 — fidm+di). Если тех-
нические условия на величину радиального зазора не установлены,
рекомендуется Д = 0,03...0,12 мм.
16. Определяем относительный радиальный зазор х=Д/г/ш.
17. Определяем осевую удельную нагрузку q=Fа/	,
где — число шариков в одной цепочке;
X — коэффициент неравномерности нагрузки
шариков, обычно принимают Л=0,8; и —
число замкнутых рабочих цепочек.
18. По вычисленному значению q можнс
определить максимальное напряжение amas
при заданной величине относительного ра-
диального зазора % (рис. 2.12...2.14). Если
оно превысит допускаемое значение, увели-
чивают число замкнутых рабочих цепочек.
Предельное допускаемое значение [отах]=
- 5000 МПа для винтовой поверхности вин-
та и гайки HRC^53, для шариков —
IIRC^63. Зависимость контактного угла [3
от Нпшх дана на рис. 2.15.
19. Допускаемая осевая статическая на-
грулка [/?ст]=кст]2ш^2шХи, где [<7ст] — допу-
t кпемая удельная статическая нагрузка,
определяемая по рис. 2.16 в зависимости
in относительного радиального зазора %.
Рис. 2.16. График зависи-
мости удельной статичес-
кой осевой грузоподъем-
ности qCi от относитель-
ного радиального зазо-
ра X
41
2.4. СПРАВОЧНЫЙ МАТЕРИАЛ
Табл. 2.1. Углы трения р и значения коэффициента трения скольжения f
Материалы пары		f	р
вин г	райка		
Сталь	Бронза оловяно-фосфорная	0,1	5°43'
Сталь	Бронза безоловянная	0,12	6°5Г
Сталь	Антифрикционный чугун	0,13	7°25'
Табл. 2.2. Трапецеидальная одиозаходная резьба .(размеры в мм)
р	di D	dt~=Dt	d,	£>t; dt	D4	p	d; D	dt—DB	d,	D,; dt	D.
1	2	3	4	5	b	7	«	9	10	11	12
8	7,00	5,5	6,0	8,5	28	25,50	22,5	23,0	28,5 10	9,00	7,5	8,0	10,5	85	82,50	79,5	80,0	85,5 12	11,00	9,5	10,0	12,5	5,0	90	87,50	84,5	85,0	90,0 14	13,00	11,5	12,0	14,5	95	92,50	89,5	90,0	95,5 16	15,00	13,5	14,0	16,5	ЮО	97,50	94,5	95,0	100,5 2,0	18 17,00 15,5 16,0 18,5	Ц0 107,50 104,5 105,5 110,5' 20 19,00 17,5 18,0 20,5 		 22	21,00	19,5	20,0	22,5	on	97 ла 93 Ci	94 n	qi л 24	25*00	23*5	24’0	265	32	29’°°-25«°	26>0	33!О 28	27 00	2б’б	26 0	28*5	34	31 >°° 27'°	28-°	35>° 28	27,00	25,5	26,0	28,5	36	33 00 2д_0	30>0	370 38	35,00 31,0 32,0 39,0 10	8.50	6,5	7,0	10,5	6,0	40	37,00 33,0	34,0	41,0 12	10,50	8,5	9,0	12,5	42	39,00 35,0	36,0	43,0 14	12,50	10,5	11,0	14,5	120	117,00 113,0	114,0	121,0 30	28,50	26,5	27,0	30,5	130	127,00 123,0	124,0	131,0 32	30,50	28,5	29,0	32,5	140	137,00 133,0	134,0	141,0 34	32,50	30,5	31,0	34,5	150	147,00 143,0	144,0	131,0 36 34,50 32,5 33,0 36,5 	 38	36,50	34,5	35,0	38,5	99	1R 00	13 0	14 0	93 о 3,0	40 38,50 36,5 37,0 40,5	24	20 00 5 0	6*0 25*0 46	la’w	dS’t	IVn	28	24-°°	19’°	20-°	29-° 1 ’tn	la’t	It’n	44	40’00	35’°	36’°	45’° 48	M	дг’б	It n	tn’t	46	42’00	3710	3810	47>° 39	S’tn	It’t	lo’n	tt’t	48	44-°°	39>°	40-°	49-Q 32 tt’tn	to’n	8-° 50 46-°° 41 >° 42'° 51-° 33	«’tn	«’t	tt’n	tt’t	52	48>°°	43>°	44-°	53-° 60	58,50	56,5	57,0	60,5	55	51 >00	46 0	47 0	560 60	56,00 51,0 52,0 61,0 16 14,00 11,5 12,0 16,5	160 156,00151,0 152,0 161,0 18	16,00	13,5	14,0	18,5	170	166,00 161,0	162,0	171,0 20	18,00	15,5	16,0	20,5	180	176,00 171,0	172,0	181,0 4,0	65	63,00	60,5	61,0	65,5	190	186,00 181,0	182,0	191,0 70 68,00 65,5 66,0 70,5 	— 80	7s’m	Jt’t	w’n	w’t	30	25’00 I9’°	2O’°	31’° 80	78,00	75,5	76,0	80,5	32	27,00 2J 0	22>0	330 10,0	34	29,00 23,0	24,0	35,0 22	19,50	16,5	17,0	22,5	36	31,00 25,0	26,0	37,0 5,0	24	21,50	18,5	19,0	24,5	38	33,00 27,0	28,0	39 0 26	23,50	20,5	21,0	26,5	40	35,00 29,0	30,0	41,0											
42
Окончание
1	2	1 3 1	4	5	« II	7	|	8	1 * 1	10	1 И	12
	42	37,00	31,0	32,0	43,0	50	44,00	37,0	38,0	51,0
	S5	60,00	54,0	55,0	66,0	52	46,00	39,0	40,0	53,0
	70	65,00	59,0	60,0	71,0	55	49,00	42,0	43,0	56,0
10,0	75	70,00	64,0	65,0	76,0	60	54,00	47,0	48,0	61,0
	80	75.00	69,0	70,0	81,0	85	79,00	72,0	73,0	86,0
	200	195,00 189,0		190,0	201,0	90	84,00	77,0	78,0	91,0
	210	205,00 199,0		200,0	211,0	12,0	95	89,00	82,0	83,0	96,0
	220	215.00 209.0		210,0	221,0	100	94,00	87,0	88,0	101,0
						ПО	104,00	97,0	98,0	111,0
						240	234,00 227,0		228,0	241,0
	44	38,00	31 ,0	32,0	45,0	250	244,00 237,0		238,0	251,0
12,0	46	40,00	33,0	34,0	47,0	260	254,00 247,0		248,0	261,0
	48	42,00	35,0	36,0	49,0	280	274,00 267,0		268,0	281,0
Примечание. В обозначение трапецеидальной однозаходной резьбы вхо-
дят буквы Тг; величины наружного диаметра и шага, например Тг 40 X 3. Для
левой резьбы за условным обозначением ставят буквы LH, например Тг 40 X
X 3LH.
Табл. 2.3. Трапецеидальная многозаходная резьба по СТ СЭВ 185 — 75
Номинальный диаметр резьбы d, мм	Шаг Р, мм	Число заходов				
		2 1	3	1 4 1	6	8
1-й РЯД | 2-й ряд		ход резьбы	, мм				
	2	4	6	8	12	16
25	5	10	—-	20	—	-—.
	г					
	8	16	24	32	—	—
	2	4	6	8	12	16
28	5	10	—	20	—	40
						
	8	16	24	32	—	—
	3	6	9	12	18	24
32	6	12	18	24	36	48
						
	10	20	—	40	—	—
	3	6	9	12	18	24
36	6	12	18	24	35	48
	—					
	10	20	—	40	—	—
	3	6	9	12	18	24
40	6	12	18	24	36	48
	—					
	10	20	—	40	—	—
	3	6	9	12	18	24
44	8	16	24	32	48	64
						
	. 12	, 24	, 36	48		—
43
Окончание
Номинальный диаметр резьбы d, мм	Шаг Р, мм	Число заходов				
		2	1 з	1 < ।	6	1 8
1-й ряд | 2-й ряд		хоц резьбы	, мм				
	3	6	9	12	18	24
50	8	16	24	32	48	64
	12	24	36	48	72	—
-	3	6	9	12	18	24
55	8	16	24	32	48	64
	’12	24	36	48	72	—
	3	6	9	12	18	24
60	8	16	24	32	48	64
	12	24	36	48	72	96
Примечания. 1. При выборе диаметра резьбы предпочтительным являет-
ся 1-й ряд. 2. При выборе шага резьбы предпочтительными являются подчеркну-
тые значения. 3. В обозначение многозаходной трапецеидальной резьбы входят
буквы Тг, величина номинального диаметра резьбы, числовое значение хода, а в
скобках — буква Р с числовым значением шага, например Тг 20 X 4 (Р2). Для
левой резьбы за условным обозначением ставят буквы LH, например Тг 20 X 4
(Р2) LH.
Табл. 2.4. Резьба упорная по ГОСТ 1017 — 62, мм
	Винт н гайка		Винт	Гайке		Винт и гайка		Винт	Гайка
	диаметры резьбы					диаметры резьбы			
					0.				
	иаруж-	«редиий	виутрен-	внутрен-	с.	иаруж-	средний	внутрен-	виутрен-
а	ный d	d.	ний dt	ннй D,	а	ный d		ний dt	иий Dt
	20	18,500	16,528	17		32	27,500	21,586	23
	22*	20,500	18,528	19		36*	31,500	25,586	27
2	26	24,500	22,528	23	О	40	35,500	29,586	31
	28*	26,500	24,528	25		120	115,500	109,586	111
		29,750	26,794	27,5					
	32								
	36*	33,750	30,794	31.5		22*	16,000	8,116	10
	40*	37,750	34,794	35,5		26	20,000	12,116	14
3	44	41,750	38,794	39,5		28*	22,000	14,116	16
	50	47,750	44,794	45,5	8	44*	38,000	30,116	32
	55*	52,750	49,794	50,5		50	44,000	36,116	38
	60	57,750	54,794	55,5		55*	49,000	41,116	43
						60	54,000	46,116	48
Л	70*	67,000	63,058	64
	80	77,000 •	73,058	74
	26	22,250	17,322	18,5	32 36*		24,500 28,500	14,644 18,644	17 21
£	28*	24,250	19,322	20,5	10	40	32,500	22,644	25
о	90*	86,250	81,322	82,5		70*	62,500	52,644	55
	100	96,250	91,322	92,5		80	72,500	62,644	65
44
Окончание
	Винт и гайка	Винт	Гайка		Вннт и гайка	Винт	Гайка
	диаметры резьбы				диаметры резьбы		
о.				о.			
	наруж- средний	внутрен-	внутрен-		наруж- средний	внутреи-	внутреи-
а	ный d	da	ний dj	ний D,	л а	ный d	d2	ний di	иий Dt
	44*	35,000	23,174	26		70*	58,000	42,232	46
	50	41,000	29,174	32	16	80	68,000	52,232	56
12	55* 46,000	34,174	37		120	108,000	92,232	96
	60	51,000	39,174	42				
	90*	81,000	69,174	72				
	100	91,000	79,174	82				
Примечания. 1. В обозначение резьбы входят буквы Уп, величины на-
ружного диаметра н шага, например Уп 80 X 10.
2. Звездочкой обозначен второй ряд диаметров резьбы, который не является
предпочтительным.
Глава 3. ВАЛЫ И ОСИ
3.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие механизмы вра-
щаются на валах и осях. Вал не только поддерживает сидящие на
нем детали, но и передает им вращающий момент. При работе вал
испытывает напряжение от изгиба и кручения, а в некоторых слу-
чаях также напряжения сжатия пли растяжения.
Ось в отличие от вала не передает вращающего момента и поэто-
му не испытывает скручивания. Оси бывают неподвижными и под-
вижными, которые вращаются совместно с насаженными на них
деталями. Подвижные оси обеспечивают лучшую работу подшип-
ников.
По геометрической форме валы бывают прямыми, коленчатыми
и гибкими, а оси — прямыми. Коленчатые и гибкие валы в настоя-
щем пособии не рассматриваются.
Прочность является основным критерием работоспособности
и расчета валов и осей. Для быстроходных валов и осей основной
является усталостная прочность — выносливость. Для расчета на
выносливость необходимо знать размеры вала и оси, которые опре-
деляются из расчета на статическую прочность. Неподвижные оси
рассчитывают только на статическую прочность.
При повышенных требованиях к жесткости валов и осей она
проверяется расчетом. Для быстроходных машин, в которых валы
могут выходить из строя в результате недопустимых вибраций,
производится расчет на колебания.
3.2. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ
И ВЫНОСЛИВОСТЬ *
Общие сведения. В результате проектировочного (предваритель-
ного) расчета ориентировочно определяются диаметры и прово-
дится конструирование вала. Проверочный расчет валов произво-
дят на статическую и усталостную прочность, а также на жесткость
и колебания.
В целях упрощения вал заменяют балкой, лежащей на соответ-
ствующем числе опор (подшипников), которые могут быть шар-
нирно-подвижными, шарнирно-неподвижными и защемленными.
Подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, за-
меняют шарнирно-подвижными опорами, а подшипники, восприни-
мающие радиальные и осевые нагрузки, заменяют шарнирно-ие-
подвижными опорами. Защемление возможно только в опорах не-
подвижных осей.
46
При проведении расчетов необходимо знать нагрузки на валы,
расстояния между подшипниками и сидящими на валу деталями,
учитывая, что закрепленные на валах детали передают силы и мо-
менты по середине свой ширины. Если на опоре установлено два
подшипника качения (с одной стороны), за центр шарнирной опо-
ры принимают середину внутреннего подшипника.
Нагрузка на валы. Основными нагрузками на валы являются
силы в зубчатых и червячных передачах, силы от натяжения ремня
Рис. 3.1. Силы, действующие иа шестерни и червяк
или цепи и силы, возникающие вследствие неуравновешенности
муфты. Влияние веса валов и насаженных деталей учитывается
только в тяжелых передачах. Силы трения в подшипниках не учи-
тываются.
В зубчатых и червячных передачах силу взаимодействия между
зубьями принято раскладывать на взаимно-перпендикулярные со-
ставляющие. На рис. 3.1 окружная сила Ft направлена по каса-
тельной к начальным окружностям против направления вращения
на ведущем валу (на шестерне) и в направлении вращения на ве-
домом валу (па колесе), радиальная (распорная) сила Fr— по
радиусу к центру зубчатого колеса; осевая сила Fa параллельна оси
вала.
Кроме того, вал передает крутящий момент Т.
Цилиндрическая передача. На рис. 3.1, а, б показаны окружная,
радиальная и осевая силы на шестернях прямозубого и косозубого
зацеплений. На колесах силы в зацеплении будут направлены
в обратную сторону и соответственно равны Fti=Ft2, Fr\ = Fr2
И Fai = Fа2-
Fn=2Tl/dl=2T2ld2-,	(3.1)
Frl = Fntga/(cos Р);	(3.2)
Fal = Fntgp,	(3.3)
где Ti и T2— крутящие моменты на ведущем и ведомых валах
(T=N/a), Н-м; N — мощность нарвалу, Вт; <о — угловая скорость,
рад/с; di и d2 — делительные диаметры шестерни и колеса (в пе-
редачах без смещения исходного контура делительные и началь-
ные диаметры равны: d\=dwp, d2=dw2; а — угол зацепления в нор-
мальном сечении, обычно а = 20°; р— угол наклона линии зуба,
принимают р = 8...15° (для прямозубых колес р = 0). Направление
осевой силы в косозубом зацеплении зависит от направления вра-
47
щеиия, от направления наклона линии зуба и от того, является ли
зубчатое колесо ведущим или ведомым.
Для уменьшения осевых сил на промежуточных валах с косозу-
быми колесами следует направления зубьев колеса первой ступени
и шестерни второй ступени выбирать одинаковыми. В этом случае
при любом направлении вращения вала осевые силы Fa2 и Fa3 будут
направлены навстречу друг другу или в противоположные стороны
при изменении направления вращения (см. рис. 3.7). При опреде-
лении направления осевой силы следует помнить, что на шестерне
окружная сила направлена против вращения, а на колесе — в на-
правлении вращения вала.
Шевронная передача. Осевые силы в шевронной передаче урав-
новешиваются на самом шевроне, т. е. Fa=0. Окружные и радиаль-
ные силы вычисляются как для косозубой передачи. Угол наклона
линии зуба р для шевронных колес принимают равным 25...400, а в
отдельных случаях — до 45°.
Коническая прямозубая передача. На рис. 3.1, в изображены си-
лы на шестерне:
Fn = 27’1/JmI;	(3.4)
Fri^titgacosfi i;	(3.5)
Fai = Fn tg a sin бь	(3.6)
где dmi — средний диаметр шестерни; a — угол зацепления (обыч-
но равен 20°).
Углы делительных (начальных) конусов определяют по переда-
точному числу и = tg 62=ctg бь На колесе направление сил будет
противоположным: при 61 + 62=90° осевая сила на шестерне равна
радиальной силе на колесе, а радиальная сила на шестерне равна
осевой силе на колесе, т. е. Fai = FT2 и Fri — Fa2. Осевая сила в кони-
ческой прямозубой передаче независимо от направления вращения
направлена от вершины конуса к основанию.
Коническая передача с косыми или круговыми зубьями. Силы
в зацеплении (на шестерне) определяются по формулам:
Ftl = 2Tl/dmi-,	(3.7)
F„
Fri -----— (tg a cos + sin ₽ sin дг);	(3.8)
cos p
F„
Fai =----- (tg a sin 6x + sin p cos 6j),	(3.9\
COS P	'
где p — угол наклона линии зуба в середине ширины зубчатого
венца. Для колес с косыми (тангенциальными) зубьями р прини-
мают до 25...30°, для колес с круговыми зубьями — рср«35°.
В формулах* (3.8) и (3.9) знак перед вторым слагаемым в скоб-
ке зависит от направления внешнего момента, приложенного к валу
шестерни, и наклона зуба и выбирается по табл. 3.1.
Направление Т\ определяется при наблюдении со стороны боль-
шего торца шестерни.
48
Табл. 3.1. К расчету сил в конической передаче
Направление действия крутящего момеита Tt	Линия наклона зуба	Знак	
		формула (3.8)	формула (3.9)
По часовой стрелке	Права i	+	.— Левая	—	+ Против часовой стрелки	Правая	—	-j- Левая	-f-	<—			
Если осевая сила Fai получится отрицательной, ее следует на-
править к вершине конуса, т. е. в сторону, противоположную силе,
изображенной на рис. 3.1, в. Если радиальная сила FrI получилась
со знаком плюс, она должна быть направлена так, как показано на
рис. 3.1, в.
Червячная передача. На рис. 3.1, г показана схема нагружения
червяка. Для червячного колеса направление сил будет противопо-
ложным: окружная сила червяка равна осевой силе колеса — Fti =
= Еа2; осевая сила червяка равна окружной силе колеса — Fol =
= Ft2', радиальные силы червяка и колеса равны — Frl = Fr2. Силы
в червячном зацеплении определяются по формулам:
Fti = Fa2=2Ti/di;	(3.10)
Е<ц = Fti—V-TzIdi",	(3.11)
Fri = Fr2=F(2tga,	(3.12)
где Т\ и Г2 — крутящие моменты на червяке и колесе; d\ и d2 — де-
лительные диаметры червяка и червячного колеса; а — профиль-
ный угол в осевом сечении червяка, а—20°.
Цепная передача. Нагрузка, изгибающая вал в цепной передаче,
несколько больше окружной силы вследствие натяжения цепи от
собственного веса и ориентировочно определяется по формуле
QB=kBFt,	(3.13)
где kB — коэффициент нагрузки вала.
Для передач, работающих при спокойной нагрузке с углом на-
клона к горизонту до 40°, kB= 1,15; при углах наклона более 40° и
вертикальных передачах &в=1,05. При ударных нагрузках значе-
ния kB увеличивают соответственно до 1,3 и 1,15.
Направление силы QB принимают по линии центров цепной пе-
редачи.
Ременная передача. Нагрузка, изгибающая вал в ременной пе-
редаче, равна сумме сил натяжения ведущей и ведомой ветвей рем-
ня и определяется по формуле
Q = 2Fosin(a/2),	(3.14)
где а — угол обхвата ремнем малого шкива; Fo=OoS — сила пред-
варительного натяжения ремня; со — напряжение от предваритель-
ного натяжения; <S — площадь поперечного сечения плоского рем-
49
ня или сумма сечений всех ремней в клиноременной передаче (Si =
=zS); z— число ремней; Si — площадь поперечного сечения одно-
го ремня.
Для плоских ремней принимают оо=1>8 МПа (<то=2 МПа при
автоматических натяжных устройствах); для клиновых ремней —
о0= 1,2...1,5 МПа; для поликлиновых ремней
Q~2F zsin(a/2),	(3.15)
где F — натяжение, приходящееся на один клин поликлинового
ремня; z—число клиньев; для сечения К принимают /=40...95 Н,
Рис. 3.2 Расстояние между подшипниками вала одоноступенчатого цилиндри-
ческого редуктора
сечения Л — /'=110...300 Н, сечения М — /=420...1200 Н. Прибли-
женно считают, что сила Q направлена по линии центров передачи.
Неуравновешенность муфты. Вследствие неточностей монтажа
передачи (несоосностей, перекосов) муфты нагружают валы допол-
нительной нагрузкой — силой /м. Ориентировочно можно прини-
мать (см. гл. 6, ч. 2) /м= (0,2.. 0,3) Дм, где Дм — окружная сила
муфты, ее направление может быть любым (обычно принимают со-
четание нагрузок на вал,-при котором напряжение в нем — наи-
большее) .
Расстояния между опорами и закрепленными на валу деталями.
Для определения реакций и построения эпюр изгибающих момен-
тов необходимо определить расстояния между подшипниками, а
также зубчатыми колесами, шкивами, звездочками и другими де-
талями, закрепленными на валу. Для этого можно воспользоваться
рекомендациями, изложенными в работе [40].
Цилиндрический одноступенчатый редуктор (рис. 3.2). Расстоя-
ние между опорами вала
/»/CT1 + 2x+lF,	(3.16)
где £Ст1 — длина ступицы шестерни, которая может быть равной
Л| = фис№ или /Ст1= (1...1,5)4?; фа — коэффициент ширины колеса от-
60
носительио межосевого расстояния abJ; d — диаметр вала; х — рас-
стояние от торца зубчатого колеса до стенки корпуса х=8...15 мм;
W — ширина стенки корпуса в месте посадки подшипника выбира-
ется в зависимости от передаваемого момента по табл. 3.4.
На рис. 3.2 f — расстояние от середины подшипника до середи-
ны посадочного участка выходного конца вала.
На ведомом валу, на котором крепится зубчатое колесо, расстоя-
ние между подшипниками принимается таким же, как на ведущем
валу.
Рис. 3.3. Расстояние между подшипниками промежуточного вала двухступенча-
того цилиндрического редуктора
Цилиндрический двухступенчатый редуктор (рис. 3.3). Расстоя-
ние между опорами промежуточного вала
I Рстг+ Рстз + Зх-р W,	(3.17)
где LCt2 и LCt3 — длины ступиц шестерни и колеса, вычисляются
аналогично £сть
Для ведущего и ведомого валов расстояния между подшипни-
ками принимают такими же, как для промежуточного вала.
Конический одноступенчатый редуктор (рис. 3.4). Расстояние
между подшипниками ведомого вала
Г«2(1ст2+2х+Г'/2),	(3.18)
где jLCt2 — длина ступицы колеса, принимают LCt2= (l...l,2)d.
Расстояния е, и, f и W (для ведомого вала f' и W') выбираются
ио табл. 3.4 в зависимости от передаваемого момента.
Коническо-цилиндрический двухступенчатый редуктор (рис. 3.5).
Расстояние между подшипниками вала
/ ~ Рст2 “Ь “Ь Зх + U7.	(3.19)
Расстояние между подшипниками ведомого вала должно быть
диким же,
51
Рис. 3.4. Расстояние между подшипниками валов конического одноступенчатого
редуктора
Рис. 3.5. Расстояние между подшипниками вала коническо-цилиндрического
двухступенчатого редуктора
Червячный редуктор (рис. 3.6). Расстояние между подшипника-
ми червяка •
/«(0,9...1)daM2,	(3.20)
где daM2 — наружный диаметр червячного колеса.
Расстояние между подшипниками вала червячного колеса
l'^Lct2 + 2x + W',	,(3.21)
62
где Lct2—длина ступицы червячного колеса, принимают
= (l,2...1,8)d; d — диаметр вала.
Приведенные зависимости для расстояний между подшипника-
ми валов являются приближенными и при необходимости могут
быть изменены в сторону увеличения или уменьшения.
Проектировочный расчет валов. Известен только крутящий мо-
мент Т, передаваемый валом (для осей Т=0). Изгибающие момен-
Рис. 3.6. Расстояние между подшипниками валов червячного редуктора
ты могут быть вычислены после определения длины вала. Поэтому
проектировочный расчет ведут только на кручение по пониженным
допускаемым напряжениям.
При проектировочном расчете определяют диаметр выходного
конца вала (под шкив, звездочку или муфту) или диаметр под ше-
стерней для промежуточного вала, а потом, изменяя на 2...5 мм
каждую последующую ступень, принимают остальные диаметры.
Полученные диаметры округляют до ближайшего стандартного зна-
чения.
Диаметр вала
3 Г ’Г
d>V	<3 22>
где Т — крутящий момент, Н-мм; [тк] — допускаемое напряжение
на кручение, МПа.
Для валов из сталей Ст 5, Ст 6, 'сталей 35, 40, 45 при определении
диаметра выходного конца вала принимают [тк]=20...25 МПа. Для
промежуточных валов при расчете диаметра под шестерней можно
принимать [тк]= 10...20 МПа.
Диаметры валов под подшипники качения округляют в соот-
ветствии с ГОСТами на подшипники (в мм): 15; 17; 20; 25; 30; 35;
40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100 и т, д. Диаметры валов,
53
на которых посажены зубчатые колеса, шкивы, муфты и прочее,
должны соответствовать стандартным значениям по ГОСТ 6636—
69: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25;
26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75;
80; 85; 90; 95; 100; 105; ПО; 120; 125; 130; 140; 150; 160.
Иногда диаметр выходного конца вала редуктора увеличивают,
чтобы посадить стандартную муфту или увеличить при необходи-
мости диаметр под подшипник.
Независимо от расчета диаметр выходного конца вяла редукто-
ра может быть принят равным 0,8...1,2 диаметра вала электродви-
гателя.
Проверочный расчет на статическую прочность (по эквивалент-
ному моменту). Для этого расчета необходимо вычисление не толь-
ко крутящего, но и изгибающего момента в опасном сечении вала.
Влияние сжимающих и растягивающих сил обычно невелико, и по-
этому они в большинстве случаев не учитываются. Так рассчиты-
вают средние наиболее нагруженные участки вала, где посажена
шестерня или зубчатое колесо. Расчет проводится в следующем по-
рядке.
1	Определяют окружные, радиальные и осевые силы, действу-
ющие па вал от зубчатых, ременных, цепных и других передач [см.
формулы (3.1)...(3.15)].
2.	Определяют положение опор п деталей, закрепленных на ва-
/ лу [см. формулы (3.16)...(3.21)].
3.	Раскладывают силы в двух взаимно перпендикулярных плос-
костях zoy и zox (вертикальной и горизонтальной) и определяют
реакции в опорах.
4.	Строят эпюры изгибающих моментов Мх и Му в. плоскостях
zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (см. рис. 3.7...3.9).
5.	Находят наибольшее значение суммарного изгибающего мо-
мента
Л4И - VМ\ +	,	(3.23)
где Л4Ж1 и Му1 — изгибающие моменты в горизонтальной и верти-
кальной плоскостях.
6.	Определяют эквивалентный момент
/ •	МЗКВ=У М’ + Т» .	(3.24)
7.	Определяют диаметр вала в рассчитываемом сечении (в
одном или нескольких)
3 Г
•	d=-l/ -----(3.25)
V о.Ч%|
где [аи] — допускаемое напряжение при изгибе. Чтобы обеспечить
не только прочность, но и достаточную жесткость валов, допускае-
мые напряжения принимают равными 50...60 МПа,
54
8. Устанавливают остальные диаметры вала и сравнивают с ре-
зультатами, полученными при проектировочном расчете. При необ-
ходимости проводится корректировка размеров.
Проверочный расчет по эквивалентному моменту трудоемкий.
Его проведение не является обязательным, если на завершающем
этапе конструирования будет проведен расчет вала на усталостную
прочность.
Рис. 3 7. Цилиндрически»
косозубая двухступен-
чатая передача:
а — схема передачи; б —
эпюры изгибающих и крутя-
щих моментов
Расчет на усталостную прочность. Этот расчет проводится в
форме определения коэффициента запаса прочности п для опасных
сечений вала. При этом учитывают характер изменения эпюр изги-
бающих и крутящих моментов (рис. 3.7...3.9), наличие концентра-
торов напряжений, ступенчатость вала (см. рис. в табл. 3.6),
Условие прочности имеет вид:
«л ПТ
=-°
К «о +
(3.26)
где [п] — требуемый коэффициент запаса прочности, обычно [и] =
= 1,3...1,5. Однако с учетом требуемой жесткости принимают [п]=
=2,5...3; по и пх — коэффициенты запаса прочности соответственно
по нормальным и касательным напряжениям:
55
Ha = -fcg Р-1-------;	(3.27)
= -fc	,	(3.28)
где <T-i и T-i — пределы выносливости материала вала при изгибе
и кручении с симметричным знакопеременным циклом нагружения.
Рис. 3.8. Коническо-цилиндриче-
ская двухступенчатая передача:
а — схема передачи; б — эпюры изги-*
бающих и крутящих моментов
При отсутствии данных для O-j и т-i можно приближенно прини-
мать для углеродистых сталей О-i»0,436о,,; для легированных ста-
лей сг-1~0,35ов+(70...120) МПа; т-i ~ 0,58 см, oa, та и от, тт—
амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касатель-
ных напряжений:
„ ___ °тах ®mln .	_
°тах + 0щ1п
2
Обычно напряжения в поперечном сечении вала при изгибе из-
меняются по симметричному циклу, а напряжения при кручении —>
по пульсирующему циклу. В соответствии с этим принимают
e ®tn — 0, Од — Иц —
Т,п
_ Tmax
2
Ми .
0,Id3 ’
Т
(3.29)
2-0,2d3
2
При реверсивном вращении напряжения при кручении изменяются
по симметричному циклу тт = 0; та = ттах = 7У0,2с/3. тро и Ч’т —
56
коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к
асимметрии цикла нагружения. Значения фа и фт определяются
по табл. 3.5 или вычисляются по формулам:
2а , — ап	2т । — тп
Фа = ——-------фг =	° ,	(3.30)
ао	то
где сг0 и т0 — пределы выносливости материала при пульсирующем
цикле нагружения.
а
Рис. 3.9. Зубчато-червячная пере-
дача:
а — схема передачи; б — эпюры изгибающих и
крутящих моментов
Zz * L
ko и kx — эффективные коэффициенты концентрации напряже-
ний при изгибе и кручении, учитывающие влияние галтели, попе-
речного отверстия, кольцевой выточки, шпоночного паза, шлицев,
резьбы (принимаются по табл. 3.6).
Если в одном сечении действует несколько концентраторов,
учитывают влияние наиболее опасного из них; ео и ет — масштаб-
ные факторы, т. е. коэффициенты, учитывающие влияние попереч-
ных размеров вала (принимаются по табл. 3.7); Р— коэффициент
поверхностного упрочнения, вводится при поверхностной закалке
ТВЧ, азотировании, дробеструйном наклепе и в ряде других слу-
чаев (принимается по табл. 3.8).
Для нешлифованных поверхностей вводятся коэффициенты кон-
центрации напряжений, вызываемой неровностями поверхности
kan и km, принимаемые одинаковыми при изгибе и кручении
(табл. 3.9).
Если одновременно имеются концентраторы напряжений, опре-
деляемые формой вала, которые учитываются коэффициентами ka и
то общий коэффициент концентрации напряжений при изгибе
будет ka 4- kan — 1, а при кручении — kx 4- k-m — !• При поверх-
67
(3.32)
рсстном упрочнении предшествующую механическую обработку ва-
ла не учитывают, т. е. принимают Лол	1-
Коэффициенты kan и km в месте посадки деталей (шкива, зуб-
чатого колеса и т. д.) не учитываются, но возрастает масштабный
фактор. Отношение kalf.o и kxle^ для валов с деталями при раз-
личных посадках приводится в табл. 3.10.
Если срок службы вала ограничен, т. е. число циклов напряже-
ний Nu меньше базового числа нагружений 7Vu0~ 107 при знако-
переменном изгибе, то расчетный предел усталости
.	„	(3.31)
И
где V4=60nf; п— частота вращения, мин-1; t — число часов рабо-
ты при полной нагрузке или близкой к ней.
Расчет на ограничение пластических деформаций. Расчет валов
по прочности ведут по длительно действующим нагрузкам. Однако,
например, при пуске, валы могут испытывать кратковременные пе-
регрузки (пиковые нагрузки). Число таких нагружений обычно не-
велико. По пиковым нагрузкам вал проверяют на ограничение ма-
лых пластических деформаций. Расчет производят по IV гипотезе
прочности:
СТ р	СТ г
Ojku	с2 Зт2
г шах т MUina
где Пт — коэффициент запаса прочности относительно предела те-
кучести; [мт]= 1,3...1,5— требуемый коэффициент запаса прочности
относительно предела текучести; отах и ттах — наибольшие нор-
мальные и касательные напряжения, возникающие при пиковых на-
грузках.
Если пиковые нагрузки неизвестны, расчет можно вести на дву-
кратную перегрузку так как для большинства асинхронных двига-
телей отношение максимального и номинального крутящих момен-
тов Гтах/ТНОМ ~ 2.
Расчет валов на жесткость. Размеры вала, определенные расче-
том на прочность, не всегда обеспечивают достаточную его жест-
кость, необходимую для нормальной работы передач, подшипников,
обеспечения точности механизма и т. д.
Различают изгибную и крутильную жесткость. При чрезмерном
прогибе вала f (рис. 3.10) происходит перекос зубчатых колес и во-
зникает концентрация нагрузки по длине зуба. При значительных
углах поворота 0 может произойти защемление тел качения в под-
шипниках. Валы редукторов на жесткость в большинстве случаев
не проверяют, так как принимают повышенные коэффициенты за-
паса прочности. Исключение составляют валы червяков, которые
всегда проверяют на изгибную жесткость для обеспечения правиль-
ности зацепления червячной пары.
Изгибная жесткость обеспечивается при выполнении условий
и 0=£^[0], где [f] и [0] — допускаемые прогибы и углы наклона
58
упругих линий валов. Рекомендуют принимать для валов зубчатых
передач цилиндрических — [f]~0,01m; конических, гипоидных, гло-
боидных — [^]~0,005m; для валов червяков —	(0,005—0,01) т,
где т — модуль зацепления.
Угол поворота вала в радиальных шарикоподшипниках [0]—
= 0,005 рад, в подшипниках скольжения [0]=0,001 рад.
В станкостроении для валов общего . назначения принимают
И= (0,0002...0,0003) I, где I — расстояние между опорами.
Рис. 3.10. Прогиб вала под нагрузкой
Прогибы и углы наклона упругой линии вала определяются ме-
тодами, изложенными в курсе сопротивления материалов. Для про-
стых случаев можно пользоваться формулами, приведенными
в табл. 3.2.
При симметричном расположении опор червяка максимальный
прогиб (стрела прогиба)
F/ F2 + F2
/=—", <3-33)
48£/пр
где I — расстояние между опорами червяка, мм; и Frl — окруж-
ное и радиальное усилие на червяке, Н; Е— модуль продольной
упругости, МПа, для стали £=2,Ы05 МПа; /пр— приведенный мо-
мент инерции сечения червяка (с учетом витков резьбы), мм4:
/ _	{о,375 + 0,625—
/пр_ 64	dH)’
где dfi и dai — диаметры впадин и вершин витков червяка, мм.,
Если не будет выполнено условие (3.33), увеличивают коэффи-
циент диаметра червяка q и расчет повторяют (см. гл. 1, ч. 2).
Расчет на жесткость при кручении важен для точных делитель-
ных машин, зубофрезчрных станков, где угловые перемещения сни-
жают их точность; для валов-шестерен и шлицевых участков валов,
что связано с повышением концентрации нагрузки по длине зу-
ба, и т. д.
Крутильная жесткость валов постоянного диаметра оценивается
углом закручивания ср в градусах на единицу длины вала:
Т1 183	,	/о
Ф = —--------<[ф],	(3.34)
GI q	л
59
Табл. 3.2. Формулы для расчета углов поворота и прогибов двухопорных
валов
°C
Pab(l ~р а)
GEll
Pxcl
3E1
Pic(2l + 3c)
GE1
Ptc(3cP — P)
GEll
0F
Jd
1е
If
fc
Pb(P—b2—3d2)
GEll
Pq(P—a2—3e2)
GEll
Pab(b — a)
ЗЁП
PM(P—b2—iP)
GEll
Pae(l2—a2—e2)
Ptcd(P — d2)
GEll
GEll
Pa2b2
3E11
GB с
Pic*(l -I- c)
3EI



Примечание. £ — модуль упругости материала; / — осевой момент инер-
ции сечения вала.
где Т — крутящий момент, II-м; G — модуль сдвига, Па, для стали
G = 8-1010 Па; /р— полярный момент инерции сечения вала, м4.
Для сплошного сечения Zp=0,ld4, для кольцевого сечения /р=
0,1 (d4 — d4); d и d\— наружный и внутренний диаметры вала.
Допускаемые углы закручивания [ср], принятые в различных
областях машиностроения, колеблются в пределах от 5' до несколь-
ких градусов на 1 м длины вала. Например, для трансмиссионных
валов мостовых кранов принимают [<р]= 15...20', а для карданных
валов автомобилей [ср] достигает нескольких градусов. Для редук-
торов и коробок передач можно принимать [ср] = 30'.
Для большинства валов жесткость на кручение не столь важна
и специальный расчет не проводится.
Расчет валов на колебания. Расчет сводится к определению
критической частоты вращения и|(р, при которой вал работает с
сильной вибрацией и может разрушиться.
60
Критическая частота вращения (мин-1) вала может быть опре-
делена по статическому прогибу
щр^946|/_1,	(3.35)
где f — статический прогиб вала от веса зубчатых колес, муфт и
прочего, насаженных на вал, мм.
При критической частоте вращения наступает явление резонан-
са, когда частоты возмущающих сил и собственных колебаний вала
совпадают или кратны. При быстром переходе через зону критиче-
ских скоростей, т. е. при п>пКр вращение вала опять становится
устойчивым — вал самоустанавливается. Не допускается длитель-
ная работа при частоте вращения от 0,7 до 1,3 пкр, при которой
происходят поломки валов.
Пример расчета вала приведен в гл. 7 ч. 2.
3.3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ И ОСЕЙ
Прямые валы и оси могут быть гладкими или для удобства на-
прессовки сидящих на валу деталей ступенчатыми (фасонными).
В поперечном сечении валы и оси могут быть сплошными или
полыми. Использование полого сечения значительно уменьшает мас-
су детали, уменьшает чувствительность к концентрации напряже-
ний. В полости вала можно располагать другие валы, тяги и т. д.
Места для сопряжения большего и меньшего диаметров ступен-
чатого вала или оси могут выполняться с канавкой для выхода
шлифовального круга (рис. 3.11, а) или с плавным переходом (рис.
Рис. 3.11. Переходные участки вала
3.11,6). Размеры канавки для выхода шлифовального круга при-
нимаются по ГОСТ 8820—69 или по табл. 3.3.
Плавный переход (галтель) уменьшает концентрацию напряже-
ний по сравнению с канавкой и может выполняться с постоянным
радиусом г. При этом фаска f на насаженной детали должна быть
несколько больше, т. е. f>r, что обеспечивает плотное прилегание
ступицы к буртику. Значения г и f могут быть следующими:
d, мм 10...15 15...40 40...80 80...120
г, мм	1	1,5	2	2,5
f, мм	1,5	2	3	4
61
Табл. 3.3. Размеры канавки для выхода шлифовального круга, мм
а
3	d—0,5	1,0	Свыше 10 до 50
5		1,6	Свыше 50 до 100
8 10	d— 1	2,0 3,0	Свыше 100
Для сокращения номенклатуры режущего инструмента радиусы
галтелей на разных участках вала делаются одинаковыми. В тяже-
ло нагруженных валах и осях для уменьшения концентрации на-
пряжений изготовляют галтели переменного радиуса.
Для выхода инструмента при нарезании резьбы канавки вы-
полняют по ГОСТ 10549—63.
Высота заплечиков для удержания деталей от осевого переме-
щения ориентировочно может быть принята t= (l,3...1,5)f.
Шпоночные пазы для удобства обработки должны располагать-
ся с одной стороны вала. Если обеспечивается прочность для умень-
шения номенклатуры режущего инструмента, допускается ширину
шпоночных пазов па валу принимать одинаковой.
Переходные участки валов, шпоночные пазы, шлицы, резьбы,
сквозные отверстия под штифты и прочее уменьшают усталостную
выносливость вала. Если вал имеет небольшой запас усталостной
выносливости, нужно избегать применения элементов, вызываю-
щих концентрацию напряжений.
Канавку для выхода шлифовального круга, которая существен-
но повышает концентрацию напряжений, следует заменить гал-
телью, по возможности увеличивая радиус сопряжения. Шлицевое
соединение, особенно эвольвентное, меньше снижает выносливость
вала, чем шпоночное. Упрочнение посадочной поверхности вала об-
каткой роликами или шариками может повысить предел выносли-
вости вала на 80... 100 %. Существует ряд других конструктивных и
технологических приемов по повышению выносливости валов. Вы-
ходные концы валов редукторов выполняют цилиндрическими
и коническими. Посадка па конус обеспечивает легкость сборки и
разборки, точность базирования, надежность крепления.
Концы валов должны оканчиваться фасками с, которые можно
принимать в зависимости от диаметра:
< мм до 10	10...15	15...30	30...45	45...70	70...100
с, мм 0,5	1	1,5	2	2,5	3
Такими же принимаются фаски на средних участках вала. Ост-
рые кромки притупляются.
Пример оформления рабочего чертежа вала приведен в гл. 7 ч. 2.
Осевое крепление деталей иа валах. Зубчатые колеса, шкивы,
звездочки, пол^муфты и другие детали могут крепиться одним из
способов, показанных на рис. 3.12. Осевое крепление подшипников
на валах приводится в главе «Подшипники качения».
Применяется крепление деталей за счет сил трения при посад-
ках с большим натягом (рис. 3.12, а). Такое соединение может из-
62
готовляться без шпонки и применяться даже при коротких ступи-
цах (lcr/d<.l). При этом изготовление упорного буртика на валу
не является обязательным.
Рис, S.12. Осевое крепление деталей на валах
63
При посадках деталей на вал с небольшим иатягом, по переход-
ным посадкам или с зазором для фиксирования применяются спе-
циальные конструктивные элементы.
Широко распространено крепление при помощи распорной втул-
ки (рис. 3.12, б). В этом случае во избежание перекосов ступица
детали должна быть длинной (/Ст/^^ 1 — 1,5). При коротких ступи-
цах и переходных посадках или посадках с зазором для устранения
перекосов деталь необходимо прижимать с помощью винтов или
гайки, как показано, например, на рис. 3.12, к. Круглые гайки и
стопорные шайбы выбираются по табл. 5.47, 5.48.
Крепление установочным винтом (рис. 3.12, г) с цилиндриче-
ским (ГОСТ 1478—75) или коническим концом (ГОСТ 1476—75)
распространено достаточно широко. Таким способом фиксируют в
основном детали, не нагруженные сосредоточенными осевыми на-
грузками (прямозубые колеса, шкивы, звездочки, муфты). Для пре-
дохранения от отвинчивания винт стопорят специальным замковым
кольцом (ГОСТ 2832—64) или кольцом из проволоки, которое за-
кладывают в шлицевый паз винта и кольцевую канавку на ступи-
це. Сверлить гнездо под стопорный винт можно на валу, но лучше
на шпонке (рис. 3.12, д), что устраняет концентрацию напряжений
и выпучивание кромок при засверливании у вала.
В случае, показанном на рис. 3.12, в, для сверления отверстия
в ступице под установочный винт предусматривается специальное
отверстие в ободе шкива. Здесь винт прижимается к лыске вала.
Если установочный винт нельзя поставить в ступицу, для за-
крепления детали можно воспользоваться установочным кольцом 1
(рис. 3.12, е) (ГОСТ 2832—64).
Крепление может осуществляться планкой (рис. 3.12, з), кото-
рая входит в поперечный паз вала или шпонки. Крепление кониче-
ским штифтом (ГОСТ 3129—70) фиксирует деталь в осевом направ-
лении и заменяет шпонку (рис. 3.12, и). Отверстие под штифт ослаб-
ляет вал, поэтому такое соединение используется при небольших
нагрузках.
Крепление деталей при помощи пружинных колец (рис. 3.12, л)
может воспринимать значительные осевые нагрузки, но меньшие,
чем распорные втулки. Недостатком такого соединения является
отсутствие осевого поджатия — деталь не всегда может быть за-
фиксирована в осевом направлении. В необходимых случаях меж-
ду кольцом и ступицей устанавливают специальную шайбу, кото-
рую подбирают по величине зазора. Канавки также являются кон-
центраторами напряжений, поэтому кольца лучше использовать на
концах валов, где напряжения невелики. Размеры пружинных ко-
лец и канавок для них приведены в табл. 5.45.
Приведенные выше примеры осевого крепления деталей могут
быть применены как на средних участках, так и на концах валов
цилиндрических и конических (рис. 3.12, к).
Крепление торцевыми шайбами (рис. 3.12, м, н) является прос-
тым и надежным способом фиксирования деталей на цилиндриче-
ских и конических концах валов. Для образования натяга шайба
«4
должна опираться на торец ступицы. Винты для крепления шайбы
стопорятся планками или проволочным замком (см. табл. 5.46).
При помощи двух полуколец 1 и винтов 2 (рис. 3.12, ж) можно
передавать значительные осевые нагрузки в направлении, показан-
ном на чертеже. Однако кольцевая канавка ослабляет вал, что яв-
ляется недостатком такой конструкции.
Материалы валов и осей (см. табл. 3.5). Прямые валы и оси
при средних нагрузках изготовляются без термообработки из угле-
родистых сталей 25, 30, Ст 3, Ст 4, Ст 5. В некоторых случаях при-
меняют сталь 45 или 40Х с термообработкой (улучшением). Тяже-
лонагруженные валы и оси изготовляются из легированных сталей
40ХН, 40ХНМА, ЗОХГС и других с последующей термообработкой.
При повышенных требованиях к твердости рабочих поверхностей,
например, цапф, шлицев применяют цементуемые стали 20Х,
12ХНЗА, 18ХГТ или азотируемые типа 38МЮА.
3.4. СПРАВОЧНЫЙ МАТЕРИАЛ
Табл. 3.4. Данные для определения расстояний между опорами валов
Передаваемый крутящий момент Г, Н-м	е	|	t яе менее	W
	ММ		
До 10		40..	.65	30.	..55	35..	.50	20.	..40
Свыше	10 до 20	45..	.70	35.	..60	40..	.55	25.	..45
Свыше	20 до 40	50..	.80	40.	..65	45..	.65	25.	..50
Свыше	40 до 60	55..	.85	45.	..75	50..	.70	25.	..55
Свыше	60 до 80	60..	.90	50.	..80	55..	.75	30.	..55
Свыше	80 До 100	65..	.100	55.	..90	60..	.80	30.	..60
Свыше	100 до 200	70..	.120	60.	..100	60..	.90	30.	..70
Свыше	200 до 400	80..	.145	70.	..130	70..	.105	40.	..80
Свыше	400 до 600	100..	.160	90.	..140	80..	.115	45.	..85
Свыше	600 До 800	115..	.175	105.	..155	90..	.125	50.	..90
Свыше	800 до 1000	130..	.185	120.	..165	95..	.135	55.	..95
Табл. 3.5. Механические характеристики материалов валов
Марки стали	Диаметр НП О гонки. мм, не ме- нее		1 вердикте НВ, не ниже	°в	®т	Тт	°-1	Т-1	* о	4=1
				МПа						
Ст 5	Любой Сталь 45	То же 120 80 Сталь 40Х	Любой 200 120 Сталь 40X11 Любой 200 Сталь 20Х	120 Сталь 12XII3A	120 Сталь 18ХГГ	60 Сталь 30X1 Г	Любой			190	520	280	150	220	130	0	0 200	560	280	150	250	150	0	0 240	800	550	300	350	210	0,1	0 270	900	650	390	380	230	0,1	0,05 200	730	500	280	320	200	0,1	0,05 240	800	Ь50	390	360	210	0,1	0,05 270	900	750	450	410	240	0,1	0,05 240	820	650	390	360	210	0,1	0.05 270	920	750	450	420	250	0,1	0,05 197	650	400	240	300	160	0,05	0 260	950	700	490	420	210	0,1	0,05 330	1150	950	665	520	280	0,15	0,1 320	1150	950	665	520	310	0,15	0,1							
3 Зак. 21.38
65
Табл. 3.6. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений ko и kx и моменты сопротивлений для определения
номинальных напряжений
1	Концентратор «	ко		кх		Эскиз	Моменты сопротивления	
	°в •		МПа			W, мм’	Ц7р , ММ’
	<700	>1000	<700	>1000			
1	2	3	4	5	6	7	8
Галтель (D/d = 1,25...2):
при rld = 0,02
при r/d = 0,06
при r/d — 0,10
Поперечное отверстие:
при a/d — 0,05...0,025
2,50	3,50	1,80	2,10
1,85	2,00	1,40	1,53
1,60	1,64	1*25	1,35
1,90	2,00	1,75	2,00
nd3	nd3
32	16
Выточка (t — ry
при r/d = 0,02
при r/d = 0,06
при r/d = 0,10
Шпоночные канавки
1,90	2,35	1,40	1,70
1,80	2,00	1,35	1,65
1,70	1,85	1,25	1,50
1,75	2,00	1,50	1,90
nd3 (
32 V
а \
1—1,54—1
d ]
nd3 f а \
ЛбУ"""!/
nd3
32	16
nd3 bt( d — ty mF _ bt(d-'t)2
32 — 2d 16 2d
Окончание
Шлицы пряыобочные
tnd3	nd3
= 32	Пб
1,60	~ . *5 2,80

Для шлицев серии: легкой
|= 1,125; средней £ =1,205;
тяжелой § = 1,265
Шлицы эвольвентные н валы-шестерни 1,60
1.73 1,50 1,60
nd3	nd3
32"	Тб
Нарезка витков червяков
2,30 2,50 1,70 1,90
Резьба
1,8	2,4	1,2	1,5
sidjf
32
nd3
32
itdj
Тб
nd3
Тб
Прессовая посадка при давлении не
менее 20 МПа	2,4	3,6	1,8	2,5
Примечание. При наличии нескольких концентраторов напряжений в одном сечеиии в расчет принимается тот, у ко-
5 торого коэффициент k больше.
Табл .3.7. Значения масштабных факторов ео и ех
Виды нагрузки и материал вала	Диаметр вала, мм							
	15	20	30	40	Б0	70	ВО	100
Изгиб. Углеродистая сталь Изгиб. Легированная сталь	0,95 0,87	0,92 0,83	% 0,88 0,77 ет	0,85 0,73	0,81 0,70	0,76 0,66	0,73 0,64	0,70 0,62
Кручение. Углеродис-	0,92	0,89	0,81	0,78	0,76	0,73	0,71	0,70
тая и легированная сталь
Табл. 3.8. Значения коэффициента поверхностного упрочнения р
Вид поверхностной обр аботкн	Предел прочности сердцевины ов , МПа	Коэффициент упрочнения		
		гладкие валы	валы с концентрацией напряжений	
			малой =£ 1.5	большой 1,ъ...2Д>
Закалка с нагревом ТВЧ	600...800 800...1000	1,5...1,7 1,3...1,5	1.6...1,7	2.4...2,8
Азотирование	900...1200	1,1...1,25	1,5...1,7	1,7...2,1
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	1.8...2,0
Табл. 3.9. Коэффициенты концентрации напряжений от состояния
поверхности
Вид механической обработки и шероховатость поверхности •	Значение кСп и Ьтп при ов , МПа		
	400	|	800	1200
Шлифование Ra 0,32...0,16	I	I	1
Обточка Ra 2,5...0,63	1,05	1,10	1,25
Обдирка Rz 80...20	1,20	1,25	1,50
Необработанная поверхность	1,30	1,50	2,20
68
Табл. 3.10. Отношение ko /ео и kz /кх для валов с посаженными деталями
Диаметр вала d,	Посад-	Gfj , МПа
мм	ка	400 | S00	| 600	| 700 | 800 | 900	| 1000 |	1200
ko 1*0
< 30.. .50	гб	2,25	2,50	2,75	3,00	3,25	3,5	3,75	4,25
	Л6	1,69	1,88	2,06	2,25	2,44	2,63	2,82	3,19
	/гб	1,46	1,63	1,79	1,95	2,11	2,28	2,44	2,76
	«6	2,75	3,05	3,36	3,66	3,96	4,28	4,60	5,20
>50... 100	Л6	2,06	2,28	2,52	2,75	2,97	3,20	3,45	3,90
	/16	1,80	1,98	2,18	2,38	2,57	2,78	3,00	3,40
				kt /*z					
<30...50	гб	1,75	1,90	2,05	2,20	2,35	2,50	2,65	2,95
	kG	1,41	1,53	1,64	1,75	1,86	1,98	2,09	2,31
	hG	1,28	1,38	1,47	1,57	1,67	1,77	1,86	2,06
	sG	2,05	2,23	2,52	2,60	2,78	3,07	2,26	3,62
> 50...100	kG	1,64	1,87	2,03	2,15	2,28	2,42	2,57	2,74
	hG	1,48	1,60	1.71	1,83	1,95	2,07	2,20	2,42
Глава 4. ШПОНОЧНЫЕ И ШЛИЦЕВЫЕ
СОЕДИНЕНИЯ
4.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Шпоночные соединения предназначены для передачи крутящих
моментов от вала к находящейся на нем детали или наоборот.
Наибольшее применение получили соединения призматическими
и сегментными шпонками. Первые выполняются в соответствии с
ГОСТ 23360—78 и СТ СЭВ 189—75 (рис. 4.1, табл. 4.1; рис. 4.2,
табл. 4.2), вторые — по ГОСТ 8794—68 (рис. 4.3, табл. 4.3).
Рис. 4.1. Соединение призматической шпонкой
Рис. 4.2. Соединение призматической высокой шпонкой
70
Рис. 4.3. Соединение сегментной шпонкой
I'm 4 I 111 11111111<<< соединение с прямобочпим профилем зубьев
1 Ipll IM.I1 IPII'l'I.lie ИПКШКН (рис. 1 I, И.2) ИЗГОТОВЛЯЮТ ИЗ ЧИСТО-
iiiiiyiort I i;i.nii прямоугольного сечения с отношением высоты h
к ширине b oi I I (для налои малого диаметра) до 1:2 (для валов
Гиннапих диамсгрои). Узкие грани шпонки — рабочие. Шпонки
при 1мп । пче< кпе высокие, (рис 4 2) имеют большие высоту и шири-
ну, чем шпонки призматические обыкновенные. Соединения сегмент-
ными пшоикимп применяются при валах небольших диаметров (до
4 1 мм) < >ип просты в изготовлении и сборке, однако вал сильно
in । in ок к я глубоким пазом под шпонку.
71
В качестве материала для шпонок используются конструкцион-
ные стали с пределом прочности не ниже 590 МПа (обычно Ст 6,
сталь 45, сталь 50).
Шлицевые соединения по сравнению со шпоночными обеспечи-
вают лучшее центрирование деталей на валу и большую несущую
способность и надежность, особенно при динамических и перемен-
ных нагрузках.
Рис. 4.5. Шлицевое соединение с эвольвентным профилем зубьев:
а — центрирование по наружному диаметру; б — центрирование по боковым поверхностям
зубьев (плоская форма дна впадины); в — центрирование по боковым поверхностям зубьев
(закругленная форма диа впадины)
Большое распространение получили шлицевые соединения с
прямобочным (рис. 4.4) и эвольвентным (рис. 4.5) профилями зубь-
ев (с углом профиля 30°). Размеры, допуски и посадки этих видов
шлицевых соединений стандартизованы и приводятся в табл. 4.4,
4.5.
Боковые стороны зубьев прямобочного профиля по СТ СЭВ
188—75 (см. рис. 4.4) параллельны, а средняя линия между боко-
выми сторонами проходит через центр сечения. Предусмотрены три
формы впадины между зубьями вала в зависимости от метода изго-
товления и способа центрирования: исполнения А, В и С. Допуски
на эти соеданения приведены в СТ СЭВ 187—75. Соединения с
эвольвентным профилем зубьев перспективны ввиду их технологич-
ности и повышенной прочности. Втулка в этих соединениях может
центрироваться на валу по боковым поверхностям зубьев или по
наружному диаметру. Допускается центрирование по внутреннему
диаметру.
72
Приводим основные параметры шлицевых эвольвентных соеди-
нений по СТ СЭВ 268—76;		
Наименование параметра	Обозначения	Величина и зависимость
Модуль	m	
Угол профиля зуба	а	а—30°
Число зубьев	г	
Диаметр делительной окружности	d	d=mz
Номинальный исходный диаметр соединения	D	D = mz+2xm +1,Im
Диаметр окружности вершин зубьев втулки Диаметр окружности	Da	Da~D—2m
вершин зубьев вала:		
при центрировании по боковым поверхностям зубьев		Da”*D—0,2m
при центрировании по на- ружному диаметру		Da~D
Смещение исходного контура	xm	1 m = — (D — mz — 1,1m)
Рекомендуемые способы и посадки см. в гл. 7 ч. 2.	центрирования	шлицевых соединений
4.2. РАСЧЕТЫ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИИ
Призматическая шпонка рассчитывается на смятие (основной
расчет) и на срез.
Из условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки,
выступающая из вала (см. рис. 4.1)
п _ 2Т _ 4,4Т
°см — < . /.	77----777 1асмЬ
Ipd (h — /i) d/i/p
где Осм — напряжение смятия; Т — крутящий момент на валу; /р —
рабочая длина шпонки; d — диаметр вала; h и ti — размеры соеди-
нения, выбираются по табл. 4.1, 4.2; [оСм] — допускаемое напряже-
нно на смятие.
Для шпонки с плоскими торцами ZP=Z, для шпонки со скруглен-
ными торцами lv=I—b, где I — полная длина шпонки, b — ширина
ШПОНКИ.
Размеры Ь и h выбираются по табл. 4.1 и 4.2 в зависимости от
диаметра вала d, длина шпонки I выбирается обычно несколько
менынен длины втулки (ступицы).
Гели а( М намного меньше [о1М], можно взять шпонку с меньшими
поперечными размерами и повторить расчет. Если же оСм>[<7см],
Можно поставить две шпонки (обычно под углом 180 ° друг к другу).
Условие прочности на срез шпонки
TCp=2T/(blpd) ^[тср],
1дг |»<Р1— допускаемое напряжение па срез.
< 1 мешпые шпоики также проверяются па смятие и срез.
73
Проверяется условие:
2Т
°см = а/(й-/)<[Осм1-
Условие прочности шпонки на срез имеет вид:
тср=2Г/ (bld) <[тСр].
Соответствующие размеры приведены в табл. 4.3.
Допустимые напряжения для шпоночных соединений зависят от
характера нагрузки (постоянная или переменная); характера рабо-
ты соединения с учетом возможности взаимного перемещения вала
и ступицы и точности определения действующих нагрузок.
Допустимые напряжения на смятие [осм] можно принимать по
следующим рекомендациям: [асм]=60...Ю0 МПа —при неподвиж-
ном соединении сопрягаемых вала и ступицы из стали или чугунного
или стального литья; [оСм] до 150 МПа — для неподвижных соедине-
ний или подвижных, в которых перемещение происходит без нагруз-
ки; [осм]=30...50 МПа — для неподвижных соединений, находящих-
ся под нагрузкой, рабочие поверхности которых не закалены;
[Щм]= Ю МПа для шпонок ходовых валиков. Допускаемое напряже-
ние на срез [тСр]=100 МПа.
При назначении более высоких значений допускаемых напряже-
ний на смятие (свыше 200 и 400 МПа) обязательно соблюдение
условия: твердость вала и ступицы должна быть больше твердости
шпонки.
Шлицевые соединения с зубьями прямобочного профиля в соот-
ветствии с ГОСТ 21425—75 рассчитываются на смятие и износ, что
соответствует их основным предельным состояниям. Причиной изно-
са (даже для неподвижных соединений) является циклическое
скольжение рабочих поверхностей зубьев как в радиальном, так и
в осевом направлениях. В свою очередь циклическое скольжение
вызывается: 1) наличием радиальной нагрузки, которая приводит
к радиальным перемещениям боковых поверхностей зубьев, а при
вращении вала — к их циклическому скольжению; 2) перекосами
осей вала и ступицы, в результате чего при вращении появляется
циклическое скольжение и в осевом направлении.
В расчете несущей способности по ГОСТ 21425—75 учитывается
лишь радиальное циклическое скольжение, а наличие перекосов,
эксцентриситетов нагрузки, погрешностей монтажа, влияние раз-
личной податливости вала и ступицы учитывается соответствующи-
ми коэффициентами. Названный ГОСТ не может ’ использоваться
для зубчатых соединений валов со шкивами, паразитными шестер-
нями и специальных соединений для компенсации перекосов.
Расчету 1?а смятие подлежат соединения с упрочненными поверх-
ностями (закалкой, цементацией) для начального периода работы
до их приработки и соединения без упрочнения рабочих поверхно-
стей или с улучшенными поверхностями для периода работы после
приработки. Расчет на износ проводится для периода работы после
приработки.
74
Условие прочности на смятие
о = TI(Sf Г) [асм],
где о — среднее давление на рабочих поверхностях, МПа; Т — пе-
редаваемый крутящий момент, Н • мм; Sf = 0,5dcphz — удельный сум-
марный статический момент площади рабочих поверхностей соеди-
нения относительно оси вала, мм3/мм (см. табл. 4.4); dcp — средний
диаметр шлицевого соединения (см. табл. 4.4); h — рабочая высота
зубьев, мм (см. рис. 4.4 и табл. 4.4); z — число зубьев (см. табл.
4.4); I — рабочая длина соединения, мм; [осм] — допускаемое сред-
нее давление из расчета на смятие, МПа:
[осм] = от /(пКСМ Ад).
где от — предел текучести материала зубьев с меньшей твердостью
поверхности; п =1,25...1,4 — коэффициент запаса прочности при
расчете на смятие; меньшие значения для незакаленных рабочих по-
верхностей неответственных соединений, большие — для закаленных
поверхностей и более ответственных соединений; /Ссм— общий
коэффициент концентрации нагрузки при расчете на смятие; —
= Ттах1Т— коэффициент динамичности нагрузки; при системати-
ческой знакопеременной нагрузке без ударов 2, при частом
реверсировании Ад =» 2,5, при действии редких эпизодических пи-
ковых нагрузок на незакаленные поверхности в расчет вводится
уменьшенное значение ТП10Х;
Кем — Аз Аир Ап,
где Аз— коэффициент неравномерности распределения нагрузки
между зубьями; если соединение нагружено только крутящим мо-
ментом, К3= 1; Авр— коэффициент продольной концентрации на-
Рис. 4 6. К определению коэффициента Л'„р
грузки (подлине соединения); Ап— коэффициент, учитывающий
концентрацию нагрузки в связи с погрешностями изготовления: до
приработки при высокой точности изготовления (погрешности шага
jy6i.cn и пепараллельность их осям вала и ступицы менее 0,02 мм)
Л,,> 1,1 .1,2; при более низкой точности Ап= 1,3...1,6; после прира-
CoiKii A'u = 1.
75
Для соединений валов с цилиндрическими зубчатыми колесами
коэффициент К& определяется из табл. 4.6, коэффициент Кпр при
расположении зубчатого венца со стороны закручиваемого участка
вала (подводе и снятии крутящего момента с одной стороны сту-
пицы, рис. 4.6, а) определяется
по формуле Лпр=/<кр4-Ке—1.
Если зубчатый венец расположен
со стороны незакручиваемого уча-
стка вала (подвод и снятие кру-
тящего момента с разных сторон
ступицы, рис. 4.6, б), Кпр прини-
мается равным большему из зна-
чений Ке И Кир-
Здесь Ккр — коэффициент
концентрации нагрузки от закру-
чивания вала, выбирается из
табл. 4.7 в зависимости от отно-
шения 1/D; Ке — коэффициент
концентрации нагрузки в связи
со смещением нагрузки от сере-
дины длины ступицы, определя-
ется по графику рис. 4.7 в зависимости от параметров ф и е:
ф=^ср/ (dw cos aw),
где dCp — значения см. по табл. 4.4; dw — диаметр начальной окруж-
ности зубчатого колеса; aw — угол зацепления.
Для соединения цилиндрического прямозубого колеса с валом
е=е// (рис. 4.8, а); для соединения косозубого колеса с валом
(рис. 4.8,6) е=е/1± (0,5dwtg|Jcos aw)/l, где p— угол наклона
зубьев косозубого колеса (знак «плюс» принимается при действии
в одном направлении моментов от радиальной Град и осевой Foc сил
на зубчатом колесе относительно оси вала, лежащей на середине
длины ступицы, знак «минус» — в противном случае).
Если соединение нагружено только крутящим моментом,
Апр = Акр.
Формулы для вычисления коэффициентов нагрузки в более об-
щих случаях нагружения соединения приводятся в ГОСТ 21425—75.
Рис, 4.8. К определению коэффициента е
76
Расчет соединения на износ
o = T/(Sf/)<[oH3HL
где [Оизн] — допускаемое среднее давление при расчете на износ
(значение [оИЗн] при постоянном режиме нагружения, средних усло-
виях работы и числе циклов нагружения 7V= 108 приведены в табл.
4.8), в общем случае
[Оизн] = [Оусл]/ (ДизнКдолг^Ср),
(сГусл] — допускаемое условное давление при базовом числе циклов
« постоянном режиме работы (см. табл. 4.9); Киза — /СзА'пр—общий
коэффициент концентрации нагрузки при расчете на износ; Кя—
коэффициент, учитывающий влияние неравномерности нагружения
зубьев и различное скольжение на рабочих поверхностях при вра-
щении вала; для соединений, нагруженных только крутящим мо-
ментом, /Сз = 1; для соединений валов с цилиндрическими зубча-
тыми колесами Кя см. в табл. 4.6; АДОЛг =/СнАц — коэффициент
долговечности; 7<н — коэффициент переменности нагрузки, см.
табл. 4.10;
Ки =
коэффициент, зависящий от числа циклов; N — расчетное число
циклов, равное суммарному числу оборотов вала за все время рабо-
ты; при общем времени работы 1Ч и средней частоте вращения пвр
в одну сторону М=60/члвр; Кр^КсКос— коэффициент условий ра-
боты; Кс — коэффициент, учитывающий условия смазки соединения:
при обильной смазке без загрязнения Ас = 0,7, при средней — Кс — 1,
при бедной смазке и работе с загрязнениями Кс=1,4; Кос — коэф-
фициент, учитывающий характер сопряжения ступицы с валом: при
жестком закреплении ступицы на валу АОс=1,0; при небольших
осевых смещениях АОс=1,25; при осевых перемещениях под нагруз-
кой Кос = 3.
Условие работы соединения без износа при неограниченно боль-
шом числе циклов нагружения
П^[Пб.и]/ (КмзиКнКр),
где [ос.и] — допускаемое наименьшее давление из условия работы
без износа: [об.и]=0,028 НВ МПа — для нетермообработанных;
1пбИ] = 0,032 НВ МПа — для улучшенных; [об.и]=0,3 HRC МПа —
для закаленных; [аб.и]=0,4 HRC МПа — для зубьев, упрочненных
цементацией.
Расчет малоответственных шлиГевых соединений на износ раз-
(шшается производить по средним допустимым напряжениям
i’u»nl, приведенным в табл. 4.8.
Для случаев, на которые не распространяется ГОСТ 21425—75,
можно выполнять расчет на смятие боковых поверхностей шлиц по
формуле (независимо от профиля зубьев соединения):
Осм = 77(Sf /ф) ^[Осм1,
77
где ip = 0,7...0,8 — коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по зубьям; [аём] — напряжение смятия, см.
табл. 4.11.
Значения Sf для прямобочных шлиц см. по табл. 4.4. При оп-
ределении Sf для шлиц эвольвентного профиля следует учитывать
их геометрические особенности (см. табл. 4.5):
SF - 0,5f/(;p/i<z,
где dCp=d+2xm; (da —Da)/2 —0,2m » 0,8m при центрировании по
наружному диаметру; h~ (da—Da)/2—0,1т^0,8т при центрирова-
нии по боковым поверхностям зубьев (плоская форма дна впади-
ны); h= (da—Da) /2~0,9т — при центрировании по боковым поверх-
ностям зубьев (закругленная форма дна впадины).
4.3. СПРАВОЧНЫЙ МАТЕРИАЛ
Табл. 4.1. Размеры сечений шпоиок и пазов, мм (по СТ СЭВ 189 — 75)
Диаметр вала, d		Размеры сечений шпоиок		Глубина паза		Радиус закругления пазов г	
		ь 1	л	вал tt	| втулка tt	наименьший	наибольший
6.	..8	2	2	1,2	1,0		
8.	..10	3	3	1,8	1,4	0,08	0,16
10.	..12	4	4	2,5	1,8		
12.	..17	5	5	3	2,3		
17.	..22	6	6	3,5	2,8	0,16	0,25
22.	..30	8	7	4	2,8		
30.	..38	10	8	5	3,3		
38.	..44	12	8	5	3,3	0,25	0,4
44.	..50	14	9	5,5	3,8		
50.	..58	16	10	6	4,3		
58.	..65	18	11	7	4,4	0,25	0,4
65.	..75	20	12	7,5	4,9		
75.	..85	22	14	9	5,4		
85.	..95	25	14	9	5,4	0,4	0,6
95.	..110	28	16	10	6,4		
ПО.	..130	82	18	11	7,4	0,4	0,6
130.	..150	36	20	12	8,4		
150.	..170	40	22	13	9,4	0,7	1,0
170.	..200	45	25	15	10,4		
200.	..230	50	28	17	11,4		
230.	..260	56	32	20	12,4		
260.	..290	63	32	20	12,4	1.2	1.6
290.	..330	70	36	22	14,4		
330.	..380	80	40	25	15,4		
380.	..440	90	45	28	17,4	2,0	2,5
440.	..500	100	50	31	19,5		
Примечания. 1. Длина призматических шпонок выбирается из ряда (по СТ
СЭВ 189—75) 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18 , 20 , 22 , 25 , 28 , 32 , 36 , 40 , 45,50,
56 , 63 , 70 , 80 , 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220 , 250 , 280 , 320,
360, 400, 450, 500.
2. СТ СЭВ 189—75 предусматривает три исполнении шпонок: А—со скруг-
ленными торцами; В — с обоими плоскими торцами; С — с одним закругленным
и одним плоским торцом (по ГОСТ 23360—78—исполнения 1...3).
3. Допуски шпонок и пазов см.' ГОСТ 23360—78.
78
Табл. 4.2. Размеры шпоиок, сечеиий шпоиок и пазов, мм (по
ГОСТ 10748 — 68) (см. рис. 4.2)
Диаметр аала d		Размеры сечений шпоиок		Глубина паза		Радиус закругления пазов г	
		b 1	h	<1	1	наименьший |	наибольший
20.	..38	10	9	5,5	3,8	0,25	0,4
38.	..44	12	11	7	4,4		
44.	..50	14	12	7,5	4,9		
50.	..58	16	14	9	5,4		
58.	..65	18	16	10	6,4		
65.	..75	20	18	11	7,4	0,4	0,6
75.	..85	22	20	12	8,4		
85.	..95	25	22	13	9,4		
95..	.100	28	25	15	10,4		
ПО..	.130	32	28	17	11,4		
130..	.150	36	32	20	12,4	0,7	1,0
150..	.170	40	36	22	14,4		
170..	.200	45	40	25	15,4		
200..	.230	50	45	28	17,4		
230..	.260	56	50	31	19,5	1,2	1.6
260..	.290	63	60	36	24,5	—	
290..	.330	70	65	39	26,5		
330..	.380	80	75	44	31,5	2,0	2,5
380..	.440	90	85	49	36,5		
440..	.500	100	95	54	41,5		
Табл. 4.3. Размеры шпоиок и пазов, мм (по ГОСТ 8794 — 68) (см. рис. 4.3)
Интервалы диаметров вала d		Номинальные размеры шпонок				Глубина паза		Радиус зак- ругления па- зов	
для шпоиок, передающих крутящий момент	ДЛЯ шпонок, фиксирующих элементы	ь	h	41	1	иа вале t	иа втулке G		
								наи- мень- ший	наи- боль- ший
1	2	3	4	5	ь	7	8	9	10
3...4	> 6 <8	1	1,4	4	3,8	1	0,6	—,	0,05
> 4 <6	> 8 < 10	1,5	2,6	7	6,8	2	0,8		
		2	2,6	7	6,8	1,8	1,0		
> 6 <8	> 10 < 12	2	3,7	10	9.7	2,9	1,0		
		2,5	3,7	10	9,7	2,9	1,0		
		3	3,7	10	9,7	2,5	1,4		
> 8 < 10	> 12< 17	3	5	13	12,6	3,8	1,4	0,08	0,16
		3	6,5	16	15,7	5,3	1 .4		
		4	5	13	12,6	3,5	1,8		
		4	6,5	.16	15,7	5	1,8		
> 10 < 12	> 17 < 22	4	7,5	19	18,6	6	1,8		
		4	9	22	21,6	7,5	1,8		
		—	6,5	16	15,7	4,5	2,3		
		!	3	7,5	19	18,6	5,5	2,3		
> 12 < 17	> 22 <30				9	22	21,6	7	2,3		
		—Ч	10	25	24,5	8	2,3		
			(7,5)	(19)	18,6	(-5)	2,8		
			9	22	21,6	6,5	2,8		
79
Окончание
1	2 1	3 1	<	5	6 1	7	8	9	10
> 17 < 22	> 30 < 38		10	25	24,5	7,5	2,8	0,16	0,25
			11	28	27,3	8,5	2,8		
			13	32	31,4	10,5	2,8		
			9	(22)	21,6	(6)	3,3		
			11	28	27,3	8	3,3		
> 22 < 30	> 38 <44		13	32	31,4	10	3,3		
			15	38	37,1	12	3,3		
			13	32	31,4	10	3,3		
			15	38	37,1	12	3,3		
> 30 < 38	> 44 < 50	В-®	16	45	43,1	13	3,3	0,25	0,40
			17	55	50,8	14	3,3		
> 38 <44	> 50 < 58	12	19	65	59,1	16	3,3		
Цифры в скобках не являются предпочтительными.
Табл. 4.4. Геометрические характеристики шлицевых прямобочиых соединений,
мм (по СТ СЭВ 185—75) (см. рис. 4.4)
Номинальные размеры соединения	Расчетные размеры			S f , мм!/мм
zXdxO	rfcp	1 * 1	ь	
1	2	1 3	1	4	5
Легкая серия
6X23X26	24,5	0,9	6	66
6X26X30	28,0	1,4	6	118
6x28x32	30,0	1,4	7	126
8x32x36	34.0	1.2	6	163
8X36X40	38,0	1,2	7	182
8X42X46	44,0	1,2	8	211
8x46x50	48,0	1.2	9	230
8x52x58	55,0	2,0	10	4 40
8X56X62	59,0	2,0	10	472
8x62X68	65,0	2,0	12	520
10X72X78	75,0	2,0	12	750
10X82X88	85,0	2,0	12	850
10x92x98	95,0	2,0	14	950
Юх Ю2х 108	105,0	2,0	16	1050
10X112x120	116,0	3.0	18	1740
	Средняя серия			
6X11X14*	12,5	0,9	3,0	34
6x13x16	14,5	0,9	3,5	39
6x16x20	18,0	1,4	4,0	76
6х 18x22	20,0	1,4	5,0	84
6X21X25	23,0	1,4	5,0	97
6X23X28	25,5	1,9	6,0	145.
80
Окончание
1	1 8	3	«	5
6X26X32	29,0	2,2	6,0	191
6x28x34	31,0	2,2	7,0	205
8x32x38	35,0	2,2	6,0	308
8x36x42	39,0	2,2	7,0	343
8X42X48	45,0	2,2	8,0	396
8x46x54	50,0	3,0	9,0	600
8x52x60	56,0	3,0	10,0	672
8x56x65	61,0	3,5	10,0	854
8x62x72	67,0	4,0	12,0	1072
10x72x82	77,0	4,0	12,0	1540
10X82X92	87,0	4,0	12,0	1740
Юх92хЮ2	97,0	4,0	14,0	1940
10Х 102X112	107	4,0	16,0	2140
10X112X125	119	5,5	18,0	3260
Тяжелая серия
10X16X20	18,0	1,4	2,5	126
10x18x23	20,5	1,9	3,0	195
10x21x26	23,5	1.9	3,0	223
10x23x29	26,0	2,4	4,0	312
10X28X35	31,5	2,7	4,0	426
10X32X40	36,0	3,2	5,0	576
10X36X45	40,5	3,7	5,0	749
10X42X52	74,0	4.2	6,0	978
10X46X56	51,0	4,0	7,0	1020
10X52X60	56,0	3,0	5,0	1340
10x56x65	60,5	3,5	5,0	1690
16X62X72	• 67,0	4,0	6,0	2140
16x72x82	77,0	4,0	7,0	2460
20x82x92	87,0	4,0	6,0	3480
20X92X102	97,0	4,0	» 7,0	3880
20Х 102X115	109	5,5	8,0	5970
20X112X125,	119	5,5	9,0	6520
Примечания. 1. Размеры фасок (см. рис. 4.4) /=>0,3—-0,5 мм (боль-
шие для больших размеров).
2.	Прн центрировании по внутреннему диаметру шлицевые валы изготовля-
ются в исполнениях Л и С.
3.	При центрировании по наружному диаметру и боковым сторонам зубьев
шлицевые валы изготовляются в исполнении В.
4.	Пример условного обозначения соединения с числом зубьев z — 8, внут-
ренним диаметром d = 36 мм, наружным D = 40 мм, шириной зуба Ь=*1 мм, с
центрированием по внутреннему диаметру, с посадкой по диаметру центрирова-
Р9	Hl Н\2 D9
ния 1П!е8 и с посадкой по размеру b d — 8x 36—g- X 40 дц X 7 -jg~.
81
Табл. 4.5. Соединения шлицевые эвольвеитные с углом профиля 30°
(по СТ СЭВ 269 — 76)
Номинальный диаметр I), мм		Модуль m															
		Ряд 1-й Ряд 2-й	0,5	0,6	0,8	1	1,25	1,5	2	2,5	3	3,5	4	5	6	8	10
Ряд 1-й	Ряд 2-й	число зубъев, z															
15	—	28	23	17	13	Ю	8	6 —	16	30	25	18	14	11	9	6 17	—	32	27	20	15	12	10	7 —	18	34	28	21	16	13	10	7	— 20	—	38	32	23	18	14	12	8	6	—. —	22	42	35	26	20	16	13	9	7	6 25	—	48	40	30	24	18	15	11	8	7 —	28	54	45	34	26	21	17	12	10	8 30	—	— 48 36 28 22	18 13 10 8 	 —	32	52	38	30	24	20	14	11	9	6 35	—	57	42	34	26	22	16	12	Ю	7 —	38	62	46	36	29	24	18	14	Н	8	—. 40	—	64	48	38	30	25	18	14	12	8	6 —	42	68	51	40	32	26	20	15	12	—	9	7 45	—	74	55	44	34	28	21	16	13	12	10	7	—- —	48	78	58	46	37	30	22	18	14	12	10	8	6 50	—	—	60	48	38	32	24	18	15	12	11	8	7 —	52	64	50	40	33	24	19	16	12	11	9	7 55	—	66	54	42	35	26	20	17	14	12	9	8 58	70 56 45 37 28 22 18 ,4 13 10 8 60	—	74	58	46	38	28	22	18	16	13	10	8	- —	62	_	48	40	30	23	19	16	14	11	9	— 65	—	50	42	31	24	20	18	15	11	9	— —	68	53	44	32	2	21	18	15	12	10	—	— 70	—	54	45	34	26	22	18	16	12	10	7	— —	72	₽	56	46	34	27	22	20	16	13	10	— 75	—	~	58	48	36	28	24	20	17	13	11	8	— —	78	•	60 50 38 30 24 21 18 14 11 	 80	—	—	62	52	38	30	25	22	18	[4	12	8	6 —	82	” „	53 40 31 26 22 19 15 12 	 85	—	55	41	32	27	24	20	15	13	9	7 —	88	57	42	34	28	24	20	16	13	—	— 90	—	58	44	34	28	24	21	16	13	10	7 —	92	60	44	35	29	25	22	17	14	—	— 95	—	62	46	36	30	26	22	18	14	10	8 —	98	64	48	38	31	26	23	18	15	—	— 100	—	64	48	38	32	28	24	18	15	11	8																	
Примечания. 1. Предпочтительным является ряд 1-й.
2.	Выделенные числа являются предпочтительными.
3.	Модуль 5,5 по возможности не применять.
4.	В СТ СЭВ 269 — 76 значения тих даны для диаметров 4...500 мм.
83
Табл. 4.6. Коэффициенты неравномерности распределения нагрузки
между зубъями
Коэффициенты
При ip = dcp/(d„,cos а „,)
0,30 | 0,35 | 0,40 | 0,45 | 0,50 | 0,55 | 0,60 | 0,65 | 0,70 |
0,75
К3	1.6	1,7	1,8	1,9	2,0	2,1	2,2	2,4	2,7	3,0
К'	1,1	1,2	1,4	1,6	1,9	2,2	2,5	3,0	3,7	4,5
Примечания, l.dg,— диаметр начальной окружности зубчатого колеса,
насаженного на шлиценый вал,
2-	—угол зацепления того же колеса.
Табл. 4.7. Значения коэффициента Ккр
Наружный диаметр вала	Отношение l[D									
	1,0	|		1,5		2,0	1 1 2-5		3,0		
(серия н диаметр D)	коэффициент концентрации нагрузки Ккр									
	1 1	2 1	1 1	2	1 1	2 1	1 1	2	1 > 1	2
Легкая до 26	1,3	1,1	1,7	1,2	2,2	1,4	2,6	1,5	3,2	1,7
30...50	1.5	1,2	2,0	1,3	2,6	1,5	3,3	1,8	3,9	1,9
58...120	1,8	1,3	2,6	1,4	3,4	1,7	4,2	2,0	5,1	2,2
Средняя до 19	1,6	1,2	2,1	1,3	2,8	1,5	3,5	1,7	4,1	1,9
20...30	1,7	1,2	2,3	1,4	3,0	1,6	3,8	1,9	4,5	2,1
32...50	1,9	1,3	2,8	1,5	3,7	1,8	4,6	2,1	5,5	2,3
54... 112	2,4	1,4	3,5	1,7	4,8	2,1	5,8	2,4	7,0	2,8
Свыше 112	2,8	1,5	4,1	1,9	5,5	2,5	6,8	2,7	8,2	3,1
Тяжелая до 23	2,0	1,3	3,0	1,6	4,0	1,9	5,0	2,2	6,0	2,5
23...32	2,4	1,4	3,5	1,8	4,7	2,1	5,7	2,4	7,0	2,8
35...65	2,7	1,5	4,1	1,9	5,3	2,2	6,8	2,7	8,0	3,1
72...102	2,9	1,6	4,3	2,0	5,6	2,4	7,0	2,8	8,5	3,3
Свыше 102	3,1	1,7	4,7	2.1	6,2	2,5	7,8	3,0	9.3	3,5
Примечания. Коэффициент /<кр приведен для двух случаев: 1) до при-
работки (для расчета на смятие); 2) после приработки для соединений, работаю-
щих с переменным режимом. Для соединений, работающих с постоянным режи-
мом, после приработки Ккр = 1.
Табл. 4.8. Среднее допускаемое давление [оизн ], МПа
Соотношение размеров	Термическая обработка и средняя твердость					
	без обра- ботки HRC 20 (НВ 218)	улучшение HRC 28 (НВ 270)	закалка			цементация н закалка или азоти- рование HRC 60
			HRC 40	HRC 46	HRC 62	
е/1 = 0 .	73	85	105	130	142	158
Исв/dw = 0,35; е//= 0,25	52	60	77	97	105	117
Р	еП = 0,5	38	45	60	75	80	90
е//=0	47	55	67	85	92	100
•UMw = 0,5; е//= 0,25	32	37	47	60	66	72
Р	е//= 0,5	22	26	34	42	45	50
83
Табл. 4.9. Рекомендуемые значения допускаемых наибольших давлений
[<у * 1 > МПа
усл
Термическая обработка и средняя твердость поверхности
без обработки	улучшение	закалка			цементация
HRC 20 (НВ 218)	HRC 28 (НВ 270)	HRC 40	HRC 45	HRC 52	и закалка или азотирование HRC
95	ПО	135	170	185	205
* При работе с частыми реверсами рекомендуется снижать на 20. ..25%.
Табл. 4.10. Коэффициенты переменности нагрузки К„			
Режим	|			Ки
Постоянный	Работа с постоянной нагрузкой		1,0
Тяжелый	Работа большую часть времени с нагрузками	высокими	0.77
Среднеравновероят- иый	Одинаковое время работы со всеми ми нагрузки	значения-	0,63
Средненормальный	Работа большую часть времени со нагрузками	средними	0.57
Легкий	Работа большую часть времени нагрузками	с малыми	0.43
Табл. 4.11. Допускаемые напряжения смятия
Условия работы соединения	Условия эксплу- атации	Термообработка рабочих поверхностей зубьев	
		не производится | 1 ст ' 1 » МПа см	производится
Соединение непод-	а	35...50	40...70
вижное	б	СО...100	100...140
Соединение подвиж-	в а	80...120 15...20	120...200 20...35
ное не под нагрузкой	б	20...30	30...60
То же под нагрузкой	в а б в	25...40	40...70 3...10 5...15 10...20
Примечания, а — условия эксплуатации тяжелые: нагрузка знакопере-
менная с ударами в обоих направлениях; вибрация большой частоты и амплиту-
ды; условия смазки (для подвижных соединений) плохие; поверхности невысокой
твердости; невысокая точность обработки, то же в отношении соосности вала н
втулки; б — условия эксплуатации средние; в — условия эксплуатации хорошие.
Глава 5. ОПОРЫ КАЧЕНИЯ
5.1.	ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Наиболее ответственными узлами машин и механизмов явля-
ются устройства, в которых осуществляется взаимное перемещение
сопряженных деталей. К ним относятся опоры вращающихся дета-
лей: валов, зубчатых колес, шкивов и др.
Наиболее распространенными являются опоры па подшипни-
ках качения, что обусловлено преимуществами этих подшипников
перед подшипниками скольжения. Оба типа опор — качения и
скольжения — в одинаковой мере обеспечивают все требуемые дви-
жения деталей машин и могут воспринимать все виды нагрузок,
а их достоинства и недостатки учитываются лишь при проектиро-
вании конкретных устройств. Поэтому для правильного выбора
типа опоры необходимо знать важнейшие особенности основных
элементов опор — подшипников. Первое преимущество подшипни-
ков качения состоит в том, что в широком диапазоне умеренных
частот вращения и нагрузок даже при разнообразном изменении
условий нагружения, скоростей и температур сопротивление вра-
щению является малым и изменяется в значительно меньших пре-
делах, чем в подшипниках скольжения. Сопротивление движению
при трогании с места и в установившемся режиме для подшипни-
ков качения при сравнительно небольших скоростях вращения
практически одинаково. В данных случаях процесс качения имеет
преимущество перед процессом скольжения, протекающим только
при граничном трении и в определенных диапазонах скоростей,
нагрузок и температур. При высоких скоростях вращения сопротив-
ление движению в подшипниках качения больше, чем в подшипни-
ках скольжения, для которых в этом случае создаются условия
жидкостного трения, уменьшающего сопротивление вращению до
уровня более низкого, чем в подшипниках качения. Создание и
поддержание таких условий требует сложных устройств.
Вторым преимуществом подшипников качения является возмож-
ность создавать опоры простые по конструкции, но способные при
малом сопротивлении движению выдерживать нагрузки, различные
по направлению и характеру, в том числе ударные и циклические
с различными характеристиками циклов.
Одним из важнейших преимуществ подшипников качения перед
подшипниками скольжения является их массовое производство и,
следовательно, меньшая стоимость. Однако это относится лишь к
подшипникам стандартных конструкций и сравнительно неболь-
ших размеров.
85
К преимуществам подшипников качения относятся также их
малые осевые размеры (0,2... 1 диаметра вала); сравнительно не-
сложный способ замены, осуществляемый, как правило, без под-
гонки посадочных мест, сопрягаемых с подшипниками деталей;
простота ухода при эксплуатации; малый расход смазочных мате-
риалов, большая надежность против заедания, пожарная безопас-
ность и др.
К недостаткам подшипников качения по сравнению с подшип-
никами скольжения относятся значительно большие радиальные
размеры, большее сопротивление вращению при высоких скоростях,
способность вызывать шум и вибрацию, пониженная жесткость,
нерентабельность мелкосерийного и штучного производства, повы-
шенная точность изготовления и монтажа. Однако некоторые
недостатки ощущаются лишь в устройствах, к которым предъяв-
ляются повышенные требования. В большинстве изделий с умерен-
ной точностью, быстроходностью и нагруженностью обязательно
применение подшипников качения в качестве элементов опор. Под-
шипники качения применяются в опорах станков различных
назначений, электрических машинах малой и средней мощности,
коробках передач, большинстве редукторов, узлах авиационных
агрегатов, автомобилях, тракторах, сельскохозяйственных, горных,
дорожных, подъемно-трапсиортпых машинах и механизмах, агре-
гатах тяжелого машиностроения и др. Подшипниками качения
оснащены также опоры разнообразных устройств оборонной и ра-
кетной техники.
5.2.	ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ
5.2.1.	Устройство, классификация, классы точности,
материалы, условное обозначение
Подшипник качения, как правило, представляет собой отдель-
ный узел, состоящий из наружного и внутреннего колец, тел каче-
ния, расположенных между кольцами, и сепаратора, разделяющего
и удерживающего эти тела в определенном положении. Подшип-
ник закрытого типа имеет встроенные в наружное кольцо защитные
шайбы, служащие для удержания заложенной в него при сборке
смазки. В качестве тел качения используют шарики или ролики.
Последние могут быть цилиндрическими, коническими, бочкообраз-
ными, сплошными, полыми или витыми. Для обеспечения правиль-
ного качения шариков или роликов кольца подшипников имеют
соответствующие поверхности, называемые беговыми дорожками.
Посадочные поверхности колец выполняются, как правило, глад-
кими цилиндрическими, но отдельные типы подшипников могут
иметь на наружных кольцах буртики или канавки для крепления
их в корпусе, а отверстия внутренних колец выполняют иногда
коническими. В некоторых типах подшипников наружные и внут-
ренние кольца выполняются разъемными в плоскости, перпенди-
кулярной к оси вращения подшипника.
86
При недостаточных радиальных размерах опоры иногда исполь-
зуют подшипники, кольцами которых служат непосредственно дета-
ли узла, например вал и корпус, между которыми расположены тела
качения с сепаратором или без него. Все подшипники качения
выполняют в основном стандартных размеров, с разделением на
размерные серии по диаметрам и ширине. По диаметрам подшип-
ники качения имеют две сверхлегкие, две особо легкие, две лег-
кие, среднюю и тяжелую серии, а по ширине — узкую, нормальную,
широкую и особо широкую. Ряд однотипных подшипников, разме-
ры (диаметры и ширина) которых соответствуют размерным рядам
ГОСТа, составляют стандартную размерную серию, в которой
одинаковые по конструкции подшипники с одним и тем же поса-
дочным размером внутреннего кольца имеют разные диаметры
наружных колец и ширину. Наличие различных серин под-
шипников качения позволяет применять подшипники различной
несущей способности при одних и тех же посадочных размерах
валов.
Все конструктивные разновидности подшипников качения клас-
сифицируются в соответствии с ГОСТ 3395—75 по следующим
основным признакам: по направлению действия воспринимаемой
нагрузки — радиальные, упорные, радиально-упорные и упорно-
радиальные; по форме тел качения — шариковые и роликовые; по
числу рядов тел качения — однорядные, двухрядные, четырехряд-
ные и многорядные; по основным конструктивным признакам —
самоустанавливающиеся и несамоустанавливающиеся, с цилиндри-
ческим или конусным отверстием внутреннего кольца, одинарные
или двойные, сдвоенные, строенные и др.
Деление подшипников на группы в зависимости от восприни--
маемой нагрузки в ряде случаев условно. Радиальные подшипники
некоторых типов (в частности, шариковые однорядные радиальные)
могут воспринимать как комбинированную, так и осевую нагрузки,
а упорно-радиальные подшипники, например, обычно используют-
ся для восприятия осевых нагрузок.
Подшипники качения различаются также по точности их изго-
товления. ГОСТ 520—71 устанавливает пять степеней точности:
0, 6, 5, 4 и 2, расположенные в порядке возрастания точности. Точ-
ность подшипников качения определяется точностью посадочны^
размеров колец и их ширины или (для радиально-упорных) мон-
тажной высоты и точностью вращения колец. Показатель точности
вращения, характеризуемый радиальным и осевым биением, имеет
особенно важное значение для вращающегося кольца, так как его
биение передается на связанные с ним детали узла, вызывая неже-
лательные последствия: динамические нагрузки, вибрацию, шум
и др. Точность вращения колец подшипников и связанные с ним
последствия зависят от точности изготовления деталей подшипника
и от правильности конструкции подшипникового узла, посадок ко-
лёц подшипника и качества монтажа.
Класс точности подшипников назначают в зависимости от тре-
бований, предъявляемых к проектируемому узлу, например, по
87
нормам радиальных и осевых биений вала, вибраций и др. Для
большинства конструкций общего назначения применяют подшип-
ники нормального класса 0. Подшипники более высоких классов
точности используют, например, для шпиндельных и других оиор
металлорежущих станков, точных приборов, двигателей и др. Не-
обоснованное применение подшипников повышенной точности не
допускается, так как ведет к неоправданному удорожанию изделий.
Наглядное представление о точности подшипников разных классов
и их относительной стоимости дает сравнение максимальных зна-
чений радиальных биений внутренних колец, подшипников диа-
метром 50...80 мм:
класс точности	0	6	5	4	2
радиальное биение, 20	10	5	3	2,5
мкм			
относительная			
стоимость	1	1,3	2	4	10
Подшипники качения имеют	условные	обозначения, составлен-	
ные из цифр и букв. Система основных обозначений подшипников
предусмотрена ГОСТ 3189—75. В этих обозначениях число для
подшипников с внутренним диаметром 20...495 мм, состоящее из
двух рядом стоящих крайних цифр справа, умноженное на 5, дает
диаметр отверстия внутреннего кольца. Третья цифра справа (со-
вместно с седьмой, если она имеется) обозначает серию подшипни-
ков всех диаметров, кроме малых (до 9 мм). Основная из особо
легких серий обозначается цифрой 1, легкая — 2, средняя—3, тя-
• желая — 4, легкая широкая — 5, средняя широкая — 6. Четвертая
цифра справа обозначает тип подшипника: радиальный шарико-
вый— 0 (если нули стоят левее последней значащей цифры, их
отбрасывают), радиальный шариковый двухрядный сферический —
1; радиальный с короткими цилиндрическими роликами — 2; ра-
диальный роликовый двухрядный сферический — 3; роликовый
игольчатый — 4; роликовый с витыми роликами — 5; радиально-
упорный шариковый — 6; роликовый конический — 7; упорный
шариковый — 8; упорный роликовый — 9. Конструктивные особен-
ности подшипников обозначаются пятой или пятой и шестой циф-
рами справа. Цифры, обозначающие класс точности подшипников
6, 5, 4, 2, ставятся через тире перед условным обозначением под-
шипников; цифра 0 не пишется.
Основными материалами для колец и тел качения подшипников
являются шарикоподшипниковые высокоуглеродистые хромистые
стали ШХ15, 1ЦХ15СГ (ГОСТ 801—60), содержащие 1...1.1 % угле-
рода и в среднем 0,15 % хрома, а также цементуемые легирован-
ные стали марок 18ХГТ и 20Х2НЧА. Для особых условий эксплуа-
тации детали подшипников изготовляют и из сталей других марок.
Твердость колец и тел качения у подшипников, работающих при
температурах до 100 °C, обычно находится в пределах HRC 60-65.
В8
5.2.2.	Основные типы подшипников качения
и их характеристика
Радиальные однорядные шарикоподшипники. Конструктивные
разновидности этих подшипников показаны на рис. 5.1. Они спо-
собны воспринимать не только радиальные, но и осевые усилия,
не превышающие 70 % неиспользованной допустимой радиальной
нагрузки. Их применяют иногда и для работы при осевом нагру-
Рис. 5.1. Ша рш коподнип ни и к и радиальные однорядные:
а — тип 0000 — основной; б, в —типы 50 (НЮ н 150 000; г, д — типы 60 000 и 80 000; е, ж-—
типы 160 000 и 180 000; з...к — типы 860 000. 880 000 и В40 000 — малогабаритные; л — тип
70 000 — нестандартный
женин, однако в этом случае используют шарикоподшипники с
увеличенным радиальным зазором между шариками и дорожками
качения. Из всех стандартных подшипников качения однорядные
радиальные шарикоподшипники являются одними из наиболее де-
шевых, имеют наименьшие потери на трение и обладают наиболь-
шей быстроходностью. Кроме того, эти подшипники, хотя и не явля-
ются самоустанавливающимися, допускают небольшие (иногда до
0,5 °) перекосы колец и, следовательно, менее чувствительны к не-
89
соосности посадочных мест. Эти существенные достоинства одно-
рядных радиальных шарикоподшипников обеспечили им широкое
распространение и наибольшее число конструктивных разновид-
ностей. При проектировании несамоустанавливающихся опор ре-
комендуется прежде всего ориентироваться на эти подшипники и
только при недостаточной их долговечности в данных условиях
применять другие.
Рис. 5.2. Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами:
а — тип 2000; б — 32 000; в — тип 42 000; г — 52 000; д — тип 62 000; е — тип 92 000;
ок — тип 102 000; з — тип 292 000; и — 502 000; к — тип 3 182 000; л, м — тип 3 282 000
Радиальные однорядные роликоподшипники с короткими цилин-
дрическими роликами. Эти подшипники по сравнению с одноряд-
ными радиальными шарикоподшипниками обладают значительно
большей радиальной нагрузочной способностью при тех же габа-
ритах, более удобны для монтажа, так как почти все их конструк-
тивные разновидности (рис. 5.2) имеют разъем в осевом направ-
лении, обладают большой радиальной жесткостью, однако очень
чувствительны к перекосам, требуют дополнительной осевой фик-
сации колец в корпусе или на валу, как правило, не могут воспри-
нимать осевых нагрузок и допускают лишь осевую фиксацию ва-
лов, обладают меньшей быстроходностью. Применяют эти подшип-
ники в основном для жестких двухопорных валов и в тех случаях,
90
где при сравнительно малых габаритах подшипника требуется
высокая несущая способность или радиальная жесткость.
Роликоподшипники радиальные с витыми роликами. Они пред-
назначены для восприятия радиальных нагрузок (рис. 5.3). В свя-
зи с тем что ролики этих подшипников выполнены витыми из вы-
сокопрочной стальной ленты, они обладают более высокой радиаль-
Рис. 5.3. Роликоподшипники радиальные с витыми роликами:
а — тип 5000; б — тип 35 000; в — тип 65 000; г — тип 45 000; д — тип 15 000
Рис. 54. Шарикоподшипники радиальные двух-
рядные сферические:
а — тип 1000 — основной; б — тип 111 000 — с конус-
ностью отверстия 1:12; о — тип 11000
ной упругостью и хорошо воспринимают ударные радиальные
нагрузки. Данные подшипники — разборного типа: каждое из ко-
лец, а также комплект роликов с сепаратором можно монтировать
раздельно. Они имеют повышенный радиальный зазор, менее чув-
ствительны к загрязнению узла, в наружных кольцах их обычно
имеются отверстия для лучшего доступа смазки к роликам. При-
меняются в опорах с пониженным требованием к точности враще-
ния со средними по величине радиальными нагрузками ударного
характера. В ответственных узлах не используются. Осевое пере-
мещение валов не огра-
ничивают. Комплект роли-
ков с сепаратором удер-
живается в осевом на-
правлении обычно торцо-
выми поверхностями эле-
ментов вала или корпуса.
Радиальные двухряд-
ные самоустанавливаю-
щиеся (сферические) ша-
рикоподшипники. Харак-
терной особенностью всех
типов сферических под-
шипников (рис. 5.4) яв-
ляется возможность само-
установки колец, допуска-
ющая их взаимный перекос до'” 3°, благодаря чему эти
подшипники применяют в основном в тех случаях, где трудно
обеспечить соосность посадочных мест их колец, например: не-
возможность обработки отверстий корпуса или шеек вала за одну
установку, монтаж подшипников в отдельных корпусах, зна-
чительный прогиб вала или деформация рамы, на которой уста-
новлены корпуса подшипников, и др. Предназначены эти подшип-
91
ники для восприятия радиальной нагрузки, но могут воспринимать
и незначительную осевую нагрузку (до 20 % неиспользованной
допустимой радиальной). По быстроходности не уступают радиаль-
ным шариковым, но имеют при тех же размерах несколько мень-
шую нагрузочную способность из-за менее благоприятного кон-
такта тел качения со сферой наружного кольца. При значительных
перекосах в связи с прогибом вращающегося вала сепараторы
подшипников дополнительно нагружаются в осевой плоскости.
Нечувствительность подшипников к малым перекосам дает воз-
Рис. Б.5. Роликоподшипники радиальные двухрядные сферические:
а — тип 300 — основной; б —тнп 113000 (конусность отверстия 1:12)); в —тип 13 000; г —
тип 53 000; d — тнп 153 000 (г, д — нестандартные)
можность установки внутренних колец на коническую посадочную
поверхность или на промежуточную втулку. Это значительно об-
легчает монтаж подшипников особенно в труднодоступных местах,
позволяет при помощи осевого смещения кольца регулировать ра-
диальный зазор подшипника, допускает установку и осевое креп-
ление подшипника на валу (при наличии втулки) практически в
любом месте. При установке непосредственно на коническую
шейку вала не требуется упорный буртик.
Радиальные сферические двухрядные роликоподшипники. Эти
подшипники (рис. 5.5) обладают всеми преимуществами двухряд-
ных сферических шарикоподшипников и имеют значительно боль-
шую несущую способность. Кроме радиальной, одновременно они
могут воспринимать и осевую нагрузку (до 25 % неиспользованной
допустимой радиальной). Иногда нагружаются только осевым уси-
лием, но при этом используется работоспособность не всего под-
шипника, а только одного ряда тел качения. Применяются в основ-
ном для тяжелонагруженных опор при необходимости самоуста-
новки. Допускают перекос до 2...3°. Благодаря исключительно
высокой нагрузочной способности используются иногда и в качест-
ве несамоустанавливающихся опор. Как и шариковые сферические,
эти подшипники могут монтироваться на конических втулках или
конусных посадочных местах валов. К недостаткам этих подшип-
ников можно отнести более низкую предельную частоту вращения
и значительную стоимость по сравнению со всеми другими радиаль-
ными подшипниками качения.
Радиальные игольчатые роликоподшипники. Эти подшипники
предназначены для восприятия только радиальной нагрузки. Их
92
отличительной особенностью является малый радиальный размер
по сравнению со всеми другими типами подшипников при том же
диаметре посадочного отверстия и одинаковой несущей способно-
сти. Разновидности этих подшипников показаны на рис. 5.6. С це-
лью увеличения несущей способности тела качения в них обычно
устанавливаются без сепараторов. В качестве одного или обоих
колец таких подшипников могут использоваться закаленные до
высокой твердости детали (вал и корпус), между которыми рас-
положены игольчатые ролики. Вал в осевом направлении эти под-
а — тип 74 000 — основной: б — тип 24 000: в — гип 244 000; г — тнп 254.000; д — тип 940
шипники фиксировать не могут, никаких перекосов не допускают,,
предельная частота вращения сравнительно небольшая. Применя-
ются игольчатые роликоподшипники при малых радиальных раз-
мерах узла и значительной потребной несущей способности; они
часто используются при качательном движении и удобны для раз-
дельного монтажа колец. Сопротивление вращению этих подшип-
ников достаточно велико, а температурный режим напряженный.
Радиально-упорные шарикоподшипники. Они изготовляются
однорядными, двухрядными и сдвоенными. Типы таких подшипни-
ков показаны на рис. 5.7. Все эти подшипники предназначены для
восприятия одновременно радиальной и осевой нагрузок. Причем
способность к восприятию односторонней осевой нагрузки у этих
подшипников зависит от угла контакта а, представляющего собой
угол между плоскостью центра шаров и прямой, проходящей через
центр шарика и точку его касания с дорожкой качения. Допусти-
мая осевая нагрузка
Fa - kFr,
где k — коэффициент, зависящий от угла контакта. При а=12а
(тип 6000, магнетные) & = 0,3; при а= 12° (тип 36000 и 136000)
А = 0,7; при а = 26° (тип 46000) k = 1,5; при а = 36° (тип
66000) k = 2,0; Fr — неиспользованная допустимая радиальная на-
грузка.
Однорядный радиально-упорный шарикоподшипник может вос-
принимать осевую нагрузку только в одном направлении. Для
жесткой фиксации вала в осевом направлении устанавливают по
два подшипника «враспор» (см. рис. 5.24), осуществляя при этом
их предварительный натяг, особенно в тех случаях, где необходи-
93
ма повышенная радиальная и осевая жесткость. Сдвоенные под-
шипники устанавливают только с предварительным натягом. Ша-
риковые радиально-упорные подшипники устанавливают в основ-
ном на жестких двухопорных валах, так как они чувствительны
к малейшим перекосам, особенно при установке с предваритель-
ным натягом. По быстроходности эти подшипники почти не усту-
Рис. 5.7. Шарикоподшипники радиально-упорные:
а — тип 6000; б — типы 36 000, 46 000 и 66 000; а — тип 136 000; г— тип 116 000; д — тип
176 000; е — тиг. 56 000; ж— тип 76 000; з — тип 236 000, 246 000 и 266 000; и — типы 336 000.
346 000 и 366 000; к — типы 436 000. 446 000 и 466 000
пают однорядным радиальным шариковым, хотя увеличение угла
контакта несколько снижает предельную частоту вращения, но
стоимость их значительно выше.
Радиально-упорные конические роликоподшипники. Типы под-
шипников (однорядные, двухрядные и многорядные) показаны на рис.
5.8. Предназначены они для восприятия одновременно радиальных
и осевых нагрузок, причем способность к восприятию осевых нагрузок.
94
зависит от угла конусности а наружного кольца. При а — 10... 17°
Л, <0,7 Fr, а если а = 26...29°, Fa < l,5Fr. С увеличением а воз-
растает осевая несущая способность за счет снижения радиальной.
Подшипники имеют высокую несущую способность, а также
радиальную и осевую жесткости, но очень чувствительны к пере-
косам и устанавливаются поэтому на жестких двухопорных валах.
Рис. 5.8. Роликоподшипники радиально-упорные:
а — тип 7000 — основной; б — тип 27 000 с большим углом конуса; в — тип 67 000 с упорным
буртом на наружном кольце; г — тип 97 000; д — тип 47 000 (нестандартный); е — тип
77 000
Однорядные подшипники устанавливаются попарно так, чтобы
осевая составляющая от радиальной нагрузки одного подшипника
воспринималась другим. Монтаж может осуществляться как с
предварительным натягом, так и без него, но в любом случае необ-
ходима тщательная регулировка, так как и чрезмерный натяг, и за-
вышенный осевой люфт отрицательно сказываются на работоспо-
собности подшипников. Предельная частота их вращения значи-
тельно ниже, чем у шариковых и даже роликовых цилиндрических
подшипников. Изготовление высокоточных конических роликопод-
шипников весьма сложно и трудоемко. Однако высокая несущая
способность, жесткость, удобство монтажа и регулировки обеспе-
чило этим подшипникам самое широкое распространение после
шарикоподшипников.
Упорные шарикоподшипники. Применяются (рис. 5.9) односто-
ронние и двусторонние упорные шарикоподшипники, служащие для
воспринятия только осевых усилий, действующих соответственно в
одном или в противоположных направлениях. Используются в ком-
бинации с радиальными подшипниками. Обладают большой осе-
вой несущей способностью, но весьма чувствительны к перекосам.
С целью устранения неперпендикулярности опорного торца корпу-
са к оси вращения вала применяют подкладные шайбы, сопрягаю-
9S
щиеся по сферической поверхности с кольцами подшипников или
с корпусом. Частота вращения этих подшипников из-за центробеж-
ных сил, действующих на шарики, значительно ниже радиальных
и радиально-упорных шарикоподшипников. Поэтому при больших
осевых нагрузках и высоких скоростях вращения предпочтительно
применять радиально-упорные шарикоподшипники с большим
Рис. 5 9. Шарикоподшипники упорные:
однорядные: а — тип 8000 — основной: б —тип 18 000 (нестандартный); в — тип 168 000. а=45*
(нестандартный); двойные: г — тнп 38 000 — основной; д — тип 48 000 (нестандартный)
Рис. 5.10. Упорно-радиальные подшипники:
а — шариковый; б — роликовый
углом контакта, а если имеются небольшие радиальные нагруз-
ки — упорно-радиальные.
Упорно-радиальные подшипники. Конструкция этих подшипни-
ков показана на рис. 5.10. Применяются упорно-радиальные шари-
ковые (рис. 5.10, а) (ГОСТ 20821—75 с углом контакта 60°, тип
178 000) и упорно-радиальные роликовые подшипники (рис. 5.10, б)
(ГОСТ 9942—75 тип 39 000). Эти подшипники воспринимают осе-
вые и радиальные нагрузки. Причем упорно-радиальные шарико-
подшипники воспринимают осевую нагрузку в обе стороны, а упор-
но-радиальные роликовые — в одну. Радиальная нагрузка не
должна превышать 15 % неиспользованной допустимой осевой на-
грузки при их одновременном действии. Условия контакта тел ка-
чения этих подшипников допускают более высокие скорости вра-,
щения, чем для шариковых упорных подшипников.
«6
5.3.	НЕСУЩАЯ СПОСОБНОСТЬ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
5.3.1.	Общие сведения
Опоры качения современных машин и механизмов являются
одними из самых нагруженных узлов. Контактные напряжения в
деталях подшипников качения могут достигать больших значений.
При высоких напряжениях в зоне контакта активно развиваются
процессы, выводящие подшипники из строя. Несущая способность
подшипников качения определяется конструктивными особенно-
стями и габаритами подшипника, технологией и точностью изго-
товления его деталей, свойством и качеством материала, частотой
вращения, интенсивностью, характером и направлением восприни-
маемой нагрузки, условиями смазки и температурного режима и др.
Причины потери несущей способности подшипников качения, рабо-
тающих в различных условиях, могут быть также различными.
Основными из них являются усталостное выкрашивание рабочих
поверхностей, преобладающее у подшипников, работающих в нор-
мальных условиях нагружения и смазки; износ колец и тел каче-
ния, присущий подшипникам, недостаточно защищенным от про-
никновения абразива в смазку; образование вмятин на рабочих
поверхностях деталей (бринеллирование), характерное для невра-
щающихся и совершающих качательное движение подшипников,
усугубляемое коррозионным износом, а также в некоторых слу-
чаях и для вращающихся при ударных нагрузках; разрушение ко-
лец и тел качения; разрыв сепаратора и др. За расчетные критерии,
определяющие несущую способность подшипников качения, приня-
ты усталостная прочность их рабочих поверхностей и отсутствие
па них в моего контакта пластической деформации. В соответствии
е ними критериями в качестве основных характеристик несущей
способности подшипников качения приняты их динамическая С и
статическая Со грузоподъемность.
5.3.2.	Динамическая грузоподъемность подшипников
Динамическая грузоподъемность или грузоподъемность подшип-
ника по контактной выносливости оценивается на основании из-
вестной зависимости (кривой выносливости)
omN=G,
где о — переменное напряжение цикла; N — число циклов измене-
ния этих напряжений до появления признака разрушения испы-
туемого элемента; т и G — постоянные величины, зависящие от
свойств материала и состояния контактирующих поверхностей.
Учитывая, что контактные напряжения в подшипнике качения
связаны с действующей на него нагрузкой Р (в кН) нелинейно [30],
Отах = ЛР1/6 ,
4 Зак. 2138
97
(Д — коэффициент, зависящий от кривизны контактирующих по-
верхностей, распределения нагрузки между телами качения, коэф-
фициента Пуассона и модуля упругости материала; b — для шари-
коподшипников равно 3, для роликоподшипников — 2), расчет
динамической грузоподъемности С производят по нагрузке, дей-
ствующей на подшипник. Число циклов нагружения
N=BL,
где В — коэффициент, зависящий от числа тел качения, среднего
диаметра подшипника и угла контакта; L — число оборотов за
время работы подшипника, млн.
Объединив эти три уравнения, получим
LAmBPm/b=G.
Обозначив р-тЦ), а О/(ДтВ) = С^,
запишем
(C/P)₽=L,	'(5.1)
где С — динамическая грузоподъемность, кН; р— показатель сте-
пени, равный 3 для шарикоподшипников и 3,33 — для роликопод-
шипников; L — долговечность, млн. оборотов:
L = 60-10~6nLh,	(52)
где п— частота вращения, мин-1; Lh— долговечность, ч.
Номинальная динамическая грузоподъемность С эквивалентна
постоянной радиальной нагрузке для радиальных и радиально-
упорных подшипников или постоянной центральной осевой нагруз-
ке для упорных и упорно-радиальных подшипников, при которой
90 % подшипников из испытуемой партии способны выдержать без
признаков разрушения базовое число оборотов, равное одному мил-
лиону при вращающемся внутреннем и неподвижном наружном
кольцах при п> 10 мин1.
Значения номинальной динамической грузоподъемности для под-
шипников различных типоразмеров даны в каталогах по подшип-
никам и справочных таблицах (см. табл. 5.23.. 5.37). Она получена
по формулам, учитывающим конструкцию и тип подшипника, чис-
ло и размеры тел качения, а также угол контакта [34].
5.3.3.	Статическая грузоподъемность подшипников
За номинальную статическую Со грузоподъемность радиальных
и радиально-упорных подшипников принимают такую радиальную
постоянную нагрузку, а для упорных и упорно-радиальных — такую
осевую центральную, при которых общая остаточная деформация
тел качения и колец в наиболее нагруженном их контакте не пре-
вышает 0,0001 диаметра тела качения. Значения Со для всех типо-
размеров подшипников приводятся в каталогах и справочных таб-
лицах по подшипникам качения. Она определяется как и динами-
ческая С с учетом конструктивных параметров подшипников [34].
98
Расчетное значение C0=fsP0, где fs — коэффициент надежности при
статическом нагружении. При высоких требованиях к легкости вра-
щения fs= 1,2...1,5; при нормальных — 0,8...1,2; при пониженных —
0,5...0,8; определение Ро см. в 5.3.4.
5.3.4.	Эквивалентная динамическая
и статическая нагрузки
По динамической С и статической Со грузоподъемности оценива-
ют пригодность того или иного типоразмера подшипника, установ-
ленного в опоре. Однако значения С и Со определены для радиаль-
ных и радиально-упорных подшипников при условии, что они на-
гружены постоянным и только радиальным усилием, а для упорных
п упорно-радиальных — только осевой центральной силой. В боль-
шинстве случаев подшипники опор находятся в сложном нагружен-
ном состоянии, подвергаясь совместному действию радиальных и
осевых нагрузок как постоянных, так и переменных по направле-
нию, величине и характеру действия; вращаться может любое из
колец или оба одновременно, температура подшипника может быть
нормальной, повышенной пли пониженной. Все это оказывает влия-
ние па работоспособность подшипника, а следовательно, и на его
динамическую или статическую грузоподъемность. Реальные нй-
груаки подшипника учитывают эквивалентной им по степени вли-
яния и । работоспособность подшипника диманической или статиче-
ской ll.II ру 1КОЙ.
Для радиальных п радиально упорных подшипников под экви-
ннленшой iiiiiiiMioivcKoh нагрузкой (Р, кН) понимают такую по-
< itniiiiiyio ри и и it.ii г. и \ о > ши ру псу, которая при приложении ее к под-
шипнику i iipHiiliHQimiMi'H внутренним кольцом п неподвижным на-
ружным ОГт |Ц ЧППИГ1 |ПКую долговечность подшипника, которую
tai буш I имен. при ши ружепнн и вращении в условиях эксплуата-
ции!
Р - (XVF, + YFa)K,K6,	(5.3)
till X коэффициент радиальной нагрузки; V — коэффициент,
Y'lHiidBBKHiuili, какое кольцо вращается. При вращении внутреннего
luMibiin опюсптелыю нагрузки V = 1, а при вращении наружного
кольни V' 1,2,	— радиальная нагрузка на подшипник, кН;
1 ш> >ф<|>1Н1иепт осевой нагрузки; Fa — осевая нагрузка на под-
шипник с учетом осевой составляющей от действия радиальной,
кН; К,— коэффициент учитывающий температуру подшипника
(тбд 5.17); Кл — коэффициент безопасности (табл. 5.16).
Для упорно радиальных и упорных подшипников эквивалентная
дннммнчсская нагрузка — это такая постоянная центральная осе-
п in niirpy ihii, прп которой долговечность подшипника такая же, как
п nitii фактических условиях нагружения и вращения.
>iii ингрузк.т определяется по формулам:
и) для упорно радиальных шариковых и роликовых подшип-
IHlKoll

99
Р = (XFr 4- YFa)KvKb‘,	(5.4)
б) для упорных подшипников
Р = FaK^Kb.	(5.5)
Значения X и У для всех подшипников определяют по табл. 5.12...
5.15. Чтобы определить X и У, нужно сначала по отношению iFa/Ca
установить параметр е, а затем найти отношение FaIVFr. Для всех
радиальных и радиально-упорных однорядных подшипников, если
iFaIVFr<e, принимают Х= 1, а У=0. Это связано с тем, что до опре-
деленного соотношения осевой и радиальной нагрузок осевая на-
грузка на несущую способность подшипника не влияет. При дейст-
вии на подшипник только радиальной нагрузки из-за наличия в нем
радиального зазора эту нагрузку воспринимает только часть тел
качения, охватываемых половиной наружного кольца, что значи-
тельно увеличивает неравномерность ее распределения и снижает
несущую способность подшипника. При нагружении этого подшип-
ника одновременно и осевым усилием радиальный зазор благодаря
осевому смещению колец выбирается, и радиальная нагрузка рас-
пределяется более равномерно по всем телам качения, охваченным
той же половиной наружного кольца. Влияние FT на несущую спо-
собность подшипника при этом уменьшается, но усиливается влия-
ние осевой нагрузки. В результате при соотношениях FJ(VFT) <е
эти противоположные влияния нагрузок цолпостью компенсируются,
и тогда Х=1, У=0, а при Fa(yr)>e это влияние различно и оцени-
вается соответствующими значениями X и У.
Для невращающихся подшипников качения или для вращаю-
щихся с частотой не более 1 мин-1 при действии комбинированной
статической нагрузки определяется эквивалентная статическая на-
грузка Ро, остаточные деформации от которой такие же, как и при
действительных условиях нагружения.
Для радиальных и радиально-упорных шарико- и роликопод-
шипников под эквивалентной статической нагрузкой понимают та-
кую постоянную радиальную нагрузку, направленную перпенди-
кулярно к оси подшипника, а для упорных и упорно-радиальных
такую постоянную осевую центральную нагрузку, при которой оста-
точные деформации в наиболее нагруженной точке контакта такие
же, как и при реальном нагружении.
Эквивалентная статическая нагрузка для радиальных и ра-
диально-упорных шарико- и роликоподшипников определяется на-
ибольшим значением из двух следующих выражений:
Р0=Х0Рг+У0Ра;	(5.6)
Ро=Рг,	(5.7)
где Хо и Уо — коэффициенты соответственно радиальной и осевой
статических нагрузок (табл. 5.18).
Эквивалентная статическая нагрузка для упорных и упорно-ра-
диальных подшипников
Ро=Fa +.2,3 Fr tg а.	(5.8)
100
Для подшипников с а=90° P0=Fa.
Для упорно-радиальных подшипников должно обеспечиваться
условие
Fг! (Fа ctg а) >0,44.
Если это условие не соблюдается, такие подшипники не применяют.
Для радиально-упорных шарико- и роликоподшипников следует
иметь в виду, что, кроме внешних осевых нагрузок, действующих
на опору (со стороны, например, зубчатых колес), в подшипниках
Рис. 5.11. Схемы установки радиально-упорных подшипников
возникают осевые составляющие от действия на них радиальных
нагрузок. В выражения для определения эквивалетных нагрузок
подставляют осевые нагрузки Fa, полученные с учетом действия на
подшипник внешних осевых сил и осевых составляющих от ра-
диальных нагрузок. Нагрузки Fa определяют но схемам (рис. 5.11)
действия внешних сил с учетом расположения подшипников. Сум-
марная осевая нагрузка па каждый из двух подшипников может
определяться по формулам, приведенным в табл. 5.1, в которых 3/
и Зп осевые составляющие от радиальных нагрузок; А — внеш-
нее осевое усилие.
Табл. Б.1. Формулы для расчета осевой нагрузки
Условия нагружения
Осевые нагрузки
^а/ = «й FaIl = Si + A
^/ = «0 Fall = S! +А
Fai = SII — A; Fall — su
Составляющие определяют по формулам:
а)	для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников
S = eFr;	(5.9)
б)	для конических роликоподшипников
3 = 0,83 eFr.	(5.10)
В этих выражениях значение е для радиально-упорных шарико-
вых и роликовых подшипников с углом контакта а>.18° принимают
пи табл. 5.12, 5.13 в зависимости от iFa/C0.
101
Для подшипников с углом контакта а=12°, 15 и 18° значение е
можно определить, пользуясь рис. 5.12 в зависимости от соотноше-
ния Fr/C0.
При определении реакций в опорах следует иметь в виду, что
радиальная реакция подшипника считается приложенной к валу
в точке пересечения нормалей, проведенных через середины кон-
тактных площадок. Расстояние а между этой точкой и торцом под-
Рис. 5.12. График для определения е при углах контакта 12...18°
шипника (см. рис. 5.11) при восприятии нагрузки одним рядом тел
качения приближенно определяется по следующим зависимостям:
а)	для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников
а=0,5[В+ (d+D) tg а];
б)	для двухрядных радиально-упорных шарикоподшипников
а=0,5[ЗВ/2+(d + £>) tga];
в)	для однорядных конических роликоподшипников
a = T/2+(d+D)e/3',
г)	для двухрядных конических роликоподшипников
а = ЗТ/4 + (d + D)e/3.
Ширину подшипника В, монтажную высоту конического роли-
коподшипника Т, диаметры d и D принимают по справочным таб-
лицам. Значение е находят так же, как и при определении осевых
составляющих от радиальных нагрузок.
Определить расчетную осевую силу Fa можно также, пользуясь
правилом: расчетной осевой силой Fa для подшипника является
большая псь абсолютной величине из двух сил, одна из которых
является осевой составляющей S от радиальной нагрузки, а другая
представляет собой алгебраическую сумму всех внешних сил А и
осевой составляющей от радиальной нагрузки парного подшипника
(со знаком плюс при этом берутся силы, нагружающие подшипник,
а со знаком минус — разгружающие его).
102
5.3.5. Приведенная эквивалентная нагрузка
Для подшипников, работающих при непостоянных (ступенчат
тых) режимах нагружения и частотах вращения определяют приве-
денную эквивалентную нагрузку Ра. Такие режимы работы присущи
подшипникам, например, коробок скоростей автомобилей и тракто-
ров, станков, многих узлов подъемно-транспортных и других машин.
Для каждого режима нагружения в отдельности определяют экви-
валентные нагрузки по формулам (5.3)... (5.5).
Приведенная эквивалентная нагрузка для всех подшипников,
кроме роликоподшипников с витыми роликами,
₽. (5J1)
где Р|, Р2, Рп — эквивалентные нагрузки, определенные для каж-
дого режима нагружения, соответственно для Lf, L2, — , Ln мил-
лионов оборотов; L — общее число миллионов оборотов подшип-
ника за время его работы при различных режимах.
Если режим нагружения изменяется по линейному закону от
Ртш до Апах, приведенная эквивалентная нагрузка определится
Рэ~ (Pmtn + 2Pmax )/3,	(5.12)
где Ртщ и Ртах — эквивалентные нагрузки.
Б.4. БЫСТРОХОДНОСТЬ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Предельная частота вращения подшипников ограничивается:
а) температурой с учетом стойкости смазки и опасности отпуска
тел качения и колец; 6) прочностью сепараторов, разрушение
которых обычно связано с предварительным износом; в) интен-
сивностью усталостного разрушения поверхностей колец и тел
качения вследствие большого числа циклов нагружения в едини-
цу времени.
Пределы допускаемых частот вращения подшипников качения
определяются типом, габаритными размерами и серией подшипника,
материалом и конструкцией сепаратора, точностью изготовления
подшипника и сопряженных с ним деталей узла, параметрами окру-
жающей среды, вибрацией узла, интенсивностью и характером
нагрузки, смазкой и охлаждением.
Предельная частота вращения
n = [dmn\kxk2kz]dm,
где [dmn] — допускаемое значение параметра частоты вращения.
Для подшипников со штампованным стальным сепаратором, ра-
ботающих при температуре не выше 100 °C, [dmn] определяют по
тпбл. 5.2; dm — диаметр окружности, проходящей через центры
тел качения; ki, k2, A — коэффициенты, учитывающие соответ-
стисппо габариты, серию и нагрузки. Значения 1г2 определяются по
тнбл. 5.3;	= l при dm^100 мм, £1 = 0,98 при 100.„150 мм.
103
Значение k3 изменяется от Л3=0,9 при долговечности /,/, = 20 000 ч
до Аз=0,99 при L/, = 50 ООО ч.
Табл. 5.2. Скоростной параметр в зависимости от типа подшипника н вида смазки
Тип подшипников	Скоростной параметр | dm л] мм-мин" для смазки		Стандарты, уста- навливающие ти- пы н основные размеры подшип- ников
	пластичной	жидкой	
Шариковые:
радиальные однорядные радиальные однорядные с защит-	4,5.10й 4,0-Ю5	5,5-Ю5	ГОСТ 8338—75 ГОСТ 7242—70
ными шайбами радиальные однорядные с уплот-	4,5-10й	•	ГОСТ 8882—75
нениями радиальные сферические двухряд-	4,0-10й	5.5-105	ГОСТ 5720—75
ные радиальио-упорные однорядные с	4,0-Ю5	5,5-10й	ГОСТ 831—75
углом контакта до 26° упорные одинарные	1,3-105	1,8.10й	ГОСТ 6874—75
Роликовые: радиальные с короткими цилинд-	3,5-10й	4.0-105	ГОСТ 8328—75
рическими роликами
конические однорядные	2,5.10й	3,010й	ГОСТ	333—71
конические двухрядные	2,010й	2.5-10й	ГОСТ	6364—68
Примечание. При угле контакта 36° для радиально-упорных шариковых под-
шипников скоростной параметр снижается на 25 %.
Табл. 5.3. Значение коэффициентов серийности k2
Серия подшипника	k.	Серия подшипника	ь»
Сверхлегкая	1,2	Средняя	0,9
Особо легкая	1.1	Средняя широкая	0,85
Легкая Легкая широкая	1 0,95	Тяжелая	0,8
5.5. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОПОР КАЧЕНИЯ
5.5.1.	Общие сведения
От качества опор работоспособность машины зависит в боль-
шей степени, чем от многих других ее элементов, так как любое от-
клонение от нормальной работы опоры, чем бы оно ни было вызва-
но, отрицательно сказывается на всем комплексе связанных с ней
деталей и узлов. Работоспособность же самой опоры определяется
прежде всего ее конструктивным решением, а также изготовлением,
точностью монтажа и эксплуатацией. При проектировании опор,
как и многих других узлов, приходится решать целый комплекс
противоречивых задач.
104
Проектирование опор чаще всего производят одновременно с
компоновкой и расчетно-конструкторской проработкой всего узла,
в который входят опоры, и особенно непосредственно связанных с
ними деталей, так как в каждом изделии его узлы и детали имеют
не только функциональную взаимосвязь, но и конструктивную.
Размеры и конструкция опор зависят прежде всего от нагрузок,
действующих на них, и от размеров и конструкции связанных с ни-
ми деталей. Чтобы определить нагрузки на опоры и размеры этих
деталей, например валов, нужно знать расстояние между опорами,
которое в свою очередь зависит от неизвестных пока размеров и
конструкции подшипников. Поэтому на первой стадии компоновки
обычно ориентировочно задаются шириной подшипников и нахо-
дят примерное расстояние между серединами опор, учитывая при
этом осевые размеры находящихся на валу деталей, которые рас-
положены между опорами, и принятые между ними расстояния.
Определив реакции опор, приступают к выбору типа и размеров
подшипников, учитывая, кроме нагрузок, их частоту вращения, же-
лаемый срок службы, параметры окружающей среды, а также осо-
бые требования, предъявляемые к подшипникам конструкцией узла,
его эксплуатационными условиями и др.
5.5.2.	Выбор типа подшипника
Тип подшипника выбирается в зависимости от нагрузки, ее на-
правления и характера действия на опору. При этом учитываются
и такие факторы, как требуемая жесткость опоры, недопустимость
перекосов от несоосности посадочных мест или прогибов валов,
способ фиксации связанных с опорами деталей, обеспечение удоб-
ства монтажа и, если требуется, регулировка, быстроходность опо-
ры, упрощение конструкции и унификация опор, их стоимость и др.
Наиболее просто решается задача, когда на опору действует
только радиальная или совместно с ней небольшая осевая нагруз-
ка (Fa<0,3 Fr). В данном случае необходимо ориентироваться на
радиальные однорядные шарикоподшипники, обеспечивающие наи-
большую простоту конструкции опор и имеющие наименьшую стои-
мость, если при этом к опоре не предъявляются особые требования
по жесткости, самоустановке и точной фиксации валов в осевом
направлении. Если опора должна иметь повышенную жесткость
только в радиальном направлении, следует использовать радиаль-
ные роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами,
хотя при этом несколько усложняется конструкция опоры из-за
необходимости осевого крепления одного или обоих колец. Такие
подшипники можно применить -только при отсутствии постоянно
действующей осевой нагрузки и на подшипник с бортами, которые
предназначены лишь для фиксации валов в осевом направлении и
восприятия небольших непродолжительных осевых нагрузок. При
повышенных требованиях к радиальной жесткости и действии не-
больших осевых нагрузок следует применять конические радиаль-
но-упорные подшипники, лишь немногим уступающие по стоимости
105
радиальным роликоподшипникам, но обеспечивающие точную осе-
вую фиксацию, простую конструкцию опорного узла, хотя и при
меньшей быстроходности. Если опора требует самоустановки, в за-
висимости от требуемой радиальной жесткости при отсутствии
особых требований к жесткости осевой применяют двухрядные сфе-
рические шариковые или роликовые подшипники. При этом пред-
почтительны шариковые подшипники, так как роликовые дороже
примерно в 3 раза.
Самоустанавливающиеся подшипники могут воспринимать и
небольшие осевые нагрузки, причем шариковые в меньшей степе-
ни, а роликовые до 25 °/0 неиспользованной радиальной, но точную
осевую фиксацию не обеспечивают. Следует иметь в виду, что
сферические двухрядные роликоподшипники благодаря своей вы-
сокой радиальной грузоподъемности и жесткости применяют часто
в тех случаях, когда самоустановка и не требуется, но опора несет
большую радиальную нагрузку. При ограниченных радиальных га-
баритах и отсутствии осевых нагрузок часто применяют игольча-
тые роликоподшипники.
Если на опоры действуют одновременно радиальные и осевые
нагрузки при Fa>0,3 FT и не требуется самоустановка, в основном
применяют конические роликовые или шариковые радиально-упор-
ные подшипники. Причем при повышенных требованиях к жесткос-
ти опор и точности фиксирования связанных с ними деталей, напри-
мер конических (с непрямыми зубьями) и червячных колес, пред-
почтительны конические роликоподшипники. Они по стоимости не
уступают радиально-упорным шариковым, а при углах контакта
26° и выше дешевле их. Конические роликоподшипники по сравне-
нию с радиально-упорными шариковыми менее быстроходны, имеют
большие потери на трение, обладают меньшей точностью и боль-
шей шумностью. Если эти требования являются определяющими
для конкретных опор, следует применять радиально-упорные шари-
ковые подшипники. При увеличении отношения FaIFT нужно прини-
мать шарикоподшипники с большим углом контакта а, так как с
его увеличением увеличивается осевая жесткость, хотя и за счет
уменьшения радиальной. Необходимо помнить, что с увеличением
а уменьшается быстроходность подшипников. Рекомендуется при-
нимать а=12° при /?а/А-=0,35...0,7; а=26° при Fa/FT=0,7..A;
а = 36° при Fa/Fr>i. При Fa/Fr^l,5 лучше применять конические
роликоподшипники, а если невозможно, нужно принять сдвоенные
радиально-упорные шарикоподшипники, у которых одноименные
торцы расположены в одну сторону (тип 436 000, 446000 и 466 000).
В одной опоре может быть несколько таких подшипников. На вто-
рой опоре в данном случае ставят два таких же подшипника, вос-
принимающих.осевую нагрузку в обратном направлении, или, если
позволяет частота вращения вала, один конический роликопод-
шипник (см. рис. 5.37). Следует иметь в виду, что отдельно взятый
однорядный радиально-упорный подшипник воспринимает осевую
нагрузку только в одном направлении, поэтому для второй опоры
нужно принимать радиально-упорный подшипник для восприятия
106
осевой нагрузки в противоположном направлении (см. рис. 5.24,
5.26....5.32).
В отдельных случаях, когда осевые нагрузки выше радиаль-
ных, опоры выполняют комбинированными из подшипников двух
типов: например, для восприятия осевой нагрузки принимают упор-
ные подшипники, а для восприятия радиальной — один из типов
радиальных подшипников (см. рис. 5.36, 5.38, 5.39). Однако к при-
менению опор с разными типами подшипников нужно прибегать
только тогда, когда по габаритам и грузоподъемности нельзя вы-
полнить опору из однотипных подшипников. С целью унификации
подшипников в изделии иногда применяют однотипные подшипни-
ки во всех или в большинстве опор, даже если условия нагружения
отдельных опор и не требуют этого. Так, например, если для боль-
шинства опор приняты радиально-упорные конические роликопод-
шипники, а для нескольких опор подходят радиальные шариковые,
то желательно Припять и для этих опор конические роликоподшип-
ники, если они удовлетворяют условиям работы.
При действии на опору большой только осевой нагрузки чаще
всего применяют упорные одинарные или двойные шарикоподшип-
ники в сочетании с радиальными подшипниками или упорно-ра-
диальные роликоподшипники. В качестве подшипников, восприни-
мающих только осевую нагрузку, часто используют радиально-
упорные шарикоподшипники с большим углом контакта (26 или
36°) особенно при повышенных частотах вращения, опасных для
упорных подшипников, но находящихся в пределах, допустимых
для этих радиально-упорных.
Если опора нагружена большими радиальными и осевыми на-
грузками и требует самоустановки, обычно для нее принимают
сферический шарико- или роликоподшипник с одним или двумя
одинарными упорными шарикоподшипниками (см. рис. 5.39). Тип
подшипника должен выбираться на основании тщательного анали-
за всех факторов, влияющих на работоспособность опоры.
Для сравнения некоторых характеристик подшипников можно
воспользоваться табл. 5.4.
Табл. 5.4. Некоторые сравнительные характеристики подшипников
Тип подшипника	Относитель- ная грузо- подъемность	Относитель- ная быстро- ходность	Относитель- ная стоимость
Шарикоподшипник радиальный, одно- рядный Шарикоподшипник двухрядный, сфе- рический	1	1	1
	0,8	0,9	1,15
Роликоподшипник с короткими ци-	1,5	1	1,2
липдрическнми роликами			
Роликоподшипник двухрядный, сфе-	2,0	О.»	а,и
ричсский			
Шарикоподшипник радиально-упорный	1 ,2	1	1
Роликоподшипник конический, одно-	1.7	0,7	1.3
рядный			
Шарикоподшипник упорный			1,1 107,
5.5.3.	Выбор размеров подшипника
Наметив наиболее подходящий тип подшипника, необходимо
выбрать его серию и размер. В пределах малой и средней интенсив-
ности нагрузок рекомендуется использовать подшипники особо
легких серий при более высоких частотах вращения и легких при
умеренных частотах. При более значительных нагрузках и средних
частотах вращения используются подшипники средних серий, а в
случаях особо тяжелых нагрузок и сравнительно небольших часто-
тах вращения — тяжелых серий. Динамическая грузоподъемность
при переходе от легких серий подшипников к тяжелым возрастает,
а быстроходность — падает. Чаще всего применяют подшипники
легких и средних серий.
Более трудоемким является выбор размеров подшипника.
Основными исходными данными при этом служат нагрузка, ее на-
правление и характер действия на опору, желаемый срок службы,
температурный режим опоры. Кроме того, размеры подшипника
могут быть обусловлены допустимыми размерами опоры, условиями
сборки узла и др.
Поскольку несущая способность подшипника характеризуется
его динамической или статической грузоподъемностью, при выборе
размера желательно знать требуемую грузоподъемность опоры и по
таблицам ГОСТа подобрать подходящий типоразмер подшипника.
Требуемую динамическую грузоподъемность определяют по фор-
муле
с =	(5.13)
полученной из формулы (5.1), а статическую (см. 5.3.3) —по фор-
муле Co=fsPo- Для этого необходимо знать типоразмер подшипни-
ка, так как Р и Pq зависят от его параметров.
Задача, когда для определения размеров какого-то элемента
необходимо знать некоторые параметры, зависящие от размеров
этого элемента, решается в инженерной практике методом после-
довательных приближений. В данном случае задаются размеры
подшипника, учитывая диаметр цапфы вала, условия сборки или
компоновки узла и прочее, и, определив эквивалентную нагрузку,
находят по формуле (5.1) расчетную долговечность подшипника и
сравнивают ее с требуемой или рекомендуемой (табл. 5.19) для
данного узла. Если расчетная долговечность будет не меньше тре-
буемой и не слишком большой по сравнению с ней, принятый
подшипник оставляют. В противном случае следует принять подшип-
ник соответственно большего или меньшего размера и снова про-
извести расчет. При этом может оказаться, что увеличить радиаль-
ный размер подшипника не позволяют размеры узла. Тогда можно
принять подшипник этого же типа, но другой серии или применить
двухрядный подшипник такого же назначения. Можно также уста-
новить в одной опоре два однорядных подшипника этого же типа,
если позволяют осевые размеры узла.
108
Для двухрядных или сдвоенных радиально-упорных шарико-
или роликоподшипников при отношении Fa/(VFT) их динамиче-
ская грузоподъемность больше динамической грузоподъемности
соответствующего однорядного подшипника в 1,6 раза для шари-
ковых и в 1,7 раза для конических роликоподшипников. Если
Fa/{VFr)~>е, работает только один ряд тел качения, и динамиче-
скую грузоподъемность для двухрядного или сдвоенного радиаль-
но-упорного подшипника следует принимать как для соответствую-
щего однорядного подшипника. Из этого следует, что при
Fa/(VFr)>e для увеличения грузоподъемности опоры двухрядные
или сдвоенные подшипники использовать нецелесообразно.
Для увеличения радиальной грузоподъемности опоры иногда
сдваивают радиальные шарико- или роликоподшипники. Однако
этот способ следует применять осторожно, так как из-за различных
радиальных зазоров один подшипник может быть значительно пе-
регружен, а другой — недогружен. Если названный способ приме-
няется, необходимо принимать подшипники более высокой точно-
сти. Динамическая грузоподъемность двух подшипников при этом
равна 1,8 от динамической грузоподъемности одного.
В некоторых случаях для повышения радиальной грузоподъем-
ности опоры при тех же радиальных размерах можно изменить тип
подшипника, например, вместо радиального шарикоподшипника
принять роликоподшипник с цилиндрическими или даже с кониче-
скими роликами. С этой целью возможно применение даже двух-
рядного сферического роликоподшипника там, где не требуется
самоустановки.
Бывают случаи, когда долговечность подшипника велика по
сравнению с требуемой, но радиальные размеры его уменьшить
нельзя. Это наблюдается, например, при тихоходных валах, нагру-
женных большими крутящими моментами, когда посадочный диа-
метр вала под подшипником нельзя уменьшить по соображениям
прочности вала, или при необходимости обеспечения удобства сбор-
ки или компоновки узла. Здесь можно принять лишь подшипник
более легкой серии.
Метод предварительного выбора размеров подшипника наибо-
лее распространен и при курсовом проектировании является
основным.
При конструировании опор желательно иногда, хотя бы прибли-
женно заранее знать необходимые размеры подшипника. Их мож-
но найти, используя методику определения динамической грузо-
подъемности по приближенному значению эквивалентной нагруз-
ки. Согласно этой методике
с=о„)Р,
где fd — эмпирический коэффициент динамического нагружения,
учитывающий тип механизма и необходимую надежность и без-
опасность его работы (табл. 5.20); fn — коэффициент частоты
вращения (для шарикоподшипников — табл. 5.21, для ролико-
109
подшипников — табл. 5.22); Р — приближенное значение динами-
ческой нагрузки. Можно записать
Cm — (fdlfn)Pm,	(5.14)
где Ст — усредненная или ориентировочная потребная грузоподъ-
емность опоры; Рт— усредненная или ориентировочная динами-
ческая эквивалентная нагрузка. Значение Рт можно определить
по формулам (5.3) ...(5.5), подставив в них вместо X и У некоторые
усредненные их значения Хт и Ут. Тогда
Рт = (Хт VFr + Ym Fa)KTKa.	(5.15)
Для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников
при а^15° значения Хт и Ут можно принимать из табл. 5.5 по
усредненным значениям ет, принимаемым без учета отношения
Fa/Co, поскольку Со неизвестно. Для однорядных подшипников
этого типа при Fa/Fr<emXm=\, Ут=0.
Для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников с
углом контакта а>18°, а также для сферических и магнетных
подшипников значения ет, Хт и Ут соответствуют значениям е,
X и У в табл. 5.12.
Для радиально-упорных конических роликоподшипников ет,
Хт и Ут равны значениям е, X и У в табл. 5.13, а для упорно-ра-
диальных шарико- и роликоподшипников смотри в табл. 5.14 и
5.15. Для упорных подшипников Хт=0, а Ут= 1.
Найти предварительный размер подшипника можно также по
приближенному значению динамической грузоподъемности Ст, опре-
деляемой выражением
с;=ртгг	(5.16)
полученным из формулы (5.13), в которой значение Р заменено
приближенной эквивалентной нагрузкой Рт, вычисленной по фор-
муле (5.15). В данном случае появляется возможность прибли-
женно заранее учесть желаемый срок службы подшипника, под-
ставив в формулу (5.16) соответствующее значение L.
Табл. Б.Б. Усредненные коэффициенты Хт и Ут для радиальных и радиально-
упорных шарикоподшипников
Угол кон- такта а, град	ет	Однорядные		Днухрядные илн сдвоенные			
		Fal(VFr )>'т		Fa l(VFr ) < ет		Fa/(VFr )>ет	
		*т	Ут	хт	Ут	хт	Ут
о	0,32	0,56	1,45	1	0	0,56	1,45
5	0,36	0,56	1,45	1	2,0	0,75	2,50
10	0,42	0,45	1,35	1	1.5	0,75	2,30
12	0,47	0,45	1,35	1	1.5	0,75	2,20
15	0,47	0,45	1,20	1	1.4	0,75	2,00
ПО
Примерные значения осевых составляющих S от радиальных
нагрузок при определении Fa в формуле (5.15) для радиально-
упорных подшипников находят по формулам (5.9) и (5.10), в ко-
торых е следует заменить на ет\
для шарикоподшипников S = emFr;
для конических роликоподшипников S = 0,83em/?r.
Полную нагрузку Fa с учетом внешней нагрузки и осевой состав-
ляющей от радиальной определяют по табл. 5.1 и рис. 5.11.
При проектировании опор одного вала ориентировочную дина-
мическую эквивалентную нагрузку следует определять на наиболее
нагруженной опоре, однако, если не ясно, какая из двух опор
будет иметь большую эквивалентную нагрузку, ее нужно вычис-
лить для каждой опоры. Потребную ориентировочную грузоподъ-
емность определяют по большему значению Рт.
По полученному значению Ст или Ст по ГОСТу (табл. 5.23...
5.37) принимают размеры подшипника намеченного ранее типа.
В случае, когда посадочные размеры вала и подшипника не
совпадают, поступают следующим образом. При незначительной
их разнице увеличивают или уменьшают диаметр вала, не умень-
шая его прочности. При большой разнице изменяют диаметр вала
и выбирают подшипник другой серии или типа. Для менее нагру-
женной опоры того же вала с целью унификации принимают под-
шипник того же типоразмера. В отдельных случаях, если это вы-
звано конструктивными или другими соображениями, особенно
при резком различии нагруженности опор, допускается примене-
ние разных подшипников. При ориентировочном определении
эквивалентной динамической нагрузки по усредненным значениям
ет, Хт и Ут получается и некоторое усредненное значение потреб-
ной динамической грузоподъемности.
Выбрав типоразмеры подшипников, уточняют расстояние
между местами приложений реакций в опорах, определяют точное
значение реакций и осевых составляющих от радиальных нагру-
зок, находят уточненную эквивалентную нагрузку и производят
проверку принятого подшипника по динамической грузоподъем-
ности С или долговечности L. Проверка производится на основа-
нии формул (5.1) и (5.2).
Долговечность подшипника (Гя, ч)
,	10е ( С \р
Lh ~ ---- ---I >
60n \ Р )
где п — частота вращения соответствующего кольца подшипника;
С — табличная динамическая грузоподъемность выбранного под-
шипника; Р — уточненная эквивалентная нагрузка, полученная по
методике, изложенной в 5.3.4. Имея С и Р, значение Lh можно
определить по табл. 5.37, 5.38. Полученную расчетную долговеч-
ность сравнивают с желаемой или заданной. Если она меньше
допустимой, следует принять подшипник с большей динамиче-
ской грузоподъемностью, а если превышает заданную и при этом
111
уменьшить размеры опоры нельзя, оставляют выбранный под-
шипник.
Иногда минимальная долговечность опоры оговаривается.
В таком случае проверку подшипника производят по динамиче-
ской или статической грузоподъемности. Динамическая грузоподъ-
емность
Q р <"/ 6°И*-Л
|/	10» ’
Статическая грузоподъемность Со определяется в порядке, из-
ложенном в 5.3.3. Полученную уточненную грузоподъемность
опоры сравнивают с соответствующей номинальной (табличной)
грузоподъемностью подшипника и принимают окончательное ре-
шение, аналогично вышеизложенному.
Выбор и проверку подшипников качения при частоте вращения
п=1...10 мин-1 производят как при п=10 мин-1, а при л<1 мин-1
рекомендуется проверять подшипник на статическую грузоподъем-
ность.
Уточненную проверку подшипников, работающих при перемен-
ных нагрузках и частотах вращения, производят аналогично выше-
изложенному по приведенной динамической эквивалентной нагруз-
ке, вычисляемой по формуле (5.11) или (5.12).
5.5.4.	Основы конструирования
подшипниковых узлов
Простейшая подшипниковая опора состоит из вала, корпуса и
разделяющего их подшипника. В зависимости от назначения опоры
и предъявляемых к ней требований она может содержать: крыш-
ки, детали крепления внутреннего и наружного колец подшипников
на валу и в корпусе, смазочные и уплотняющие устройства. Основ-
ным элементом опоры является подшипник, определяющий не
только работоспособность самой опоры, но и всей машины. Однако
надежность опоры зависит не только от правильности выбора под-
шипника по режиму нагружения, частоте вращения, долговечности
и некоторым другим параметрам, отраженным в расчетных форму-
лах. Имеются много факторов, которые из-за их количественной
неопределенности в этих формулах не учтены, но на работоспособ-
ность подшипника могут оказывать решающее влияние.
К таким факторам, снижающим долговечность подшипников,
можно отнести: перекос колец подшипников; перегрузку подшип-
ников из-за температурных удлинений валов; неправильную уста-
новку зазора или натяга в регулируемых подшипниках; проворачи-
вание внутренних колец на валах; неправильно выбранные посад-
ки колец; недостаточно надежное уплотнение подшипникового узла,
приводящее к потере смазки, попаданию в узел абразивных частиц
или других вредных веществ; недостаточно качественное изготов-
ление деталей узла; неточность сборки; неправильный смазочно-
охлаждающий режим и др. Хотя эти факторы определяются не
112
только конструкцией подшипникового узла, но и технологией изго-
товления и сборки, условиями эксплуатации, большинство из них
необходимо учитывать при конструировании опор.
Методика конструирования опор на подшипниках качения с
подробным рассмотрением множества возникающих при этом во-
просов изложена в [17], [33]. Здесь же на примерах показаны основ-
ные принципы конструирования узлов с подшипниками качения и
возможные решения связанных с этим задач.
Рис. 5.13. Схемы опор фиксированных валов
Конструирование подшипниковых узлов начинается с решения
задач, связанных с осевым фиксированием валов. Этот вопрос пред-
усматривается уже при выборе типа подшипника и окончательно
решается после выбора размеров подшипников.
Различают две группы валов: 1) фиксированные в осевом на-
правлении в опорах; 2) самоустанавливающиеся в осевом направ-
лении. Первую группу валов можно разделить на точно фиксируе-
мые — валы конических зубчатых и червячных колес — и не тре-
бующие точной фиксации — валы цилиндрических зубчатых колес.
Осевое фиксирование валов может осуществляться следующим
образом: фиксирование на одной опоре одним подшипником (схе-
ма 1.1) (рис. 5.13) и двумя одинарными подшипниками или одним
сдвоенным (схема 1.2); фиксирование в двух опорах одинарными
подшипниками, установленными «враспор» (схема II.1) или уста-
новленными «врастяжку» (схема II.2).
Примером самоустанавливающегося в осевом направлении ва-
ла может служить один из валов шевронной зубчатой передачи или
косозубой цилиндрической с раздвоенным по типу шеврона зубча-
тым колесом (см. рис. 5.33). Самоустановка этого вала осуществ-
ляется по зубчатому зацеплению, а его опоры должны быть сво-
бодными (плавающими) в осевом направлении. Другой же вал
этих передач фиксируется на опорах, причем обычно не требует
точной установки в осевом направлении.
Схема 1.1 (рис. 5.14...5.18) применяется, как правило, при от-
сутствии внешней осевой нагрузки и сравнительно длинных валах
113

(/>350 мм), если при этом не требуется точная осевая установка
вала. Отличается эта схема тем, что на одной из опор вала обяза-
тельно устанавливается подшипник, допускающий воздействие на
него двусторонней осевой нагрузки. Таким подшипником может
быть: однорядный радиальный шариковый, радиальный роликовый
типов 62 000, 92 000, сферический шариковый или роликовый. На-
ружное и внутреннее кольца этого подшипника закрепляются соот-
ветственно в корпусе и на валу. Вторая же опора вала делается
подвижной в осевом направлении (плавающей). В этой опоре мо-
жет устанавливаться такой, же подшипник, что и в первой опоре.
Тогда на валу крепится только внутреннее кольцо, а также радиаль-
ный роликоподшипник типов 2000, 32 000 с плавающим относи-
тельно роликов в двустороннем осевом направлении кольцом
(рис. 5.15). В последнем случае, кроме крепления на валу внут-
реннего кольца, крепится в корпусе и наружное. При такой кон-
струкции опор вал фиксируется в осевом направлении одним под-
шипником, воспринимающим двустороннюю осевую нагрузку слу-
чайного характера. Фиксация вала по этой схеме при наличии
небольшой внешней осевой нагрузки допускается только при ис-
пользовании на фиксирующей опоре радиального однорядного ша-
рикоподшипника или сферического роликоподшипника.
Осевая фиксация по схеме 1.1 широко применяется в коробках
скоростей, редукторах и других механизмах для валов цилиндриче-
ских зубчатых передач. Она имеет следующие достоинства: допу-
скает любое температурное удлинение вала; на размеры L корпуса
и I вала можно назначать широкие допуски; не требует точной ре-
гулировки подшипников. Ее недостатками являются: относительно
малые радиальная, угловая и особенно осевая жесткость опор, что
отражается на относительном положении связанных с валом дета-
лей; усложнение конструкций опор, требующих обязательного
крепления внутренних колец обоих подшипников на валу и наруж-
ного кольца по крайней мере одного подшипника в корпусе. Воз-
можные варианты крепления колец показаны на рис. 5.14...5.18.
Варианты крепления наружного кольца, приведенные на рис. 5.17,
115
5.18, с точки зрения соосности опор, предпочтительнее варианта,
показанного на рис. 5.14. Однако конструктивно вариант на рис.
5.14 проще по сравнению со всеми остальными, так как не требует
применения дополнительных деталей.
При действии на подшипники только радиальной нагрузки в
качестве фиксирующей желательно принимать наиболее нагружен-
Рис. 5.21.
ную опору, особенно если в плавающей опоре установлен подшип-
ник, наружное кольцо которого при температурном удлинении
(укорочении) вала перемещается относительно корпуса. Так как н
данном случае происходит износ посадочной поверхности корпуса,
при меньшей нагрузке на подшипник он будет меньшим. Если па
вал действуют одновременно радиальная и осевая нагрузки, с це
лью выравнивания грузоподъемности подшипников в качестве фнк-
116
сирующего принимают иногда подшипник, воспринимающий мень-
шую радиальную нагрузку.
Схема 1.2 отличается от предыдущей тем, что в фиксирующей
опоре устанавливают два однорядных подшипника или один сдвоен-
ный. Конструктивные варианты этой схемы представлены на
рис. 5.19...5.21. Конструкция опор по такой схеме применяется при
любой длине валов и в основном при одновременном действии на
вал внешней радиальной и осевой нагрузок. На фиксирующей опо-
ре в этом случае чаще всего применяют радиально-упорные под-
шипники, устанавливая их одноименными торцами в разные сторо-
ны. Осевые зазоры в этих подшипниках посредством регулировки
сводят до минимума или иногда создают предварительный натяг
подшипника. Схема 1.2 обладает теми же достоинствами и недо-
статками, что и схема 1.1, однако в отличие от нее при соответ-
ствующей регулировке подшипников* фиксирующей опоры позво-
ляет получить точную и жесткую осевую фиксацию вала.
Схемы 1.1 и 1.2 применяют иногда и для фиксирования корот-
ких валов, если этого требуют конструктивные соображения или
условия сборки.
Схема II.1 характерна тем, что осевая фиксация вала осуществ-
ляется на двух опорах. Установку подшипников по этой схеме про-
п ИЮДЯТ «враспор», причем чаще всего на каждой опоре разме-
щ нот по одному подшипнику, как показано на рис. 5.22...5.29.
117
Рис. 5.24
Рис. 5.25
Рис. 5.26
лиг
Рис. 5.27
118
Отличается этот способ от описанных выше тем, что внутренние
кольца подшипников, как правило, дополнительно не крепят. Их
торцы упираются в буртики вала или сидящих на нем деталей,
например втулок, и удерживаются от проворачивания относитель-
но вала только за счет посадок. Наружные кольца подшипников
установлены непосредственно в сквозных расточках корпуса, их осе-
вое перемещение ограничено фланцевыми (рис. 5.22, 5.24...5.26) или
। Регулировка
зацепления
Рис. 5.28
Рис. 5.29
закладными (рис. 5.23) крышками. На рис. 5.27 крышки совмеще-
ны со стаканами.
Достоинством такого способа осевого фиксирования валов
является простота конструкции и невысокая стоимость, в связи с
чем он получил широкое распространение в различных видах зуб-
чатых передач. К его недостаткам следует отнести опасность осе-
вого нагружения и защемления подшипников вследствие теплового
удлинения вала:
Д/ = [(Хв (/р.в /с-в) Як (^[> к 1ок)
где ав и ак — коэффициенты линейного расширения материалов
лала и корпуса; /р.в и /р.к— максильно допустимая рабочая темпе-
ратура вала и корпуса; /с.в и /с.к— температура вала и корпуса при
сборке механизма; L — расстояние между опорами.
Это обстоятельство требует более точного изготовления вала и
корпуса по размеру, определяющему расстояние между торцами
119
подшипников, и создания при сборке достаточно точного зазора
между торцом наружного кольца одного из подшипников и крыш-
кой для компенсации теплового удлинения вала. Этот зазор при-
нимается на 0,2...0,3 мм больше удлинения вала для радиальных
подшипников и на допустимый осевой зазор для радиально-упор-
ных (см. табл. 5.6 и 5.7). Он устанавливается при помощи набора
стальных регулировочных прокладок 1 (см. рис. 5.22, 5.27) или
подшлифовкой при монтаже компенсаторных колец 1 (см. рис. 5.23,
5.25).
Табл. 5.6. Осевой зазор (мкм) для радиально-упорных шарикоподшипников при
монтаже их без предварительного натяга
Внутренний диаметр d под- шинника, мм		Угол контакта а = 12°				а = 2б°...36°		Расстояние между под- шипниками 1 (не более) (ркс. 5.11)
		ряд I		ряд 2		ряд 1		
		наи- мень- ший	наиболь- ший	наимень- ший	наиболь- ший	наимень- ший	наиболь- ший	
свыше |	ДО							
10	30	20	40	30	50	10	20	8d
30	50	30	50	40	70	15	30	6d
50	80	40	70	50	100	20	40	4d
80	120	50	100	60	150	30	50	3d
Табл. 5.7. Осевой зазор (мкм) конических роликоподшипников при монтаже их
без предварительного натяга
Внутренний диаметр d под- шипника, мм		Угол контакта а=				а = 25°...29°		Расстояние между под- шипниками / (не более) (рис. 5.13.)
		ряд 1		ряд 2		ряд 1		
		наи- мень- ший	наиболь- ший	наимень- ший	наиболь- ший	наимень- ший	наиболь- ший	
свыше |	ДО							
10	30	20	40	40	70				12d
30	50	40	70	50	100	20	40	8d
50	80	50	100	80	150	30	50	7d
80	120	80	150	120	200	40	70	6d
При более длинных валах или высокой температуре подшипни-
кового узла при /[ —/2>20°С, где 6 — установившаяся температура
узла, °C, а /2 — температура окружающей среды, °C, желательно
применить осевую фиксацию вала по схеме 1.2. В связи с тем что
радиально-упорные подшипники с углом контакта а>26° более чув-
ствительны к осевым зазорам (натягам), что требует весьма точ-
ной регулировки, то по схеме II.1 «враспор» их применяют реже, а
при необходимости применения конических роликоподшипников с
таким углом d часто вообще переходят на схему 1.2, если она в про
ектируемом узле конструктивно выполнима.
Схема II.2 может применяться для осевого фиксирования валон
любой длины. Примеры конструктивного исполнения ее показаны
на рис. 5.30...5.32. При такой установке подшипников их защемле-
ние исключается даже при валах значительной длины. Однако па
120
практике эта схема при больших расстояниях между опорами при-
меняется редко, в основном наряду со схемой II. I для консольно
расположенных конических шестерен на коротких валах. В этом
случае по сравнению со схемой II.1 схема II.2 выгодно отличается
тем, что при одном и том же расстоянии между серединами под-
Рис. 5.30
шипников L, I" больше (см. рис. 5.32), чем Г (см. рис. 5.28). Этим
обеспечивается меньшая величина реакций и большая жесткость.
Учитывая, что расстояние между подшипниками L должно быть в
2...2,5 раза больше длины консоли Ц (см. рис. 5.28, 5.32), то, сохра-
няя ту же жесткость при схеме II.2, можно уменьшить отношение
I /1{. Кроме того, при консольном расположении конической ше-
стерни схема II.2 позволяет конструктивно просто разместить под-
121
шипник, воспринимающий осевую реакцию, непосредственно у
шестерни, а на удаленной от нее опоре устанавливать подшипник
меньших размеров. Это в некоторых случаях, например в редукто-
рах ведущих мостов автомобилей, дает возможность уменьшить
массу и размеры узла. В связи с указанными преимуществами эту
схему установки подшипников для коротких валов нередко пред-
почитают схеме II.1. При больших же расстояниях между опорами
Рис. 5.33
Рис. 5.34
такую конструкцию осевой фиксации вала целесообразно приме-
нять лишь в тех случаях, когда установка подшипников по схеме
1.2 по каким-либо соображениям невозможна. В опорах с радиаль-
ными подшипниками схема 11.2 не применяется, так как схема 1.1
проще. Недостатками схемы 11.2 являются: возможность образова-
ния при значительном перепаде температур корпуса и вала неже-
лательных для радиально-упорных подшипников зазоров, особенно
при длинных валах; из-за необходимости регулировки подшипни-
ков посадка внутреннего кольца одного из них, приводящая иногда
к проворачиванию этого кольца на валу (на рис. 5.32, левого), осу-
ществляется с меньшим натягом; повышенная точность выполнения
резьбы и торца регулировочной гайки; несоосность подшипников,
так как упорные буртики в корпусе (см. рис. 5.30) или стакана
(см. рис. 5.31, 5.32) делают нетехнологичной обработку посадочных
отверстий «напроход».
Конструкция плавающих опор самоустанавливающихся валов
показана на рис. 5.33 и 5.34. В данном случае вал в осевом направ-
лении удерживается зубчатым зацеплением, а обе его опоры имеют
122
осевую подвижность. Для таких опор принимаются, как правило,
радиальные шариковые (обычно основного типа 0000), сферические
шарико- и роликоподшипники, а также роликоподшипники с ци-
линдрическими роликами (чаще всего типов 2000 и 32 000). У ро-
ликоподшипников с цилиндрическими роликами указанных типов
крепятся оба кольца (см. рис. 5.33), у остальных подшипников —
только внутреннее кольцо (см. рис. 5.34), между наружным коль-
Рис. 5.35
Рис. 5.36
цом и крышкой подшипника оставляется значительный зазор с,
компенсирующий возможное смещение вала при осевой самоуста-
новке и неточности его изготовления по длине. В случае больших
радиальных нагрузок, когда однорядные подшипники не обеспечи-
вают необходимой долговечности, на обоих плавающих опорах
можно применять двухрядные или сдвоенные подшипники. Сдваи-
вать лучше радиально-упорные подшипники, располагая их одно-
именными торцами друг к другу, как показано на рис. 5.35, чем до-
стигается более равномерное распределение нагрузки между каж-
дым из пары подшипников.
При действии на валы больших
осевых нагрузок и незначительных
радиальных в случае невозможно-
сти подобрать радиалыю-упорные
однорядные подшипники нужной
грузоподъемности часто выполняют
опоры из комбинации упорных (оди-
нарных или двойных) и радиальных
подшипников. В таком случае обыч-
но комбинированную опору делают
фиксирующей, а вторую — плаваю-
щей. Такой тип опор часто приме»
Рис. 5.37
пяют в червячных редукторах для валов червяков (рис. 5.36), если
нельзя выполнить опоры, как показано на рис. 5.19...5.21; 5.24; 5.26;
5.27. В отдельных случаях при такой комбинации внешних нагрузок
применяют опоры по схеме, показанной на рис. 5.37. В правой опо-
ре для восприятия большой внешней нагрузки параллельно сдвоены
радиально-упорные шариковые подшипники, а в левой — для вос-
приятия осевых составляющих от радиальной нагрузки правой опо-
123

ФН7
ры и силового замыкания двух подшипни-
ков этой опоры в осевом направлении уста-
новлен однорядный конический роликопод-
шипник.
На рис. 5.38 показана конструкция опор
вертикального вала, нагруженного осевой
силой, с подшипниками, установленными в
отдельных корпусах. Осевую нагрузку здесь
воспринимает односторонний упорный под-
шипник, а в радиальном направлении вал
фиксируется сферическими шарикоподшип-
никами. Особенностью такой конструкции
является то, что для компенсации перекоса
упорного подшипника под нижнее его коль-
цо подложена металлическая шайба 1 из лег-
ко деформируемого материала. На рцс. 5.39
показана конструкция самоустанавливаю-
щейся опоры, воспринимающей большую
радиальную и двустороннюю осевую нагруз-
ки. В данном случае в центре опоры разме-
щен роликовый сферический подшипник,
воспринимающий радиальную реакцию, а по
обе стороны его установлены одинарные
упорные подшипники с подкладными сфе-
рическими шайбами, центр сферы которых
совпадает с центром упомянутого ролико-
Рис. 5.38	подшипника.
Наметив для конкретного случая одну из описанных конструк-
ций опор и определив по приближенной методике размеры подшип-
ников необходимых типов, окончательно устанавливают посадочные
размеры подшипников на вал и в корпус. При этом имеются в виду
не только размеры, но и монтаж как самих подшипников, так и свя-
занных с ними деталей, особенно если подшипники расположены
не на концевых цапфах. В процессе такого согласования нередко
изменяются размеры сопряженных с под-
шипником и валом деталей, а также раз-
меры и тип подшипника. Иногда для
несамоустанавливающегося вала может
изменяться и схема его осевой фиксации.
При окончательном оформлении кон-
струкции подшипникового узла особое
внимание нужно уделить устранению или
ослаблению влияния перекоса колец под-
шипников на их»работоспособность, имея
в виду, что допускаемое его значение для
радиальных шариковых подшипников
исчисляется угловыми минутами, а для
несамоустанавливающихся роликовых и
Рис. 5.39
радиально-упорных шариковых он не до-
124
пускается вообще. Поэтому при конструировании узлов с такими
подшипниками, кроме обеспечения строгой соосности отверстий
правой и левой опоры и жесткости узла, нужно обязательно огра-
ничивать веперпендикулярность к посадочным поверхностям бур-
тиков валов или торцов деталей, в которые упираются внутренние
или наружные кольца подшипников, соблюдать необходимые раз-
меры галтелей и высоту буртиков на валах, согласуй их с фасками
на посадочных поверхностях внутренних колец подшипников. Эти
мероприятия необходимы потому, что из-за незначительной шири-
ны колец подшипников по сравнению с посадочным диаметром
даже при посадке подшипника на вал с натягом он может базиро-
ваться по буртику вала или на упирающейся в его торец детали..
Чаще имеет место перекос наружного кольца, имеющего посадоч-
ный зазор, если торец крышки будет не перпендикулярен к оси
вращения подшипника из-за неточности изготовления или мон-
тажа.
Высота h буртиков валов или корпуса для упора колец подшип-
ников и радиусы ri галтелей (в зависимости от координат фасок г
подшипников) приведены в табл. 5.8.
Табл. 5.8. Размеры буртиков и галтелей вала или корпуса, мм
Коорди- 0,5 0,8 1,0 1,2	1,5	2,0	2,5	3,0	3,5	4,0
наты фаски
подшипника
Радиус 0,3 0,5 0,6 0,8	1	1	1,5	2,0	2,0	2,5
галтели птах
Высота 1	2 2,5	3	3	3,5	4,5	5	6	7
буртика йт1п
5,0
3,0
9
Отклонение размеров торцовых крышек подшипников по непер-
пендикулярности и вепараллельности для классов точности 0 и 6
можно принимать, руководствуясь следующими рекомендациями:
1) непараллелыюсть двух торцов крышки (взаимодействую-
щей с корпусом и с подшипником) должна быть при наружном
диаметре подшипника D до 120 мм не более 0,045 мм; при £>=120...
250 мм не более 0,07 мм;
125
Табл. 5.9. Торцовое биение буртиков вала и отверстия, мкм
Номинальный посадочный диаметр, мм	Класс точности подшипников
свыше	|	до	0	|	6	|	5	|	4
Валы
—	50	20	10	7	4
50	120	25	12	8	6
		Отверстия			
	80	40	20	13	8
80	120	45	22	15	9
120	150	50	25	18	10
150	180	60	30	20	12
2) неперпендикулярность обращенного в сторону подшипника
«фланцевого торца крышки к оси крышки для радиальных и ра-
диально-упорных подшипников должна быть не более 0,03 : 100;
а для упорных — не более 0,015 : 100.
Размеры крышек подшипников приведены в табл. 5.40...5.43.
Одним из важнейших конструкторско-технологических меро-
приятий по уменьшению перекосов колец несамоустанавливающих-
ся подшипников является обеспечение возможности выполнения
посадочных отверстий в корпусах «напроход» за одну установку.
Однако решение этого вопроса зависит от схемы осевой фиксации
вала и крепления колец подшипников в корпусах, которое произво-
дится несколькими приемами: выполнением буртиков в корпусе
(рис. 5.14, 5.30), применением стаканов (рис. 5.15, 5.16, 5.19...5.21,
Рис. 5.40
-5.27, 5.31, 5.36) при помощи стопорных или закладных колец
(рис. 5.17, 5.33), а также посредством использования подшипников
типа 50 000 и *150 000 со стопорной канавкой на наружном кольце
(рис. 5.40, левая опора) или подшипников с буртиком на наружном
кольце: типы 840 000, 860 000, 880 000 шариковые и тип 67 000 — ко-
нический роликовый. Наиболее простыми, технологичными и даю-
щими наименьший перекос колец подшипников являются безборто-
вые отверстия для фиксации вала подшипниками, установленными
126
«враспор». Поэтому во всех случаях для несамоустанавливающих-
ся валов необходимо прежде всего рассмотреть возможность при-
менения этой схемы. Если же крепление наружных колец подшип-
ников необходимо, для схемы 1.1 предпочтительно применение
стопорного (см. табл. 5.44) или закладного кольца (см. рис. 5.17,
5.33). В данном случае перекос колец будет обусловлен только не-
перпендикулярностью к осп отверстия канавки и кольца, что сравни-
мо с неперпендпкулярностыо, обусловленной крышками при уста-
новке подшипников «враспор». Такой же способ следует применять
при креплении наружных колец роликоподшипников в плавающих
опорах (см. рис. 5.33). Применение стаканов (см. рис. 5.28, 5.31,
5.32) во всех случаях увеличивает перекос колец подшипников из-
за несоосности двух посадочных поверхностей стакана и неперпен-
дикулярности торцов его буртиков, взаимодействующих с корпусом
и подшипником. Кроме того, стаканы усложняют и удорожают
опору. Частое применение стаканов обусловлено их преимущества-
ми: они обеспечивают обработку отверстий корпусов «напроход»,
упрощают сборку и регулировку, особенно в случае применения
сдвоенных подшипников, удешевляют ремонт, связанный с восста-
новлением посадочных мест под наружными кольцами подшипни-
ков, изнашиваемых вследствие проворачивания этих колец в про-
цессе эксплуатации. Крепление колец подшипников при помощи
буртиков в корпусе при невысоких требованиях к соосности отвер-
стий оправдывается упрощением конструкций опоры.
В отдельных случаях при повышенных требованиях к точности
установки наружных колец подшипников буртики отверстий остав-
ляют (см. рис. 5.30), чтобы исключить влияние па перекос колец
дополнительных деталей. При этом усложняется технология обра-
ботки отверстий. Установка подшипников (см. рис. 5.32) требует
высокой точности обработки стакана, однако это оправдано ука-
занным выше преимуществом этой схемы, а также упрощением
сборки и регулировки узла.
Наиболее удобным является крепление с использованием под-
шипников со стопорной канавкой (см. рис. 5.40) или буртиком па
наружном кольце. Такое крепление делает технологичной обработ-
ку отверстий корпуса при уменьшении осевых размеров узла. Од-
нако из-за повышенной стоимости подшипников такой способ креп-
ления применяют в основном при ограниченных осевых размерах
опор или повышенных требованиях к их соосности. При этом нуж-
но иметь в виду, что применение подшипников со стопорной канав-
кой возможно лишь при малых осевых нагрузках.
Если подшипники устанавливаются в приставках к корпусам,
нужно предусмотреть средства для их точной установки — штифты
или центрирующие буртики.
Одним из мероприятий, исключающих влияние перекосов на ра-
ботоспособность опоры, является применение сферических подшип-
ников, однако использовать их нужно только в том случае, если
причины перекосов сложно устранить конструкторско-технологиче-
скими приемами. Это связано с тем, что у шариковых сферических
12Г
подшипников наименьшая грузоподъемность по сравнению с дру-
гими одногабаритными подшипниками, а роликовые сферические
имеют высокую стоимость.
Для устранения перекосов упорных подшипников под их коль-
ца, опирающиеся на корпус, устанавливают сферические шайбы или
подкладывают металлические прокладки из легко деформирующе-
гося материала.
Для обеспечения нормальной работы опоры важным является
правильный выбор конструкции осевого крепления внутренних ко-
лец подшипников. Такое крепление предусматривается для всех
конструкций опор, кроме установки подшипников по схеме II.1 (см.
рис. 5.13) «враспор», где в отдельных случаях оно может не приме-
няться. Наиболее распространены крепления резьбовыми элемента-
ми (см. рис. 5.14, 5.16, 5.17, 5.20, 5.30, 5.34) и стопорными разрез-
ными кольцами (см. рис. 5.14, 5.15, 5.33, 5.40). Внутреннее кольцо
подшипника, расположенного со стороны выходного конца вала,
часто подпирается распорной втулкой (см. рис. 5.15...5.17, 5.21, 5.24,
5.25), которая крепится в осевом направлении совместно с наса-
живаемой на конец вала деталью.
Наиболее простым является крепление стопорным пружинным
плоским кольцом по ГОСТ 13942—68 (табл. 5.45). Оно применяется
в случаях, когда на подшипник не действует постоянная осевая на-
грузка и режим нагружения спокойный при средних радиальных
нагрузках. В остальных случаях применяются резьбовые крепления
с помощью винта и торцовой шайбы, принимаемые по табл. 5.46,
или с помощью круглой шлицевой гайки со стопорной многолапча-
той шайбой (см рис. 5.14, 5.16, 5.17, 5.30, 5.32), которые выбираются
по табл. 5.47...5.4Э.
При значительных нагрузках и непостоянном характере их дей-
ствия, при наличии вибрации внутренние кольца всех подшипни-
ков, особенно роликовых конических, независимо от способа осевой
фиксации вала, имеют тенденцию к проворачиванию на валах, не-
смотря на посадку с гарантированным натягом. В силу этого при
неблагоприятном режиме нагружения внутренние кольца подшип-
ников независимо от конструкции опоры должны быть надежно за-
креплены на валах.
5.6. СМАЗКА И УПЛОТНЕНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Для смазки подшипников качения применяются консистентные
или жидкие минеральные смазки. Смазка не только уменьшает тре-
ние на рабочих поверхностях между телами качения и сепаратором,
но и способствует теплоотводу, повышает амортизирующую способ-
ность пвдшипника при ударных и вибрационных нагрузках, запол-
няет зазоры в уплотнениях и улучшает работу узла, предохраняя
подшипник от загрязнений и влаги, уменьшает шумность подшип-
ника, предохраняет его от коррозии.
В качестве жидких смазок основное распространение получили
минеральные нефтяные масла, получаемые из средних и тяжелых
.128
масляных дистиллятов, остающихся после отгонки светлых продук-
тов нефти (эфир, бензин, керосин). Эти дистилляты очищаются от
смол и других примесей. Из трех-четырех основных дистиллятов
путем их смешивания в различных пропорциях получают обширный
ассортимент жидких нефтяных масел.
Смазочные свойства жидких масел прежде всего определяются’
их адгезионной способностью (маслянистостью, липкостью) —спо-
собностью создавать на поверхностях трения прочные абсорбиро-
ванные пленки. Важными характеристиками этих масел являются
также вязкость, температура вспышки, температура застывания,
кислотность, коксуемость, присутствие механических примесей и др.
Добавляя специальные присадки, можно значительно улучшить те
или иные свойства масел. Классифицируются жидкие смазки пре-
жде всего по вязкости и условно — по области применения. Так,
масла, используемые в различных отраслях машиностроения, назы-
ваются индустриальными, а масла, предназначенные для отдельных
видов машин и механизмов — соответственно турбинными, авто-
тракторными, авиационными, цилиндровыми и др., хотя они могут
применяться и в других отраслях машиностроения. Могут приме-
няться синтетические жидкие смазки (силиконы, гликоли и др.),
обладающие повышенной термической и химической стойко-
стью.
Жидким смазкам присущи следующие качества: они легко про-
никают в зону трения, хорошо осуществляют теплоотвод, удаляют
из подшипника продукты износа, оказывают малое сопротивление
вращению, не теряют своих смазочных свойств при высоких тем-
пературах, поддаются очистке во время эксплуатации или легко
могут быть заменены, используются в широком диапазоне частот
вращения. Характерной особенностью этих смазок является воз-
можность подачи их к подшипникам различными способами.
Наиболее широко распространена смазка разбрызгиванием. Этот
способ является простым и удобным в эксплуатации и применяется
для горизонтально расположенных валов, особенно в коробках ско-
ростей, редукторах и других механизмах с плотно закрытыми об-
щими корпусами, где смазка всего механизма осуществляется по-
гружением одного или нескольких вращающихся элементов в
масляную ванну или посредством струйной смазки при условии, что
окружная скорость разбрызгивающего масло элемента не менее
4 м/с. В этом случае подшипники должны быть открыты изнутри
корпуса и находиться в месте, доступном для попадания масляных
брызг или тумана. Во избежание интенсивного заливания быстро
вращающихся подшипников масляной струей иногда устанавливают
маслоотражательные кольца (см. р'йс. 5.16, 5.19).
Другим наиболее часто применяемым способом является смазка
окунанием подшипника в масляную ванну при 10 000 мин-1.
Для вертикально расположенных валов применяют конические
насадки, располагая их меньшим основанием конуса в масляную
ванну, а большим — в сторону подшипника. При вращении насадки
масло перемещается в направлении большего основания конуса и,
6 Зак. 2138
129
срываясь с него, попадает в подшипник. Иногда используют для
этой цели винтовые канавки.
Для быстро вращающихся подшипников применяют капельный
способ подачи смазки при л = 10 000...30 000 мин-1, а при п2>
>30 000 мин-1 осуществляют смазку масляным туманом, используя
при этом специальное устройство для распыления масла струей
воздуха.
Существенным недостатком жидких смазок является их выте-
кание из подшипниковых узлов, что иногда требует создания слож-
ных уплотнений. Кроме того, в случае индивидуальной смазки при
невозможности осуществления смазки разбрызгиванием или оку-
нанием подшипниковый узел должен снабжаться смазочным
устройством.
Наиболее употребляемые для подшипников качения жидкие
смазки и их характеристики, необходимые для выбора, приведены
в табл. 5.10.
Табл. 5.10. Минеральные масла, применяемые в подшипниковых узлах (жидкие)
Наименование и марка масла (в скобках старое наименование)	Вязкость, ммг/с при	
	50°С	100’С
Авиационное (ГОСТ 21743—76): МС-14	14 МС-20	20 МК-22	22 Автомобильное (ГОСТ 10541—78): Мб, ЮГ,	10 М12Г,	12 Веретенное АУ (ГОСТ 1642—75)	12... 14	— Для прокатных станов П-28 (ГОСТ 6480— 78)	26.. .30 Индустриальное (ГОСТ 20799-75): И-8А	6...8	- И-12А	10... 14	— И-20А	17... 23	— И-25А	24... 27	— И-ЗОА	28... 33	— И-40А	35...45	— И-50А	47...55	— И-70А	65... 75	— Приборное МВП (ГОСТ 1805—76)	6,3...8,5 Трансформаторное (ТК ГОСТ 982—80)	9,6 Турбинное (ГОСТ 32—74): Т22	20...23 Тзд	28...32 Тав	44...48 ТВ7 ,	55...59		
Консистентные или пластичные смазки получают путем введе-
ния в жидкие масла различных загустителей. Загуститель создает
в смазке структурный подвижный каркас, часто из переплетенных
волокон, придающий смазке пластичность и удерживающий на по-
верхности своих частиц или волокон, а также в полостях между
волокнами жидкую смазку. Наибольшее распространение получили
130
мыльные смазки, в которых загустителями являются мыла — соли
естественных жирных кислот (жировые смазки) или синтетических
жирных кислот (синтетические смазки).
Свойства мыльных смазок определяются в основном составом
мыла и, главным образом, входящим в него металлом — основа-
нием мыла. Основное распространение имеют смазки, полученные
на основе кальциевых (солидолы), натриевых (консталины) и нат-
риево-кальциевых (смазки 1-13, 1-ЛЗ, ЯНЗ-2, ИП-1) мылах.
Солидолы являются самыми дешевыми и распространенными
консистентными смазками, составляющими около 90 % объема вы-
пуска всех пластичных смазок. Они не гигроскопичны и в воде не
растворяются, вследствие чего могут применяться при высокой
влажности и даже в контакте с водой. Однако солидолы имеют
достаточно низкую температуру каплепаденпя (плавления), что
ограничивает температурный предел их применения.
Консталины гигроскопичны, но имеют более высокую температу-
ру каплепадения, чем солидолы. Их применяют при низкой влаж-
ности среды.
Натриево-кальциевые смазки (1-13, ЯНЗ-2 и др.) являются наи-
лучшими пластичными смазками для подшипников качения, рабо-
тающих при температуре до 80 °C, а при кратковременной работе
и до 100 °C.
Широкое распространение начинают получать смазки на
основе литиевых мыл, например ЦИАТИМ 201, ЦИАТИМ 202,
ЦИАТИМ 203 и др. Эти смазки обладают хорошей водоупорностью
и могут применяться в широком диапазоне рабочих температур
(ЦИАТИМ 221С при /=—60°... +200 °C), но относительно дороги.
Применяются также смазки и на немыльных загустителях.
Основной характеристикой, определяющей консистенцию сма-
зок, является пенетрация (проникновение)—глубина свободного
погружения в смазку в десятых долях миллиметра конической иглы
массой 50 г в течение 5 с при температуре 25 °C. Чем выше пенетра-
ция, тем мягче смазка, и она легче проходит через отверстия и ка-
налы.
Достоинствами консистентных смазок являются простота их при-
менения и ухода за подшипниковыми узлами, несложные средства
уплотнения.
К недостаткам относятся: пределы их применения — до окруж-
ной скорости на валу v^5...6 м/с из-за значительных потерь на
трение при вращении; возможность применения при температурах
не свыше 70... 100°C (за исключением тугоплавких смазок); высокое
сопротивление вращению при низщ1Х температурах; менее интен-
сивное охлаждение подшипника; удержание и накопление продук-
тов износа, способствующие прогрессирующему износу подшипни-
ков; необходимость разборки и промывки узла при полной замене
смазки.
Эти смазки во многих случаях предпочитают жидким. Широко
используемые для подшипников качения пластичные смазки приве-
дены в табл. 5.11.
131
Табл. 5.11. Основные пластичные смазки, применяемые в подшипниковых узлах
Наименование и марка смазки	Температура каплепадения. °C, ие ниже	Пенетрацня при 25°С	Тем перату ра применения, °C
Кальциевые смазки			
Солидол жировой (ГОСТ 1033 — 79)1 УС-1 УС-2	75	330...335 230...290	(-25)... (+65)
Солидол синтетический			
(ГОСТ 4366—76): с	70	330...360	
УС	75	270...330	
ЦИАТИМ-221 (ГОСТ 9433 — 80):	200	280...360	(-60)... (+150)
Натриевые смазки			
Консталин жировой УТ-1	130	225...275	До 110
Консталин жировой УТ-2	150	175...225	До 130
(ГОСТ 1957—73) НК-50 (ГОСТ 5573—67)	200	170...225	До 180
Натриево-кальциевые смазки			
1-13 (ГОСТ 1631—61)	120 160	250...290	До 100
Автомобильная ЯНЗ-2 (ГОСТ 9432—60)		—	До 60
Летняя ИП-1Л (ГОСТ 23510—79)	ьо	260...310	
Литиевые смазки			
ЦИАТИМ-201 (ГОСТ 6267—74)		270...320	(-60)... (+120)
ЦИАТИМ-202 (ГОСТ 11110—75)	170	285...315	(—50)... (+150)
ЦИАТИМ-203 (ГОСТ 8773—73)	150	235...300	(-50).'.. (+90)
Выбор сорта смазки производят с учетом условий работы под-
шипникового узла. При этом в случае больших нагрузок и малых
скоростей применяют масло с большей вязкостью, так как такие
смазки образуют высокопрочную масляную пленку, но создают по-
вышенное сопротивление вращению. Для более быстроходных
опор и менее нагруженных используют масла с меньшей вяз-
костью.
Учитывая, что вязкость минеральных масел значительно изме-
няется с изменением температуры, при пониженных эксплуатацион-
ных температурах применяют масла менее вязкие, а при повышен-
ных — более вязкие.
При окружной скорости на посадочной шейке вала v^5...6 м/с
и средней рабочей температуре /^70... 100 °C можно использовать
как жидкие смазки с высокой вязкостью, так и консистентные; при
о^6...20 м/с и (<+30 °C, а иногда и более высокой применяют жид-
кие смазки. При w~10...20 м/с и (<160 °C рекомендуется использо-
вать индустриальное или турбинное масло с вязкостью vso= Ю...
132
20 мм2/с; при таких же скоростях, но /^ 100 °C — с вязкостью
Т5о=2О...4О мм2/с, при />100 °C — тяжелые индустриальные или ав-
тотракторные масла с вязкостью vioo=15 мм2/с. При меньших ско-
ростях могут быть применены смазки с вязкостью в 1,5...2 раза
большими. При /^0°С используют легкие смазки с V6o=5...1O мм2/с
и температурой застывания на 15...20 °C ниже рабочей температуры
узла.
Однако необходимо учитывать, что эти рекомендации ориенти-
ровочные. Чаще всего для подшипников, как и для других узлов,
применяют смазки, зарекомендовавшие себя при эксплуатации
узлов, аналогичных проектируемым, в сходных с ними усло-
виях.
В редукторах, коробках скоростей и других механизмах, смазы-
ваемых разбрызгиванием масла из общей масляной ванны при
окружной скорости погруженного в масло колеса, вращающегося со
скоростью t'Z>4 м/с, подшипники смазываются тем же маслом, что
и зубчатые колеса. Если v<4 м/с, для подшипников применяют
отдельную консистентную смазку, обязательно закрывая подшип-
пик изнутри мазеудерживающим кольцом (см. рис. 5.13, 5.18, 5.22,
5.24) или крышкой (см. рис. 5.16), иногда с уплотнением. Мазе-
удерживающее кольцо выполняется в этом случае с наружными
кольцевыми канавками и на */з его ширины должно выступать
из корпуса для сбрасывания попадающего на него жидкого
масла.
Наилучшим условием работы подшипника качения является по-
стоянное наличие малого количества смазки. Излишняя смазка со-
здает дополнительное сопротивление вращению, способствуя повы-
шению температуры и старению смазки. Поэтому при смазке оку-
нанием в масляную ванну уровень масла в подшипнике не должен
превышать центра тела качения при п<3000 мин-1, а при большей
частоте вращения уровень его должен быть даже несколько ниже.
При использовании консистентной смазки свободное пространство
в подшипниковом узле заполняется на 2/8 объема при п^1500 мин-1
и на ‘/з—'/г при п> 1500 мин-1. Не более чем через год, а в условиях
запыленной окружающей среды и чаще, консистентная смазка
должна полностью заменяться с одновременной промывкой узла.
В промежутках между заменой примерно через 2...3 месяца произ-
водится пополнение узла свежей смазкой.
Одним из важнейших средств обеспечения нормальной работы
подшипников наряду с правильным выбором типа и сорта смазки
является создание надежных уплотнений подшипникового узла. Вы-
бор конкретного типа и конструкции уплотнения определяется ос-
новными условиями: необходимой степенью герметизации, опреде-
ляемой назначением проектируемого изделия и допустимой утечкой
масла; видом и свойством смазочного материала; окружной ско-
ростью вала fe месте уплотнения; рабочей температурой подшипни-
кового узла; параметрами окружающей среды; допустимой потерей
на трение в уплотнении; расположением вала; доступностью осмот-
ра, трудоемкостью замены и др.
133
Наибольшее распространение в современном общем машино-
строении получили так называемые манжетные уплотнения различ-
ных модификаций [2), [22]. Они изготовляются из масло- и бензо-
стойкой резины или синтетического каучука (севанита), а также из
других материалов: полимеров, кожи, графитизированного асбеста
и др. Большинство из них имеет внутренний или наружный метал-
лический каркас. Непосредственно уплотняющим элементом ман-
жеты является эластичный кольцевой поясок (воротник), прижи-
маемый к валу браслетной пружиной. Основные типы манжетных
уплотнений стандартизованы, налажен массовый выпуск большого
их количества. Низкая стоимость, доступность, простота конструк-
ции и монтажа, надежность герметизации узла, достаточная долго- ,
вечность, малые потери на трение обеспечили им преимущество пе-
ред многими видами уплотнений. Применяются манжетные уплот-
нения при окружных скоростях на шейке вала в основном до 10 м/с,
а при полированных валах — 15 м/с и при температуре не более
90 °C. При более высоких температурах резина теряет эластичные
свойства, стареет и эффективность уплотнения теряется. Эти уплот-
нения одинаково применимы как для жидких, так и консистентных
смазок. Для более надежного уплотнения узла иногда их ставят
по нескольку штук или в комбинации с другими уплотняющими эле-
ментами. Применяют также манжеты с так называемым пыльником,
имеющие повышенные герметизирующие свойства. Манжета обыч-
но устанавливается в корпус так, чтобы уплотняющий поясок с
браслетной пружиной был направлен в сторону подшипника. При
этом давление масла будет способствовать прижатию пояска к
валу.
Размеры наиболее распространенных манжет приведены в
табл. 5.50.
Для более высоких скоростей и температур рекомендуются фто-
ропластовые или асбестографитовые, хотя и более дорогостоящие
манжетные уплотнения. Фторопластовые уплотнения выдерживают,
например, температуру до 300 °C и скорость скольжения до
50...70 м/с.
В широком диапазоне скоростей и температур применяют бес-
контактные лабиринтные уплотнения (см. рис. 5.18, 5.19, 5.26). Они
отличаются малым сопротивлением вращению, высокой долговеч-
ностью, но требуют достаточно точного изготовления и обеспечи-
вают менее надежную герметизацию. Часто они применяются в ком-
бинации с другими уплотнениями.
В неответственных механизмах при сравнительно малых темпе-
ратурах / = 50...60°С и скоростях п=3...5 м/с еще находят приме-
нение войлочные и фетровые уплотнения. Они отличаются простотой
конструкции, монтажа, не требуют высокой точности изготовления
и обеспечивают достаточную надежность герметизации узла. Неред-
ко они применяются в комбинации с другими типами уплотнений,
например лабиринтными (см. рис. 5.21, 5.25) или манжетными.
Примеры конструирования уплотнительных узлов приведены в
[12], [17], [22] и др.
134
5.7. СПРАВОЧНЫЙ МАТЕРИАЛ
Табл. 5.12. Коэффициенты X и Y для радиальных и радиально-у пориых шари-
ковых подшипников
Угол контак- та а°	‘fa/Co	Однорядные		Двухрядные				е
		fa VF, >е		fa		fa vr >'		
		Х	¥		у	х	>'	
1	1	3	4	5	6	7	8	9
0	0.014	0,56	2,30	1	0	0,56	2,30	0,19 0.028	1,99	1,99	о,22 0.056	1,71	1,71	0,26 0.084	1,55	1,55	0,28 0.110	1,45	1,45	0,30 0,170	1,31	1,31	0,34 0.280	1,15	1,15	0,38 0,420	1,04	1,04	0,42 0,560	1,00	1,00	0,44 5	0,014	о,56	2,30	2,78	0,78	3,74	0,23 0.028	1,99	2,40	3,23	0,26 0.056	1,71	2,07	2,78	0,30 0.085	1,55	1,87	2,52	0,34 0,Н0	1,45	1,75	2,36	0,36 0,170	|,31	1,58	2,13	0,40 0,280	1,15	1,39	1,87	0,45 0,420	1,04	1,26	1,69	0,50 0,560	1,00	1,21	1,63	0,52 10	0,014	0,46	1,88	[	2,18	0,75	3,06	0,29 0,029	1,71	1,98	2,78	0,32 0,057	1,52	1,76	2,47	0,36 0,086	1,41	1,63	2,29	0,38 О.НО	1,34	1,55	2,18	0,40 0,170	1,23	1,42	2,00	0,44 0,290	1 Ю	1,27	1,79	0,49 0,430	1,01	1,17	1,64	0,54 0,570	1,00	1,16	,1,63	0,54 12	0,014	0,45	1.81	J	2,08	0,74	2,94	0,30 0,029	1,62	1,84	2,63	0,34 0,057	1,46	1,69	2,37	0,37 0,086	1,34	1,52	2,18	0,41 0,110	1,22	1,39	1,98	0,45 0.170	1,13	1,30	1,84	0,48 0,290	1,04	1,20	1,69	0,52 0,430	1,01	1,16	1,64	0,54 0,570	1,00	1,16	1,62	0,54 15	0,015	0.44	1,47	1	1,65	0,72	2,39	0,38 0.029	1,40	1,57	2,28	0,40 0,058	1,30	•'	1,46	2,11	0,43 0,087	1,23	1,38	2,00	0,46 0,120	1,19	1,34	1,93	0,47 0,170	1,12	1,26	1,82	0,50 0,299	1,02	1,14	1,66	0,55 0,440	'	1,00	1,12	1,63	0,56 0,580	1,00	1,12	1,63	0,56 18,19,	—	0,43	1,00	1	1,09	0,70	1,63	0,57 20								
135
Окончание
1 1	2	1 3	1 4 1	5	1 6 1	7	1 8 1	1 9
24,25, 26		0,41	0,87	1	0,92	0,67	1,41	0,68
30		0,39	0,76	1	0,78	0,63	1,24	0,80
35,36,		0,37	0,66	1	0,66	0.60	1,07	0,95
40		0,35	0,57	L	0,55	0,57	0,93	1,14
Под-								
ШИП-								
ники: сфери-		0,40	0,40 ctga	1	0,42 ctga	0,65	0,65 ctg а	1.50 tga
ческие								
Од-		0,50	2,50		'—’	-—•	——	0,20
норяд-
ные
разъ-
емные
(маг-
нит-
ные)
Примечания. 1. Для однорядных подшипников при F а / (YFr )^е принима-
ют X = 1 и Y = 0.
2. Коэффициенты Уне для промежуточных значений отношения IFа/С0 опре-
деляют интерполяцией.
3. е— вспомогательный коэффициент.
Табл. 5.13. Коэффициенты X и Y для радиально-упорных роликовых
подшипников
Fa		Fa VF7>e	e
X	Y	X	|	
1	Подшипники однорядные 0	0,40	0,40ctga		1,5 tg a
• 1	Подшипники двухрядные 0,45 ctg а	0,67	0,67 ctga		’	1,5 tg a
Примечание. При а = 0	= 0, У = I.
136
Табл. 5.14. Коэффициенты X и Y для упорно-радиальных шариковых подшипников
Угол кон- такта а®	Одинарные подшипники		Двойные подшипники		
	Fa Fr >С		Fa	F0 Fr >C	
	х	v	X	| Y	x	v
45	0,66	1	1,18	0,59	0,66	I	1,25
60	0,92	1	1,90	0,54	0,92	1	2,17
75	1,66	1	3,89	0,52	1,66	1	4,67
Примечание. При а = 90° Fr = 0, У = 1; при а = 0 Fa = 0, X — 1.
Табл. 5.15. Коэффициенты X и У для упорно-радиальных роликовых подшипников
Одинарные подшипники		Двойные подшипники				e
Fa -FT>C		Fa -FT<e		Fa ~FT>C		
	y	*		X	Y	
tga	1 l,5tga 0,67	tga	1	1,5 tg a
Примечание. При a = 90° Fa = 0.
Табл. 5.16. Примерные значения коэффициента 7Q
Характер нагрузки на подшипник	I
Спокойная; толчки отсутствуют	1
Легкие толчки. Кратковременные перегрузки до 125%	1... 1,2
нормальной (расчетной) нагрузки
Умеренные толчки. Вибрация нагрузки. Кратковре- 1,3... 1,8
менная перегрузка до 150% нормальной (расчетной) на-
грузки
Со значительными толчками и вибрацией. Кратковре-	1,8...2,5
менные перегрузки до 200% нормальной (расчетной)
нагрузки
С сильными ударами и кратковременными перегрузка- 2,5.. .3
ми до 300% нормальной (расчетной) нагрузки
Табл. 5.17. Значение температурного коэффициента
	Рабочая темпера- тура подшипника, °C	кт	Рабочая температура подшипника, ®С
I 1,05	125	1,25	200
\ ы	150	1,35	225
\ 1,15	175	1,4	250
137
Табл. 5.18. Значения коэффициентов Хо и Ко
Тнп подшипников	Однорядные		Двухрядные	
	X.	Г.		у»
Шариковые радиальные	0,6	0,50	0,6	0,50 Шариковые сферические	0,5	0,22 ctga	1,0	0,44 ctga Шариковые радиально- упорные при угле контакта а0; 18...19	0,43	0,86 20	0,42	0,84 25	0,38	0.76 26	0,5	0,37	1,0	0,74 30	0,33	0,66 35	0,29	0,58 36	0,28	0,56 40	0,26	0,52 Роликовые радиально-упорные 0,5	0,22 ctga 1,0	0,44 ctga				
Примечания. I. Для промежуточных значений угла а коэффициент К(,
определяют интерполяцией.
2.Для пары одинаковых однорядных радиально-упорных шариковых подшип-
ников, установленных узкими или широкими торцами один к другому, следует
принимать те же значения коэффициентов Хо и Yu, что и для двухрядного радиаль-
но-упорного подшипника. Для двух нли более одинаковых однорядных радиально-
упорных шариковых подшипников, установленных последовательно, следует прини-
мать те же значения коэффициентов Хои что и для однорядного радиально-
упорного шарикового подшинника.
Табл. 5.19. Рекомендуемые значения средних сроков службы подшипников
Машины и оборудование	Lh . ч
Машины для односменной работы с неполной нагрузкой:
редукторы общего назначений, часто используемые металлоре-
жущие станки
Машины, работающие с полной загрузкой в одну смену:
машины общего машиностроения, подъемные краны для тяже-
лых и весьма тяжелых режимов работы, вентиляторы, распре-
делительные валы
Машины для круглосуточного использования: компрессоры,
насосы, шахтные подъемники, судовые приводы
Непрерывно работающие машины с высокой нагрузкой:
оборудование бумажных фабрик, энергетические установки,
шахтные насосы, оборудование торговых морских судов
Приборы и аппараты, используемые периодически: демонст-
рационная аппаратура; механизмы для закрывания дверей, бы-
товые приборы
Неответственные механизмы, используемые в течение
коротких периодов времени: маханизмы с ручным приводом,
сельскохозяйственные машины, подъемные краны в сборочных
цехах, легкие конвейеры
Ответственные механизмы, работающие с перерывами: вспо-
могательные механизмы на силовых станциях, конвейеры для
поточного производства, лифты, не часто используемые метал-
лообрабатывающие станки
12 000 и более
Около 20 000
40 000 и более
100 000 и более
500
4000 и более
8000 и более
138
Табл. 5.20. Значения коэффициента fa
Вид механизма	Id	1	Вид механизма	Id
Редукторы и коробки		Мешалки		3,5.	..4
передач: малой мощности	2,5..	.3,5	Опорные ролики вра- щающейся печи	4,Ь...о	
средней мощности Маховики	3.. 3,5..	.4 .4	Машины для центро- бежного литья	3,4...4	
Шкивы канатные	4,5..	.5	Прессы	4,5.,	..5
Ролики конвейеров Барабаны ленточных конвейеров	3.. 4,5..	.4,5 .5,5	Металл орежущне станки Деревообрабатываю- щие станки	2,7...4,5 3...4	
Камнедробилки Мельницы для помола	3.. 3,5..	.3,5 .4,5	Полиграфическое оборудование	4.,	..4,5
РУДЫ Внброгрохоты j Виброкатки Табл. 5.21.	2,5...2,8 1,6...2 Значения fn		Оборудование для производства бумаги для шарикоподшипников	4.	..6
п		п		п		п	м	Л	fn
I	2	3			6	7	8	9	10
10	1,494	66	0,797	310	0,476	1200	0,303	5400	0,183
и	1,447	68	0,788	320	0,471	1250	0,299	5600	0,181
12	1,405	70	0,781	330	0,466	1300	0,295	5800	0,179
13	1,369	72	0,774	340	0,461	1350	0,291	6000	0,177
14	1,335	74	0,767	350	0,457	1400	0,288	6200	0,175
15	1,305	76	0,763	360	0,453	1450	0,284	6400	0,173
16	1,277	78	0,753	370	0,448	1500	0,281	6600	0,172
17	1,252	80	0,747	380	0,444	1550	0,278	6800	0,170
18	1,228	82	0,741	390	0,441	1600	0,275	7000	0,168
19	1,206	84	0,735	400	0,437	1650	0,272	7200	0,167
20	1,186	86	0,729	410	0,433	1700	0,270	7400	0,165
21	1,166	88	0,724	420	0,430	1750	0,267	7600	0,164
22	1,148	90	0,718	430	0,426	1800	0,265	7800	0,162
23	1,132	92	0,713	440	0,423	1850	0,262	8000	0,161
24	1,116	94	0,708	4.4)	0,420	1900	0,260	8200	0,160
25	1,100	96	0,703	460	0,417	1950	0,258	8400	0,158
26	1,086	98	0,698	470	0,414	2000	0,265	8600	0,157
27	1,073	100	0,693	480	0,411	2100	0,251	8800	0,156
28	1,060	105	0,682	490	0,408	2200	0,247	9000	0,155
29	1,048	110	0,672	500	0,406	2300	0,244	9200	0,154
30	1,036	115	0,662	520	0,400	2400	0,240	9400	0,153
31	1,025	120	0,652	540	0,395	2500	0,237	9600	0,152
32	1,014	125	0,644	560	0,390	2600	0,234	9800	0,150
33	1,003	130	0,635	580	0,386	2700	0,231	10000	0,149
34	0,994 '	135	0,627	600	0,382	2800	0,228	10500	0,147
зг>	0,984	140	0,620	620	0,378	2900	0,226	11000	0,145
36	0,975	145	0,613	640	0,374	3000	0,223	И500	0,143
37	0,975	145	0,613	640	0,374	3000	0,223	11500	0,143
139
Окончание
1 1 2		3	<	1 5	6	1 7	«	9 1	10
38	0,958	155	0,599	680	0,366	3200	0,218	12500	0,139
39	0,949	160	0,593	700	0,363	3300	0,216	13000	0,137
40	0,941	165	0,586	720	0,359	3400	0,214	13500	0,135
41	0.933	170	0,581	740	0,356	3500	0,212	14000	0,134
42	0,926	175	0,575	760	0,353	3600	0,210	14500	0,132
43	0,919	180	0,570	780	0,350	3700	0,208	15000	0,131
44	0,912	185	0,565	8С0	0,347	3800	0,206	16000	0,128
45	0,905	190	0,560	820	0,344	3900	0,205	17000	0,125
46	0,898	195	0,555	840	0,341	4000	0,203	18000	0,123
47	0,892	200	0,550	860	0,339	4100	0,201	19000	0,121
48	0,885	210	0,541	880	0,336	4200	0,199	20000	0,119
49	0,880	220	0,533	900	0,333	4300	0,198	21000	0,117
50	0,874	230	0,525	920	0.331	4400	0,196	22000	0,115
52	0,863	240	0,518	940	0,329	4500	0,195	23000	0,113
54	0,851	250	0,511	960	0,326	4600	0,193	24000	0,112
56	0,841	260	0,504	980	0,324	4700	0,192	25000	0,110
58	0,831	270	0,498	Юоо	0,322	4800	0,191	26000	0.109
60	0,822	280	0,492	1050	0,317	4900	0,190	27000	0,107
62	0,813	290	0,485	1100	0,312	5000	0,188	28000	0,106
64	0,805	300	0,481	1150	0,307	5200	0,186	29000	0,105
Табл. 5.22. Значения fn для роликоподшипников
п	fn	п	fn	п	fn	п	п	п	fn
1	2	3		5	6	7	8 1	9	10
10	1,435	22	1,133	34	0,994	46	0,908	66	0,815
11	1,395	23	1,118	35	0,986	47	0,902	68	0,807
12	1,359	24	1,104	36	0,977	48	0,896	70	0,800
13	1,326	25	1,090	37	0,969	49	0,891	72	0,794
14	1,297	26	1,077	38	0,962	50	0,886	74	0,787
15	1,271	27	1,065	39	0,954	52	0,875	76	0,781
16	1,246	28	1,054	40	0,947	54	0,865	78	0,775
17	1,224	29	1,043	41	0,940	56	0.856	80	0,769
18	1,203	30	1,032	42	0,933	58	0,847	82	0,763
19	1,184	31	1,022	43	0,927	60	0,838	84	0,758
20	1,166	32	1,012	44	0,920	62	0,830	86	0,753
21	1,149	33	1,003	45	0,914	64	0,822	88	0,747
90	0,742	310	0,512	840	0,380	2800	0,265	7 800	0,195
92	0,737	320	0,507	860	0,377	2900	0,262	8 000	0,193
94	0,733	330	0,503	880	0,375	3000	0,259	8 200	0,192
96	0,728	340	0,498	900	0,372	3100	0,257	8 400	0,190
98	0,724	350	0,494	920	0,370	3200	0,254	8 600	0,189
100	0,719	360	0,490	940	0,367	3300	0,252	8 800	0,188
105	0,709	370	0,486	960	0,365	3400	0,250	9 000	0,187
110	0,699	380	0,482	980	0,363	3500	0,248	9 200	0,185
115	0,690	390	0,478	1000	0,361	3600	0,246	9 400	0,184
120	0,681	400	0,475	1050	0,355	3700	0,243	9 600	0,183
125	0,673 •	410	0,471	1100	0,350	3800	0,242	9 800	0.182
130	0,665	420	0,467	1150	0,346	3900	0,240	19 000	0,181
135	0,657	430	0,464	1200	0,341	4000	0,238	10 500	0,178
140	0,650	440	0,461	1250	0,337	4100	0,236	11 000	0,176
145	0,643	450	0,458	1300	0,333	4200	0,234	11 500	0,173
140
Окончание
	2	3	4	1 3 1	6	1 7	1 8	9_L	10
150	0,637	460	0,455	1350	0,329	4300	0,233	12 000	0,171
155	0,631	470	0,452	1400	0,326	4400	0,231	12 500	0,169
160	0,625	480	0,449	1450	0,322	4500	0,230	13 000	0,167
165	0,619	490	0,447	1500	0,319	46(0	0,228	13 500	0,165
170	0,613	500	0,444	1550	0,316	4700	0,227	14 000	0,163
175	0’б08	520	0,439	1600	0,313	4800	0,225	14 500	0,162
180	0,603	540	0,434	1650	0,310	4900	0,224	15 000	0,160
185	о'б98	560	0,429	1700	0,307	5000	0,222	16 000	0,157
190	0,593	580	0,425	1750	0,305	5200	0,220	17 000	0,154
195	0,589	600	0,420	1800	0,302	5400	0,217	18 000	0,152
200	0^584	620	0,416	1850	0,300	5600	0,215	19 000	0,149
210	0^576	640	0,412	1900	0,297	5800	0,213	20 000	0,147
220	0.568	660	0,408	1950	0,295	6000	0,211	21 000	0,145
230	0,560	680	0,405	2000	0,293	6200	0,209	22 000	0,143
240	0^553	700	0,401	2100	0,289	6400	0,207	23 000	0,141
250	0,546	720	0,398	2200	0/85	6600	0,205	24 000	0,139
260	0,540	740	0,395	2300	0,281	6800	0,203	25 000	0,137
270	0,534	760	0,391	2400	0,277	7000	0,201	26 000	0,136
280	0.528	780	0,388	2500	0,274	7200	0,199	27 000	0,134
290	0,523	800	0,385	2600	0,271	7400	0,198	28 000	0,133
300	0,517	820	0,383	2700	0,268	7600	0,196	29 000	0,131
Табл. 5.23. Шариковые радиальные однорядные подшипники
(по ГОСТ 8338 — 75)
Обозначение подшипников	d, мм	D, мм	В, мм	г, мм	С, кН	Со , кН
1	2	3	4	5	6	7
I
Сверхлегкая серия диаметров 9,
серия ширин
нормальная
1 000099	9	20	6	0.5	2,10	1,07
1 000 900	10	22	6	0,5	2,62	1,38
1 000 901	12	24	6	0,5	2,66	1,38
141
П родолжение
1	1 2	1	3 |	4	1 3 1	6	1 ’
1 000 902	15	2./	7	0,5	2,53	1,51
1 000 903	17	30	7	0,5	2,85	1,68
1 000 904	20	37	9	0,5	5,14	3,12
1 000 905	25	42	9	0,5	5,74	3,75
1 000 903	30	47	9	0,5	5,95	4,06
I 000 907	35	55	10	1,0	8,16	5,76
1 000 908	40	42	12	1,0	9,54	7,06
1 000 909	45	68	12	1,0	12,30	8,29
1 000 911	55	80	13	1,5	1 ,50	10,20
1 000 912	60	85	13	1,5	12,30	10,80
1000 915	75	105	16	1,5	19,10	17,20
Особолегкая серия диаметров 1,
узкая серия ширин 7
7000105	25	47	8	0,5	6,57	4,24
7 000 106	30	55	9	0,5	7,56	5,40
7 000 107	35	62	9	0,5	7,74	5,79
7 000 108 7 000 109	40 45	68 75	9 10	0,5 0,5	10,30 10,50	8,06 8,57
7 000 110	50	80	10	1,0	10,80	9,07
7 000 111	55	90	11	1,0	12,90	10,80
7000 112	60	95	11	1,0	13,20	11,50
7 000 113	65	100	11	1,0	13,50	12,10
7 000 114	70	110	13	1,0	15,80	14,20
Особолегкая серия диаметров 1, нормальная серия ширин О
104	20	42	12	1,0	7,36	4,54
105	25	47	12	1,0	7,90	5,04
106	30	55	13	1,5	10,40	7,02
107	35	62	14	1.5	12,50	8,66
108	40	68	15	1,5	13,20	9,45
109	45	75	16	1,5	16,50	12,40
НО	50	80	16	1,5	16,30	13,40
111	55	90	18	2,0	22,20	17,30
112	60	95	18	2,0	24,10	18,50
113	65	100	18	2,0	24,00	20,00
114	70	НО	20	2,0	30,30	24,60
115	75	115	20	2,0	30,10	24,60
116	80	125	22	2,0	37,40	31,90
117	85	130	22	2,0	37,10	31,90
118	90	140	24	2,5	41,10	35,70
120	100	150	24	2,5	42,30	42,30
Л %: кая серия диаметров 2, узкая серия ширин О
204	20	47	14	1,5	10,00	6,30
205	25	52	15	1,5	11,00	7,09
203	30	62	16	1,5	15,30	10,20
142
Окончание
1	1 2 1	3 1	4	1 5 1	6 1	।	7
207	35	72	17	2,0	20,10	13,90
208	40	80	18	2,0	25,60	18,10
209	45	85	19	2,0	25,70	18,10
210	50	90	20	2,0	27,50	20,20
211	55	100	21	2,5	34,00	25,60
212	60	110	22	2,5	51,00	31,50
213	65	120	23	2,5	44,90	34,70
214	70	125	24	2,5	44,80	38,10
215	75	130	25	2,5	51,90	41,90
216	80	140	26	3,0	57,00	45,40
217	85	150	28	3,0	65,40	54,10
218	90	160	30	3,0	75,30	61,70
220	100	180	34	3,5	95,80	80,60
Средняя серия диаметров 3, узкая серия ширин О
304	20	52	15	2,0	12,50	7,94
305	25	62	17	2,0	17,60	11,60
305	30	72	19	2,0	22,00	15,10
307	35	80	21	2,5	26,20	17,90
308	40	90	23	2,5	31,90	11,70
309	45	100	25	2,5	37,80	26,70
310	50	ПО	27	3,0	48,50	36,30
311	55	120	29	3,0	56,00	42,60
312	60	130	31	3,5	64,10	49,40
313	65	140	33	3,5	72,40	56,70
314	70	150	35	3,5	81,70	64,50
315	75	160	37	3,5	89,00	72,80
316	80	170	39	3,5	96,50	71,70
317	85	180	41	4,0	104,00	91,00
318	90	190	43	4,0	112,00	101,00
320	100	215	47	4,0	136,00	133,00
	Тяжелая	серия диаметров 4,		узкая серия	ширин 0	
403	17	62	17	2,0	17,80	12,10
405	25	80	21	2,5	29,20	20,80
406	30	90	23	2,5	37,20	27,20
407	35	100	25	2,5	43,60	31,90
408	40	НО	27 ,	3,0	50,30	37,00
409	45	120	29 ‘	3,0	60,40	53,00
410	50	130	31	3,5	68,50	53,00
411	55	140	33	3,5	78,70	63,70
412	60	150	35	3,5	85,60	71,40
413	65	160	37	3,5	92,60	79,60
414	70	180	42	4,0	113,00	107,00
416	80	200	48	4,0	128,00	127,00
417	85	210	52	5,0	136,00	138,00
143
Табл. 5.24. Шариковые радиальные однорядные подшипники с защитными
шайбами (по ГОСТ 7242—70)
Обозначения подшипников		dt мм	D, мм	В, мм	Г, мм	С, кН	со ,«н
с одной защитной шайбой	с двумя защитными шайбами						
1	2	3	4	5	6	7	8
	Особолегкая серия диаметров						
60 018	80 018	8	22	7	0,5	258	138
60 104	80 104	20	42	12	1,0	736	454
60106	80 106	30	55	13	1,5	1040	702
		Легкая серия диаметров 2					
60 204	80 204	20	47	14	1,5	10,00	6,30
60 205	80 205	25	52	15	1,5	11,00	7,09
60 206	80 206	30	62	16	1,5	15,30	10,20
60 207	80 207	35	72	17	2,0	20,10	13,90
60 208	80 208	40	80	18	2,0	25,60	18,10
60209	80 209	45	85	19	2,0	25,70	18,10
60 210	80 210	50	90	20	2,0	27,50	20,20
60 212	80 212	60	НО	22	2,5	41,10	31,50
60 214	80 214	70	125	24	2,5	48,80	38,10
60 218	80 218	90	160	30	3,0	73,50	61,70
60 220	80 220	100	180	34	3,5	95,80	80,60
Средние серии диаметров 3
60 302	80 302	15	42	13	1,5	8,90	5,51
60 303	80 303	17	47	14	1,5	10,90	6,80
60 305	80 305	25	62	17	2,0	17,60	11,60
60 306	80 306	30	72	19	2,0	15,10	15,10
60 307	80 307	35	80	21	2,5	26,20	17,90
60 308	8(1308	40	90	23	2,5	31,90	22,70
60 309	80 309	45	100	25	2,5	37,80	22,70
60 310	80 310	50	110	27	3,0	48,50	36,30
60 311	80 311	55	120	29	3,0	56,00	42,60
60 314	80 314	70	150	35	3,5	81,70	84,50
144
Табл. 5.25. Шариковые радиальные одиорядиые подшипники
с уплотнением (по ГОСТ 8882—75)
Тип 160000	Тип 180000
Обозначения подшипников серий диаметров 2 и 5 для типов		rf,	£>,	П,	мм	Г,	г	С, кН	Со, кН
160 000	180 000	мм	мм	2	5	мм	мм		
160 200	160 500	180 200	180 500	10	30	9	14	1.0	0,5	4,68	2,70
160 201	160 501	180 201	180 501	12	32	10	14	1.0	0,5	4,78	2,70
160 202	160 502	180 202	180 502	15	35	И	14	1,0	0,5	5,32	3,09
160 203	160 503	180 203	180 503	17	40	12	16	1,0	1.0	7,50	4,50
160 204	160 504	180 204	180 504	20	47	14	18	1.5	1,5	8,39	5,10
160 205	160 505	180 205	180 505	25	52	15	18	1,5	1,5	11,00	7,09
160 208	160 508	180 208	180 508	40	80	18	23	2,0	2,0	25,60	18,10
Табл. 5.26. Радиальные однорядные шарикоподшипники
со стопорной канавкой на наружном кольце (по ГОСТ 2893—73)
Подшипник
Обозначение подшипника	d, мм	D, мм	^1тт> мм	в, мм	°nwx> мм	fynax’ мм	г, мм	С, кН	Со, кН
J	2 1	3	4	5	6		в	9	10
Средняя серия
50 305	25	62	59,61	17	3,28	2,2	2,0	17,60	11,60
50 306	30	72	68,81	19	3,28	2,2	2,0	22,00	15,10
50 307	35	80	76,8!	21	3,28	2,2	2,5	26,20	17,90
145
Окончание
1	1 * 1	1 3 1	4 1	s 1	6 1	7 1	8 1	9 1	10
50 308	40	90	86,79	23	3,28	3,0	2,5	31,90	22,70
50 309	45	100	96,8	25	3,28	3,0	2,5	37,80	26,70
50 310	50	НО	106,81	27	3,28	3,0	3,0	36,30	36,30
50 311	55	120	115,21	29	4,06	3,4	3,0	42,60	42,60
50 312	СО	130	125,22	31	4,06	3,4	3.5	49,40	49,40
				Тяжелая серия					
50 406	30	90	86,79	23	3,28	3,0	2,5	37,20	27,20
50 408	40	НО	106,81	27	3,28	3,0	3,0	50,30	37,00
50 410	50	130	125,22	31	4,06	3,4	3,5	68,50	53.00
50 412	60	150	145,24	35	4,90	3.4	3,5	85,60	71,40
Табл. 5.27. Радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники
(по ГОСТ 5720—75)
Тип 1000	Тип 111000
с цилиндрическим отверстием с коническим отверстием
Обозначения подшипников типа		d, мм	D, мм	В, мм	г, глм	С, кН	Со, кН
1000	111 000						
1	2	3	4	5	6	7	8
Легкая серия
1204 1205	111204 111 205	20 25	47 52	14 15	1,5	7,72 9,44	3,24 4,10
1206	111206	30	62	16		12,20	5,92
1207	111 207	36	72	17		12,30	6,78
1208	111 208	40	80	18		15,10	8,72
1209	111209	45	85	19	2,0	17,00	9,77
146
Окончание
1	1 2	1 3	1 4	1 3 1	6	1 7	1 8
1210	111 210	50	90	20		17,00	11,00
1211	111211	55	100	21		21,00	13,60
1212	111 212	60	ПО	22		23,80	15,80
1213	111 213	65	120	23	2,5	24,40	17,50
1214	111 214	70	125	24		27,00	19,10
1215	111 215	75	130	25		30,50	21,80
1216	111 216	80	140	26		31,40	24,00
1217	111 217	85	150	28	3,0	38,70	29,00
1218	111 218	90	160	30		44,70	32,40
1220	111 220	100	180	34	3,5	54,40	41,20
1222	111 222	110	200	38		58,70	45,00
		Ле.	'кая широкая серия				
1506	111 506	30	62	20	1,5	11,90	5,81
1507	111 507	35	72	23	2,0	16,90	8,38
1508	111508	40	80	23	2,0	17,50	9,64
1509	111 509	45	85	23	2,0	18,20	10,90
1510	111 510	50	90	23	2,0	18,20	11,50
1515	111 515	75	130	31	2,5	39,00	24,50
1516	111516	80	140	33	3,0	38,30	27,40
1517	111517	85	150	36	3,0	45,70	32,10
			Средняя	серия			
1304	111 304	20	52	15		9,76	4,09
1305	111 305	25	62	17	2,0	14,10	6,12
1306	111 306	30	72	19		16,80	7,90
1307	111 307	35	80	21		20,00	10,00
1308	111 308	40	90	23	2,5	23,30	12,40
1309	111 309	45	100	25		30,00	16,20
1310	111 310	50	НО	27		34,10	17,80
1311	111 311	55	120	29	3,0	40,60	22,90
1312	111 312	60	130	31		45,80	27,10
1313	111 313	65	140	33		49,20	29,90
1314	111 314	70	150	35	3,5	58,60	35,90
1315	111 315	75	160	37		62,40	39,10
1316	111 316	80	170	39		69,90	43,00
1317	111 317	85	180	41		77,20	49,50
1318	111 318	90	190	43	4,0	91,80	57,20
1320	111 320	100	215	47		113,00	73,40
		Средняя широкая серия					
1605	111 605	25	62	24	2,0	18,90	7,60
1606	111 606	30	72	27		14,40	10,20
1607	111607	35	80	31		30,50	13,00
1608	111 608	40	90	33	2,5	34,90	16,00
1609	111 609	45	100	36		42,30	19,80
1610	111610	50	НО	40		50,00	23,90
1611	111 611	55	120	43	3,0	58,60	28,60
1612	111.612	60	130	46		67,70	33,60
1613	111613	65	140	48		75,30	39,30
1614	111 614	70	150	51	3,5	85,70	45,40
1616	111 616	80	170	58		107,00	58,80
147
Табл. 5.28. Роликовые радиальные
подшипники с короткими цилиндрическими роликами (по ГОСТ 8328—75)
Тип32000
Обозначения подшипников типов		d, мм	D, мм	В, мм	Гу мм	Г1, мм	С, кН	Со, кН
2100	32 100							
Особолегкая серия диаметров /, нормальная серия ширин 0 2109	32 109	то	13	*’5	°-8	11-00	7,02 2 10	32 НО	tn	In	!!	*’5	1-°	19,10	13,40 2 11	32 П	те	™	1,5	1,0	2!,50	15,70 2 13	32 3	те	im	I	2,0	1>5	32,00	24,20 21	4	32	14	7П	?п	1л	2>°	Ь5	34-°0	26,90 2	6	32	16	In	те	о	2>0	115	42.10	34,30 2	8	32	Я	чп	мп	22	210	115	51,30	42,60 2118	32	118	90	140	24	2,5	2,0	61,30	52,30								

Продолжение
Обозначения подшипников типов						d, мм	D, мм	В, мм	rt им	г4, мм	С, кН	Со, кН
2200	12 200	32 200	42 200	92 200	102 200							
2204	- 12 204	32 304	42 204	92 204	102 204	20	47	14	1,5	1,0	11,90	7,38
2205	12 205	32 205	42 205	92 205	102 205	25	52	15	1,5	1,0	13,40	8,61
2206	12 206	32 206	42 206	92 206	102 206	30	62	16	1,5	1,о	17,30	11,40
2207	12 207	32 207	42 207	92 207	102 207	35	72	17	2,0	1,0	26,50	17,50
2208	12 208	32 208	42 208	92 208	102 208	40	80	18	2,0	2,0	33,70	24,00
2209	12 209	32 209	42 209	92 209	102 209	45	85	19	2,0	2,0	35,30	25,70
2210	12210	32 210	42 210	92 210	102 210	50	90	20	2,0	2,0	38,70	29,20
2211	12211	32 211	42 211	92 211	102 211	55	100	21	2,5	2,0	43,70	32,90
2212	12212	32 212	42 212	92 212	102 212	60	110	22	2,5	2,5	54,80	42,80
2213	12213	32 213	42213	92 213	102 213	65	120	23	2,5	2,5	62,10	48,60
2214	12214	32 214	42 214	92 214	102 214	70	125	24	2,5	2,5	61,80	48,60
2215	12215	32 215	42 215	92 215	102 215	75	130	25	2,5	2,5	75,40	61,00
2216	12 216	32 216	42 216	92 216	102 216	80	140	26	3,0	3,0	79,50	63,40
2217	12217*	32217	42217	92 217	—	85	150	28	3,0	3,0	99,00	82,40
2218	12218	32218	42 218	92 218	—	90	160	30	3,0	3,0	121,00	101,00
2220	12 220	32 220	42 220	92 220	—	100	180	34	3,5	3,5	135,00	111,00
Обозначения подшипников типов							d, мм	D. мм	В. мм	Ь, мм	мм	С, кН	Со, кН
2300	12 300	32 300	42 300	62 300	92 300	102 300							
Средняя серия диаметров 3, узкая серия ширин О
ю
2305	12 305	32 305	42 305	62 305	92 305	102 305	25	62	17	4	2,0	22,60	14,30
2306	12 306	32 306	42 306	62 306	82 306	102 306	30	72	19	5	2,0	30,20	30,20
2307	12 307	32 307	42 307	62 307	82 307	102 307	35	80	21	6	2,5	34,10	23,20
2308	12 308	32 308	42 308	62 308	82 308	102 308	40	90	23	7	2,5	41,00	28,50
2309	12 309	32 309	42 309	62 309	82 309	102 309	45	100	25	7	2,5	56,50	40,70
Продолжение
СП
О
Обозначения подшипников типов							d, мм	D, мм	В, мм	bt мм	мм	С, кН	С„, кН
2300	12 300	32 300	42 300	62 300	92 300	102 300							
2310	12 310	32 310	42 310	62 310	82 310	102 310	50	100	27	8	3,0	65,20	47,50
2311	12 зп	32 311	42 311	62 311	82 311	102 311	55	120	29	9	3,0	84,00	62,80
2312	12312	32 312	42 312	62 312	82 312	102 312	60	130	31	9	3,5	100,00	77,20
2313	12 313	32 313	42 313	62 313	82 313	102 313	65	140	33	10	3,5	105,00	80,40
2314	12 314	32 314	42 314	62 314	82 314	102 314	70	150	35	10	3,5	123,00	97,30
2315	12 315	32 315	42 315	62 315	82 315	102 315	75	160	37	11	3,5	142,00	112,00
2316	12 316	32 316	42 316	62 316	82 316	102 316	80	170	39	11	3,5	150,00	121,00
2317 2318 2320 2322	12 317 12 318 12 320 12 322	32 317 32 318 32 320 32 322	42 317 42 318 42 320 42 322	62 317 62 318 62 320 62 322	82 317 92 318 92 320 92 322	102 317 102 318	85 90 100 ПО	180 190 215 240	41 43 47 50	12 12 13 14	4,0 4,0 4,0 4,0	179,00 194,00 243,00 307,00	146,00 160,00 205,00 262,00
Обовначения подшипников типов													
2600	12 600	32 600	42 600	52 600	62 600	92 600	d, мм	D, ми	В, мы	Ь, мм	ММ	С, кН	С„ кН
Средняя серия диаметров 6, широкая серия ширин О
2605	12 605	32 605	42 605	—	—.	92 605	25	62	24	—.	2,0	37,40	28,30
2606	12 606	32 606	42 606	—.	——	92 606	30	72	27	—	2,0	41,60	31,20
2607	12 607	32 607	42 607	—.	—	92 607	35	80	31	—	2,5	46,70	34,80
2608	12 608	32 608	42 608	—	—	92 608	40	90	33	—	2,5	61,00	47,50
2609	12 609	32 609	42 609	.—	—.	92 609	45	100	36	—	2,5	79,30	62,80
2610	12 610	32 610	42 610	52 610	62 610	92 610	50	ПО	40	8	3,0	104,00	87,10
2611	12611	32 611	42 611	52 611	62 611	92 611	55	120	43	9	3,0	115,00	94,20
2612	12 612	32 612	42 612	52 612	62612	92 612	60	130	46	9	3,5	140,00	118,10
Окончание
Обозначения подшипников типов						d, мм	D, мм	В, мм	Ь, мм	г—г,,	С, кН	Со, кН
2600	12 600	32 600	42 600 52 600	62 600	92 600							
2613	12 613	32 613	42 613	52 613	62 613	92 613	65	140	48	10	3,5	152,00	129,00 2614	42 614	32 614	42 614	52 614	62 614	92 614	70	150	51	10	3,5	181,00	159,00 2615	12 615	32 615	42 615	52 615	62 615	92 615	75	160	55	11	3,5	212,00	187,00 2616	12616	32616	42616	52616	62616	92616	80	170	58	11	3,5	224,00	202,00 2617	12 617	32 617	42 617	52 617	62 617	92 617	85	180	60	12	4,0	259,00	235,00 2618	12 618	32 618	42 618	52 618	62 618	92 618	90	190	64	12	4,0	270,00	245,00 2620	12 620	32 620	42 620	52 620	62 620	92 620	100	215	73	13	4,0	363,00	343,00												
Обозначения подшипников типов						d, мм	D, мм	В, мм	Ь, мм	Г=ГЛ, мм	С, кН	С„, кН
2400	32 400	42 400	62 400	92 400	102 400							
Тяжелая серия диаметров 4, узкая серия ширин О
2408	32 408	42 408	62 408	92 408	102 408	40	ПО	27	8	3	78,00	57,60
2409	32 409	42 409	62 409	92 409	102 409	45	120	29	8	3	94,00	71,40
2410	32 410	42 410	62 410	92 410	102 410	50	130	31	9	3,5	102,00	76,50
2411	32 411	42 411	’ 62 411	92 411	102 411	55	140	33	10	3,5	133,00	103,00
2412	32 412	42 412	62 412	92 412	102 412	60	150	35	10	3,5	216,00	176,00
2413	32 413	42 413	62 413	92 413	102 413	65	160	37	11	3,5	146,00	114,00
2414	32 414	42 414	62 414	92 414	102 414	70	180	42	12	4	187,00	150,00
2415	32 415	42 415	62 415	92 415	102 415	75	190	45	13	4	216,00	176,00
2416	32 416	42 416	62 416	92 416	102 416	80	200	48	13	4	248,00	204,00
2417	32 417	42 417	62 417	92 417	—	85	210	52	14	5	271,00	225,00
2418	32 418	42 418	62 418	92 418	——	90	225	54	14	5	307,00	257,00
2420	32 420	42 420	62 420	92 420		100	250	58	16	5	367,00	315,00
СП
Табл. 5.29. Роликовые радиальные сферические двухрядные подшипники
(по ГОСТ 5721—751
. ТипЗООО
с цилиндрическим отверстием
Тип 113000
Обозначение подшип- ников типа		d, мм	D, мм	В, мм	Г, мм	С, кН	С„ кН
300J	|	113 000						
	Легкая серия диаметров 5			, широкая	серия ширин 0		
3508	113 508	40	80	23	2,0	25,40	33,00
3509	113 509	45	85	23	2',0	26,50	35,70
3514	113 514	70	125	31	2,5	68,10	95,60
3516	113 516	80	140	?3	3,0	102,00	120,00
3518	113 518	90	160	40	3,0	130,00	162,00
3520	113 520	100	180	46	3,5	184,00	216,00
3522	ИЗ 522	НО	200	53	3,5	227,00	281,00
3524	113 524	120	215	58	3,5	281,00	331,00
	Средняя серия диаметров			6, широкая серия ширин 0			
3608	113 608	40	90	33	2,5	64,90	66,20
3609	113 609	45	100	36	2,5	80,00	76,20
3610	113 610	50	110	40	3,0	98,40	103,00
3611	113 611	55	120	43	3,0	113,00	120,00
3612	113 612	60	130	46	3,5	130,00	130,00
3613	113 613	65	140	48	3,5	140,00	145,00
3614	113 614	70	150	51	3,5	178,00	184,00
3615	113 615	75	160	55	3,5	200,00	211,00
3616	113 6*6	80	170	58	3,5	227,00	231,00
’ 3617	113 617	85	180	60	4,0	249,00	274,00
3618	113 618	90	190	64	4,0	270,00	307,00
3620	ИЗ 620	100	215	73	4,0	363,00	417,00
3622	113 622	110	240	80	4,0	459,00	479,00
152
Табл. 5.30. Шариковые двухрядные подшипники с закрепительными втулками
(по ГОСТ 8545—75)
Обозначения подшип- ников для серии диаметров		dt, мм	d, мм	£), мм	В, мм		г, мм	С, кН	Со, кН
2; 3	|	5; 6				2; 3 |	5; 6			
.	|	2		3	4	5	6 1	7	8	9	10
	Легкая серия диаметров 2 и 5.					серия ширин 0			
11204	—.	20	25	52	15	—	1.5	9,44	4,10
11205	11 505	25	30	72	16	20	1,5	12,20	5,92
11 206	11 506	30	35	72	17	23	2,0	12,30	6,78
11 207	11 507	35	40	80	18	23	2,0	15,10	8,72
11 208	И 508	40	45	85	19	23	2,0	17,00	9,77
И 209	11509	45	50	90	20	23	2,0	17,70	11,00
И 210	11 510	50	55	100	21	25	2,5	21,00	13,60
11 211	—	55	60	НО	22	——	2,5	23,80	15,80
И 212	11 512	60	65	120	23	31	2,5	24,40	17,50
11 213	—	65	75	130	25	—	2,5	30,50	21,80
11 214	И 514	70	80	140	26	33	3,0	31,40	24,00
11 215	—	75	85	150	28	—.	3,0	38,70	29,00
11 216	11 516	80	90	160	30	40	3,0	44,70	32,40
11 217	—	85	95	170	32	—.	3,5	50,20	37,50
Н 218	11 518	90	100	180	34	46	3,5	54,40	41,20
11 220	—	100	ПО	200	38	—	3,5	69,40	53,20
	Средняя серия диаметров 3 и 6,					серия	ширин 0		
11305	11 605	25	30	72	19	27	2,0	16,80	7,90
11 306	11 606	30	35	80	21	31	2,5	20,00	10,00
11 307	11 607	35	40	90	23	33	2,5	23,30	12,40
11 308	11 608	40	45	100	25	36	2,5	30,00	16,20
11 309	11 609	45	50	НО	27	40	3,0	34,10	17,80
11 310	11 610	50	55	120	29	43	3,0	40,60	22,90
11 311	11 611	55	60	130	31	46	3,5	45,80	27,10
11312	11 612	60	65	140	33	48	3,5	49,20	29,90
11 313	—	65	75	160	37	-—	3,5	62,40	39,10
11 314	11 614	70	85	170	39	58	3,5	69,90	43,00
11 316	11616	80	90	190	43	64	4,0	91,80	57,20
11 318	11 618	90	100	215	47	73	4,0	113,00	73,40
11 320	—	100	ПО	240	50	-—	4,0	128,00	93,40
153
Табл. 6.31. Роликовые двухрядные подшипники с закрепительными
втулками (по ГОСТ 8546—76)
Тип 13000
н в ,
Обозначе- ние под- шипников	dj, мм	d, мм	D, мм	В, мм	г, мм	С, кН	С„, кН
1	2	3	4	5	6	7	8
Легкая серия диаметров 5, серия ширин О
13514	70	80	140	33	3.0	102 00	120,00
13 516	80	90	160	40	3,0	130,00	162,00
13 518	90	100	180	46	3,5	184,00	216,00
13 520	100	ПО	200	53	3,5	227,00	281,00
13 522	ПО	120	215	58	3,5	281 ,00	331,00
Средняя серия диаметров 6, серия ширин О
I36H
13 613
13 614
13 616
13618
13 620
13 622
55	60	130
65	75	160
70	80	170
80	90	190
90	100	215
100	ПО	240
ПО	120	260
46
55
58
04
73
80
86
3,5
3,5
3,5
4,0
4,0
4,0
4,0
130,00
200,00
227,00
270,00
363,00
459,00
530,09
130,00
211,00
230,00
307,
417,
479,
473,00
883
Табл. 5.32. Роликовые радиальные игольчатые подшипники
(по ГОСТ 4657—71)
Тип 7^000	Тип 2Ш0
154
Окончание
Обозначения подшип- ников типа		d, мм	dlt мм			i?	в, мм	г, мм	С, кН	Со, к
			номи- наль- ный размер	отклонения						
7400	24 000			верхнее	нижнее					
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
Сверхлегкая серия диаметров 9, серия ширин 4
4 074 904	4 024 904	20	25	+0,033	+0,020	37	17	0,5	12,00	11,20
—	4 024 905	25	30	+0,033	+0,020	42	17	0,5	13,00	13,50
4 074 907	4 024 907	35	42	+0,041	4-0,025	55	20	1,0	21,10	23,10
—	4 024 910	50	58	+0,049	+0,030	72	22	1,0	—	—
4 074 912	4 024 912	60	68	+0,049	+0,030	85	25	1,5	40,30	51,00
4 074 913	4 024 913	65	72	+0,049	+0,030	90	25	1,5	41,00	52,00
4 074 914	4 024 914	70	80	+0,049	+0,030	100	30	1,5	—	—
4 074 915	4 024 915	75	85	+0,058	+0,036	105	30	1,5	47,10	64,00
4 074 916	4 024 916	80	90	+0,058	+0,036	ПО	30	1.5	50,00	70,00
4 074 917	4 024 917	85	100	+0,058	+0,036	120	35	2,0	73,90 1 05 ,0	
4 074 918	4 024 918	90	105	+0,058	+0,036	125	35	2,0	76,40 110,00	
4 074 920	4 024 920	100	115	+0,058	+0,036	140	40	2,0	10 500	10 503
Особолегкая серия диаметров /, серия ширин 4
4 074 103	4 024 103	17	24	+0,033	+0,020	35	18	0,5	11,70	10,80
4 074 104	4 024 104	20	28			42	22	1,0	18,80	18,20
4 074 105	4 024 105	25	34	+0,041	+0,025	47	22	1,0	21,50	22,10
4 074 106	4 024 106	30	40			55	25	1,5	27,80	30,00
4 064 107	4 024 107	35	46			62	27	1,5	34,70	39,10
4 074 108	4 024 108	40	52	+0,049	+0,030	68	28	1.5	37,80	44,20
4 074 109	4 О:4 109	45	58			75	30		45,60	55,10
4 074 ПО	4 024 ПО	50	62			80	30		47,80	58,90
4 074 111	4 024 111	55	70	-1 0,049	+0,030	90		2,0	57,50	73,50
4 074 112	4 024 112	60	75			95	35		60,40	78,80
4 074 113	4 024 113	65	80			100		2,0	63,20	84,00
4 074 114	4 024 114	70	88	4 0,058	+0,036	ПО	40		86,80	119,00
4 074 115	4 024 115	75	92			115	40		89,60	124,00
4 074 116	4 024 116	80	100			125	45		95,00	135,00
4 074 117	4 024 117	85	105			130	45		98,20	142,03
155
Табл. 5.33. Шариковые радиально-упорные однорядные подшипники
(по ГОСТ 831—75)
Типы 36000, 06000 66000
т
Обозначения подшип- ников типа 36 000 |	46 000	d, мм	D, мм	Ь~Т„ мм	г, мм	rt, мм	С, кН	С,, кН
Особолегкая серия диаметров 1, нормальная серия ширин 0 36 103	17	35	10	0,5	п„	5,71	3,58 36 104	20	42	12	1,0	8,30	5,42 46 106	30	55	13	11,20	8,03 46 108	40	68	15	1,5	0,5	14,60	11,30 46 109	45	75	16	17,30	13,70 55	90	25,20	21,50 46 111	18 46 112	60	95	28,80	25,00 46 114	70	ПО	35,60 20	2,0	1,0	32,30 46 115	75	115	35,30 46 116	80	125	42,30	40,90 22 46 117	85	130	44,30	43,00 46 118	90	140	47,40	45,90 24	2 5	1 2 46 120	100	150	’	’	50,20	48,50							
Продолжение
Обозначение подшип- ников типа		dt мм	D, мм	Ь=Т, мм	Г, мм	rlt мм	С. кН		Со, кН	
36 000	46 000						36 000	46 000	36 000	46 000
1	2	3	4	Б	6	7	8	9	10	11
Легкая серия диаметров 2, узкая серия ширин О
36 204	46 204	20	47	14			12,30	11,60	8,47	7,79
36 205	46 205	25	52	15	1,5	0,5	13,10	12,40	9,24	8,59
156
Окончание
1	1 2	1 3 1	< 1	5 1	6 1	7	1 8	1 9 1	10 |	11
36 206	46 206	30	62	16			18,20	17,20	13,30	12,20
36 207	46 207	35	72	17			24,00	22,70	18,10	16,60
36 208	46 208	40	80	18	2,0	1,0	30,60	28,90	23,70	27,10
36 209	46 209	45	85	19			32,30	30,40	25,00	23,60
36 210	46210	50	90	20			33,90	31,80	27,60	25,40
36 211	46 211	55	100	21			39,40	34,90	34,90	32,10
36212	46212	60	ПО	22			48,20	45,40	40,10	36,80
36 213	46213	65	120	23	2,5	1,2	—	54.40	—	46,80
36 214	46214	70	125	24			63,00	59,10	55,90	51,40
36 215	46 215	75	130	25			—	61,50	.—	54,80
36216	46216	80	140	26			73,50	68,90	66,60	61,20
36 217	46217	85	150	28	3,0	1,5	79,00	74,00	72,20	66,40
36218	46 218	90	160	30			92,80	81,70	84,60	77,70
36 220	46 220	100	180	34	3,5	2,0	124,00	116,00	118,00 109,00	
Обозначе- ние под- шипников	d, мм	D, мм	Ь=7, мм	г, мм	rlf мм	С, кН	С., кН
Средняя серия диаметров 3, узкая серия ширин О
46 305	25	62	17	2,0	1,0	21,10	14,90
46 306	30	72	19			25,60	18,17
46 307	35	80	21			33,40	25,20
46 308	40	90	23	2,5	1,2	39,20	30,70
46 309	45	100	25			37,70	50,00
46 310	50	ПО	27	3,0	1,5	56,03	44,80
46 312	60	130	31			78,80	66,60
46 313	65	140	33	3,5		89,00	76,40
46 314	70	150	55		2,0	93,30	78,30
46 318	90	190	43	4,0		129,00	125,00
46 320	100	215	47			167,00	180,00
Тяжелая серия диаметров 4, узкая серия ширин О
66 407	35	100	25	2,5	1,2	45,40	33,70
66 408	40	ПО	27	3,0	1,5	52,70	38,80
66 409	45	120	29			64,00	48,20
55 410	50 .	130	31	3,5	2,0	77,60	61,20
66 412	60	150	35			98,00	81,00
56 414	70	180	42	4,0	2,0	119,00	111,00
66 418	90	225	54	5,0	2,5	163,00	172,00
157
Табл. 5.34. Роликовые конические однорядные подшипникн
По ГОСТ533-71
По ГОСТ3109-71
Обозначе- ние под- шипников	d, мм	D, мм	Dlt мм	в, мм	Сх, мм	Т, мм	г, мм	rl9 мм	а, мм	С, кН	Со, кН
1	2	3	4	5	6	7	«	9	10	11	12
Особолегкая серия диаметров 1, серия ширин 2										
				Угол а.= 11...15°						
2 007 106	30	35	59	16	14	17	1.5	0,5	3	23,50 19,90
2 007 107	35	62	66	17	15	18			3	25,60 23,00
2 007 108	40	68	72	18	16	19			3,5	31,90 28,40
2 007 109	45	75	79	19	16	20			3,5	40,00 34,80
2 007 111	55	90	94	22	19	23	2,0	0,8	4	49,10 45,20
2 007 113	65	100	104	22	19	23			4	52,90 51,30
2 007 114	70	НО	116	24	20	25			4,5	67,60 65,80
2 007 115	75	115	121	29	20	25			4,5	120,00 108,00
2 007 116	80	125	131	27	23	29			5	88,40 88,50
2 007 118	90	140	146	30	26	32	2,5	5.5	5,5	111,00 111,00
2 007 119	95	245	151							114,00 115,00
2 007 120	100	150	146							117,00 120,00
2 007 122	ПО	170	178	36	31	38	3,0	1,0	6,5	161,00 166,00
		Легкая серия диаметров 2, серия ширин							0	
				Угол а=		12...16й				
7202	15	35	—	11	9	11,75	1,0	0,3	—-	8,78 6,14
7203	17	40	44	12	11	13,25	1.5	0,5	3	13,80 9,30
7204	20	47	51	14	12	15,25			3	19,10 13,30
7205	25	52	57	15	13	16,25			3,5	23,90 17,90
7206	30	62	67	16	14	17,25			3,5	29,80 22,30
7207	35	72	77	17	15	18,25	2,0	0,8	4	35,20 26,30
7208 Н	40	80	85	18	16	19,75				42,40 32,70
7209	45	85	90	19	16	20,75				42,70 33,40
72 ЮН	50	90	95	20	17	21,75				52,90 40,60
7211	55	100	106	21	18	22,75	2,5	0,8	4,5	57,90 46,10
7212Н	60	НО	116	22	19	23,75			4,5	72,20 58,40
7214Н	70	125	132	24	21	26,25			5	95,90 82,10
721511	75	* 130	137	25	22	27,25			5	97,60 84,50
7216	80	140	147	26	22	28,25	3,0	1,0	5	106,00 95,20
7217	85	150	158	28	24	30,25			5	109,00 91,40
7218Н	90	160	168	30	26	32,5			6	141,00 125,00
7219	95	170	179	32	27	34,5	3,5	1.2	6,5	145,00 131,00
7220	100	180	190	34	29	37			7	162,00 146,00
7224Н	120	215	225	40	34	43,5			8	252,00 237,00
158
Окончание
1	2	1 3	4	ы	6	' 1	8	9 1	10	1 " 1	12
		Легкая серия диаметров 2, серия ширин 0									
				Угол а=		12... 16°					
7506Н	30	62	67	20	17	21,25	1,5	0,5	4	34,90	27,50
7507	35	72	77		20	24,25				50,20	40,30
7508Н	40	80	85		19	24,75				53,90	44,80
7509Н	45	85	90	23	19	24,75	2,0	0,8	4,5	51,60	42,60
75 ЮН	50	90	95		19	24,75				59,80	54,50
7511	55	100	106	25	21	26,75			5	72,20	61,60
7512	60	НО	116	28	24	29,75			5	84,00	75,60
7513	65	120	127	31	27	32,75	2,5	0,8	6	109,00	98,90
7514	70	125	132	32	27	33,25			6	110,00 101,00	
7515	75	130	137	31	27	33,25			6	115,00 108,00	
7516	80	140	147	33	28	35,25	3,0	1,0	6	133,00 126,00	
7517	85	150	158	36	30	38,5			7	151,00 141,00	
7518	90	160	168	40	34	42,5			8	179,00 171,00	
7519Н	95	170	179	43	37	45,5	3,5	1,4	8	225,00 225,00	
7520	100	180	190	46	39	49			8	232,00 236,00	
7522Н	ПО	200	210	53	46	56			10	291,00 296,00	
7524	120	215	225	58	50	61,5			И	351,00 379,00	
		Средняя серия диаметров 3,					серия	ширин	0		
				Угол а—		10... 143					
7304 И	20	52	57	15	13	16,25	2,0	0,8	3,5	25,00	16,60
7305	25	62	67	17	15	18,25			4	29,60	20,90
7306	30	72	77	19	17	20,75			4	40,00	29,90
7307	35	80	85	21	18	22,75	2,5	0,8	4,5	61,00	46,00
7308	40	90	95	23	20	25,25			4,5	61,00	46,00
7309Н	45	100	106	25	22	27,25			5	59,30	49,30
7310Н	50	ПО	116	27	23	29,25	3,0	1,0	5	96,60	75,90
7311	55	120	127	29	25	31,5			5,5	102,00	81,50
7312	60	130	137	31	27	33,5	3,5	1,2	5,5	118,00	96,30
7313	65	140	147	33	28	36			6	134,00	111,00
7314Н	70	150	158	35	30	38			7	168,00	137,00
7315	75	160	168	37	31	40	3,5	1,2	7	178,00 148,00	
7317	85	180	190	41	35	44,5	4,0	1,5	8	221,00 195,00	
7318	90	190	200	43	36	46,5	4,0	1,5	8	240,00 201,00	
		Средняя серия диаметров 3,					серия	ширин	0		
				Угол а=		11...15°					
7604	20	52	57	21	18,5	22,25	2,0	0,8	4,5	29,50	22,00
7605	25	62	67	24	21	25,25			5	45,50	36,60
7606Н	30	72	77	27	23	28,75			6	61,30	51,00
7607	35	80	85	33	27	32,75	2,5	0,8	6	71 ,60	61,50
7608	40	90	95	33	28,5	35,25			6	80,00	67,20
7609	49	100	106	36	31	38,25			7	104,00	90.50
7610	50	ПО	116	40	34	42,25	3,0	1,0	8	122,00 108,00	
7611Н	55	120	127	• 43	35	45,5				148,00 140,00	
7612Н	60	130	137	46	37	48,5	3,5	1,2	8	171,00 157,00	
7613	67	140	147	48	41	51			8	178,00 168,00	
7614	70	150	158	51	43	54			10	204,00 186,00	
7615	75	160	168	55	46,5	58			10	249,00 235,00	
7616Н	80	170	179	58	48	61,5			11	294,00 291,00	
7618	90	190	200	64	53	67,5	4,0	1,5	11	369,00 363,00	
7620	100	215	225	73	61,5	77,5			12	451 .00 459,00	
7622	ПО	240	251	80	66	84,5			12	490,00 505,00	
7624	120	260	272	86	70,5	90,5			13	601,00 610,00	
159
Табл. 5.35. Роликовые конические однорядные подшипники
с углом конуса 25...30° (по ГОСТ 7260—70)
Обозна- чение под- шипни- ков	d, мм	D, мм	В, мм	С j, мм	Т, мм		г, мм	Г, ММ	₽	С, кН	С„ кН
					номи- наль- ный размер	откло- нив					
27306	30	Средняя 72	19		серия диаметров 3, 14	20,75 +0,25			серия ширин 2	0,8		0 26	30,00	30,00
27307	35	80	21	15	22,75		2.5	0,8	28	39,40	29,50
27308	40	90	23	17	25,25		2,5	0,8	28	48,40	37,10
273 ЮН	50	110	27	19	29,25		3	1	28	69,30	69,30
27311	55	120.	29	21	31,50	+0,5	3	1	28	72,59	88,90
27312	60	130	31	22	33,50		3,5	1.2	27	80,50	62,00
27213	65	140	33	23	36,00		3,5	1.2	27	89,00	71,40
27315	75	160	37	26	40,00		3,5	1.2	29	119,00	95,10
27317	85	180	41	30	44,50		4	1,5	27	145,00 146,00	
Обозначе- ние под- шипников	d, мм	ММ	D, мм	/¥, мм	г, мм	Са , кН	Ооа ’
1	•2	3	4	5	6	7	8
	Особолегкая серия диаметров 1, серия высот 0						
8104	20	20,2	35	10	0.5	11,00	21,60
8105	25	25,2	42	11	г,о	12,50	26,20
8106	30	30,2	47	11	1,0	13,80	29,30
160
Продолжение
||а|з|4|5|б|7 8
8107	35	35.2	52	12	1.0	16,80	37,20
810S	40	40,2	60	13	1.0	23,00	51,00
8109	45	45,2	65	14	1.0	24,30	56,10
8110	50	50,2	70	14	1.0	25,70	61,20
8111	55	55,2	78	16	1,0	34,20	83,00
8112	60	60,2	85	17	1.5	37,50	91,50
8113	65	65,2	90	18	1.5	42,80	104,00
8114	70	70,2	95	18	1,5	46,00	113,00
8115	75	75,2	100	19	1.5	47,40	118,00
8116	80	80,2	105	19	1,5	48,70	122,00
8117	85	85,2	НО	19	1,5	50,00	132,00
8118	90	90,2	120	22	1.5	61,80	161,00
8120	100	100,2	135	25	1.5	81,60	218,00
7122	НО	110,2	145	25	1,5	82,90	220,00
8124	120	120,2	155t	25	1.5	88,00	250,00
Легкая серия диаметров 2, серия высот О
8201	12	12,2	28'	11	1.0	8,68	15,40
8202	15	15,2	32	12	1.0	9,87	18,60
8204	20	20,0	40	14	1.0	15,80	30,60
8205	25	25,2	47	15	1.0	20,40	41,00
8206	30	30,2	52	16	1.0	23,00	47,20
8207	35	35.2	62	18	1.5	31,60	68,00
8208	40	40,2	68	19	1.5	37,50	79,90
8209	45	45,2	73	20	1,5	39,50	90,50
8210	50	50,2	78	22	1.5	46,00	105,00
8211	55	55,2	90	25	1.5	56,60	129,00
8212	60	60,2	95	26	1,5	65,80	155,00
8213	65	65,2	100	27	1.5	65,80	153,00
8214	70	• 70,2	105	27	1,5	65,80	161,00
8215	75	75,2	ПО	27	1,5	58,40	169,00
8216	80	80,2	115	28	1.5	76,30	191,00
8217	85	85,2	125	31	1.5	94,70	239,00
<J Зак. 2138
161
Окончание
1	2	1 3 1	< 1	5 1	6	1 7	8
8218	90	90,2	135	35	2,0	112,00	290,00
8220	100	100,2	150	38	2,0	132,00	335,00
8222	ПО	110,2	160	38	2,0	138,00	394,00
		Средняя серия диаметров 3, серия			высот	0	
8305	25	25,2	52	18	1,5	25,70	49,90
8306	30	30,2	60	21	1,5	32,90	67,90
8307	35	35,2	68	24	1,5	40,80	85,00
8308	40	40,2	78	26	1,5	51,30	109,00
8309	45	45,2	85	28	1,5	59,20	133,00
8310	50	50,2	95	31	2,0	71,00	164,00
8311	55	55,2	105	35	2,0	92,10	217,00
8312	60	60,2	110	35	2,0	92,10	217,00
8313	65	65,2	115	36	2,0	104,00	254,00
8314	70	70,2	125	40	2,0	120,00	298,00
8315	75	75,2	135	44	2,5	138,00	346,00
8316	80	80,2	140	44	2,5	138,00	346,00
8318	90	90,2	155	50	2,5	171,00	452,00
8320	100	100,1	170	55	2,5	184,00	490,00
8322	ПО	110,2	190	63	3,0	230,00	655,00
Табл. 5.37. Шариковые упорные двойные подшипники (по ГОСТ 7872—75)
Обозначе- ние под- шипников	4, мм	d,, мм	d„ мм	D, мм	Нв, мм	а мм	Г, мм	С, кН	Со, кН
38 205	25	25,2	20	47	28	7	1,0	20,40	41,00
38 206	30	30,2	25	52	29	7	1,0	23,00	47,20
38 207	35	35,2	30	62	34	8	1,5	31,60	68,00
38 208	40 •	40,2	30	68	36	9	1,5	—		
38 209	45	45,2	35	73	37	9	1,5	39,50	90,50
38 210	50	50,2	40	78	39	9	1,5			
38 212	60	60,2	50	95	46	10	1,5	65,80	155,00
38 214	70	70,2	55	105	47	10	1,5	—		
38 216	80	80,2	65	116	48	10	1,5			—
38 217	85	85,2	70	125	55	12	—	94,70	239,00
162
Табл. 5.38. Долговечности шарикоподшипников
сч со
—	00
CN CN
СП СП
UJ
со со
со со
200000 4,93 5,75 6,70 7,81 9>Н 10,6 11,5	12,4	13,4	14,5	15,6	16,8
— СО
оо
сн СП
163
о
Окончание
С/Р при частоте вращения л, мии —1
I-h	800	| 1000	| 1250	1600	| 2000	2500	| 3200	4000	5000	6300	|	6000	| 10 000	| 12 500	16 000
100	1,68	1,82	1,96	2,12	2,29	2,47	2,67	2,88	3,11	3,36	3,63	3,91	4,23	4,56
500	2,88	3,11	3,36	3,63	3,91	4,23	4,56	4,93	5,32	5,75	6,20	6,70	7,23	7,81
1000	3,63	3,91	4,23	4,56	4,93	5,32	5,75	6,20	6,70	7,23	7,81	8,43	9,11	9,83
1250	3,91	4,23	4,56	4,93	5,32	5,75	6,20	6,70	6,23	7,81	8,43	9,11	9,83	10,6
1600	4,23	4,56	4,93	5,32	5,75	6,20	6,70	7,23	7,81	8,43	9,11	9,83	10,6	11,5
2 000	4,56	4,93	5,32	5,75	6,20	6,70	7,23	7,81	8,43	9,11	9,83	10,6	11,5	12,4
2 500	4,93	5,32	5,75	6,20	6,70	7,23	7,81	8,43	9,11	9,83	10,6	11,5	12,4	13,4
3 200	5,32	5,75	6,20	6,70	7,23	7.81	8,43	9,11	9,83	10,6	11,5	12,4	13,4	14,5
4 000	5,75	6,20	6,70	7,23	7,81	8,43	9,11	9,83	10,6	11,5	12,4	13,4	14,5	15,6
5 000	6,20	6,70	7,23	7,81	8,43	9,11	9,83	10,6	11,5	12,4	13,4	14,5	15,6	16,8
6 300	6,70	7,23	7,81	8,43	9,11	9,83	10,6	11,5	12,5	13,4	14,5	15,6	16,8	18,2
8 000	7,23	7,81	8,43	9,11	9,83	10,6	11,6	12,4	13,4	14,5	15,6	16,8	18,2	19,6
10 000	7,81	8,43	9,11	9,83	10,6	11,5	12,4	13,4	14,5	15,6	16,8	18,2	19,6	21,2
12 500	8,43	9,11	9,83	10,6	11,5	12,4	13,4	14,5	15,6	16,8	18,2	19,6	21,2	22,9
16000	9,11	9,83	10,6	11,5	12,4	13,4	14,5	15,6	16,8	18,2	19,6	21,2	22,9	24,7
20 000	9,83	10,6	11,5	12,4	13,4	14,5	15,6	16,8	18,2	19,6	21,2	22,9	24,7	26,7
25 000	10,6	11,5	12,4	13,4	14,5	15,6	16,8	18,2	19,6	21,2	22,9	24,7	26,7	28,8
32 000	11,5	12,4	13,4	14,5	16,6	16,8	18,2	19,6	21,1	22,9	24,7	26,7	28,8	31,1
40 000	12,4	13,4	14,5	15,6	16,8	18,2	19,6	21,2	22,9	24,7	26,7	28,8	31,1	•—
50 000	13,4	14,5	15,6	16,8	18,2	19,6	21,2	22,9	24,7	26,7	28,8	31,1	—	
63 000	14,5	15,6	16,8	18,2	19,6	21,2	22,9	24,7	26,7	28,8	31,1	—		—
80 000	15,6	16,8	18,2	19,6	21,2	22,9	24,7	26,7	28,8	31,1	—		—	
10 000	16,8	18,2	19,6	21,2	22,9	24,7	26,7	28,8	31,1	—	—	—’	—•	—
20 000	21,2	22,9	24,7 26,7		28,8	31,1	—>	—	—	—	—•			
Табл. 5.39. Долговечности роликоподшипников
	С/Р при частоте вращения п, мии —1													
	10	1 16	25	40	63	’00	125 1	160	1	200	250	320	400	500	630
100	—	—	—	—	—	—.	—	—	1,05	1,13	1.21	1,30	1,39	1,49
500 '	—‘	—	—	1,05	1,21	1,39	1,49	1,60	1,71	1,83	1,97	2,11	2,26	2,42
1000	—•	—	1,13	1,30	1,49	1,71	1,83	1,97	2,11	2,26	2,42	2,59	2,78	2,97
1250	—	1,05	1,21	1,39	1,60	1,83	1,97	2,11	2,26	2,42	2,59	2,78	2,97	3,19
1600	—	1,13	1,30	1,49	1,71	1,97	2,11	2,26	2,42	2,59	2,78	2,97	3,19	3,42
2000	1,05	1,21	1,39	1,60	1,83	2,11	2,26	2,42	2,59	2,78	2,97	3,19	3,42	3,66
2 500	1,13	1,30	1,49	1,71	1,97	2,26	2,42	2,59	2,78	2,97	3,19	3,42	3,66	3,92
3 200	1,21	1,39	1,60	1,83	2,11	2,42	2,59	2,78	2,97	3,19	3,42	3,66	3,92	4,20
4 000	1,30	1,49	1.71	1,97	2,26	2,59	2,78	2,97	3,19	3,42	3,66	3,92	4,20	4,50
5000	1,39	1,60	1,83	2,11	2,42	2,78	2,97	3,19	3,42	3,66	3,92	4,20	4,50	4,82
6300	1,49	". 1,71	1,97	2,26	2,59	2,97	3,19	3,42	3,36	3,92	4,20	4,50	4,82	5,17
8 000	1,60	1,83	2,11	2,42	2,78	3,19	3,42	3,66	3,92	4,20	4,50	4,82	5,17	5,54
10 000	1,71	1,97	2,26	2,59	2,97	3,42	3,66	3,92	4,20	4,50	4,82	5,17	5,54	5,94
12 500	1,83	2,11	2,42	2,78	3,19	3,66	3,92	4,20	4,50	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36
16 000	1,97	2,26	2,59	2,97	3,42	3,92	4,20	4,50	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81
20 000	2,11	2,42	2,78	3,19	3,66	4,20	4,50	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81	7,30
25 000	2,26	2,59	2,97	3,42	3,92	4,50	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81	7,30	7,82
32 000	2,42	2,78	3,19	3,66	4,20	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81	7,30	7,82	8,38
40 000	2,59	2,97	3,42	3,92	4,50	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81	7,30	7,82	8,38	8,98
50 000	2,78	3,19	3,66	4,20	4,82	5,54	5,94	6,36	6,81	7,30	7,82	8,38	8,98	9,62
63 000	2,97	3,42	3,92	4,50	5,17	5,94	6,36	6,81	7,30	7,82	8,38	8,98	9,62	10,3
80000	3,19	3,36	4,20	4,82	5,54	6,36	6,81	7,30	7,82	8,38	8,98	9,62	10,3	11,0
100 000	3,42	3,92	4,50	5,17	5,94	6,81	7,30	7,82	8,38	8,98	9,62	10,3	11,0	11,8
g 200 000	4,20	4,82	5.54	6,36	7.30	6.38	8.98	9,62	10,3	11,0	11,8	12,7	13,6	14,6
Окончание
**	С/Р при частоте вращения п, мин —1													
	Soo	I 1000	| 1250	I 1600	I 2000	| 2500	| 3200 |	40О0	5000	|	6300	8000	10 000	12 500	16 000
100	1,60	1,71	1,83	1,97	2,11	2,26	2,42	2,59	2,78	2.97	3,19	3,42	3,66	3,92
500	2,59	2,78	2,97	3,19	3,42	3,66	3,92	4.20	4,50	4,82	5,17	5.54	5,94	6,36
1000	3,19	3,42	3,66	3,92	4,20	4,50	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81	7,30	7,82
1250	3,42	3,66	3,92	4,20	4,50	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81	7,30	7,82	8,38
1600	3,66	3,92	4,20	4,50	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36	6.81	7,30	7,82	8,38	8,98
2 000	3,92	4,20	4,50	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81	7,30	7.82	8,38	8,98	9,62
2 500	4,20	4,50	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81	7 30	7.82	8,38	8,98	9.62	10,3
3200	4,50	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81	7.30	7,82	8,38	8,98	9,62	10,3	11,0
4 000	4,82	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81	7,30	7,82	8,38	8,98	9,62	10,3	11,0	11,8
5 000	5,17	5,54	5,94	6,36	6,81	7,30	7,82	8,38	8,98	9,62	10,3	П.О	11,8	12,7
6 300	5,54	5,94	6,36	6,81	7,30	7,82	8.38	8,98	9,62	10,3	11,0	11,8	12,7	13,6
8 000	5,94	6,38	6,81	7.30	7,82	8,38	8,98	9,62	10,3	11,0	11,8	12,7	13,6	14,6
10 000	6,36	6,81	7,30	7,82	8,38	8,98	9,62	10.3	11 0	11,8	12,7	13,6	14,6	15,6
12 500	6,81	7,30	7,82	8,38	8,98	9,62	10.3	11.0	11,8	12,7	13,6	14,6	15,6	16,7
16 000	7,30	7,82	8,38	8,98	9,62	10,3	п.о	11,8	12,7	13,6	14,6	15,6	16,7	17,9
20 000	7,82	8,38	8,98	9,62	10,3	11,0	11,8	12,7	13,6	14,6	15,6	16,7	17,9	19,2
25 000	8,38	8,98	9,62	10,3	11,0	11,8	12.7	13,6	14,6	15,6	16,7	17,9	19,2	20,6
32 000	8,98	9,62	10,3	11,0	11,8	12,7	13.6	14.6	15,6	16,7	17,9	19,2	20,6	
40 000	9,62	10,3	11,0	11,8	12,7	13,6	14,6	15,6	16,7	17,9	19,2	20,6	—•	—•
50 000	10,3	11,0	11,8	12,7	13,6	14,6	15,6	16,7	17,9	19,2	20,6		—	——
63 000	11,0	11,8	12,7	13,6	14,6	15,6	16,7	17,9	19,2	20,6	——		——	—
80 000	11,8	12,7	13,6	14,6	15,6	16,7	17,9	19,2	20,6	—	—	—	—	—
100 000	12,7	13,6	14,6	15,6	16,7	17,9	19,2	20,6	—	—-	—-	—	—	—
200 000	15,6	16,7	17,9	19,2	20,6	—	—•		—	—	—	—	—	—
Табл. 5.41. Крышки прижимные (ГОСТ 18512—73) .
D	D,	D,		Од	Отверстия под винты				н	ft	й.	в	ь	S
					d	dt		число |						
36...37	48	65	28	35	5.8	10	12	4	14	4	8	12	3	4
40...42	54	70	34	40	7	12	14	4	15	5	10	13	4	5
47	60	78	38	47										
52	66	82	44	50										
55	75	95	48	50										
60...62	78	95	52	60										
65...68	84	105	58	68	9	15	20		17	6	12	15		
70...72	90	НО	62	72										
75	90	НО	64	72										
80...85	100	120	72	80				6						
90...95	НО	130	80	92										6
100	120	145	90	100	11	18	24		23	8	15	20	5	7
105... НО	130	155	95	110										
115...120	140	165	105	120										
125...130	150	175	115	125										
135...140	160	185	125	135										
145	170	195	130	145										
150...155	180	210	135	150	13	20	26		28	10	18	25	6	8
160	190	220	145	160										
168
Табл. 5.42. Крышки прижимные (ГОСТ 18513—73)
Размеры, мм
D	D,	Da	D,	Отверстия под винты				Н	h		£
				d	dt	ds	ЧИС 40				
28...32	42	55	24	5,8	10	12	3	18	4	8	16	4
35...37	48	65	28									
40...42	54	70	34	7	12	14	4		5	10		5
44...47	60	78	38									
52	66	82	44									
55	75		48									
		95										
60...62	78		52									
65...68	84	105	58	9	15	20		19	6	12		6
70...75	90	ПО	62									
80...85	100	120	72									
90...95	ПО	130	80					21			18	
100	120	145	90	11	18**	24	6	26	. 8	15	23	7
100... ПО	130	155	95									
115...120	140 .	165	105					28			25	
125...130	150	175	115								25	
Примечание.			Размер	а - 2	мм при	D <95	мм; а	= 3 мм	при		100 мм.	
169
Табл. 5.43. Крышки прижимные (ГОСТ 1164—73>
мм
Размеры,
О	£>1	Da	О,	Отверстия под вин гы				н	й	&
				d	d.	df	число			
28...32	42	55	24	5,8	10	12	3	12	4	3
35...37	48	65	28							
40...42	54	70	34	7	12	14	4	15	5	4
44...47	60	78	38							
50...52	66	82	44							
55...58	75		48							
		95								
60...62	78		52							
65...68	54	105	58	9	15	20		18	6	
70...72			62							
75	90	НО	64							
80...85	100	120	72							
90...95		130	80							
100	120	145	90	11	18	24	6	23	8	5
105...110	1£0	155	95							
115...120	140	165	105							
125...130	150	175	115							
135...140	160	185	125							
170
Табл. 5.44. Пружинные упорные плоские внутренние эксцентричные кольца
(ГОСТ 13941—68) и канавкн к ним
Размеры, мм
	Канавка	
Диаметр		
отверстия d	^>	|	1 гнаиб	s I b |	1
40	42,5	1,9	0,2	1,7	4,2	12
42	44,5	
45	47,5	
46	48,5	4,5	14
47	49,5	
48	50,5	
50	53,0	
52	55,0	5,1	16
54	57,0	
55	58,0	
56	59,0	
58	61,0	
60	63,0	
62	65,0	
65	68,0	
68	71,0	
70	73,0	6,1	18
72	75,0	
75	78,0	
78	81,0	2,2	2,0
80	83,5	
82	85,5	20
85	88,5	
88	91,5	
90	93,5	7,3
92	95,5	
95	98,5	
98	101,5	
100	103,5	
102	106	2,8	•* 0,3	2,5	22
105	109	
108	112	8,5
ИО	114	
112	116	
115	119	
120	1'24	
125	129	
130	134	9,7	24
171
Табл. 5.45. Пружинные упорные плоские наружные эксцентричные кольца
(ГОСТ 13942—68) и канавки к ним
Размеры, мм
Диаметр вала d	Канавка			КОЛЬЦО		
		в |	гиаиб	> 1 » 1		1
20 22	18,6 20,6	1,4	0,1	1.2	3.2	3
23	21,5					
24	22,5				3,6	
25	23,5					
26	24,5					
28	26,5				4.0	
29	27,5					
30	28,5					
32	30,2				4,4	
34	32,2					
35 36	33,0 34,0	1.9	0,2	1.7	4,9	6
37	35,0					
38	36,0					
40 42	37,5 39,5				5,5	
45	42,5					
46	43,5					
48	45,5					
50 52	47,0 49,0	2.2		2,0	6.0	
54	51,0					
55	52,0					
56	53,0					
58 60	55,0 57				6,5	i
62	59,0					
65 68 70	62,0 65,0 67,0	2,8	0,3	2,5	7.0	
72	69,0					
75	72,0				8	
172
Габл. 5.46. Торцовое крепление внутреннего кольца подшипника
одним винтом
Размеры, мм
Вал					Шайба торцо- вая			Планка стопорная					Размеры болта	
«о	а	"1	^1наим	^2наим	D	N		в	1	^наиб	с	S	d	1
30	40 10	5	25 34	13 0,8 8 25 35	45 			5 	 4,5 		 40	5	5	25	50 	 30 44	17 1,0 10 32 45	15 50	55 55	60 60	65	54	12 65	70 70	80 20 6	6	32	8	6 35 	 5,5	21 2,5 	 42 75	85 80	90	56	16 85	100														
90
105
Примечание. Материал шайбы —сталь СтЗ, материал стопорной план-
ки — сталь Ст2._
173
Табл. 5.47. Гайки круглые шлицевые (из ГОСТ 11871 — 73)
Размеры, мм
d	Шаг резьбы	D	н	ь	Л	Число шлицев	°1	0
20	1.5	34	8	5	2,5	4	27	1,0
22		38	10				30	
24		42					33	
27		45					36	
30		48					39	
33		52		6	3		42	
36		55					45	
39		60					48	
42		65					52	
45		70					56	
48	2,0	75	12	8	4		60	
52		80					65	1,6
56		85					70	
60		90					75	
64		95					80	
68		100	15	10	5		85	
Табл. 5.48. Стопорные многолапчатые шайбы
(из ГОСТ 11872—73)
Размеры, мм
Для резьбы d	I	s	Ь
20	27	17
22	30	19
24	33	21
27	36	24
30	39	27
4,8
174
Окончание
Для резьбы d		1	С	ь
33	42	30	1.6	5.8
36	45	33		
39	48	36		
42	52	39		
45	56	42		
48	60	45		7,8
52	65	49		
56	70	53		
€0	75	57		
€4	80	61		
68	85	65		9.5
Табл. 5.49. Размеры канавок на валу под язычок стопорной
мпоголапчатой шайбы
Размеры, мм
Диаметр отверстия под подшипник	4|иаиб	а	ь	снаим	е	f иаим	^наим
17	15,75	1,5	2	2	6	3,5	1
20	18,75						
25	23,5			3		4	1.5
30	28,5						
35	33,5	2				5	
40	38,5						
45	43,5				8		
60	48,5						
55	53,5	2,5	3				
50	58,5					6	
65	63,5						
70	68						
75	73						
80	77,7	3					2
175
Окончание
Диаметр отверстия
под подшипник
найм	0	*	енаим	9	^наим
7ванм
85	82,7
90	87,7		5	10
95	92,7	3,5		
100	97,2	7.5
НО	107,2	12
120	117
Табл. 5.50. Резиновые армированные манжеты для валов
(из ГОСТ 8752 —70)
Размеры, мм
Тип1	тип г

Di
9 не более
Л1
ftl
Диа-
Дна-
/>2 , ие более
метр вала d					метр вала d				
	1-й РЯД	2-й ряд	1-й и 2-й ряды			1-й ряд	2-й ряд	1-й и 2-й ряды	
1	2	3		6	6	7	8	9	10
20	40	35	8	12	26	45	40	8	12 37	47	10	14 38	28	—	45 42	10	14	47 	 		 50 21	37	8	12		 42	10	14	30	52	45 	 		 47 22	35	8	12 42	10	14	50 24	42. Д5	32	45 		 50 25	42	40	8	12	35	53	47 45	10	14	Jo									
176
Окончание
* 1	2 1	3 1	1 4 1	5 II 6 1	1 7 1	8 1	9 1	10
55	55	80	75	10	14 57	82	12	16 			 56	—	10	14 36	52 55	58	75 38	55	82	12	16 99	60	85	80	10	14 OZ - .	. 		 со 40	60	55		_ 68	62	—	80	10	14 bz 42	62	65	g bo	.		 «	-	62”		”	12	16 	 65	63	90	—	10	14 45	65	62	65	95 	 	70	67	_	90	12	16 48	70	68—90 		 72	95 60	75	70	95	100	10	14 80	12	16	71	95	“ 52	75	72	10	14	75	100	—	 80	12	16	102	12	16								
Глава 6. МУФТЫ
6.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Общим назначением муфт, применяемых в машиностроении, яв-
ляется соединение валов или других деталей машин и механизмов
для передачи движения — чаще всего вращательного. К основным
функциям муфт, кроме названной, относятся включение и выклю-
чение механизмов при постоянно работающем двигателе (управля-
емые муфты), предохранение механизмов от поломок при перегруз-
ках (предохранительные), компенсация несоосности соединяемых
валов (компенсирующие), уменьшение динамических нагрузок
(упругие), передача вращения в заданном и автоматическое разъ-
единение валов в обратном направлении (обгонные) и др. Часто
муфты выполняют одновременно несколько функций, например, яв-
ляются одновременно упругими и компенсирующими, управляемы-
ми и предохранительными. В современных конструкциях применя-
ют сложные комбинированные муфты.
Большинство приводных устройств имеют одну муфту простую
или комбинированную, соединяющую двигатель с передаточным
механизмом, и одну или несколько муфт, в зависимости от количе-
ства выходных валов, соединяющих эти валы с исполнительным
механизмом. Во многих механизмах применяют встроенные муфты,
например, многодисковые фрикционные, кулачковые и др. Выбор
типа и конструкции муфты зависит от функций, которые она долж-
на выполнять, обусловленных назначением механизма и взаимным
расположением соединяемых валов, с учетбм режима нагружения и
других факторов. При проектировании приводных устройств не-
обходимо применять стандартные муфты. Однако в связи с тем
что стандартизированы не все виды муфт, а также если стандарт-
ные муфты не удовлетворяют всем требованиям данного механиз-
ма, допускается применение нестандартных муфт. При выборе стан-
дартных муфт рекомендуется производить их проверочный расчет,
а при использовании нестандартных конструкций — полный расчет
обязателен. Правильный выбор и применение нужного типа и кон-
струкции муфты — задача ответственная, так как муфты играют
важную роль в кинематической и силовой цепи машины и опреде-
ляют ее работоспособность.
Выбор и расчет муфт производятся по максимальному крутя-
щему моменту, который определяется с учетом динамических на-
грузок, например, во время пуска, и возможных перегрузок меха-
низма во время работы. Момент Тр, который принимается в качестве
расчетного, может определяться экспериментально или путем умно-
178
жения номинального Т„ крутящего момента на коэффициент режи-
ма работы К'. ТР=ТНК.
Коэффициент К учитывает ряд факторов, определяющих режим
нагружения муфты: вид двигателя, характер работы машины, разго-
няемые массы и др. Он определяется на основании практики экс-
плуатации муфт приводов различного назначения и эксперименталь-
ных данных, так как нет общепринятой методики его определения.
В отечественной практике значения К рекомендуется принимать по
табл. 6.4.
Размеры муфт принимаются из таблиц по номинальному и мак-
симальному крутящим моментам. В некоторых случаях в таблицах
указана допускаемая частота вращения муфт. Если муфта выби-
рается по номинальному моменту, необходимо произвести ее про-
верку по максимальному расчетному моменту, определенному с уче-
том коэффициента режима работы К-
6.2. ФЛАНЦЕВЫЕ ИЛИ ПОПЕРЕЧНО-СВЕРТНЫЕ МУФТЫ
Основной вариант муфты по ГОСТ 20761—75 показан на рис. 6.1.
Муфты выпускаются в двух исполнениях. Эти муфты просты по
конструкции и надежны в работе, но требуют строгой соосности
валов. Они центрируются при помощи выступа на одной полумуфте
и выточки на другой или промежуточными полукольцами. Центров-
ка может осуществляться болтами, поставленными без зазора.
К достоинствам муфт относятся: удобный монтаж и демонтаж,
особенно с центровкой промежуточными кольцами; жесткое и на-
дежное соединение валов; способ-
ность передавать большие крутя-
щие моменты в обе стороны; способ-
ность воспринимать изгибающие мо-
менты. Недостатками муфт являются:
высокая точность установки валов; не-
способность смягчать ударные нагрузки.
Предпочтительны открытые муфты
без защитных фланцев как более про-
стые и удобные при монтаже. С защит-
ными фланцами муфты используют как
тормозные барабаны или шкивы ре-
менных передач.
Полумуфты соединяют болтами,

Рис. 6.1. Муфта фланцевая
вставленными в отверстие поочередно
с зазором и без зазора, без зазора, с зазором. При соединении бол-
тами без зазора болты рассчитывают на срез и смятие. Усилие,
действующее нд болт,
Г=27'р/(П12),
где £>i — диаметр окружности расположения болтов; г — число
болтов.
179
При установке болтов с зазорами, усилие, растягивающее болт,
P = 27’p/(Dcp2f),
где £)Ср — средний диаметр соприкасающихся торцовых поверхно-
стей полумуфт; f— коэффициент трения между ними (f = 0,1...0,2).
Размеры муфт приведены в табл. 6.5.
6.3	ЗУБЧАТЫЕ МУФТЫ
Зубчатые муфты применяются для соединения валов, нагружен-
ных большими крутящими моментами при различной комбинации
4 (размер без болтов)
1

радиальных, угловых и осе-
вых смещений. На рис. 6.2
показана муфта, состоящая
из зубчатых обойм 1 и зуб-
чатых втулок 3 с поясками
2, служащими для проверки
соосности валов при монта-
же. Резьбовые отверстия
предназначены для демонта-
жа зубчатых втулок. -По
ГОСТ 5006—55 стандартизо-
ваны два типа зубчатых
муфт: тип М3 для передачи
крутящих моментов от 710 до
106 Н • м и тип МЗП (рис.
6.3) для соединения состав-
ных валов. В муфтах типа
М3 наружные обоймы могут
выполняться и неразъемны-
ми. Наружная поверхность
зубчатого венца на втулке
всегда выполняется по сфе-
ре, а зубья нарезаются пря-
молинейными или бочкооб-
разными.
К достоинствам зубчатых
муфт относятся: высокая не-
сущая способность при не-
больших габаритах, способ-
ность компенсировать все
виды смещений валов, тех-
нологичность в изготовлении
и надежность в эксплуата-
 цни.
Допускаемый угол пере-
коса валов при отсутствии
‘радиального смещения ра-
Рис. 6.2. Зубчатая муфта типа М3 вен 1°; допускаемое ради-
180
альное смещение при отсутствии перекоса валов Ap~0,02d, а при
одновременном радиальном смещении и перекосе а^ЗО', Ap^0,01d
(d— диаметр вала, мм). Недостатками зубчатых муфт являются:
высокая жесткость муфты, необходимость смазки зубьев, значи-
тельный износ зубьев при наличии перекосов и больших частотах
вращения.
Зубчатые муфты выбираются из таблиц ГОСТ 5006—55 (см.
табл. 6.6) по крутящему моменту
Tp = klk2TH^ Гтах,
Рис. 6.3. Зубчатая муфта типа МЗП (по ГОСТ 5006—55)
где ki — коэффициент ответственности передачи, который принима-
ют в зависимости от последствий выхода из строя муфты: простая
остановка машины — Л1 = 1, авария одной машины — fti = l,2, ава-
рия ряда машин — &i=l,5, человеческие жертвы — ^ = 1,8; /г2—
коэффициент, учитывающий условия работы муфты: спокойная ра-
бота равномерно нагруженных механизмов — А2=1, работа нерав-
номерно нагруженных механизмов->*-Л2= 1,1...1,3, тяжелая работа
неравномерно нагруженных и реверсивных механизмов — &2=1,3...
1,5; Гн— наибольший длительно действующий рабочий крутящий
момент, передаваемый муфтой; Гтах — наибольший (табличный)
крутящий момент, который способна передавать муфта.
Выбранная муфта проверяется также по максимальному крат-
ковременному, например пусковому, моменту Го. Должно соблю-
даться условие: Г0^2Гтах,
181
Проверку муфты производят по напряжениям смятия рабочих
поверхностей зубьев:
_ КТ„
°см — Т'п '	1°смЬ
0,9m2z2b
где m — модуль зацепления; z — число зубьев; Ъ — длина зуба.
Для стандартных зубчатых муфт допускаемые напряжения
(осм]= 12...15 МПа.
Зубчатые муфты в результате трения в зубьях нагружают вал
дополнительным (сосредоточенным) изгибающим моментом Ми:
Ми «0,1 Гн. КПД муфты т]=0,98...0,99.
6.4.	КУЛАЧКОВО-ДИСКОВЫЕ МУФТЫ
Эти муфты, называемые также муфтами Ольдгема, крестовыми
нли плавающими, применяют, как и зубчатые муфты, для компен-
сации радиальных, угловых и осевых смещений валов. Муфта по
ГОСТ 20720—75 (рис. 6.4) состоит из диска 2 с выступами, распо-
ложенными на одном торце в вертикальном диаметральном направ-
лении, а на другом — в горизонтальном, полумуфт 1 и 4, имеющих
Тип 1, исполнение I, //
Рис. 6.4. Кулачково-дисковая муфта
пазы для размещения выступов диска, и кожуха 3. Диск может вы-
полняться из различных материалов. По ГОСТ 20720—75 диск —
стальной. ПрЪ вращении валов, имеющих радиальное смещение Ар,
диск совершает планетарное движение, а центр его описывает
окружность радиуса Ар.
Достоинствами муфты являются: способность компенсировать
сравнительно большие радиальные смещения (до 0,04d), но неболь-
шие угловые (до 30') и осевые (до 3 мм); простота конструкции,
182
К недостаткам кулачково-дисковых муфт относятся: большой
износ и связанная с ним пониженная надежность работы, вслед-
ствие чего в крановых механизмах установка их запрещена; боль-
шие потери на трение; необходимость смазки; невысокая частота
вращения из-за центробежных сил, действующих на диск (для муф-
ты диаметром 240 мм п^250 мин-1).
Выбираются муфты по ГОСТ 20720—75 (табл. 6.7) исходя из
расчетного момента и проверяются на смятие рабочих поверхно-
стей кулачков:
„ 6kT,,D ..	.
°см---77пз—язГ
h (D3 — ая)
где k — коэффициент режима работы; Та—наибольший длительно
передаваемый муфтой момент; h — высота кулачка; D — наруж-
ный; d — внутренний диаметр муфты.
Допускаемые напряжения для незакаленных стальных и чугун-
ных поверхностей [<Тсм]= Ю,0...15,0 МПа; при закаленных и надеж-
ной смазке — [осм]= 15,0...30,0 МПа.
При предельных смещениях муфта создает радиальную нагруз-
ку на вал Гм~0,3 FtM, где FtM— сила на окружности среднего ра-
диуса кулачков. КПД муфты т] — 0,98...0,99.
Разновидностью кулачково-дисковой муфты является муфта со
скользящим сухарем (рис. 6.5). Она имеет те же достоинства и не-
РиС. 6.5. Муфта со скользящим сухарем
достатки, что и предыдущая муфта, но допускает большее угловое
смещение (до 40') при меньшем радиальном (до 0,1...0,25 мм). Вы-
бирается муфта со скользящим сухарем аналогично предыдущей
по табл. 6.8, в которой крутящие моменты приведены для текстоли-
тового плавающего сухаря. С таким сухарем муфта допускает
большую частоту вращения.
Проверка муфты осуществляется по напряжениям смятия на ра-
бочих поверхностях сухаря:
163
Осм —
6feTH
ЛВг
[OcmL
где h — толщина; В — высота сухаря. Для текстолита [<тСм] =
= 8...10 МПа.
Для муфты с текстолитовым сухарем радиальная сила, нагру-
жающая вал, FM~0,2FtM, где FtM=2T^IB.
6.5.	ЦЕПНЫЕ МУФТЫ
Цепная муфта по ГОСТ 20742—75 (рис. 6.6), параметры кото-
рой приведены в табл. 6.9, состоит из насаженных на соединяемые
ТипА
Рис. 6.6. Муфта цепная однорядная
валы и заключенных в кожухе двух звездочек с одинаковым чис-
лом зубьев, охватываемых однорядной общей цепью. Применяют
также муфты с двухрядной роликовой и с зубчатой цепями.
Достоинствами цепных муфт являются: простота конструкции
и невысокая стоимость, так как технология изготовления звездочек
проста, а цепи стандартные; значительная радиальная и угловая
компенсация погрешностей расположения валов. Муфты обладают
упругостью за счет податливости цепи, небольшими габаритами,
удобством пци монтаже и обслуживании.
Недостатки этих муфт: наличие значительных зазоров между
цепью и звездочками не позволяет применять их при реверсивных
нагрузках и в приводах с большими динамическими нагрузками;
необходимость смазки; сравнительно небольшая частота вращения
при роликовых цепях,
184
Муфта допускает угловое смещение до Г, а с применением двух-
рядных цепей со сферическими роликами — до З...6°. Радиальное
смещение зависит от передаваемого крутящего момента и может
быть в пределах Др==0,2...0,6 мм (при Г1ф=60„.500 Н-м Др«0,2 мм;
при Т1;р= 1000...2000 Н-м Др«0,4...0,5 мм; при 7’кр=4000/7-м и вы-
ше Др«0,6 мм).
Подбираются цепные муфты по расчетному моменту.
Нагрузка на вал, создаваемая муфтой, Гм«О,25Г4м, где F(M —
окружное усилие на делительном диаметре звездочки.
6.6.	МУФТЫ С РЕЗИНОВОЙ ЗВЕЗДОЧКОЙ
На рис. 6.7 изображена муфта с резиновой звездочкой по ГОСТ
14084—76, параметры которой приводятся в табл. 6.10. Эта муфта
состоит из двух полумуфт 1 и 2, имеющих торцовые кулачки. Ку-
лачки одной полумуфты размещаются между кулачками другой и
разделяются выступами 3 резиновой звездочки, которые при рабо-
те упруго деформируются и передают нагрузку от кулачков одной
полумуфты кулачкам другой.
Муфта допускает радиальные смещения валов от 0,1 до 0,4 мм,
причем большие смещения соответствуют большим нагрузкам. Уг-
ловые смещения могут быть 1...1,5°, а осевые не превышают 0,1 мм.
Муфта проста по конструкции и удобна в обслуживании, имеет ма-
Рис. 6.7. Муфта с резиновой звездочкой
лые габариты, допускает достаточно большую частоту вращения.
Недостатком ее является то, что при передаче нагрузки в неревер-
сивном приводе работает только половина зубьев звездочки, что
ограничивает передаваемый крутящий момент. Однако в этом слу-
чае с целью увеличения долговечности муфты звездочку можно пе-
реставлять, поворачивая на один зуб.
Выбирается муфта по расчетному крутящему моменту и прове-
ряется по напряжениям смятия для материала звездочки;
186
Осы
24АТ.О
zh(D3 _d3)
|Осм]»
где D — наружный диаметр звездочки; dp — диаметр внутренней
поверхности кулачков (dp~ i,2d, d — см. по табл. 6.9); h — рабочая
длина зуба звездочки; z— число зубьев звездочки.
Допускаемые напряжения для резины принимают от [осм]=
= 2 МПа при частоте вращения «=1750 мин-1 до [осм]=7 МПа при
п= 100 мин-1.
Усилие, действующее на вал от муфты, можно принимать по
окружному усилию на среднем диаметре зубьев звездочки FtM:
FM=0,25FtM.
6.7.	МУФТА С РЕЗИНОМЕТАЛЛИЧЕСКИМ
УПРУГИМ ЭЛЕМЕНТОМ
На рис. 6.8 показана муфта, состоящая из двух одинаковых по-
лумуфт 1, между торцами которых расположен упругий (резино-
вый) элемент 3 с привулканизированными к нему конусообразны-
ми металлическими шайбами 4, которые крепятся к полумуфтам
винтами 5. Муфта закрыта кожухом 2, выполненным в виде двух
кулачковых стаканов, центрирующих упругий элемент и могущих
кратковременно передавать нагрузки своими кулачками при раз-
рушении упругого элемента.
Рис. 6.8. Муфта с резинометаллнческнм упругим элементом
Муфта обладает достаточными упругими свойствами и способ-
ностью компенсировать значительные радиальные и угловые сме-
щения (см. табл. 6.11), сравнительно проста по конструкции, удоб-
на при монтаже и в обслуживании.
Недостатком муфты является пониженная прочность сцепления
резины с металлом, особенно при угловых смещениях.
186
Муфта выбирается по расчетному крутящему моменту из
табл. 6.11 и проверяется по касательным напряжениям, возникаю-
щим в резине:
l2kTH
л — d3 )
[Т],
где [т]=0,3 МПа; d — внутренний диаметр упругого элемента.
Посадочный размер полумуфт на валы назначается в пределах
внутреннего диаметра упругого элемента.
Нагрузка на валы, создаваемая муфтой, FMxO,25FtM, где —
окружное усилие, определенное на среднем диаметре упругого эле-
мента. Более точное определение FM с учетом упругих свойств рези-
ны см. [31].
6.8.	МУФТЫ С ТОРООБРАЗНЫМ УПРУГИМ ЭЛЕМЕНТОМ
Рис. 6.9. Муфта с горообразной оболочкой
На рис. 6.9 изображена муфта по ГОСТ 20884—75, а в табл. 6.12
приведены ее параметры. Муфта устроена следующим образом. То-
рообразный упругий элемент 1, изготовленный из резины, чаще все-
го армированной кордом, зажат винтами 4 между торцами полу-
муфт 5 и нажимным кольцом 2, выполненным для удобства монта-
жа из двух полуколец. Кольцо 3, присоединенное к полукольцам 2
винтами 6, служит для пре-
дотвращения перетяжки бор-
тов торообразной оболочки
и толщина его подбирается
такой, чтобы сжатием рези-
новых бортов создавались
необходимые силы трепня
между ними и торцами по-
лумуфт. Такая конструкция
удобна тем, что позволяет
заменять упругий элемент
без осевого смещения полу-
муфт.
Имеется много различ-
ных конструктивных вариан-
тов таких муфт (см. [31]).
Муфта надежно работает
при значительных взаимных
радиальных, угловых и осе-
вых смещениях валов (ра-
диальные смещения 2...6 мм; угловые — 2...6°; осевые — 3...6 мм).
Эта муфта обладает высокими демпфирующими способностями.
Угол закручивания может составлять 5—30°.
В связи с хорошей способностью муфты компенсировать все ви-
ды смещений валов и смягчать колебания нагрузок, а также про-
стотой ее конструкции, удобством монтажа и обслуживания она по-
лучила широкое распространение и стандартизована, Недостатком
187
муфты являются сравнительно большие габариты и пониженная
долговечность.
Выбирается муфта по расчетному крутящему моменту. Надеж-
ной методики ее проверки пока не разработано, однако с некото-
рым приближением прочность упругой оболочки в местах зажима
оценивают по напряжениям сдвига
где О| —наружный диаметр прижимного кольца (О, «0,750); б —
толщина оболочки упругого элемента (6 «0,050). Значение D см. в
табл. 6.12.
Принимают следующие допускаемые напряжения: [т] = 0,4...0,5
МПа для резины; [т]=0,7...0,75 МПа для резины, армированной
кордом.
В связи со значительной податливостью оболочки муфты силы,
действующие со стороны муфты на вал, можно не учитывать.
6.9.	УПРУГАЯ ВТУЛОЧНО-ПАЛЬЦЕВАЯ МУФТА (МУВП)
Упругая втулочно-пальцевая муфта — одна из самых распрост-
раненных, имеет много разновидностей. На рис. 6.10 показана муф-
та по ГОСТ 21424—75, а параметры ее приводятся в табл. 6.13,
размеры пальцев муфты — в табл. 6.14 и на рис. 6.11.
Рис. 6.10. Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП)
Муфта состоит из полумуфты 1, в которой жестко закреплены
стальные пальцы 2, несущие на себе упругие (резиновые) втулки
(или набор колец) 3, входящие в отверстия второй полумуфты 4.
Наиболее широкое применение МУВП имеет в приводах для при-
соединения электродвигателей. Простота изготовления, монтажа и
замены изнашивающихся резиновых втулок дают ей преимущество
перед многими другими конструкциями, несмотря на ее недостат-
ки. Эта муфта имеет сравнительно жесткую характеристику из-за
небольшого объема деформируемых упругих элементов (резиновых
втулок). Достаточно чувствительна к смещениям валов, хотя и до-
188
пускает радиальное смещение в пределах 0,3...0,4 мм, угловое — до
1° и значительное осевое — до 5 мм.
Муфта выбирается по расчетному моменту. Проверка осущест-
вляется для резиновых втулок по напряжениям смятия, а пальцев —
по изгибу, как консольных балок, закрепленных в полумуфте. Для
втулок
2fe7’n	г ,
°см — J-Z п	[°см1>
где d0 — диаметр пальца под втулкой; /0— длина резиновой втулки
(/o=/s—/з, см. табл. 6.14); z — число пальцев; Di — диаметр окруж-
ности расположения пальцев.
Рис. 6.11. Палец с втулками муфты МУВП
Для резиновых втулок рекомендуют допускаемые напряжения
(аСм]=1,8...2,0 МПа; для пальцев
9hT V
ой =	^[О„|, /'=84-0,5/0
0, ldoL>|Z
Для материала пальцев принимают [он]=60,0...80,0 МПа.
Радиальная нагрузка на вал от муфты составляет примерно
0,2...0,3 от окружного усилия по диаметру окружности расположе-
ния пальцев.
6.10.	КУЛАЧКОВЫЕ СЦЕПНЫЕ МУФТЫ
Кулачковые сцепные муфты служат для включения и выключе-
ния механических передач вращательного движения. Передача
вращения от ведущей к ведомой полумуфте осуществляется боко-
выми сторонами кулачков. На рис. 6.12 показано устройство с дву-
сторонней кулачковой муфтой. Кулачки одной полумуфты и впади-
ны другой, в которые они входят, могут иметь прямой боковой или
наклонный профиль. С наклонным профилем выполняют трапецеи-
дальные и треугольные кулачки.
Наиболее распространенными являются кулачки трапецеидаль-
ного профиля. Они применяются в широком диапазоне нагрузок и
скоростях вращения валов. Такой кулачок облегчает включение,
189
но более сложен в изготовлении и требует надежной фиксации муф-
ты в осевом направлении при включенном состоянии. Угол профи-
ля принимают 3...8°.
Кулачки прямоугольного профиля используют при тяжелом ре-
жиме нагружения и ручном включении. Преимуществом таких ку-
лачков является более полный контакт поверхностей кулачков, так
как его можно выполнить точнее, а также отсутствие во время ра-
боты осевой силы, стремящейся раздвинуть полумуфты, что упро-
щает механизм фиксации. Недостаток их состоит в наличии боко-
вых зазоров, ухудшающих работу при реверсивной нагрузке, и в
большей трудности включения.
Кулачки треугольного профиля применяют при малых нагрузках
и скоростях. Их преимущество — легкость и быстрота включения.
Число кулачков z = 3.../2 для трапецеидальных и 3...6 — для прямо-
бочных кулачков.
Включают кулачковые муфты обычно в неподвижном (оста-
новленном) состоянии, но при сравнительно небольших нагрузках
и малой разно£ти угловых скоростей валов (до 0,8 м/с) могут вклю-
чаться на ходу, что неизбежно вызывает динамические нагрузки и
ускоряет выход из строя кулачков. Если включение и выключение
кулачковой сцепной муфты по условиям эксплуатации необходимо
производить только на ходу, то в этот момент нужно снимать на-
190
грузку с рабочего органа машины (в отличие от кулачковых пред-
охранительных муфт, которые срабатывают под нагрузкой).
Преимущество кулачковых муфт по сравнению, например, с
фрикционными сцепными муфтами состоит в том, что размеры их
малы, относительный прворот валов во включенном состоянии не-
возможен, надежность работы и обеспечение безопасности в экс-
плуатации высокие, регулировка не требуется, конструкция проста.
Кулачковые муфты не смягчают динамических нагрузок и не
могут предотвращать механизм от поломок при перегрузках. Они
не стандартизованы и конструируются в каждом отдельном случав
в пределах допустимых габаритов. Однако практикой выработаны
определенные размеры, которые даны в табл. 6.15.
В качестве материалов для полумуфт обычно используют стали
20Х, 20ХН2 и другие с цементацией и закалкой кулачков до твер-
дости HRC 45...60. Для муфт более ответственного назначения при
частых включениях и выключениях применяют стали 40Х, ЗОХН,
35ХГС и др.
Длина сопряженной с валом втулки подвижной полумуфты при-
нимается (l,5...2)d, где d— диаметр вала, но при ограниченных
размерах может быть и меньше, но не менее d. Сопряжение с ва-
лом желательно осуществлять по шлицам, ио допускается и при-
менение двух взаимно смещенных на 180° шпонок.
Проверочный расчет муфт производят по напряжениям смятия
рабочих поверхностей кулачков и напряжениям изгиба у их осно-
вания:
2-1,ЗТ„	,
Осм —	~	~~ ^|Осм],
DtpzS
где Тк — наибольший рабочий крутящий момент, передаваемый
муфтой; Dcp — средний диаметр расположения кулачков; z — чис-
ло кулачков; S — проекция рабочей поверхности кулачка на диа-
метральную плоскость, касательную к кулачку.
Допускаемые напряжения на смятие для стальных термически
обработанных до твердости HRC 45...60. кулачков принимают:
[осн]=90...120 МПа — для муфт, включаемых в состоянии покоя;
[осм]=35...70 МПа — для муфт, включаемых на ходу. Причем боль-
шие значения принимают при меньшем числе кулачков, а для вклю-
чаемых на ходу муфт — при меньшей относительной скорости.
Напряжения изгиба у основания кулачка
2kT, Ji	. . ,
<ТИ = ------- с СГИ],
£>сргГн
где k — коэффициент неравномерности распределения нагрузки ме-
жду кулачками, равный 2...5 (меньшие значения при большей
точности изготовления и меньшем числе кулачков); h — высота
кулачка; W„— момент сопротивления изгибу основания кулачка
(Wu=bt2/6, b — толщина кулачка, измеренная в радиальном на-
правлении, t — размер кулачка, измеренный по хорде на окружно-
сти среднего диаметра кулачков).
191
Допускаемое напряжение на изгиб [ои]=от/п, где от — предел
текучести материала; п — коэффициент запаса прочности, ран
иый 3...6.
6.11.	ФРИКЦИОННЫЕ МНОГОДИСКОВЫЕ МУФТЫ
На рис. 6.13 представлена многодисковая фрикционная нормали-
зованная муфта по МН 5656—65, размеры ее приведены в табл. 6 16
Принципиальное устройство и работа муфты заключаются в сле-
дующем. Пакет дисков 4, состоящий из наружных, зацепляющихся
Рис. 6.13. Многодисковая фрикционная муфта
с наружной обоймой (на рис. не показано), и внутренних, зацеп-
ляющихся с внутренней втулкой 6, размещен между подвижным
нажимным диском 3 и регулировочной гайкой 5, установленными
на внутренней втулке. Когда диски не сжаты, они свободно прово-
рачиваются друг относительно друга, и крутящий момент не пере-
дается. Включение муфты осуществляют осевым перемещением
втулки 7, которая своим скосом нажимает на длинные плечи ры-
чажков 2, поворачивая их на осях /, в результате чего их короткие
плечи надавливают на нажимной диск, сжимая пакет дисков. На-
грузка передается за счет трения, возникающего между ведущими
и ведомыми дисками. Выключается муфта обратным перемещени-
ем втулки 7. Чтобы пакет дисков при этом легко разжимался, ве-
дущие диски обычно выполняют волнистыми (синусными) — пру-
жинящими.
В табл. 6.16 МТМ-1 и МТМ-1А — масляные односторонние муф-
ты соответственно со шлицевым и шпоночным отверстием, МТМ-2
192
и МТМ-2А — аналогичные масляные двусторонние муфты. Данные
но сухим муфтам не приводятся.
Выбор размеров (номера) муфты производится как по расчет-
ному диаметру вала в месте установки муфты, так и по крутящему
моменту, который должна передавать муфта. Если для проектиру-
емого механизма режимы пуска, торможения и реверсирования
особыми требованиями не ограничены, выбор муфты можно про-
изводить упрощенно, сравнивая наибольший статический момент,
который должна передавать муфта, с номинальным моментом,
приведенным в таблице. Должно выполняться условие Т'НОм>
> (1,3...2,0) Гст, где Гном — номинальный (табличный) момент
муфты; Гст — статический момент.
При необходимости учитывать динамические характеристики
механизма и муфты, а также время пуска, торможения и реверси-
рования, выбор муфты нужно производить, используя рекоменда-
ции нормали МН 5656—65 (см. [31]).
Для выбранной муфты необходимо выполнить проверку удель-
ных нагрузок между дисками и произвести расчет механизма ее
включения. Удельная нагрузка
12kT„	.. ,
Р nz(D32-D3m)f ^[РЬ
где k — коэффициент запаса, принимаемый в зависимости от назна-
чения механизма, в котором установлена муфта (для металлоре-
жущих станков k— 1,3...1,5, сельхозмашин (тракторов) А = 2...3,5,
подъемно-транспортных машин с муфтами, включаемыми без на-
грузки k = 1,25... 1,35, под нагрузкой k= 1,35...1,5); Гн — наибольший
длительно действующий крутящий момент; z — число пар трения
(z — n— 1, п — число дисков); D2 и D вн —размеры дисков из
табл. 6.15.
Для пары стальных закаленных дисков, работающих в масле,
допускаемое удельное давление [р]=0,5...0,8 МПа; коэффициент
трения f=0,06...0,08; предельная температура для этих условий
ограничивается 250 °C.
Рис. 6.14. Схема сил, действующих на механизм включения многодисковой
фрикционной муфты
7 Зак. 2138
193
Для сжатия дисков и включения многодисковых фрикционных
муфт применяют механизмы различных конструкций. В муфте, изо
браженной на рис. 6.13, для сжатия дисков применены три двупле-
чих рычага, расположенных по отношению один к другому под yi
лом 120°. На длинные плечи рычагов действуют скосы передвижной
втулки, заставляя их опускаться вниз и короткими плечами сжи-
мать диски. Схема сил, действующих в этом механизме, показана
на рис. 6.14, а размеры плеч рычагов приведены в табл. 6.16.
Усилие, прикладываемое к передвижной втулке в момент пере-
ключения муфты, ,
о ctg (а + р) — с
где Q — усилие, сжимающее диски; h, b, с и а показаны на
рис. 6.14. Причем для всех муфт b^0,5£>2; b!h~3 для муфты № 06;
для № 07...11 Ь/Аг~3,3; для № 12 Ь/й^2,5. В момент полного вклю-
чения с~0,Зй; а=8...12°; p=arctgf, где f— коэффициент трения.
Усилие сжатия дисков
Q = 2kTH/fdcpz,
где б?ср= (D2+D)/2 (размеры D2 и D см. в табл. 6.16).
6.12.	МУФТА С РАЗРУШАЮЩИМСЯ ЭЛЕМЕНТОМ •
(ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНАЯ)
На рис. 6.15 показана предохранительная муфта со срезываю-
щимся в момент перегрузки штифтом 4, размещенным в закаленных
сухарях 3 и 5, которые вставлены в цилиндрические отверстия в по-
лумуфтах 2 и 7. Штифт крепится резьбовым элементом 8. Полу-
муфты могут жестко насаживаться на концы двух валов
(рис. 6.15, б) или устанавливаться на одном валу (рис. 6.15, а). При
установке полумуфт на одном валу одна полумуфта соединяется с
валом посредством шпонки 1 (или шлицев), а другая посажена на
гладкий участок вала и соединяется шпонкой 6 с насаживаемой на
нее деталью. Во время работы нагрузка передается от одной полу-
муфты к другой посредством штифта (или нескольких штифтов).
При перегрузке штифт срезается и полумуфты вращаются одна
относительно другой свободно. Штифт может быть гладким или с
проточкой.
Эти муфты весьма просты в изготовлении и обслуживании, что
обеспечило им широкое применение, несмотря на недостатки: точ-
ность срабатывания невысока из-за неоднородности материала
штифтов; требуют строгой соосности валов и остановки механизма
для замены' предохранительного элемента и др. В связи с этим
муфты применяют в основном в машинах с редкими случайными
перегрузками.
На муфты имеются две нормали: нормаль Р95-1 (см. рис. 6.15, а,
табл. 6.17) и нормаль СКБ-3 (см. рис, 6,15, б, табл, 6.18).
194
II nirtji. 6.17 не указан радиус окружности расположения штифтов.
< in ниходнтся исходя из расчетного момента Тр. Чтобы избежать
«рибатынаипя муфты при случайных перегрузках, принимают Гр=«
— 1,25/'В1М, где Гтах — наибольший длительно действующий мо-
мент, передаваемый муфтой.
Радиус расположения штифта (рис. 6.15 и табл. 6.18) R = Tp/Fq,
где Го — усилие, срезающее штифт (табл. 6.17).
Рис. 6.15. Муфта с разрушающимся элементом
Остальные радиальные размеры муфты, кроме указанных в таб-
лице, принимают конструктивно. Штифты изготовляют из сталей
марок У8А, У10А или из сталей 40, 45, 50.
Крутящий момент, при котором разрушается штифт,
у___ лгД2 р
л —	77	1в.ср*\»
4k
где z — число штифтов; d — диаметр штифта; k — коэффициент не-
равномерности распределения нагрузки между штифтами (при г=1
А = 1, при z = 2...3 k=> 1,2...1,3); тв.ср — предел прочности материала
штифта при срезе.
Предел прочности при срезе тв.Ср=Аоав.р, где k0 — коэффициент
пропорциональности. Его значение для штифтов из сталей марок
У8А, У10А, сталей 45, 50 дано в табл. 6.1 с учетом относительного
7»
195
Табл. 6.1. Значения коэффициента k0
Диаметры шт ифтоа, мы	При удлинении,%	
	12...20	|	22...30	24...25	|	29,5...31,4
	для гладких штифтов	для штифтов о V-о бразной канавкой
2...3	0,78...0,80	0,80...0.81	—	—
4...5	0,68...0,72	0,75...0.76	0,86...0,95	0,92...1,06
6...8	0,68...0,72	0,75...0,78	0,86...0,95	0,92...1,10
удлинения материала при растяжении; <тв.р— предел прочности ма-
териала штифта при растяжении.
При проектировочном расчете диаметр штифта
d =
4Tpfe
"«в.арЯ
6.13. МУФТЫ СВОБОДНОГО ХОДА
Муфты свободного хода (обгонные муфты) используются для
передачи вращения в заданном направлении и предотвращения об-
ратного движения. По назначению обгонные муфты подразделяют-
ся на одинарные одностороннего действия, одинарные и двойные
двустороннего действия и реверсивные. Самой простой по конструк-
ции является одинарная муфта одностороннего действия, остальные
муфты имеют специальные механизмы переключения на требуемое
направление вращения. Ведущая и ведомая полумуфты всех обгон-
ных муфт автоматически соединяются и разъединяются в зависи-
мости от направления их относительного вращения. Силовая связь
между полумуфтами осуществляется двумя способами: силами тре-
ния (фрикционные обгонные муфты) или защеплением (храповые
муфты). Наибольшее распространение получили фрикционные муф-
ты свободного хода. Конструктивные решения фрикционного сцеп-
ления между ведущим и ведомым звеном обгонной муфты весьма
разнообразны. Но наиболее простым и распространенным является
защемление цилиндрического ролика между двумя полумуфтами в
клинообразной полости. На рис. 6.16 показана одинарная обгонная
муфта с цилиндрическими роликами одностороннего действия,
имеющая широкое распространение в машиностроении. Она состо-
ит из наружной обоймы 4 с внутренней цилиндрической поверхно-
стью, внутренней звездочки 1, ролика 2 и поджимного устройства 3.
Звездочка имеет вырезы, образующие с внутренней цилиндрической
поверхностью чэбоймы клинообразные пространства, в которых на-
ходятся ролики. Эти вырезы могут иметь рабочую поверхность
плоскую или криволинейную. Для увеличения долговечности муфты
в звездочке под роликом иногда размещают высокопрочные вставки.
Чтобы произошло сцепление полумуфт, звездочка должна повер-
196
Исполнение I
Рис. 6. 16. Роликовая муфта свободного хода по нормали МН 3-61
197
нуться относительно обоймы по часовой стрелке. Тогда ролик за-
катывается в сужающуюся часть упомянутого пространства, а сила
трения, возникающая между ним и обоймой, увлекает последнюю
во вращение заодно со звездочкой. При замедлении вращения звез-
дочки обойма вместе с присоединенными к ней массами выкатывает
ролик в расширенную часть клинообразного пространства и враща-
ется свободно в том же направлении. Кинематическая цепь разо-
мкнута. При повороте звездочки против часовой стрелки заклини-
вания не происходит. Поджимающее устройство удерживает ролик
в постоянной готовности к заклиниванию. Применяется такая муф-
та, например, во втулке заднего колеса велосипеда, обеспечивая
вращение этого колеса в направлении движения велосипеда при
остановленных педалях.
Здесь показан основной принцип работы обгонных муфт. Работа
рассматриваемых муфт представляет сложный комплекс относи-
тельных движений полумуфт и ролика. На стабильность работы
обгонной муфты большое значение оказывает угол заклинивания а.
который в процессе работы возрастает. Если этот угол больше пре-
дельного, работа муфты нарушается. Обычно для муфты по рис. 6.16
он должен быть 4...7°.
Обгонные муфты — напряженные механизмы, требующие точ-
ного изготовления и монтажа. Их работоспособность зависит от
многих причин (см. [13, 26, 31]).
Наиболее распространенные в машиностроении обгонные муф-
ты нормализованы (нормаль МН-3—61 «Муфты обгонные ролико-
вые»), Выбор муфт производится по табл. 6.19 и 6.20 по расчетно-
му моменту
7'р= ^(Лд+йр) kt,
где Тн — номинальный момент привода; — коэффициент дина-
мичности, зависящий от типа двигателя; kp—коэффициент дина-
мичности, зависящий от типа рабочей машины; kt — коэффициент
точности, учитывающий влияние погрешностей изготовления на рас-
пределение нагрузки по роликам. Значения коэффициентов даны
в табл. 6.2.
Проверка прочности муфты производится по касательным на-
пряжениям в зоне контакта ролика с полумуфтами *. Для муфты,
имеющей плоский рабочий профиль внутренней звездочки,
Ттах = 0,142.10»]/' ГР£. ? <[т],
У zRlprtga/2
где Е — модуль упругости материала (£ = 2,1 • 105 МПа); г — число
роликов; £ — радиус внутренней цилиндрической поверхности обой-
мы, м; /р—рабочая длина ролика, м; г — радиус роли”ка, м; а —
угол заклинивания.
* Методика расчета принята по кн.: В. Ф Мальцев. Роликовые механизмы
свободного хода.— М.: Машиностроение, 1968.
198
Табл. 6.2. Значения коэффициентов Лд, Лр, Лт,
Тин соединяемых муфтой агрегатов и профиль звездочки	Коэффициенты
Электродвигатели, гидроприводы
Двигатели внутреннего сгорания с числом цилин-
дров:
12
6
4
Легкие станки для обработки металлов и дерева,
конвейеры, элеваторы, подъемники
Долбежные и шлифовальные станки, прессы, ножни-
цы, компрессоры, подвесные дороги
Тракторы, молоты, очистные барабаны, мельницы,
шахтные вентиляторы
Краны, экскаваторы, ковочные прессы, землечер-
палки, лифты, камнедробилки, бегуны
Тяжелые прокатные станы, мельницы барабанные
шаровые
Прямой профиль рабочей звездочки
Криволинейный профиль рабочей поверхности
авездочки
д
0,25
0,3
0,4
0,5
1,4
1,6
2,0
2,8
1,1...1,5
1,0...1,25
Допускаемые напряжения принимаются в зависимости от коли-
чества циклов включения Nn, устанавливаемого (заданного) в свя-
зи с назначением механизма. Их принимают по табл. 6.3.
Табл. 6.3. Допускаемые напряжения (т)
Z	Число циклов нагружения	[Т], МПа
3	(26...32) 10е	350
Б	(30... 40) 10е	
3	(14...16) 10е	500
Б	(16...20) 10"	
3	(8...10) 10"	620
Б	(9...14) 10"	
Для механизмов повышенной долговечности, имеющих звездоч-
ки с плоскими вставками из твердого сплава Т15К6 и угол закли-
нивания 4°: при z=3 Мц= (14...18) 106; при z=5 А/ц= (19...25) 10®,
а допускаемые напряжения в обоих случаях принимают [т]=
•=750 МПа,
199
6.14. СПРАВОЧНЫЙ материал
Табл. 6.4. Значения коэффициента режима работы k
Машины	Вид двигателя			
	турбо- машина	электро- двигатель	поршневой двигатель	особые случаи
	2	3	4	5
Генераторы постоянного тока	1...I.5	1...2	1,5...2,5	
Центробежные насосы	1,25	2...3	3...5	
Воздуходувки	1...I.5	1,25...2,0	2,25...3,5	
Поршневые насосы простого действия (число цилиндров 3)	—	2,0...3,5	5...6	
Поршневые насосы двойного действия (число цилиндров 2)	—	1,75...3,0	4...5	
Деревообделочные	станки, ременные или цепные транспортеры	—•	1.5...2,0	—•	
Текстильные машины					—		1,5...2.0
Поршневые компрессоры Прокатные станы:	1,5	2,25...3.5	4	2,5
муфта между мотором и ма- ховиком	—	——	‘—	
муфта между маховиком и станом	—	—	—	5...6
муфта между мотором и станом,	—	—	—•	4
муфта между мотором и станом, рольганги Металлорежущие станки	—	—	—	4
	е—•	1,25...2,5	—	
Станки с приводом от трансмис- сии	—	—	—	5
Реверсивная передача у строга- льного станка Мельницы-дробилки:	——	—	——	3
муфта между мотором и передачей	—	——	——	2,5
муфта между передачей и машиной	—		•	4
Краны, подъемники, элеваторы	—	3...5	——	1,2...1,5
Автомобили	—	——	——	
Табл. 6.5. Размеры и параметры фланцевой муфты (рис. 6.1)
Номинальный кру- тящий момент Гкр, Н-м		d. (предпочтительное отклонение по Н8), мм	D, мм, ие более	1, мм, ие более		L, ие более	
				исполнение			
сталь	чугун			1	2	•	2
i	2	•	3	4	5	6	7	8
16,0	8,0	12	80	—	25	—	53							
14
16
18
200
Окончание
, L.l	’ 1	3	1 « 1		5 1	e 1	7	1 8
111,6	16,и	16 18 (19) 20 22	90			28		60
6J.0	31,5	20 22 (24) 25 28	100			36		76
125.0	63,0	25 28 (30) 32 (35)	НО			42		83
250	125	32 (35) (38) 40 (42) 45	140		80 НО	58 82	170 230	120 170
400	200	35 38	150		80	58	170	120
		40 42 45 48 50			НО	82	230	170
630	315	45 48 50 55 56 60	170		НО 140	82 105	230 290	170 220
1000	500	50 55 56 60	180		НО	82	230	170
		63 65 70			140	105	290	220
1600	800	55 56	190	4»	НО	86	230	170
	•	60 63 65 70 71 75 80			140	105	290	220
								201
Табл. 6.6. Размеры (мм) н параметры зубчатых
Обозна- чение	л	rfK	d,	Допускаемый момент ТКр, Н.м	Частота вращения л, мин—•	А, не менее	D	D,	D,	
	не более									
1	40	38	60	710	6300	49	170	110	55
2	50	55	70	1400	5000	75	185	125	70
3	60	55	90	3150	4000	95	220	150	90
4	75	75	100	5600	3350	125	250	175	НО
5	90	95	120	8000	2800	145	290	200	130
6	105		130	11800	2500	160	320	230	140
7	120	120	150	19 000	2120	185	350	260	170
Табл. 6.7. Размеры кулачково-дисковой муфты (рис. 6.4), мм
Номиналь- ный крутя- щий мо- “енг 7кр, Н«м	d (предпочтитель- ное отклонение по Н7)	d, (предпочти- тельное отклоне- ние по Н8)	о, не более					1	1.		Радиаль- ное смеще- ние соеди- няемых ва- лов, не более
				тип						
				1.2		 _		2		
				исполнение						
				1	2	1	2	1	2	
1	2	3	4	5	6	7	3	9	10	II
16,0	16 18	120		75	—	30	—	16	0,6
31,5	16 18 (19)	130							
	20 22		—	90	—	38	—	22	
63,0	20 22 (24)	140							1.0
	25 28		*=-	105		44	—	24	
125,0	25 28	150							
	(30) 32 (35)		185	140	82	60	58	36	
250,0	32 (35) (38)	190							1,6
	40 (42) 45		245	190	112	84	82	54	
400,0	(38)		185	140	82	60	58	36	2,0
	40		245	190	112	84	82	54	
202
yi|n i nun MJ (рис. 6.2) и МЗП (рис. 6.3)
	Z		в	1	«к	е	ci	ct	в
	для М3	для МЗП							
	не более				не менее				
95	115	115	34	55	55	2,5	11	18	12 НО	145	145	34	70	80	2,5	13	22	12 145	170	175	40	85	80	2,5	15	25	18 170	215	215	40	105	105	2,5	17	28	18 190	235	240	50	115	130	5	22	35	25 210	255	260	50	125	—	5	25	—	25 240	285	290	50	140	165	5	25	40	30									
Табл. 6.8. Размеры (мм) и параметры муфты со скользящим сухарем
(рис. 6.5)
d	D	I.	в	h	Допускаемый момент ГКр, Н-м	Частота враще- ния п, мин—*, не более
16	70	85	40	20	17	8200
18	70	84	40	20	30	8200
20	80	104	50	20	40	7000
22	80	104	50	20	50	7000
25	100	124	60	20	80	5700
28	100	124	60	20	ПО	5700
30	120	149	70	25	130	4700
32	120	149	70	25	160	14 700
35	120	149	70	25	210	4700
40	150	184	80	30	320	3800
45	150	184	80	30	450	3800
50	180	224	100	40	500	3200
55	180	224	100	40	665	3200
60	220	254	120	50	865	2600
203
Табл. 6.9. Муфты цепные однорядные
Номинальный крутящий мо- мент Гкр, Н*м	а	th	D, не более	L, не более				
				тип				
				•		2		3. 4
				исполнение				
				1	2	1	2	
1	2	3	4	5	6	7	8	9
63	20 22 (24) 25 28	110	—	102		108	80	102
			122		128	92	122
125	25 28	125					
	(30) 32 (35) 36		206	162	168	124	162
250	32 (35) 36 (38)	140					
	40 (42)		278	222	228	172	222
	45 40						
500	(42) 45	200	278	222	228	172	222
1000
(48)
50
(55)
56
~50	210	280	224 • 230	174	224
(55)
56
(60)	354	284	290 220	284
63

204
(рчс, <!.<>). Размеры, мм
не более					Частота вращения а, мин— не более	Приводная роликовая однорядная цепь по ГОСТ 13 568—75
тип						
	п .1	2		3, 4		
исполнение						
1	2	I	2			
10	II	12	13	14	15	16
—	36	39	25	36	1600	ПР-19,05—2500 —	42	45	27	42						
ВО 58	61
39	58	1400	ПР-25,4—5000
ПО	82	85	57	82	1000	ПР-31,75—7000
710	82	85	57	82~
710	82	85	54	82	800	ПР-38,1—10 С00
140	105	108	73	105
205
Табл. 6.10. Размеры (мм) и параметры муфты
с резиновой звездочкой (рис. 6.7)
Допускаемый момент Гкр, Н-м	Частота вра- щения лтах, мин—1, не более	D	Ь	D,	d	dt	dt
2,5	6500	32	45,5	30	6..	..7	—	20
6 3	5000	45	59,5	42	10..	,.14	—-	20...26
16,0	4500	53	81,0	50	12..	..18	26	26...28
31,5	4000	71	101,0	57	16..	,.22	30	30...34
63,0	3500	85	128,0	80	20..	..28	36	36...42
125.0	3000	105	148,0	100	25..	..36	45	45...55
250,0	2000	135	191,0	130	32..	..45	56	55...70
400,0	1500	166	196,0	160	38..	..45	67	63...75
1	G		В	н	Г	Допускаемое смещение валов	
						радиаль- ное, мм	угловое, град
28	16	16	8,5	10,5	1,25	0,1	1,5
35	23	16	10,5	10,5	1,60	0,1	1.5
48	30	28	10,5	15,0	1,60	0,2	1,5
58	40	28	12,5	15,0	1,60	0.2	1,5
75	50	40	14,5	22,0	2,00	0,2	1,5
85	60	40	16,5	22,0	2,00	0,3	1,5
108	80	48	18,5	25,0	3,00	0,4	1
113	ПО	56	20,5	30,0	3.00	0,4	1
Табл. 6.11. Размеры (мм) и параметры муфты
с резииометаллическим упругим элементом (рис. 6.8)
Допускаемый момент 7кр, Н-м	D	о,	Dt	d	г	*b	аг	L	Н	Допускаемое смещение валов
										ра- угло- диаль- вое, ное, мм град
63	ПО	95	65	38	4,0	Мб	17	120	38	1,0	1°12' 100	125	110	75	40	4,0	М8	17	135	45	1,1	Г20' 160	150	130	90	50	5,0	М8	17	155	50	1,5	1с20' 250	170	150	100	60	6,0	М8	17	180	60	1,7	1°20' 400	205	180	120	70	7,0	MI0	17	220	72	1,9	1°20' 630	240	210	140	85	8,5	М12	17	250	85	2,3	1°20' 800	250	220	145	90	9,0	М12	17	270	90	2 5	1°20' 1000	275	* 240	160	95	9,5	М16	17	290	95	2,6	1°20' 1600	320	280	186	115	11,5	М16	17	350	115	3,2	Г20'										
Примечания. 1. Размеры кулачков I = 0,25Ог, Ь =»0,15Di; S = 0,05Di.
2. Допускаемое смещение валов соответствует длительному пределу выносливости.
206
I а Ал. 6.12. Размеры (мм) и параметры муфты с горообразной оболочкой
по ГОСТ 20884—75 (рис. 6.9)
ь Д 3 £	а	D	L		1		^кр. max' Н-м	п, мин—1	Допускаемое смеще- ние валов		
			ci О ПЭ 3 £3 ^§8 ч	S3 S3 P-К д ооо	длинные концы ва- лов	g S |з схи о ООО * * ч					
									осевое, мы	ра- диаль- ное, мм	утло вое, град
1	2	3	4	Б	6	7	8	9	10	11	12
'.’О	14	100	125	125	32	28	63	3000	1,0	1,0	1 16	150	130	42	30 18 40	18	125	160	140	125 20 22 25	200	160	63	44 80	22	52	38	250	2	1,6 . 25	160	220	180	63	44 28 125	25	180	220	180	63	44	400 2500	2,0	1.6 28 32	270	220	82	60 36 200	32	200	630	2,5	2,0 36 40	340	280	112	84 250	32	220	280	230	82	60	800 2000	3,0	2,5	1,5 36 40	340	290	112	84 45 315	36	250	280	240	82	60	1000 40	250	300	112	84 45		 500	40	280	360	1600 1600	3,6	3,0 45 50 56 800	50	320	370	310	2500 56 63	•	440	370 143	108											
207
о	Табл. 6.13. Размеры (мм) и параметры муфты МУВП по ГОСТ 21424— 5 (рис. 6.10)
Допус- каемый момент Т кр» Н-м	d •	D	L		1		Di	Коли- чество паль- цев	Частота враще ния п, мин'1» не более	В	В,	1,	й.			Допускаемое смещение валов	
			длин- ные концы валов	короткие концы валов	длинные КОНЦЫ валов	короткие концы валов											
																радиальное, мм	угловое, град
1 1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15	16	17	18
6,3	10 67 51	43	24	20	45 3	8800	3 20 9	22	17 12	0,2	1.5 12	63	51	30	24	25 14																	
16,0	12 14	71					50	4	7600							
	16 18		83	59	40	28							30 32			
31,5	16 18	90	84	60			63		6350	4	28	16	30 32	20	20	
	20 22		104	76	50	36							Зб”			
63,0	20 22	100					71	6	5700				36 40			
	25 28		124	88	60	42							45 48			
125,0	25 28	125	125	89			90	4	4600	5	42	18	45 50	28	32	0,3
1	1 2 1 3	4 1	5 1	ь	7	181	9	1 10	1 11	1 12	13	1 14	15	1* '	Г	I	Jg
																	
	32 36	165	125	80	60							56 60					
250,0	32 140 36			НО	85	105	6	3800				56 63					
	40 45	225	175									71 75					
						130	8	3600		56		71 80 90 95					
500,0	40 170 45 50 56																
1000,0	50 210 56	«226	176			160		2850	6		24	90 100	36	40			
	63	286	216	140	105							НО					
2000,0	63 260 71	288	218			200		2300	6	71	30	ПО 125	48	48			
80	348	268	170	130	140
90	150
Табл. 6.14. Размеры пальцев и втулок (рис. 6.11) для упругой
31,5 63,0	10 М8 6,8	15 45 19	9 2,0	4 2,01,5 15	4	19	14	15
125,0 250,0 500,0	14 М10 7,8	20 66 33	12	28 3,5 7	5	26	20	20
1000,0	18 М12 9,5	25 85 42	17 3,0	3,02,0 36 4,5 9	6	35	25	25
2000,0	24 М16 13,0 32 106 52		24	5	44 6,0 11	8	4,5 32		32
4000,0 30 М24 19,5 38 140 66 30 4,0 6 5,иЗ,0 56 7,5 14 10 56 40 38
Табл. 6.15. Размеры кулачковых сцепных муфт (рис. 6.12), мм
D	2	k	Л	Л1	в.	О.	а	с	D,	Размеры шлиц			
										гш			b
40	5	5	4	5	ЗбСго*	36°420«	6	12 30	6	16	20 4 45	5	6	4	5	6	12	35	6	18	22	5 50	5	7	4	5	6	12	40	6	23	28	6 55	5	8	4	5	8	12	45	6	26	32	6 60	7	8	6	7	25°43»I$;	25О43»|^	10	16 45	6	28	34 7 70 7 10 6 7	, 10 16 55	8	32 38 6 80	7	10	6	7	12	16	65	8	36	42	7 90	7	10	6	7	12	20	72	8	45	54	9 100	9	12.5	8	9	14	20	82	8	52	60	10 ПО	9	12.5	8	9	14	20	92	8	56	65	10													
Примечание. Посадочные диаметры полумуфт df • • dt и длину полумуфт
и It выбирают конструктивно.
Табл. 6.16. Размеры (мм) и параметры многодисковых фрикционных муфт
по МН 5664 — 65 (рис. 6.13)
Обозна- чение	Исполнение					Dt	Dt	D,	Dt	Крутя- щий момент T 1НОЫ’ Н-м		б,
	МТМ-1 и МТМ-2				МТМ-1А и МТМ-2А						исполнение	
	отверстие шлицевое				отверстие со шпо- ночным пазом						МТМ-1 и МТМ- 1А	МТМ-2 и М1М- 2А
	2		D	Ь	Ф> 1 b, I							
1	2	3	*	1 5	161 7 1 8	9	10	11	12	13	14	15
06	6	• 21 25		5	22	6	24,3	84 80 70 80		25	72	115
07		26	30	6	25		27,6	94 90 78	90	40	82	130
08		28	34	7	30		32,6	104 100 86	100	63	85	135
210
Окончание
1		3	41		6	1 7	8	| 9 | 10 | 11 | 12] 13								14		15	
IW 1(1 II  19	36 40	35	10	37,9 118 110 95 ПО 100 95	150																	
	42 46 8	40	12	42,9 133 125 105 125 160														110	175			
	8	46 54	9	50	16	53,6 148 140 115 140 250																	
		56 65 10	60	18	64,0 168 160 130 160 400 130	210																
13		62 72	70	20	74,3 188 180 140 170 630 150	250																
	1	Количество внутрен- них дисков	Количество наруж- ных дисков пн	Л	5		S.	Ьо	ь,	ь.	1	^вн		d„	е	> размеры плеч ры- 	 чагов, мм 4	С 111	5 Е ’р	Частота вращения nmax, мин-1
00	25	6	5	57,5 1,0 1,26	1,0	12	25 10 61 60 4 10 14 41 07	29	6	5	65,0 1,2 1,46	1,2	12	зо 12 67 65 5 10 14 47 3000 06	7	6	67,5	1,2	1,49	1,2	12	10	77	75	5	12	15	48 34 	 12 	 09	7	6	75,0	1,2	1,53	1,2	16	35	13	82	80	5	12	16	52 2500 10	42	7	6	е7 5	1,6	1,92	1,6	16	1е	4о	14	92	90	6	12	18	61 2200 11	43	7	6	’	1,6 1,95	1,6	16	13 102 10о 6 15 20 60 200 12	53	9	8	105,0 1,6 2,0	1.6	20	20 45 14 112 110 6 15 30 74 1800																		
Табл. 6.17. Размеры деталей муфт с разрушающимся элементом
по нормали Р95-1 (рис. 6.15, о), мм
Срезающая сила (минимальная),	d	dt	dt	Он	А	В	а	в	с	е	f	g
Н												
690	1,5	М16	5	10	22	16	10	12	11	5	8	1 1275	2,0 2850	3,0	М20	8	15	30	25	12	18	17	8	10	1,5 5200	4,0 8100	5,0 11770	6,0	МЗО	12	25	50	45	22	28	26	19	16	2 20600	8,0 Табл. 6.18. Размеры деталей муфт с разрушающимся элементом по нормали СКБ-3 (рис. 6.15, б), мм								
IПредельный 'кр> Н"М	Срезающая сила, Н	"в	d	dt	D	R	L	1
30	'	690	25	1,5	45	100	35,0	70	25 30	690	28	1,5 50	1275	28	2,0 50	1275	30	2,0 155	2850	35	3,0 60 125 45,0 100	30 155	2850	40	3,0 270	5200	40	4,0 270	5200	45	4,0								
211
Предельный Гкр, Н-м	Срезающая сила, Н		d	а2	D	R	L	1
430	8100	45	5,0
825	11770	50	6.0
825	11770	55	6.0
1300	20600	55	8,0
1300	20600	60	8,0
75	160	57.5	140
35
Табл. в. 10. Размеры (мм) и
для
параметры муфты по нормали МН 3-51
г = 3 (рис. в. 16)
Обозначение	D	d	D,	41	в	в.	b	t	bi	i	А	Номиналь ный иомен ₽ ^ном»
1 — 32 х Ю	32	10	45	4	12	18	3	11.1	3	8	1,2	2,4
1 — 32 X 12		12	*				4	13,6				
1 — 32 х 14		14										
1 — 40 X 14	40		55	5	15 22		5	17,9	4	10	1.8	4,7
1 —40 X 16		16						19,9				
1 — 40 X 18		18						17,9	5	12	2,3	8,5
1 —50 X 16	50	16	70	6	18	25	6	19,9				
1 — 50 X 18		18										
1 — 50 х 20								22,3				
1 —65 х 16	65	16	85	8	20	28	5	17,9		14		17,5
1 — 65 X 20		20					6	22,3				
1 — 65 X 25		25					8	27,6				
1 — 80 х 20	80	20	105	10	25	35	6	22,3	6	18	2,6	34
1 — 80 X 25		25						27,6				
1 — 80 X 30		30						32,6				
1 — 80 X 35		35					10	37,9				
1 — 100x25	100*	25	130	13	30	45	8	27,6	8	24	3.2	74
1 — 100x30		30						32,6				
1 — 100x35		35					10	37,9				
1 — 10JX40		40					12	42,9				
212
Табл. 6.20. Размеры (мм) и параметры муфт по нормали
МН 3 — 61 для г = 5 (рис. 6.16)
(винчение	D	d	Dt	dt	В	Bl	ь	р	Номиналь- ный момент ^иом» Н«м	Ь,	1	k
|| — 80x25	80	25	105	10	25	35	8	27,6	56	6	18	2,6 11—80x30	30	32,6 11-60 x 35	35	10	37,9 П — ЮОХЗО	30	130	13	30	45	8	32.6	122	24 11-100 x 35	35	10	37,9 1I — I00 X 40	40	12	42.9 Н — 125Х 35	125	35	160	16	35	55	10	37.9	220	8	28	3,2 11~”|25х40	40	12	42,9 I1- 125X45	45	14	48,3 11 — 125x 50	50	16	53,6 11 — 160 x 70	160	70	200	20	40	60	20	74,3	400	12	32	3,8 11 -200 x 90 200	90	250	25	50	70	24	95.2	785	40												
213
Глава 7. НАЗНАЧЕНИЕ КВАЛИТЕТОВ ТОЧНОСТИ,
ПОСАДОК, ШЕРОХОВАТОСТИ ПОВЕРХНОСТЕЙ,
ОТКЛОНЕНИЙ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ
ПОВЕРХНОСТЕЙ.
ПРИМЕРЫ ВЫПОЛНЕНИЯ РАБОЧИХ ЧЕРТЕЖЕЙ ДЕТАЛЕЙ
7.1. НАЗНАЧЕНИЕ КВАЛИТЕТОВ ТОЧНОСТИ
В каждый квалитет точности входит определенное число допус
ков: например, для размеров 1...500-мм в 6-м квалитете И полей
валов и столько же полей отверстий. В других квалитетах число по-
лей допусков валов и отверстий меньшее.
Назначение квалитетов точности, параметров шероховатости
поверхностей и отклонений формы и расположения поверхностей
должно сопровождаться тщательным анализом служебного назна
чения деталей и технологических возможностей при обработке.
С возрастанием точности стоимость обработки резко повышается.
Из экономических соображений нужно назначать квалитеты точно-
сти сравнительно грубые, однако обеспечивающие необходимое ка-
чество деталей, узлов и машин. При выборе квалитета точности
из технологических и экономических условий можно руководство-
ваться табл. 7.1.
Т а б л.7.1. Средняя экономическая точность механической обработки
Метод механической обработки	Соответствующий квалитет точности
Черновое точение, строгание,	растачивание	12...	13
Чистовое точение, строгание,	растачивание	Ц
Тонкое точение	6.. .7
Черновое фрезерование	11
Чистовое фрезерование	8...	10
Сверление по разметке (без кондуктора)	12...	13
Сверление по кондуктору	10...11
Предварительное развертывание	8...9
Развертывание двукратное	6...8
Протягивание обычное	6.”в
Протягивание точное	6.. .7
Грубое шлифование	8...9
Чистовое шлифование	6...8
Прецизионное шлифование	5.^6
Притирка, доводка, алмазная обработка	5...6
Предварительное шевингование	6...7
Прецизионное шевингование	5...6
Рекомендуется для отверстий назначать более грубые допуски,
чем для валов, поскольку обработка отверстий сложнее и дороже
по сравнению с обработкой валов, Однако это различие не должно
превышать два квалитета.
214
м
ЬИХЭйЭО&О
эпиаонэо
						H8	00 N										
						H8	QO X										
																	
				X	*s	H8	00										
				X	co +-»												
		9Н	ю и	X	s6 ’ s7	co X											
		9Н	to u>	X	CO u												
		9Н	l2_	X	CO ex												
SH	с	Н6	с	X	CO C	H8	tc										
ш X	Е	Н6	m5	X	m6	00 X	E										
ш X	5	Н6		X	CO	H8											
| 9Н | SH	ел >т~п	Н6 Н6	h5 is s	X £l	CO tn co X	H8 H8 H8	h7 ’ h8 j, 7	co X	3	бн'бН	64 . 84	01H OIH	014 . 64	HH	ПЧ	H12	314
1 SH	ti	Н6	m ил	X	CO oz												
		Н6	у	X		H8 H8	oo Г|=	H8	e	H9 H9	f8 ’ f9						4
				X X	e7 ’ e8	H8	1?	00 X	«$	H9 H9	e8 ’ e9						
				X	oo	H8	00 XJ	00 X	OJ *o	Oi X	O) 73	H10	О	Hll	T3		
				X	00 о	00 X	'S							Hll	о		
														Hll	s	H12	Ы2
		•												Hll	OQ		
SH		Н6		H7			oc X			6H		OIH		ПН		O1 X	
21В
Табл. 7. 3. Рекомендуемые посадки в системе вала при номинальных размерах 1...500 мм
I		 		 	Основные отклонения отверстий		I	посадки с иатягом							U8	!с										
	к																			
	СЛ						J/5	о х												
	ог						с2	4© X												
	о.		с© а			ю X	а	со X												
	*	посадки переходные	| N5	х	N6	ю	Z	со X	N8	JE										
	%		I М5	х	Мб	S	S	о X	М8	JC										
	к		К5	X	। Кб	ю X	£	со х	00	JE										
	«Л •ъ *		сл	х	9 Г	L© X		со X	00 —)	X										
		посадки с зазором	Н5 I	3	Н6	ю X	X	СО X	00 X	!с	Н8 Н9	84 , 84 1	Н8 Н9 НЮ	64 .64 .64	НЮ	§	ни	hl I	I	614
	F | G		G5	х	G6	ю -С	и	с© х												
					Е	X	2 Ц-	94 , 94		J3	F8 F9	84 , 84	Цн	S						
			<				со Ш	£	00 Ш		Е8 Е9	84 . 84	СТ) Ш	S						
	Q						QO I QI	с© X!	ool Q1		D8 D9	84 . 84 1	D9 D10	64 . 64	D10	S	D11	X		
	О																О	X		
	«1		•														ВЦ	X	Bi2	| hl2
																	АП	X		
1ГЕ<1 уонсонэо			X		ю X!		<0		5		00 х:		О X!		О хз		Ы1		СЧ X	
216
7.2. НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК
Общие сведения. Посадки по ЕСПД СЭВ могут быть образова-
ны сочетанием любых полей допусков отверстия и вала одного или
|1пи1ых квалитетов точности. Но конструктор в первую очередь
должен выбирать предпочтительные посадки (в табл. 7.2, 7.3 они
выделены), которые позволяют унифицировать изделия и техноло-
। Нисскую оснастку. При невозможности обеспечить конструктивные
Рис. 7.1. Примеры посадок в системе отверстия и в системе вала:
а б — посадки в СА и расположение полей допусков; в, г — посадки в СВ и расположе-
ние полей допусков
и технологические требования за счет предпочтительных полей до-
пусков, выделенных в табл. 7.2, 7.3, следует применять другие поля
допусков, указанные в этих же таблицах.
Необходимо учитывать, что специализированное производство
размерных инструментов и калибров в первую очередь ориентиру-
ется на предпочтительные поля допусков. Следует применять, как
правило, посадки в системе отверстия (СД) или в системе ва-
да (СВ).
Применение СА предпочтительно. СА имеет основное примене-
ние в тех случаях, когда можно получить экономию за счет сокра-
щения числа дорогостоящих режущих и контрольных инструментов
для обработки отверстий. СВ применяется преимущественно в сель-
217
п^п^п^(П0JIP вхОПоСпп*\ и пРеОельные отклонение отверстий для предпочтительных
посадок (см. табл. 72,7.3)при номинальных размерах 1...500мм
Квалитеты точности
Размеры мм			 П оло с				'Опускав					
	Н7	Н8	но	Н11	F8	JS7	Н7	Н7	Р7	I Р9
			Предельные отклонение, мкм									
	★10 0	★14 0	★25 0	★60 0	★20 ★6	★5 -5	0 -10	-4 -14	-?6	+14
Свыше 3 до 6	★12 0	★18 0	★50 0	★75 0	★28 0	★6 -6	★3 -9	-4 -16	-8 -20	★50 ★20
I Свыше б до 70	+15 0	★22 0	★36 0	★90 0	★35 ★13	★7 -7	★5 -10	-4 -19	-9 -24	+61 ★25
Свыше7Одо7в	★18 0	★27 0	★43 0	★110 0	★43 ★16		★6 -12	-5 -23		
Свыше 18 до 30	★21 0	★33 0	★52 0	★130 0	★55 ★20	★10 -10	★6 -15	-7 -28	$	★92 +40
Свыше 30до 50	★25 0	+Зо9	★62 0	★160 0	★64 ★25	%	★7 -18	-8 -35	-17 -42	★112 ★50
Свыше 50 до ВО	★30 0	★46 0	★74 0	★190 0	★76 ★30	★15 -15	★9 -21	-9 39	-21 -51	★134 ★60
Свыше ВО до 120	★35 0	★54 0	★87 0	★220 0	★90 ★36	★17 -17	★10 -25	-10 -45	-24 -59	★159 ★72
С6ыше120до180	★40 0	★63 0	★100 0	★250 0	★105 ★43	★20 -20	★12 -28	-12 -52	-28 -68	★185 +85
Табл. 7.5. Пола допусков и предельные отклонений валов дла предпочтительных посадах
(см. табл. 7.2,7.3)при номинальных размерах 1—500мм
квалитеты точности
мкм
	тптпЫУ’/‘чтш														
и															
	поло допусков	. ......															
Размеры,	ев	f7	ав	Jsd	Кб	Пб	рз	Гб	Об	09	ан	бв	П7	вв	h11
мм			Предельные отклонение, мкм													
	“74	-6	-2	★3	★6	+10	+12	★16	★70	-20	-20	и	0	0	0
1—3	-28	-16	-В	-3	0	★4	★6	★10	+14	-45	-ВО	-6	-10	-14	-60
	-20	-10	-4	★ 4	★9	★16	★20	★23	-27	-30	-30	0	0	0	0
С выше 3 до 6	-38	-22	-12	-4	★1	★8	★12	★15	-19	-60	-105	-8	-12	-18	-75
	-25	-13	-5	+4,5	★10	★19	★24	★28	★32	-40	-40	0	0	и	0
' С выше-в до Ю	-47	-28	-14	-4,5	★1	★10	★15	+19	★23	~76	-130	-9	15	-22	-90
Свыше 10 до 18	^32	-16	-в	+55	★12	★ 23	★29	★34	★39	-50	-50	0	0	0	0
	-59	-34	-17	-5,5	+1	★12	★18	★23	★28	-93	-190	-11	-18	-27	-110
Свыше 18 до 30	-40	-20	-7	★6.5 -6’5	★1в	★28	★35	★41	★48	-65	-65с	и	0	0	Q,n
	-73	-41	-20		★2	★15	★22	★28	★35	-117	-195	-13	-21	"Л?	-130
Свыше30до50		-25	-9	★8	★18	★33	★42	★50	+59	-80	-ВО	и	0	0	0
	-89	-50	-25	-8	★2	★17	★26	★34	+43	-142	-240	-16	-25	-39	-160
Свыше50до80С6ше5^°6Яп	-60 -106	-30 -60	-1й -29	★95	★21 ★2	★39 ★20	★51 ★32	★60+41 ★bi+43	★72+53 +78+59	-100 -174	-100 -290		0 -50	0 -45	0 -190
Свыше 80до120 7оп.Л2П	-72 -126	-36 -71	-12 -34	★11 -11	★25 ★ 3	+45 ★ 23	★59 ★37	★73+51 -76^54	★93+71 ★1йр9	-120 -207	-120 -340	-22	0 -35	0 -54	0 -220
12O..14O	-65	-43	~^Г	★12,5	+28	+52	★68	★88+63 >90+65 ★93+68	117^	-145	-145	0	0	0	и
Свыше 120 до180 140...1Ы) 160-180	-148	~83	-39	-J2p_	★3	★27	+43		★153508	-245	-395	-25	-40	-63	-250
скохозяйственном и текстильном машиностроении, приборострое-
нии, где можно использовать светлотянутый калиброванный мате-
риал без дополнительной обработки, а также при необходимости
получения разных посадок деталей на одном гладком валу.
Пола Ила посадок
Рис. 7.2. Схема расположения основных полей допусков системы СЭВ
СВ имеет преимущества перед СА ввиду меньшей стоимости
светлотянутых калиброванных валов по сравнению со ступенчаты-
ми валами, обработанными резанием. При использонаппп стандарт-
ных изделий конструктор не может произвольно назначать СА или
СВ. Например, внутреннее кольцо шарикоподшипника независимо
от характера посадки на вал соединяется с последним всегда в СА,
а наружное кольцо устанавливается в корпус всегда в СВ.
Табл. 7.ft. Обозначение
Валы	а		С	cd	d	е	ej_	1.	1g	&	h
Отверстия	А	£	с	CD	D	Е	ЕЕ	Е	EG	G	н
Посадки	Посадки с тепло- вым зазором			Основные подвижные посадки							
220
На рис. 7.1 показаны примеры посадок в СА и СВ и расположе-
нии нолей допусков.
Предельные отклонения валов и отверстий для посадок в СА и
f /I приведены в табл. 7.4, 7.5. При выборе посадок необходимо учи-
I мнить точность работы машины, условия сборки, точность, дости-
। немую при различных видах обработки.	•
В зависимости от взаимного расположения полей допусков вала
и отверстия различают посадки с зазором, натягом и переходные
(табл. 7.6) и (рис. 7.2).
Посадки с зазором. Они предназначены для получения подвиж-
ных соединений. К числу этих посадок из предпочтительного отбо-
рп относится:'
в СА
Н7	Н7 Н7	Н7	Н8 Н8 Н8	Н8	Н9 НИ НИ
е8 ’	/7 ’ gs ’	/16 ’	ев ’ Л7 ’ Л8 ’	49 ’	49 ’ 411 ’ ЛИ
(см. табл. 7.2),
и СВ
F8 Н7	Е9 Н8 Н8 НИ
hfi' Л6 ’ Л8 ’ Л8 ’ Л7 ’ ЛИ	(СМ. табл. 7.3).
Примеры использования посадок
Н7
Посадка —— применяется для соединений с большим вазором, в которых
одна деталь должна перемещаться относительно другой, например, при неточ-
ных сборках, перекосах, большой ширине подшипников, при посадке распорных
нтулок на валы, а также, когда при нагревании внутренняя деталь расширяется
больше наружной.
Н7
Посадка обеспечивает точное центрирование вала и сопрягаемой детали
при вращении и осевом перемещении в противоположных направлениях. Приме-
няется для деталей, вращающихся с умеренной скоростью. Обеспечивает от-
носительно легкое перемещение одной детали в другой и достаточно точ-
ное центрирование при длинных ступицах (//4 > 1,5). Эта посадка типична
для подшипников скольжения со смазкой, зубчатых колес коробок передач,
перемещаемых в осевем напразлении, подвижных частей сцепных муфт, распор-
ных и направляющих втулок, зубчатых колес, свободно вращающихся на валах.
Я7
Посадка ---- обеспечивает подвижное соединение с высокой точностью
£6
221
колес па
к соедн-
врещення.
центрирования в случае, когда требуется не только постоянное вращательное
движение с умеренной скоростью, но и поступательное перемещение. Эта по-
садка обеспечивает гарантированный зазор для легкой установки сменных дета-
лей. Используетси в подвижных соединениях, требующих герметичности. При-
меняется дпя посадки зубчатых колес, вращающихся в противоположных на-
правлениях, сменных зубчатых колес, передвижных блоков зубчатых
шлицевые валы
Н7 *
П.садка ----- применяется при необходимости высокой точности
lib
ненням деталей, для соединений с продольным перемещением без
в соединениях вала с часто снимаемыми деталями и в тех случаях, когда детали
при работе неподвижны, но при настройках и регулировании должны легко
перемещаться одна относительно другой, а также при центрировании деталей.
Например, посадки сменных колес на валы металлорежущих станков, муфт на
валы, посадки стаканов под подшипники качения в корпус, распорные кольца,
сальники и крышки подшипников, звездочки, шкивы, барабаны, маховики, уста-
новочные кольца со стопорными винтами и др. Имеется повышенная вероят-
ность появления малых зазоров и даже натягов, затрудняющих сборку и под-
вижность деталей в соединении. В связи с
указывать на
Посадка
этим на чертежах целесообразно
деталей при сборке.
Н7
же случаях, что и посадка ——, но при
е8
и больших зазорах в соединении. Напри-
более низкой
мер, посадки
в поршне компрессора, поршней и поршневых
дышей разьемных подшипников скольжения.
W8
----- применяется в тех
/17
точности соединения.
Н8
--- применяется в тех
h8
более грубыми допусками. При этом
автоматах и револьверных станках,
без перекосов детали.
//9 Н9
Посадка -----, ---- примениется для неподвижно закрепляемых деталей
h8 /19
при невысоких требованиях к точности машин при небольших нагрузках и для
обеспечения легкой сборки, например, для посадок на вал зубчатых колес, шки-
вов, звездочек, соединяемых с валом на шпонке, а также в подннжчых соедине-
ниях зубчатых колес, муфт, периодически вводимых в зацепление.
г,	Н\\
Посадка ----- применяется при установке роликов на осях в грубых
/ill
низмах. Так как допуски деталей больше, вероятность зазора, близкого к
незначительна.
НН
Посадка ----- обеспечивает свободное вращение. Применяетси для
dll
необходимость притирки
Н8
—— применяется в тех
точности центрирования
эксцентриков па валу эксцентрикового насоса, поршневого штока
-------- -------.. -----.....-- золотников в цилиндрах, вкла-
Посадка
пониженной
Посадка
ющихся рукояток.
же случаях,
же случаях.
Н7
что и посадка ------, но прн
hb
окончательная
Соединение позволяет легкое
Н7
что и посадка -----. но с
/16
обработка ныполняется па
перемещение
меха-
нулю.
враща-
Переходные Посадки. Они обеспечивают в сопряжениях зазоры
и натяги. Предназначены для получения неподвижных разъемных
соединений деталей машин, но требуют обязательного дополни-
тельного крепления их винтами, болтами, кольцами, штифтами,
шпонками и др,
222
К числу этих посадок из предпочтительного ряда относятся:
и С А
в СВ
Я7 /зб	Н7 kG	Н7 лб	(см. табл. 7.2),
А7 hG	К7 hG	N7 hG	(см. табл. 7.3).
Примеры использования посадок
Н7
Посадка ---- применяется
для легко разбираемых соединений, например
убчатых колес на валах передач, в том числе сменных муфт,
ночных колец при спокойных нагрузках и отсутствии вибраций,
быть предохранены от проворачивания и сдвига.
Н7
Посадка —— применяется в случаях, когда не требуется
kG
шкивов, устано-
Детали должны
частой разборки
и сборки сопряженных деталей, разборка неудобна или имеется опасность по-
вреждении собираемых деталей. Посадка обеспечивает хорошее центрирование и
удовлетворительные условия работы шпонки при ее длине (1,2...l,5)d (d—
диаметр вала). При этом требуется крепление, препятствую цее проворачиванию
и осевому сдвигу. Сборка производится под прессом или ударами мологка, раз-
борка— с помощью съемников. Например, посадки на штопках зубчатых колес
па валы, венцов зубчатых ко тес, муфт, звездочек, барабаноз, стаканов подшип-
никовых гнезд и др.
Н7
Посадка —— создает сравнительно прочное соединение. Применяется при
необходимости точного центрирования деталей, особенно при ударных нагрузках
н вибрациях. В данном случае требуется дополнительное крепление, препятст-
вующее проворачиванию и осевому смещени о, сборка производится под прессом.
Например, посадки на валах конических и червячных колес, бронзовых венцов на
центры червячных колес, поршневых пальцев в бобышки поршней, постоянных
втулок в подшипниках и зубчатых колесах, сильно нагруженных зубчатых колес
на валах, рабочих приводных шкивов, дисков соединительных муфт, кулачковых
муфт на валах, насадных буртов на валах, зубчатых колес на валах ковочных
машин, камнедробилок и др.
Посадки с иатягом. Они предназначены, как правило, для полу-
чения неразъемных соединений. Эти посадки обеспечивают непод-
вижность соединения за счет гарантированных натягов и без при-
менения дополнительных крепежных средств.
В предпочтительный ряд входят посадки:
в СА
Н7 Н7 Н7 . Л
——, -----, --- (см. табл. 7.2),
/>6 rG sG	'
в СВ
-^-(см. табл. 7.3).
223
Примеры использования посадок
Н7
Посадка-----недостаточно надежна для передачи нагрузок без дополни-
₽6
тельных креплений, поэтому применяется чаще всего в сочетании со шпономпы
ми соединениями. Обеспечивает хорошее центрирование и передачу .....
осевых нагрузок. Особенностью этой посадки перед другими посадками с ii.-ini
гом является возможность демонтажа н повторной сборки. Применяется дли
соединения с гарантированным натягом тонкостенных деталей, когда опасп.т л<
формация при запрессовке, например, втулок с зубчатыми колесами, шкивами,
корпусами, для сборных зубчатых колес, для бронзовых венцов червячных кп
лес на ступицу, зубчатых муфт на валы.
Н7
Посадка ---- обеспечивает надежное соединение деталей без дополнигсль-
гб
него креплении при невозможности применения специальных креплений для вос-
приятия усилий, действующих на соединение. Например, посадка зубчатых коли
«а валы тихоходных ступеней тяжелонагруженных редукторов, венцов зубчатых
и червячных колес на ступицу, направляющих гладких цилиндрических штифтов,
посадка втулок в зубчатые колеса коробок скоростей. В современном массовом
производстве эта посадка широко применяется для установки на валы зубчатых
колес, полумуфт, звездочек, шкивов, барабанов и др.
Условные обозначения допусков и посадок. Для того чтобы изде-
лие отвечало целевому назначению, необходимо выдерживать его
размеры между двумя допустимыми предельными значениями, раз-
ность которых образует допуск.
На чертежах для удобства указывают не предельные размеры,
а номинальный размер детали. Каждый из двух предельных раз-
меров определяют по отклонениям от номинального размера.
Отверстия и все внутренние размеры деталей обозначаются про-
писной буквой с указанием номера квалитета, например: Н7, F8,
К7, а валы или наружные размеры обозначаются строчными буква-
ми с указанием квалитета, например: е8, k6, h7 и др.
На рабочих чертежах деталей предельные отклонения размеров
могут быть указаны одним из трех способов:
1)	условными обозначениями полей допусков, например: 48/77,
32п6, что обозначает основное отверстие седьмого квалитета номи-
нального диаметра 48 и вал шестого квалитета с полем п поминаль-
ного диаметра 32;
2)	числовыми значениями предельных отклонений, например:
4Я4-0.025. qo+0,033 (см. табл. 7.4, 7.5);
’ OZ+0,0l7
3)	условными обозначениями полей допусков с указанием спра-
ва в скобках числовых значений предельных отклонений, например}
•	48//7(+°*025); 32п6(+°;озз).
На сборочных чертежах в обозначение посадки входит номи-
нальный размер, общий для обоих соединяемых элементов, за ко-
торым следуют обозначения полей допусков для каждого элемента,
начиная с отверстия, например: 40//7//С6, или 40//7-/С6, или
224
117
40—^-. Разрешается применение комбинированных посадок, образо-
ванных сочетанием полей допусков вала и отверстия, взятых из
pit тык систем образования посадок и из разных квалитетов. В этом
,	40G7	2008
случае обозначения записываются, например: ----------, ----- или
пб е7
40(/7/п6, 20£)8/е7. Обозначение поля допуска отверстия всегда
и числителе, а вала — в знаменателе. Расположение полей показа-
но па рис. 7.3.
Примером применения комбинированных посадок может слу-
жить посадка распорной втулки между зубчатым колесом и под-
Рис. 7.4. Примеры применения комбинированных посадок
8 Зак. 2138
225
шипником (рис. 7.4, а, б) или, например, посадка на ось переводных
камней и вилок (рис. 7.4, в).
Комбинированные посадки позволяют облегчить и удешевить
сборку и изготовление деталей. На рис. 7.4, а коническое зубчатое
колесо до места посадки 7/7/66 перемещается свободно. Это достп
гается при использовании поля допуска с/9 при неизменном номи
нальном диаметре.
7.3.	ШЕРОХОВАТОСТЬ ПОВЕРХНОСТИ
7.3.1.	Влияние шероховатости поверхности
на качество деталей машин и надежность их работы
От шероховатости поверхности деталей зависят износостойкость
при всех видах трения, плавность хода, равномерность зазора, воз
мощность повышения удельной нагрузки, контактная жесткость
присоединительных поверхностей, прочность посадок с натягом, из-
менение заданного характера посадок, точность кинематических
пар, виброустойчивость, точность измерений.
Шероховатость оказывает влияние на равномерность и качество
слоя цементации, азотирования, цианирования. При определенных
высоте неровностей, глубине термообработанного слоя и припуске,
снимаемом при шлифовании, может появиться «пятнистая» твер-
дость поверхности. Качество гальванических, лакокрасочных и иных
покрытий также зависит от шероховатости поверхностей. Коррозия
возникает и распространяется быстрее на грубообработаиных по-
верхностях.
Шероховатость является технологическим концентратором на-
пряжений и оказывает существенное влияние на усталостную вы-
носливость деталей, особенно на участках конструктивных концент-
раторов напряжений (галтелях валов и осей, переходных поверх-
ностях зубьев колес, выточках, канавках, впадинах резьбы и др.).
Усталостное разрушение почти всегда начинается с поверхности
детали, чему в значительной мере способствует грубая механиче-
ская обработка.
Это явление особенно резко выражено в деталях, изготовленных
из высокопрочных легированных сталей, чувствительных к концент-
рации напряжений, и в деталях небольших размеров. В связи с этим
конструктивные концентраторы напряжений таких деталей должны
тщательно обрабатываться (шлифоваться, полироваться и т. д.) и,
кроме того, упрочняться обкаткой, накаткой, обдувкой дробью и др.
На рабочих чертежах деталей записью должно указываться назва-
ние отделочных и упрочняющих операций и границы применения их.
Важной геометрической характеристикой качества поверхности
является направление штрихов (следов) механической обработки.
Они влияют на износ поверхности, качество посадки, прочность
прессовых соединений. Например, наименьший коэффициент тре-
ния и износ наблюдаются при несовпадении направлений неровно-
стей и движения.
226
7.3.2.	Назначение параметров шероховатости
и их числовых значений
Назначение параметров шероховатости и их численных значе-
ний — задача сложная, решение которой возможно только на осно-
liiiiiiiii тщательного анализа влияния шероховатости на функцио-
пи ш.н ыс показатели изделия. СТ СЭВ 638—77 устанавливает тре-
Опнпння к шероховатости поверхностей независимо от способа ее
получения или обработки (резанием, литьем, прессованием, прока-
пли.шисм и др.), а также независимо от материала (кроме материа-
лов, лающих ворсистую поверхность).
Для количественной оценки шероховатости установлены пара-
метры высотные: Ra — среднее арифметическое отклонение профи-
ли, Rz — высота неровностей профиля по десяти точкам, Rm&s.—
нипбольшая высота профиля по вершинам; шаговые: sm — средний
шаг неровностей, s — средний шаг неровностей по вершинам; tp —
относительная опорная длина профиля, %, где р — уровень сечения
профиля (табл. 7.7).
Табл. 7.7. Предельные значения параметров шероховатости поверхности
по ГОСТ 2789—73
Ra, мкм
100 10 1 0.1 (1,01	80 8 0,8 0,08 0,008	63 6,3 0,63 0.063	50 5 0,5 0,05	40 4 0,4 0,04	32 3,2 0.32 0,032	25 2,5 0,25 0,025	20 2 0,2 0,02	16 1.6 0,16 0,016	12,5 1,25 0,125 0,012
				Rz и	Rinax • мкм				
						.		.							1600	1250
(000	800	630	500	400	320	250	200	160	125
100	80	63	50	40	32	25	20	16	12,5
10	8	6,3	5	4	3,2	2,5	2	1,6	1,25
1	0,8	0,63	0,5	0,4	0,32	0,25	0,2	0,16	0,125
0,1	0,08	0,063	0,05	0,04	0,032	0,025		—	—
Sm и S, мм
					 .		-	12,5
10 1 0.1 0,01	8	6,3 0,8	0,63 0,08	0,063 0,008	0,006	5	4	3,2	2,5 0,5	0,4	0,32» 0,25 0,05 0,04 0,032 0,025 0,005 0,004 0,003 0,002	2 0,2 0,02	1,6 0,16 0,016	1,25 1,125 0.0125
	10; 15; 20; 25; 30;	40; 50; 60; 70; 80; 90%			
1>	5; 10; 15; 20; 25; 30; 40; 50; 60; 70; 80; 90% от Rmax				
Примечание, Предпочтительные значения Ra, Rz			• Rmax	выделены.	
227
Параметры шероховатости и их числовые значения не следуй
рассматривать как готовые рекомендации (нормы), а как техниче-
ские условия, которые разрабатываются с учетом следующих по-
ложений.
1.	Если неизвестно влияние отдельных параметров шероховато-
сти на качество изделия, назначается Ra.
2.	Если невозможно назначить Ra (например, нет средств изме-
рения), указывается Rz или Rmax (предпочтительнее Ra). Одновре-
менно назначать два параметра нельзя. На поверхностях, имеющих
малые размеры или сложную форму, например переходных поверх-
ностях валов или зубьев зубчатых колес, впадинах резьбы, по усло-
виям измерения нужно применять параметр Rz.
3.	Для изделий, работающих при циклических нагрузках или в
коррозионной среде, нужно наряду с высотными параметрами на-
значать tp (р>50).
4.	При повышенных требованиях к шероховатости резко воз-
растает стоимость обработки изделия. В случаях, когда шерохова-
тость поверхности и точность размеров не зависят друг от друга
(это относится к свободным, несопрягаемым поверхностям), назна-
чение повышенных параметров шероховатости неоправдано. Однако
если несопрягаемые поверхности являются геометрическими кон-
центраторами напряжений, с целью повышения усталостной проч-
ности деталей необходимо существенно повышать требования к ше-
роховатости этих поверхностей.
5.	С возрастанием квалитета точности требования к параметрам
шероховатости должны повышаться, но в экономически обоснован-
ных границах.
6.	В тех случаях, когда особенно сильное влияние на качество
работы соединений с зазором или натягом оказывает направление
неровностей, их необходимо тщательно выбрать и указать вид об-
работки поверхности, если он единственный для обеспечения задан-
ного качества поверхности.
В табл. 7.8 указаны некоторые важнейшие эксплуатационные
свойства поверхности, зависящие от шероховатости, и номенклату-
Табл. 7.8. Эксплуатационные свойства поверхности в зависимости
от шероховатости
Эксплуатационные свойства поверхности
Параметры шероховатости поверхности и
характеристики, определяющие эксплуата-
ционное свойство
Износоустойчивость при всех видах
трения
Виброустойчцвость
Контактная жесткость
Прочность соединений
Прочность при циклических на-
грузках
Герметичность соединений
Ra (Rz), tp
Направление неровностей
Ra, Rz, Sm, S
Направление неровностей
Ra (Rz), tp
Ra (Rz)
Rmax' $m> $
Направление неровностей
Ra (Rz), Rmax, tp
228
pfl пирометров, при помощи которых обеспечиваются показатели
I io гпойстна поверхности.
( I СЭВ 1156—78 «Шероховатость поверхности. Термины и опре-
Д| п инн» регламентирует дополнительные высотные параметры Rq
И R/n и параметры формы А? и Ас.
7.3.3.	Обозначение шероховатости поверхности
I ОСТ 2.309—73 предусматривает две группы характеристик не-
винности поверхности: количественные (Rz, Ra, Rmax, S, Sm, tp) (cm.
ihP.i, 7.7.); качественные. Последние не выражаются числами, а по-
<|иму не измеряются. Они характеризуют направление неровностей
(рисунок неровностей) и вид обработки. Стандарт регламентирует
пн е и. типов направлений неровностей (табл. 7.9).
Качественные характеристики не могут задаваться произвольно,
иг UHI1ICIIMO от характеристик первой группы. Поэтому на чертежах
Табл. 7.9. Типы направлений неровностей поверхности
Inнм направлений неровностей	Изображение	Обозначение	Пояснение
|||||>лллсльное
Параллельно линии, изобра-
жающей на чертеже поверх-
ность требуемой шероховатости
I (гриендикулярное
I Ь|и-1<рсщиваюш,ие-
III
11|и1изпольиое
Перпендикулярно к линии,
изображающей на чертеже по-
верхность требуемой шерохова-
тости
Перекрещивание в двух на-
правлениях наклонно к линии,
изображающей на чертеже по-
верхность требуемой шерохова-
тости
Различные направления по
отношению к линии, изображаю-
щей на чертеже поверхность
требуемой шероховатости
Кру сообразное
V77777777,
Радиальное
'77/777777,
Приблизительно кругообраз-
но по отношению к центру по-
верхности требуемой шерохова-
тости
Приблизительно радиальное
по отношению к центру поверх-
ности требуемой шероховатости
229
указывается количественная характеристика шероховатости и до
полнительно — качественная.
ГОСТ 2.309—73 предусматривает три знака для обозначении
шероховатости поверхности. Знаком]/^ обозначают шероховатое!к
поверхности, метод обработки которой не оговаривается конструк
тором. Этот способ обозначения предпочтителен. Знаком обозп i
чают шероховатость поверхности, которая должна быть образован t
удалением материала (точением, фрезерованием, шлифованием,
травлением и др.). Знаком^/ обозначают шероховатость поверхпо
ста, полученной при обработке без удаления слоя материала (лип.
ем, объемной штамповкой, прокатыванием, прессованием, волоче-
нием и др.), а также поверхности в состоянии поставки.
Требования к шероховатости поверхности должны устанавлп
ваться путем указания числового значения (наибольшего, номп
нального или диапазона значений параметра, параметров) и базо-
вой длины измерения, без которой невозможно нормировать требо-
вания к шероховатости поверхности.
Табл. 7.10. Предельные значения Ла, Rz, Rmm и базовые длины измерения
Ra, мкм	Rz, «max. мкм	|	Базовая длина /, мм
0,и06...0,02	0,025...0,1	0,08
Свыше 0,02 до 0,32	Свыше 0,1 до 1,6	0,25
Свыше 0,32 до 2,5	Свыше 1,6 до 10	0,8
Свыше 2,5 до 10	Свыше 10 до 40	2,5
Свыше 10 до 80	Свыше 40 до 320	8
Свыше 80 до 100	Свыше 320 до 1600	25
Базовую длину измерения можно не указывать лишь в тех слу-
чаях, когда шероховатость нормируется только параметрами Ra
или Rz, а базовая длина выбрана по ГОСТ 2789—73 (табл. 7.10).
Числовые значения параметров выбираются по табл. 7.7 и ука-
зываются над знаком шероховатости (рис. 7.5).
Рис. 7.5. Структурная схема обозначений
шероховатости поверхности:
1 — параметры шероховатости; 2 — знак; 3 —
вид обработки поверхности и (или) дополни-
тельные указания; 4 — полка знака; 5 — базо-
вая длина по ГОСТ 2789—73; 6 — условное
обозначение направления неровностей
Параметры шероховатости,
кроме тех, которые выражены
в процентах, должны простав-
ляться в микрометрах.
Величина Ra указывается
числовым значением без сим-
вола, например, 0,32; парамет-
ры Rz, Rmax, Sm и другие
с соответствующими символа-
ми, например: /?zl,25; Ягоахб,3;
£5о70; S0,063; SJn0,25. В количе-
ственном обозначении шерохо-
ватости поверхности указыва-
ются наибольшие параметры
Ra и Rz.
230
I гл и необходимо указать диапазон значений параметра шерохо-
и unci и, более грубая шероховатость указывается в верхней строке,
ИпПрнмср:
1,00	0,080	0,08
0,63 Rz 0,032 2?max 0,032
Для весьма ответственных деталей указывается номинальное
hifi'ieiiHC параметра шероховатости с предельными отклонениями,
шншнмер: 0,8±0,25 %; Rz 63— ю %', Sm 0,5+20 % и др.
1‘слп необходимо указание двух или более параметров, их зна-
чения записываются сверху вниз в следующем порядке: высота
0,08
Sm 0,65
Ofi
isoeot^
Полировать
Шабрить
0,52 Г
М
77777777777,
W77W//77777,

Рис. 7.6. Обозначения шероховатости поверхности
Профиля, шаг профиля, относительная опорная длина профиля.
Пусть, например, шероховатость ограничивается значением Ra не
более 0,08 мкм и значениями Sm 0,63...0,4 мкм на базовой длине
(1,8 мм и относительной опорной длиной профиля fy?=80±10 % на
уровне сечения профиля р=50 % и базовой длине 0,25 мм. Тогда
VIH параметры будут записаны так, как указано на рис. 7.6.
При необходимости указывается направление неровности (см.
Тибл. 7.9). Если вид обработки поверхности является единствен-
ным для получения требуемого качества поверхности, рядом с ней
производится соответствующая запись.
7.3.4.	Правила нанесения обозначений
шероховатости поверхности на чертежах
Обозначения шероховатости производятся в соответствии с
ГОСТ 2.309—73 и СТ СЭВ 1632—79. Если поверхности детали имеют
одинаковую шероховатость, в правом верхнем углу чертежа нано-
(II гея обозначение шероховатости. При различной шероховатости
поверхностей на каждой части поверхности наносят обозначение
соответствующей шероховатости (рис. 7.7, а), причем располагают
его на линиях контура, выносных линиях или на полках линий-вы-
носок (рис. 7.7, б). Для обозначения шероховатости большинства
поверхностей детали в правом верхнем углу чертежа ставится знак
(V). Это означает, что все остальные поверхности, кроме обозна-
ченных на чертеже знаками шероховатости, имеют шероховатость,
указанную перед скобкой (рис. 7.7, в). Если шероховатость поверх-
ности различна на отдельных участках, эти участки разграничивают
сплошной тонкой линией и обозначают шероховатость на каждом
231
участке (исключение составляет заштрихованный участок)
(рис. 7.7,г). Обозначение шероховатости рабочих поверхностей зуб
чатых колес, эвольвентных шлицев, если на чертеже не приведен их
профиль, условно наносят на линии делительной поверхносш

Рис. 7.7. Обозначение шероховатости на поверхности деталей
(рис. 7.7,5). Обозначение шероховатости поверхности профиля
резьбы наносят по общим правилам или условно на выносной линии
(рис. 7.7, е).
Если шероховатости поверхностей, образующих контур, должны
быть одинаковыми, обозначение шероховатости наносят один раз
с надписью «По контуру» (рис. 7.7, ж).
Если на чертеже обозначения шероховатости отсутствуют, она
не нормируется. На чертежах деталей, у которых для части поверх-
232
233
--;--------------------------,------- Продолжение
I I 3	4 I | 6 |	7j ~
30...500мм и 12-го квалитета
0 6...80 мм. Отверстия 8-го
квалитета 0 360...500 мм и
10...11-го квалитетов 0 10...
120 мм
2
2
&
7,6
Z5/
016
1.0 /	1,0


Шлифование предварительное,
чистовое зенкерование и строгание. "°веР™ Р зубчатых ко-
протягивание; фрезерование тонкое, ^Хов низкой точности,
V ное°,С шабрений™ "^^“'привалочные плоскости кср-
Тонкое обтачивание, шлифование
предварительное, тонкое растачи-
вание, строгание и фрезерование;
уук,	,	7257 зенкерование чистовое, развертыва-
W	ние нормальное, внутреннее шли-
* фование предварительное, плоское
шлифование
		0//		
Pt//	ргз/	0,63/	0,63/	0,6//
Яг//	Rz2/	0,6/	0,5/	
	Ц/	0//		
Тонкое обтачивание, растачива-
ние, развертывание, - ~~'лг.Яние:
чистовое шлифование
ние, притирка грубая,
фование чистовое
		0,32.
	РЛ?5/	0,25.
		0,20
ого//	020/	0,16.
R//		0,125.
М5/	Rz0fi7	0,10.
Тонкое обтачивание, шлифование,
растачивание; притирка грубая и
средняя, развертывание тонкое,
протягивание внутреннее или шли-
фование тонкое
и строгание;
и протягива-
плоское шли-
пусных деталей, присоеди-
нительные плоскости крышек,
фланцев. Шейки валов 7-го
квалитета 0 80...500мми Ю-го
квалитета 0 3...30 мм. Отверс-
тия 6...7-го квалитетов
0180...500 мм и 8-го квалитета
0 18...300мм, ll-ro квалитета
0 1...10 мм
Поверхности отверстий и ва-
лов под неподвижные посадки,
трущиеся поверхности малона-
груженных деталей, рабочие
поверхности дисков трения; по-
верхности резьбы ходовых вин-
тов, посадочные места под под-
шипники качения, шейки валов
7-го квалитета 0 120...500 мм и
8-го квалитета 0 6...80 мм, от-
верстия 6-го квалитета 0 50...
500 мм, 7-го квалитета
0Ю...18О мм, 8...9-го квали-
тетов 0 1...18мм, привалочные
плоскости ьсрзусвых
в
отверстия под конические штиф-
ты, рабочие поверхности шки-
вов
Посадочные поверхности 7-го
квалитета с длительным сохране-
нием заданной посадки. Поверх-
ности штоков и шеек валов под
уплотнения. Шейки валов 6-го
квалитета 0 30...500 мм, 7-го
квалитета 0 10...120 мм. От-
верстия 6-го квалитета 0 3...50
мм, 7-го квалитета 0 10... 100
мм
Трущиеся поверхности силь-
но нагруженных деталей, што-
ки и шейки валов под уплот-
нением, штурвалы, ручки, цап-
фы валов и шпинделей, скалки
иасосов и т. д. Цилиндры, ра-
ботающие с поршневыми коль-
цами
Тонкое шлифование, притирка,
развертывание, чистовое внутреннее
шлифювание, притирка средняя и
тонкая
Поверхности, работающие на
трение, от износа которых за-
висит точность работы меха-
низмов
ностей шероховатость не нормируется, выносить обозначения пт
роховатости в правый угол чертежа нельзя.
В табл. 7.11 приведены рекомендации по выбору шероховатое in
для типовых поверхностей деталей машин.
7.4.	ДОПУСКИ ФОРМЫ
И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ
7.4.1.	Влияние отклонений формы
и расположения поверхностей
на качество деталей машин и надежность их работы
С 1 января 1980 г. введены в действие стандарты на допуски
формы и расположения поверхностей: СТ СЭВ 301—76 «Основные
термины и определения»; СТ СЭВ 368—76 «Указание на чертежах»
и СТ СЭВ 636—77 «Числовые значения допусков формы и располо-
жения поверхностей».
Отклонения формы и расположения поверхностей уменьшают
контактную жесткость деталей, изменяют выбранный характер по
садки, вызывают кромочные давления, пластические деформации,
выдавливание смазки и в связи с этим увеличение сил трения и
местный износ. Возрастает опасность заедания трущихся поверхно
стей. Отклонения формы и расположения поверхностей являются
одной из важных причин неправильного распределения нагрузки
вдоль контактных линий в зубчатых зацеплениях. Торцовое биение
заплечиков для подшипников качения валов и стаканов, а также
неперпендикулярность торцов бобышек корпуса к оси отверстия для
подшипников вызывают перекос колец подшипников. Несоосность
посадочных отверстий является причиной возникновения кромочных
давлений в роликоподшипниках. Перекосы нарушают герметичность
соединений. Иногда отклонения вызывают неравномерность хода,
дополнительные динамические нагрузки и понижение кинематиче-
ской точности, например, в зубчатых передачах. Неточности распо-
ложения осей отверстий или осей п базовых поверхностей оказы-
вают существенное влияние на взаимозаменяемость, поэтому необ-
ходимо ограничивать неточности формы и расположения поверх-
ностей.
7.4.2.	Числовые значения допусков формы
и расположения поверхностей
Стандартом СЭВ 636—77 установлено 16 степеней точности в
порядке понижения точности. Числовые значения допусков формы
и расположен™ приведены в табл. 7.12 и 7.13.
В зависимости от соотношения между допуском размера и допу-
ском формы и расположения установлены уровни относительной
геометрической точности: Д — нормальная относительная геометри-
ческая точность. Допуски формы и расположения в среднем состав-
236
fii б л. 7.12. Допуски параллельности, перпендикулярности, наклона,
1н||Ц>нюго биения, полного торцового биения, плоскостности и прямолинейности
Отклонения		Интервалы размеров, мм							
нй рилдельности, пвригндик улярно- |'1н, наклона, fnpiioHoro биения И полного торцо- миго биения	плоскост- ности и прямоли- нейности	ДО 10	Свыше 10 до 16	свыше 16 до 25	свыше 25 до 40	свыше 40 до 63	свыше 63 до 100	свыше 100 до 160	свыше 160 до 250
степень точности		допуски	мкм; с	|3-й втепени точности—			мм		
		1	0,25	0,3	0,4	0,5	0,6	0,8	1,0	1,2
1	2	0,4	0,5	0,6	0,8	1,0	1,2	1,6	2
2	3	0,6	0,8	1,0	1.2	1,6	2	2,5	3
3	4	1	1,2	1,6	2	2,5	3	4	5
4	5	1,6	2	2,5	3	4	5	6	8
5	6	1,5	3	4	5	6	8	10	12
6	7	4	5	6	8	10	12	16	20
7	8	6	8	10	12	16	20	25	30
8	9	10	12	16	20	25	30	40	50
9	10	16	20	25	30	40	50	60	8Й
10	11	25	30	40	50	60	80	100	120
11	12	40	50	60	80	100	120	160	200
12	——	60	80	100	120	160	200	250	300
—	13	0,06	0,08	0,1	0,12	0,16	0,2	0,25	0,3
13	14	0,1	0,12	0,16	0,2	0,25	0,3	0,4	0,5
14	15	0,16	0,2	0,25	0,3	0,4	0,5	0,6	0,8
15	16	0,25	0,3	0,4	0,5	0,6	0,8	1	1,2
16	—	0,4	0,5	0,6	0,8	1	1,2	1,6	2
ляют 60 % от допуска размера; В — повышенная относительная
геометрическая точность. Допуски формы и расположения в сред-
нем составляют 40 % от допуска размера; С — высокая относитель-
ная геометрическая точность. Допуски формы и расположения в
среднем составляют 25 % от допуска размера.
Для цилиндричности, круглости и профиля продольного сечения
относительная геометрическая точность А, В, С составляет соответ-
ственно 30, 20 и 15 % от допуска размера. Это объясняется тем, что
допуск указанных отклонений формы ограничивает отклонение ра-
диуса, а допуск размера относится к диаметру поверхности.
С уменьшением допусков себестоимость изготовления деталей суще-
ственно возрастает. Поэтому конструктор должен принять наиболь-
. ший допуск, который обеспечивает необходимое качество деталей,
’ узлов и машин в целом.
Различают зависимый и независимый допуски формы и располо-
жения. Зависимым называется переменный допуск расположения.
На чертежах указывают его минимальное значение, и он может
быть превышен па величину предельного отклонения вала или от-
верстия.
Зависимые допуски назначаются на детали в тех случаях, ко-
гда необходимо обеспечить сборку деталей, сопрягаемых по не-
скольким поверхностям с соблюдением заданных зазоров или натя-
237
Табл. 7.13. Допуски соосности, симметричности и пересечения осей в диаметральном выражении, допуски радиального биения и полного радиального биения, допуски соосности, симметричности и пересечения осей в радиусном выражении, допуски нилиндричиостн, круглости и профиля продольного сечения	Степени точности	91 | 31 | Я | £1 | 31 | 11 | 01 |	6 | 8 | Z | 9 | S |	* |	£ |	3 | I	допуски	1	мкм	|	мм
	Отклонения	цилиндричнос- ти, круглости, профиля про- дольного се- чения		интервалы размеров, мм
			соосности, симметричнос- ти и пересече- ния осей в ра- диусном выра- жении	
		соосности, симметричнос- ти и пересече- ния осей в диа- метральном выражении, • радиального биения и пол- ного радиаль- ного биения		
со о	о	1О о"	со о	00 о		СЧ	со	СЧ	1Л СЧ	СО
СЧ о	Ю СЧ o’	со о	о”	Ю о”	со о	00 о		СЧ"	со	СЧ
СЧ «• о	СО о*	СЧ. о*	ю СЧ" о’	СО о"	о”	1Л о	со о	X о*		СЧ"
8	*-»	СЧ	со	СЧ"	н?	со		ю	СО"	X
о"	сГ	о”	о"	о	о	о	о	со	о”	о
8 8	8 О	о . 00 о ю	8 8	о СЧ о 00	091 00	8 СЧ о СЧ	60 250	8 О о	о м* 2	§ 8
8		Q СО	§	3	О со	8	О о	СЧ о СЧ	СЧ 8	СО 8
СЧ	£	о СЧ	LQ СЧ	8	о	8	о со	§	о	СЧ §
00	р	СЧ	СО	8	to СЧ	8	о	8	§	о X
ю	со	00	о	СЧ	со	8	ю СЧ	8	о	8
СО		ю	со	00	о	СЧ	со	О СЧ	ю СЧ	8
СЧ	1Я СЧ	со		ю	со	X	о	СЧ	со	8
СЧ	со	СЧ	ю сч"	СО		ю	со	X	g	СЧ
X о	—	°i	СО	СЧ	in СЧ	СО		ю	со	X
1О о	со о*	X о		СЧ	со	СЧ	1Л СЧ	СО		ю
со о	о	ю о	СО" о	00" о”		СЧ	со	СЧ	to СЧ	X
§ со со 3 о 3		ыше 10 18 ыше 18	Q СО	8 8 hl	о СЧ	8 as з04	ыше 250 400	8 S8	3 §§ з ~	
О а о 4uS		И о сс и Su	о Ш Q д ЙО So		QfflOMQ«Q«Q si О ^О exo	Е(					

co
о
g со	2	X	о о 8 8 £ &
§ 3	0) а® 3	(U э 2	о <и о о о о 3g 32 sig а 31Л 3- Зм 3
<а о	° О	о о	в о и О и о в
и-	О к*	О со	О чи gu go
° §
8§8g§
*3^3-
SdSog
«	2	2	g	g	2
Щ	JJ	Щ	Щ	4)	O> о
«	а	а	а	з	a	a^
o	а	з	з	з	зо
во®хо?о®овсч®о
4 uSoSOmoSo^Og
238
inti Примером может служить сопряжение ступенчатых валов и
in улик при выполнении условия взаимозаменяемости. Допуск, опре-
деляемый только условиями правильной работы детали или узла и
не hi висящий от действительных отклонений размеров поверхно-
। left, называется независимым допуском расположения. Например,
допуск перпендикулярности или соосности посадочных мест под
подшипники качения в корпусах редукторов, коробок передач
и др
Допуски формы и расположения поверхностей указываются в
случае, когда по функциональным и технологическим причинам не-
обходимо их назначение. Если предельные отклонения формы и
расположения поверхностей не оговорены, они ограничены полем
допуска на размер соответствующих поверхностей. Реальные откло-
нения чаще всего представляют сумму отклонений формы и распо-
ложения, например радиальное и торцовое биения.
7.4.3.	Указание на чертежах допусков формы
и расположения поверхностей
Допуски формы и расположения указываются на чертежах
условными обозначениями. Виды таких допусков обозначаются на
чертеже знаками, приведенными в табл. 7.14.
Знак и числовое значение допуска или обозначение базы вписы-
вают в рамку, разделенную на два или три поля, слева направо: в
первом поле приводят знак допуска, во втором — числовое значе-
ние допуска (в мм), принимаемое по табл. 7.12...7.13 (рис. 7.8, а),
в третьем — буквенное обозначение базы или другой поверхности,
если это необходимо (рис. 7.8, б). Рамку соединяют с линией конту-
ра нормируемой поверхности или с ее продолжением линией со
стрелкой (рис. 7.8, в).
Если допуск относится к оси или плоскости симметрии опреде-
ленного элемента, конец соединительной линии должен совпадать
с продолжением размерной линии (рис. 7.8, а). Если допуск отно-
сится к общей оси или плоскости симметрии и из чертежа ясно, для
каких элементов данная ось (плоскость) является общей, соедини-
тельную линию приводят к общей оси (рис. 7.8, д). Если допуск от-
носится к ограниченному участку длины или поверхности, этот уча-
сток длины указывают после значения отклонения через раздели-
тельную наклонную линию (рис. 7.8, а). Если необходимо указать
для одного элемента два разных вида допуска, рамки объединяются
(рис. 7.8, ж).
Повторяющиеся виды допусков, обозначаемые одним символом,
имеющие то же числовое значение и относящиеся к одним базам,
указывают один раз в рамке, от которой отходит одна соединитель-
ная линия, ’разветвляемая ко всем нормируемым элементам
(рис. 7.8, з).
Базы обозначают зачерненным равносторонним треугольником,
основание которого располагается на контуре (рис. 7.8, е, ж) или
239
Табл. 7.14. Виды допусков формы и расположения
	Знак по
Группа допусков	Допуск			——	 ГОСТ 2.308—68 | СТ СЭВ 368—76
Допуски формы Прямолинейности
	Плоскостности	/ /	—f Круглости	О	О Цилиндричности Профиля продольного се-		 чения
Допуски распо- ложения	Параллельности	// Перпендикулярности	| Наклона Соосности	1— Симметричности	•	— “ Позиционный*	’ { Пересечения осей
Суммарные до- пуски формы и расположения	Радиального биения	-	Jf Торцового биения	* ~ Биения в заданном направ-	f	ц лении	< Полного радиального	бие-	4	j НИЯ	Z-Z Полного торцового биения Формы заданного профиля • Формы заданной поверх-	Г~\ поста
* Позиционным отклонением называется смещение от номинального располо-
жения элемента, точки линии, плоскости.
240
выносной линии от контура базового элемента (рис. 7.8, з). Если
базовый элемент соединять с рамкой неудобно, базу обозначают
прописной буквой в третьей части рамки, которую соединяют вы-
носной линией с зачерненным треугольником. Если базой является
Рис. 7.8. Обозначения неточностей формы н расположения поверхностей на чер-
тежах
общая ось или плоскость сумметрии, треугольник располагают на
общей оси (рис. 7.8, и). Если элемент не является базовым, вместо
ичерненного треугольника ставят стрелку (рис. 7.8, к). Зависимые
допуски формы или расположения обозначают буквой М (в круж-
ке) и указывают рядом со значением допуска (рис. 7.8, л).
В табл. 7.15 приведены примеры обозначения допусков формы
и расположения поверхностей на чертежах.
241
Табл. 7.15. Примеры обозначения допусков формы
и расположения поверхностей по СТ СЭВ 368—76
Вид допуска	Пример обозначения			Вид допуска	Пример обозначения
1	2			3	4
Допуск плос- костности Допуск пря- молинейности	г2	1				
					
					Жг|//	I wq* i
Допуск ци-
линдричности
Допуск пер-
пендикулярнос-
ти
Допуск па-
раллельности
Допуск круг-
лости
Допуск про-
филя продоль-
ного сечения
Допуск соос-
ности
Допуск сим-
метричности

242
Окончание
Допуск бие-
ния
Допуск пере-
сечения осей
7.5.	ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
В машиностроении наибольшее применение получили соедине-
ния с призматическими и сегментными шпонками. Размеры призма-
тических шпонок и шпоночных пазов, предельные отклонения при-
зматических шпонок исполнений 1, 2 и 3 по ширине и высоте уста-
новлены ГОСТ 23360—78.
Выбор посадок призматических шпонок производится в зависи-
мости от характера соединения (свободное, нормальное, плотное)
п вида производства (индивидуальное, серийное, массовое).
На рис. 7.9 показано соединение с призматической шпонкой и
расположение полей допусков па размеры элементов шпоночного
соединения.
Предельные отклонения размеров шпонки по ширине Ь, высоте h
и длине I, а также по ширине пазов вала и втулки должны соответ-
ствовать указаным в табл. 7.16.
Предельное отклонение длины паза должно соответствовать по-
лю 7/15. Принимаются следующие отклонения на размеры (d— Л)
И (d+t2) (рис. 7.9 а):
h	d-ty	d+^2
от 2 до 6	-0,1	+0,1
Свыше 6 до 18	-0,1	+0,2
Свыше 18 до 50	-0,3	+0,3
Табл. 7.16. Предельные отклонения для размеров элементов шпоночного
соединения по ГОСТ 23360—78 (см. рис. 7.9)
Шпонки	По ширине b паза	 вала	|	втулки
11о ширине — Л9
По высоте — ЛИ '	//9
(у шпонки квадратного сечения по Ь9)
Л/9
По длине —Л14
£9
Свободное соединение
£>10
Нормальное соединение
Плотное соединение
Р9
243
I I
Рис. 7.9. Шпоночное соединение:
а, в — размеры сечений и пазов призматической шпонки; б — расположение полей допусков
на ширину шпонки и ширину пазов вала и втулки при свободном, нормальном и плотном
соединениях
Табл. 7.17. Предельные отклонения размеров пазов
Размеры сечений шпонок &ХЛ	Предельные отклонения размеров пазов по ширине при шпоночных соединениях					Глубина паза						
	свободном		нормальном		плотном	на валу			по втулке			
	паз на валу Н9	паз во втулке D10	паз иа валу 7V9	паз во втулке Js g	пазы на валу и во втулке F9	иоминаль-1	g К	предель- ное откло- нение	номиналь- ная	н 0. с а С С	о ч X ь (С 4J с Я	эинэн
2 x 2	+0,025	+0,060	—0,004	+0,012	—0,006	1,2	+0,1	1,0	+0,1 3 X 3	+0,020	—0,029	—0,012	—0,031	1,8	1,4 4 x 4	+0,030	+0,078	—0,030	+0,015	—0,012	2,5	1,8 5 x 5	+0,030	—0,015	—0,042	3,0	2,3 6X6	3,5	2,8 8 x 7	-+0,036	+0,098	+0,018	—0,015	4,0	+0,2	3,0	+0	2 10 X 8	+0,040	—0,036	—0,018	—0,051	5,0	3,3 12 X 8	+0,043	+0,120	—0,043	+0,021	—0,018	5,0	3,3 14X9	+0,050	—0,021 —0,061 5,5	3,8 16X10	6,0	4,3 18X11	7,0	4,4 20X12 +0,052 +0,149 —0,052 +0,026	—0,022	7,5	4,9 22X14	+0,065	—0,026	—0,074	9,0	5,4 25X14	•	9,0	5,4 28X16	10,0	6,4 32x18 +0,062 +0,180 —0,062 +0,031 —0,026 11,0	7,4 36X20	+ 0,080	—0,031 —0,088 12,0 + 0,3 8,4	4 0,3 40X 22	13,0	9,4 45x25	15,0	10,4 50x28	17,0	11,4												
244
В табл. 7.17 приведены предельные отклонения размеров пазов
по ширине Ь, а также размеров t\ и t2 (рис. 7.9, а) для часто при-
меняемых размеров сечений шпонок.
Пример. Подобрать призматическую шпонку исполнения 1 для вала диамет-
ром d=50 мм. Длина шпонки 1—80 мм. Соединение свободное. Определить пре-
дельные отклонения всех элементов соединения и построить расположение полей
допусков.
По ГОСТ 23360—78 принимаем 6=16 мм, 6 = 10 мм, /|=6 мм, /2=4,3 мм
(d—б) =44 мм, (d-H2) =54,3 мм.
По ГОСТ 23360—78 (табл. 7.16, 7.17) и СТ СЭВ 144—75 принимаем отклоне-
ния: по ширине шпонки 1669 — 16 — 0,043 мм; по ширине паза вала 167/9 =
+0,120
= 1б+°1043 мм; по ширине паза втулки 16010= |б+0,050 мм; по высоте шпонки
10611 = 10 — 0,110 мм; по длине шпонки I — 80614 = 80 — 0,870 мм; по длине
паза /1 = 80Н15 = 80+1,4 мм; по глубине паза па валу t\ = б’*’0,2 мм; по глу-
бине паза во втулке /2 = 4,з+0’2 мм-
Поля допусков показаны па рис. 7.10. Прочность шпоночного
соединения зависит не только от материалов шпонки и парной де-
тали, характера передаваемой нагрузки, но также от точности
/И)
--------
Рис. 7.10. Посадки приз-
матической шпонкн в сту-
пице и валике
шпонки и пазов. При перекосах и смещениях возникают кромочные
давления, резко понижающие несущую способность соединения и
затрудняющие сборку. В связи с этим перекосы и смещения должны
ограничиваться.
Рекомендуемые допуски на перекос (на длине паза) и несиммет-
ричность (смещение) шпоночных пазов в отверстии и на валу, пе-
рекос (на длине паза) 6п=0,5 бш; смещение бс = 2бш при одной
шпонке и 6с = 0,5бш при двух шпонках, где 6Ш — допуск на ширину
паза в валике или втулке (табл. 7.17). Например, при 6=10 мм
245
1
посадка в паз втулки Z)10//i9, в паз вала Н§]№. По табл. 7.17 пре-
дельные отклонения паза во втулке составляют +0,098 и +0,040
(допуск 0,058), паза на валу — 0,036. Допускаемые отклонения на
перекос и смещение, проставляемые на чертежах, мм: а) на чертеже
втулки: перекос шпоночного паза относительно оси втулки на длине
паза бп=0,56ш=0,5-0,058=0,029; смещение шпоночного паза отно-
сительно оси втулки бс = 2б1п=2-0,058 = 0,116; б) на чертеже вала:
бп=0,5 • 0,036 = 0,018; бе=2 • 0,036=0,072.
7.6.	ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
7.6.1.	Область применения
Различают подвижные (в осевом направлении) и неподвижные
шлицевые соединения.
Шлицевые соединения с эвольвентным профилем зубьев по срав-
нению с прямобочными соединениями имеют большую несущую
способность и усталостную прочность, обеспечивают лучшее центри-
рование и направление деталей, перемещаемых вдоль валов, могут
самоустанавливаться под нагрузкой, имеют большую износостой-
кость. Эти соединения являются единственно целесообразными для
передач коробок скоростей с подвижными косозубыми колесами.
Легче обеспечиваются необходимые зазоры в соединении. Изготов-
ление эвольвентных соединений высокой точности проще и дешевле,
чем прямобочных соединений.
Эвольвентные соединения перспективны особенно для тяжелых
нагрузок.
С 1 января 1980 г. введен в действие СТ СЭВ 268—76 «Соедине-
ния шлицевые эвольвентные с углом профиля 30°. Исходный контур
и форма зубьев»; СТ СЭВ 269—76 «Соединения шлицевые эволь-
вентные с углом профиля а=30°. Номинальные диаметры, модули и
число зубьев»; СТ СЭВ 259—76 «Соединения шлицевые эвольвент-
ные с углом профиля а=30°. Допуски и посадки».
7.6.2.	Прямобочные шлицевые соединения
Размеры прямобочных соединений общего назначения регламен-
тированы СТ СЭВ 188—75. Этот стандарт устанавливает число
зубьев и номинальные размеры соединений легкой, средней и тяже-
лой серий и три способа центрирования: по внутреннему (d) и на-
ружному (D) диаметрам и боковым сторонам b (рис. 7.11).
При центрировании по внутреннему диаметру валы изготовля-
ются в исполнении А и С (рис. 7.11), при центрировании по боковым
сторонам и* наружному диаметру валы изготовляются в испол-
нении В.
Центрирование по D и d применяется для передачи крутящего
момента в устройствах, нагруженных радиальными силами. Выбор
центрирования по D или d обусловлен конструктивными и техноло-
гическими соображениями.
246
При центрировании по внутреннему диаметру с целью повыше-
ния нагрузочной способности и износостойкости валы и втулки
можно обрабатывать термическим способом (цементировать, азоти-
ровать, закаливать с нагревом ТВЧ) до твердости HRC 54...60. Вы-
сокая точность центрирования достигается шлифованием посадоч-
ных поверхностей валов и втулок. Этот вид центрирования целесо-
Рас. 7.1/. Виды исполнения и способы центрирования прямобочных соединений:
а — основные размеры и виды исполнения шлицевых валов; б — центрирование по d; в —
центрирование по D; г — центрирование по b
образно применять в подвижных,соединениях при длинных валах,
например для блоков зубчатых колес в коробках скоростей. Не-
смотря на сравнительно высокую стоимость, центрирование по d
широко применяется во всех отраслях машиностроения.
Центрирование по наружному диаметру является более простым
и экономичным, но менее точным и находит широкое применение.
Вал шлифуется по диаметру D, втулка закаливается до твердости
не более НВ 350 с тем, чтобы после термообработки можно было
247
калибровать шлицы протяжкой. Если после цементации и закалки
зубьев колеса или поверхностной закалки либо улучшения зубьев
не требуется последующего шлифования центрирующей поверхно-
сти отверстия, целесообразно применять центрирование по D.
Центрирование по боковым сторонам применяется сравнительно
редко. Гарантированные зазоры по D и d при центрировании по
b обеспечивают лучшую самоустановку вала и втулки, а поэтому
гарантируют более равномерное распределение нагрузки по высоте
зубьев и, следовательно, повышенную прочность соединения.
В связи с этим центрирование по b применяется при передаче
больших непостоянных крутящих моментов переменного направле-
ния при отсутствии радиальных нагрузок, когда точность центри-
рования не имеет определяющего значения, например карданные
сочленения в автомобилях.
7.6.3.	Допуски и посадки прямобочных
шлицевых соединений
Посадки и предельные отклонения размеров регламентированы
СТ СЭВ 187—75.
В табл. 7.18 приведены рекомендуемые посадки валов и втулок
при центрировании по d, D и Ь. При центрировании по d и D посад-
ки назначаются по центрирующему элементу и боковым сторонам,
при центрировании по b посадка осуществляется только по центри-
рующему элементу. При этом по d и D предусматриваются сравни-
тельно большие зазоры. Поля допусков нецентрирующих элементов
назначаются по табл. 7.19.
Перед выбором посадки необходимо принять приемлемый для
данных условий работы соединения способ центрирования, а затем
по табл. 7.18 назначить посадку.
Для неподвижного соединения, нагруженного значительными
ударными нагрузками, при редкой разборке можно принять центри-
рование по d и выбрать посадку Н7]п£> по центрирующему элементу
и посадку f8//s7 по ширине шлицев.
В случае частой разборки и работе при сравнительно небольших
нагрузках можно принять центрирование по d, но выбрать посадку,
обеспечивающую несколько увеличенные зазоры, например 7/7//s6,
для центрирующего элемента (табл. 7.18) и посадку FT/hl по ши-
рине шлицев. Для подвижных соединений при центрировании по D
можно принять посадку Н7Ц7 для центрирующего элемента и по-
садку Г8//7 по ширине шлицев.
Для выбора наиболее подходящего характера посадки (с зазо-
ром, натягом или переходной) рекомендуется построить поля допу-
сков для двух-трех вариантов посадок.
Правила выполнения чертежей шлицевых соединений регламен-
тированы СТ СЭВ 650—77. Нанесение обозначений шлицевых со-
единений на чертежах предусмотрено СТ СЭВ 187—75.
В обозначении соединения последовательно указываются: буква,
обозначающая поверхность центрирования; число зубьев 2; номи-
нальные размеры dt D и b соединения вала и втулки; обозначение
248
Табл. 7.18. Рекомендуемые посадки валов и втулок
Центрирование по внутреннему диаметру
Посадки центрирующего диаметра d___________
Поле допуска втулки	Основное отклонение вала					
	е	f	g	h	is	n
Н6			Н6 gb		/s 5	
Н7	Н7	Н7	Н7	Н7 Н7	H7 H7	П7
	е8	f7	g6	h6 'h.7	is6’ is7	n6
Н8	Н8 1 Н8 \ е8 \ е9 /					
Посадки по ширине Ь
Поле до- пуска втулки			Основное отклонение вала				
	d	e	1	g	ft	is	k
F8	F8 d8		F8 F8 f7 1 fS		F8_F8_ F8^ h7 ’ h8' h9	F8 k7	
Н8					H8 HSJHfiX h7 ' h8\ he)	H8 Is7	
т	D9 d9	D9 e8	D9 D9 D9 [7 ’ [8’ [9		D9 D9 Л8’ ft9	D9 V	D9 k7
D10	DIO J9						
F10	F10 dS	F10 e8	F10 F10 F10 f7 ’ f8 ’ f9		F10 F10 F10 h7 ’ h8 ’ h9	F10 is7	F10 k7
Js 10	Js 10 dlO						
Центрирование по наружному диаметру
Посадки центрирующего диаметра D
Поле допуска втулки	Основное отклонение вала					
	е	f	S	ft	is	п
Н7	•	Н7 Г7	Н7 gG	Н7 h6	Н7	П7 пб
Н8	Н8 е8			Н8 h7		
249
Окончание
Посадки по ширине b
Поле допуска втулки	Основное отклонение вала					
	d	е	7	g	h	is
F8	d9)	F8 е8	F8 F8 /7 ; /8		F8 F8 h6’ h8	F8 is7
D9	D9 <79	D9 е8	09 /7		D9 h8	D9
F10		НО е9	НО /7		HO Л9	
Js 10	/s >0 <710					
Центрирование по боковым сторонам зубьев
Посадки по ширине Ь
Поле до- пуска втулки	Основное отклонение вала						
	d	e	t	&	h	/s	A
F8		F8 e8	F8 fs			F8	
D9	D9 d9	D9 e9	D9 D9 f8 ’ f9		D9 D9 h8 ’ h9	D9 /s 7	D9 k7
DIO	DIO DIO <710 ’ <78				/DIO\ \hio)		
F10	F10 d9	F10 e8	F10 F10 /8 ’/9		F10 F1Q Л8 ’ h9	F10 F	F10 Л7
Jb10	Js10 <79						
Табл. 7.19. Поля допусков иецеитрирукицих элементов
Нецентрирующий диаметр	Способ центрирования	Поле допуска	
		вал*	втулка
d
D
по D или b
по d или Ь
—	НИ
ell	/712
* Диаметр d не меньше диаметра di но СТ СЭВ 188—75.
250
нолей допусков или посадок диаметров и размера Ь, помещаемые
после соответствующих размеров. Допускается не указывать в обо-
шачениях допуски нецентрирующих диаметров.
Рис. 7.12. Пример условного обозначения шли-
цевого соединения, вала и втулки
Пример 1.
1.	d—8x36 /77/е8х40 //12/«11X7JD9//8 (рис. 7.12) —соединение с центри-
рованием по d=36 мм, числом зубьев z=8, наружным диаметром D=40 мм, ши-
риной зуба 6=7 мм; с посадками по центрирующему диаметру 777/е8 и по разме-
ру b D9/f8 (см. табл. 7.18).
Посадка по наружному
диаметру /712/вН принята по
данным табл. 7.19.
2.	D — 8 х 36 х 40//8/67Х
X 7/10/69— соединение с цент-
рированием по D=40 мм, чи-
слом зубьев z=8, внутренним
диаметром d=36 мм, шириной
зуба Ь—7 мм, с посадкой по
диаметру центрирования H8/h7
и по размеру b /10/69. Посад-
ка по внутреннему диаметру ие
указывается. На чертеже втул-
ки по этому диаметру указы-
вается допуск //11 (см.
табл. 7.19).
3.	6 — 8X36X40//12/о1 IX
X7D9/6S— соединение с цент-
рированием по 6 = 7 мм, числом
зубьев z=8, внутренним диа-
метром d=36 мм, наружным
диаметром Г>=40 мм, посадкой
по центрирующему элементу
D9/68, посадкой по наружному
диаметру Z/12/all (см.
7.19).
Условные обозначения вту-
лок и валов этих соединений
см. рис. 7.12:
1)	втулок: d-8X36/77X40/712x709, D-8X36X40/78X7/10, 6-8х36х
Х40/712Х7О9; 2) валов: d-8x36e8X40allX7/8, 0-8x36X4067x769, 6-8X
Х36Х4О«Х 1X768.
Пример 2. В коробке скоростей сверлильного станка трехвенцовый блок пе-
ремещается вдоль оси шлицевого вала, длина которого, включая шлицованный
участок, составляет 270 мм. Точность центрирования должна быть достаточно
высокой. По расчетам на смятие и износостойкость (ГОСТ 21425—75) получены
размеры соединения zXdxOx6 = 8 x 32X 36X 6.
Выбрать способ центрирования, определить допуски и предельные размеры
всех элементов соединения, построить схемы расположения полей допусков.
Решение. Исходя из необходимости повышенной точности, высокой изно-
состойкости, термообработки и шлифования посадочных поверхностей принимаем
центрирование по внутреннему диаметру. Посадки выбираем по табл. 7.18: для
размера d — H7/f7; для размера 6 — /8/(7; для размера D — /712/а11
(см. табл. 7.19).
Обозначение соединения d—8x32/77/(7x36/712/nl 1Хб/8/(7. По табл. 7.5 и
7.4 принимаем предельные отклонения:
32/77 = 32+°’25; 32/7 = 32Zj$|5;
6/7 = 6Zg$2: б/8 = б^;“5.
251
По СТ СЭВ 144—75 принимаем отклонения:
36//12 = Зб+0'25; 36а! 1 = 36П°;®'.
Расположение полей допусков и сборочный чертеж соединения показаны па
рис. 7.13.
Для размера d Для размера Ь Для размера!)
У-Ь-ОДЮ
Рис. 7.13. Сборочный чертеж шлицевого соединения и расположение полей до-
пусков
7.7.	ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
7.7.1.	Основные положения и рекомендации
Установлено пять классов точности подшипников, обозначаемых
в порядке повышения точности 0; 6; 5; 4; 2. Для механизмов общего
назначения, как правило, применяется класс 0. Применение более
высоких классов точности должно быть обосновано.
Неточности присоединительных размеров, отклонения от геомет-
рической формы и расположения поверхностей, шероховатость по-
садочных поверхностей вала и отверстия корпуса, а также характер
посадки колец в«пияют на величину зазоров в радиальных подшип-
никах, а следовательно, на долговечность и точность работы под-
шипников и узлов в целом.
При назначении посадки следует учитывать: условия нагруже-
ния колец (местное, циркуляционное, колебательное), режим рабо-
ты (легкий, нормальный, тяжелый), величину и направление дей-
252
। шующих нагрузок, тип и размеры подшипника, частоту вращения,
। иособ монтажа и метод регулировки радиальных и осевых зазоров,
условия эксплуатации, прочность и жесткость корпусов и материа-
1Ы, из которых они изготовлены, требования к точности, самоуста-
пппке и к характеру опоры (фиксированная или плавающая).
Рис. 7.14. Виды нагружения колец:
Л1 — местное; Ц — циркуляционное; К — колебательное; а — местное нагружение на внут-
реннем кольце и циркуляционное на наружном; б — местное нагружение на наружном
кольце и циркуляционное на внутреннем; в — эпюра местного нагружения; г — эпюра цир-
куляционного нагружения; дл— местное нагружение внутреннего кольца; е — циркуляцион-
ное нагружение внутреннего кольца; ж — колебательное нагружение внутреннего кольца;
з — циркуляционное нагружение внутреннего кольца; и — эпюра колебательного нагружения
Режимы работы устанавливаются по расчетной долговечности:
легкий — более 10 000 ч, нормальный 5000...10 000 ч, тяжелый
2500...5000 ч.
При ударных и вибрационных нагрузках посадки для подшип-
ников назначаются как для тяжелого режима работы, независимо
от расчетной долговечности.
Возможные условия нагружения наружного и внутреннего ко-
лец подшипника .сводятся к трем видам.
1.	Нагружение наружного или внутреннего кольца считается
местным (М), если одно из колец неподвижно относительно вектора
радиальной нагрузки Рп', например натяжение цепи, ремня, вес
конструкции и др. (рис. 7.14, а, б). Действие радиальной нагрузки
253
распространяется на ограниченный участок дорожки качения
(рис. 7.14, в) и передается соответствующему ограниченному участ-
ку посадочной поверхности вала или корпуса.
2.	Циркуляционным считается нагружение (Ц), при котором
кольцо воспринимает радиальную нагрузку Рп по всей окружности
дорожки качения и передает ее последовательно всей посадочпон
Классы точности подшипников
Y///X Внутренних колец подшипников
I I валов и отверстий под подшипники
Рис. 7.15. Схема расположения полей допусков колец подшипников качения, ва
лов и отверстий в корпусах под подшипники
поверхности вала или корпуса (рис. 7.14, а, б, г). Такой вид нагру-
жения кольца получается при его вращении относительно вектора
Рп постоянного направления (рис. 7.14, а, б) или, наоборот, при
радиальной нагрузке Рь, вращающейся относительно рассматривае-
мого кольца (рис. 7.14, д, ж). Если нагрузка Рп, не изменяющая
направления,, меньше вращающейся нагрузки Рь, кольца местно
или циркуляционно нагружены в зависимости от схемы приложения
сил. На рис. 7.14, д, ж, и показаны циркуляционное и местное нагру-
жения колец при наличии вращающейся нагрузки Рь.
3.	При колебательном нагружении (К) кольцо воспринимает
равнодействующую Pv двух радиальных нагрузок: Ра постоянного
254
направления и Рв вращающейся (рис. 7.14, ж...и) лишь участком
1/1 окружности дорожки качения и передает ее соответствующему
Ограниченному участку посадочной поверхности вала или корпуса.
Требуемые посадки колец достигаются путем использования
। гандартных полей допусков валов и отверстий по СТ СЭВ 144—75
п сочетании с полями допусков колец подшипников (рис. 7.15).
Кольца подшипников изготовляются с отклонениями, не завися-
щими от посадок,.причем эти отклонения направлены в «минус» от
нулевой линии, что дает возможность получить посадки с неболь-
шим гарантированным натягом, используя для валов поля допусков
переходных посадок (п, т, k, /,). На рис. 7.15 приведены наиболее
употребительные поля допусков валов и отверстий.
В табл. 7.20 приведены предельные отклонения колец.
Предотвращение проворачивания вала в кольце подшипника
исключает возможность развальцовки подшипниковой шейки. При
Табл. 7.20. Предельные отклонения колец подшипников класса
точности 0, мкм
Интервалы диамет- 1Юв подшипников,		Тип подшипника					
		шариковые и роликовые, радиальные и шариковые радиально- упорные	ролико- вые ко- нические	интервалы номиналь- ных диаметров, мм		шариковые и роликовые, радиальные и шариковые радиально- упорные	ролико- вые ко- нические
							
0,6	..2,5	-8		2,5..	.6	—8		
2,5.	..10	—8	—	|>..	.18	—8	—
10	..18	—8	—8	18..	.30	—9	—9
18	..30	— 10	- 10	30..	.50	—11	— 11
30	..50	— 12	— 12	50..	.80	— 13	— 13
50	..80	— 15	— 15	80..	.120	—15	— 15
80	..120	—20	-20	120. .	.150	— 18	— 18
120	..180	-25	—25	150..	.180	—25	-25
180	..250	-30	—30	180..	.250	—30	—30
Та б л.7.21. Рекомендуемые поля допусков валов и отверстий в корпусах
в зависимости от вида нагружения
Вид нагружения кольца	Поля допусков	
	валов	отверстий
	при нагружении колец	
	внутреннего	наружного
Местное	Й6, /ь6, js 5	Н7, Н8, Js 7 Js 6
Циркуляционное	fe6, тб, пб, k5, т5, п5	К7, М7, N7, Кб, MG, NG, Р7
Колебательное	/s 6- 4 5	Js 7> Js 7- < 6
255
выборе посадок колец подшипника на вал и в корпус должно соолю
даться правило: для вращающегося кольца применять посадки
с натягом, а для невращающегося — посадку с зазором. Если оно
выполняется, возможно смещение подшипника в осевом направле
нии, например при тепловой деформации валов, и этим предупре
ждается защемление шариков. Кроме этого, возможно проворачп
вание внешнего кольца в неподвижном корпусе, в связи с чем па
грузка будет восприниматься различными участками дорожек ка-
чения кольца, и в таком случае срок службы подшипника с местным
нагружением повышается. С зазором или незначительным натягом
Табл. 7.22. Рекомендуемые поля допусков валов и отверстий для соединений
с шарикоподшипниками в зависимости от класса их точности
Посадки	Поля допусков валов и от- верстий к подшипникам клас- сов точности		Посадки	Поля допусков валов и отвер- стий к подшипникам классов точности	
	5, 4 и 2-го	0 и 6-го		5, 4 и 2-го	0 и 6-го
С натягом для тонко- стенных корпусов	—	Р7	С зазором	/гб, HG	/гб, Н7 hG, Н8
Переходные	п5, Л'6	пб, N7			
	пг5, Мб	тб, М7		g5, G6	gG, G7
	k5, KG	kG, К7			f7, F8
	ю от 1О И ”•4	6, /9 7			
Табл. 7.23. Рекомендуемые поля допусков валов и отверстия для посадки
радиально-упорных шарико- и роликоподшипников
Вид нагружения колец	Посадки колец	
	регулируемого	нерегулируемого
	на вал	| в корпус	на вал	| в корпус
Циркуляционное	is 5- Is6	Js6 Js 7	n5. tn5	NG, MG
	(нерекомендуемая кон-		k5, nG шб / 6	KG. NG N7, Js7
	струкция узла)		kG, /s 5	Ag
Местное:	•				
кольцо перемещается по	A5. g5	HG, H7		—
посадочной поверхности	hG, gG f7			
кольцо не перемещается	js5, h.5	MG, KG		MG, KG
по посадочной поверхности	is 6, hG	HG,J3 G,J3 7	Js 5.	HG, M7 K7, H7
256
Табл. 7.24. Примеры выбора посадок шарико- и роликоподшипников на
вал и в корпус
Посадки шарико- и роликоподшипников в корпус из чугунного или стального литья		
Режим работы	Машины и подшипниковые узлы	Поля допусков отверстий
Корпус вращается, нагружение наружного кольца циркуляционное (рис.7.14,а)
Нормальный	Ролики ленточных транспортеров, кон- вейеров Ходовые колеса мостовых кранов, роли- ки рольгангов, подшипники коленчатых валов компрессоров	М7, К7
Нормальный или тяжелый		N7
Нормальный или тяжелый	Точные узлы тяжелых станков, например фрезерных, расточных	Кб
Вил вращается, нагружение наружного кольца местное (рис. 7.14, в)
Нормальный
Нормальный или
тяжелый
Нормальный или
тяжелый
Подшипники шпинделей металлорежущих
станков, вентиляторы, центробежные на-
сосы
Конические роликоподшипники коробок
передач и задних мостов автомобилей и
тракторов
Большинство подшипников общего маши-
ностроения, редукторы, коробки скорос-
тей станков, железнодорожные н трам-
вайные буксы
Js 7. Л 6
М7, Js 7, К7
Н7
Вал вращается, нагружение наружного кольца местное или колебательное
(рис. 7.11, б, »)
Легкий или
МИЛЫ1ЫН
Нормальный
тяжелый
нор- Трансмиссионные палы и узлы, сельско-
хозяйственные машины (корпуса разъем-
ные)
или Подшипники шпинделей шлифовальных
станков, коренные подшипники коленча-
тых валов двигателей
7/8
Л 7. Js 6
К7, Кб
монтируется кольцо, которое испытывает местное нагружение. Мон-
таж подшипника с натягом производится по кольцу, которое испы-
тывает циркуляционное нагружение. При колебательном нагруже-
нии кольца должны иметь плотно подвижное соединение.
В табл. 7.21 приведены рекомендуемые поля допусков валов и
отверстий в зависимости от вида нагружения колец подшипника; в
табл. 7.22 — поля допусков валов и отверстий для соединений с под-
шипниками в зависимости от классов точности; в табл. 7.23 — реко-
мендуемые поля допусков валов и отверствий в корпусах для соеди-
нений с радиально-упорными шарико- и роликоподшипниками
в зависимости от вида нагружения и регулировки; в табл. 7.24,
7.25 — примеры выбора посадок шарико- и роликоподшипников.
а Зак. 2138
257
Если кольца нагружены циркуляционно, посадки на вал и в кор-
пус следует рассчитывать по интенсивности радиальной нагрузки.
На рис. 7.16 показан пример посадок циркуляционно нагружен
ных колец и расположение полей допусков. Отклонения на поса-
дочные диаметры колец подшипников приняты по табл. 7.20, а валон
и отверстий — по табл. 7.4, 7.5.
Рис. 7.16. Пример посадок циркуляционно нагруженных колец:
I — допуск вутреинего кольца подшипника с коническими роликами; 2 — то же. с цилин-
дрическими роликами; 3 — допуск наружного кольца подшипника с коническими роликами;
4 — то же. с цилиндрическими роликами
Табл. 7.25. Посадки на вал шарико- и роликоподшипников
Режим, работы	Машины и подшипниковые узлы	Диаметр подшипников, мат				Поля до- пусков ва- лов
		радиальных		радиально- упорных		
		шари- ковых	роли- ковых	шари- ковых	роли- ковых	
Вал не вращается, нагружение внутреннего кольца местное (рис. 7.14, а)
Легкий или	нор-	Ролики ленточных транс-	Подшипники	всех	диамет-	g6
мальный	•	портеров, конвейеров	ров
Нормальный	или	Передние и задние коле-	Подшипники	всех	диамет-	g6
тяжелый	са автомобилей, тракто-	ров
ров, вагонеток
Ролики рольгангов, бло-	' Л6
ки, натяжные ролики
258
Окончание
Режим работы	Машины и подшипниковые узлы	Диаметр подшипников, мм				Поля допусков валов
		радиальных		радиально- упорных		
		шари- ковых	роли- ковых	шари- ковых	роли- ковых	
Вал вращается, нагружение кольца циркуляционное (рис. 7.14, б)
Легкий ИЛИ мильный	нор-	Сельскохозяйственные До 40 До 40 До 100 До 40 машины Коробки скоростей стан-До До Свыше До ков. редукторы, центро- 100 100 100 100	Кб, /а 6, h 5 Кб, js 6, Л5
1Нормальный покелый	или	бежные насосы, вентиля- торы, турбокомпрессоры,	Свыше 100 центрифуги Редукторы, коробки пе- До 10 До 40 До До редач автомобилей и трак-	100	100	тб Кб, Кб, is 6
		торов, станки, кривошип- ’		 но-шатунные механизмы, Свыше До Свыше До шпиндели станков	100	100	100	180	пгб, тб
Свыше 180 Тяжелый, ударная Ходовые колеса мостовых Подшипники всех разме- иигрузка	кранов, ролики рольган- ров гов, шпиндели тяжелых станков, коленчатые ва- лы двигателей, железно- дорожные и трамвайные буксы Нормальный	Трансмиссионные налы н Подшипники на закрепи- у»лы, сгльскохозяйстпсн- и-льпых конических втул- пые машнны	ках всех диаметров			пб, пб пб, тб Й11
7.7.2.	Обозначение посадок подшипников на чертежах
Предельные отклонения колец подшипников отличны от откло-
нений основного отверстия И и основного вала h (см. табл. 7.4,
7.5 и 7.20).
В связи с этим на сборочных чертежах рядом с номинальным
размером указываются поля допусков валов и отверстий, например:
040 Кб, 090 К7 (рис. 7.17). На детальных чертежах указываются
эти же обозначения.
На рис. 7.18 показаны посадки деталей узла шарикоподшипни-
ков и расположение полей допуско;Гдеталей, входящих в узел. От-
клонения колец подшипников (допуски) взяты из табл. 7.20.
Для удешевления производства и облегчения сборки детали 2,
4 по посадочным размерам изготовляются в сравнительно грубых
квалитетах, а посадки этих деталей выбираются с зазором.
По СТ СЭВ 773—77 тугое кольцо упорного подшипника рекомен-
дуется устанавливать на валу по посадке /а6 (рпс. 7.19). Вал на
9*
259
Рис. 7.17. Посадки деталей узла с роликоподшипниками
участке сепаратора и свободного кольца рекомендуется обрабаты-
вать по посадке dll.
Свободное кольцо устанавливается в отверстии корпуса с ра-
диальным зазором 0,25...1,5 мм на сторону (большие значения для
подшипников крупных размеров).
7.7.3.	Шероховатость посадочных поверхностей
и отклонения формы и расположения
поверхностей валов и корпусов (стаканов)
под посадки шарико- и роликоподшипников
С целью повышения контактной жесткости, оказывающей зна-
чительное влияние па качество посадок колец и сохранение их ха-
рактера в процессе эксплуатации подшипникового узла, к посадоч-
ным поверхностям валов и корпусов предъявляются высокие тре-
бования. Шероховатость посадочных поверхностей валов и корпу-
сов не должна превышать значений, указанных в табл. 7.26.
Пример. Дано поле допуска вала 0 20Д6. По табл. 7.5 принимаем отклоне-
ния + 15 и +2 (допуск на диаметр 15—2=13 мкм). В технических условиях на
чертеже вала необходимо записать: некруглость поверхности А не более 0,006 мм;
нецилиндричность поверхности А не более 0,006 мм или указать эти отклонения
символами на контуре детали-(рис. 7.20).
Параметры шероховатости и допускаемые отклонения следует
назначать с учетом не только конструктивных требований, но и тех-
нологических возможностей конкретного вида производства.
В табл. 7.11 указаны методы обработки, посредством которых
можно получить ту или иную шероховатость поверхности.
260
Рис. 7.18. Посадки деталей узла с шарикоподшипниками:
а — узел подшипников; б — расположение полей допусков внутреннего кольца подшипника
н вала 1; в — расположение полей допусков в комбинированной посадке 0 20 Е9/&6 вала 1 и
распорного кольца 4; г — расположение полей допусков наружного кольца подшипника и
стакана 3; д. е — расположение полей допусков крышки 2 и стакана 3; корпуса 5 и
стакана 3.
261
Табл. 7.26. Шероховатость посадочных поверхностей
Посадочные поверхности	Класса точности подтип ников	Ra (мкм) при но- минальных диаметрах мм	
		до 80	1 свыше 80 | до 500
Валов	0	1,25	2,5
	6,5	0,63	1,25
	4	0,32	0,63
Отверстий корпусов (стаканов)	0	1,25	2,5
	6,5,4	0,63	1,25
Торцов заплечиков валов и корпусов	0	2,5	2.5
	6,5,4	1,25	2,5
Допускаемые отклонения формы и расположения указаны в табл. 7.27...7.29
|Х \О,ОГ/Ф2(Г&
Рис. 7.20. Отклонения формы и шероховатость посадочных поверхностей под под-
шипник
Табл. 7.27. Допускаемые отклонения формы вала и корпуса
(стакана) (рис. 7.20)
Класс точнос- ти подшнпни ков	Некруглость	Немилиндричность
0 и 6	1/2 допуска на диаметр 1/2 допуска на диаметр посадочной
в любом сечении посадоч- поверхности на длине этой поверхнос-
ной поверхности	ти
Табл. 7.28. Биеиие заплечиков вала, мкм, не более (рис. 7.20)
Номинальный диаметр валов, мм	Классы точности шарико- и роликоподшипников			
	0	1 6	5 1	4
До 50	20	10	7	4
50...120	25	12	8	6
120...250	30	15	10	8
250...315	35	17	12	—
262
Табл. 7.29. Биение заплечиков корпусов (стаканов), мкм, не более (рис.7.20)
Номинальные диаметры отверстий в корпусах (стаканах)	Классы точности шарико-		и роликоподшипников	
	0	6 1	5	4
80	40	20	13	8
80...120	45	22	15	9
120...150	50	25	18	10
150...180	60	30	20	12
180...250	70	35	23	14
250...315	80	40	27	16
315...400	90	45	30	—
7.8.	Предельные отклонения размеров
с неуказанными допусками
Для размеров несопрягаемых (свободных) поверхностей, кото-
рые не входят в размерные цепи и не влияют на эксплуатационные
характеристики изделий, принимаются следующие расположения
полей допусков: для отверстий обычно в плюс (обозначается бук-
вой Н и номером квалитета, например, /79, /712); для валов обычно
в минус (обозначается буквой h и номером квалитета, например,
/<9, 7г12); для размеров, не относящихся к отверстиям и валам,—
симметричное, плюс—минус половина допуска (обозначается
±7772, например, ±JTty2, ±JT12/2).
В конструктивно и технологически обоснованных случаях можно
использовать симметричные отклонения: для отверстий (обозначается
Js, например, АЗ, А9, Л 12); для валов (обозначается js, напри-
мер, js3, js$, js 12).
Значения предельных отклонений полей Js , /7, h и js различ-
ных квалитетов в различных интервалах размеров указаны в
СТ СЭВ 144—75. Значения допусков JT указаны в табл. 7.30.
Многократно повторяющиеся предельные отклонения разре-
шается не указывать у размеров, а оговаривать в технических
условиях.
Табл. 7.30. Значения допусков (JT) (по СТ СЭВ 145—75), мкм
Квалитет
Интервалы размеров, мм	9	10	1 11	12	13	14
До 3	25	40	60	100	140	250
Свыше 3 до 6	30	48	75	120	180	300
Свыше 6 до 10	36	58	90	150	220	360
Свыше 10 до 18	43 я	70	ПО	180	270	430
Свыше 18 до 30	52	84	130	210	330	520
Свыше 30 до 50	62	100	160	250	390	620
Свыше 50 до 80	74	120	190	300	460	740
Свыше 80 до 120	87	140	220	350	540	870
Свыше 120 до 180	100	160	250	400	630	1000
Свыше 180 до 250	115	185	290	460	720	1150
Свыше 250 до 315	130	210	320	520	810	1300
Свыше 315 до 400	140	230	360	570	890	1400
Свыше 400 до 500	155	250	400	630	970	1500
263
Пример 1. Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий /714,
валов h 14, остальных ±77’14/2.
2. Не указанные предельные отклонения размеров: диаметров /712, Й12,
остальных ±77'14/2.
В первом случае отклонение /714 относится ко всем охватывающим, а откло-
нение Л14 ко всем охватываемым элементам. Во втором случае /712 и Л12 отно-
сятся только к диаметрам круглых отверстий и валов.
7.9.	ДОПУСКИ НА УГЛОВЫЕ РАЗМЕРЫ
7.9.1.	Общие сведения
Линейные и угловые размеры наружного и внутреннего конусов,
а также их погрешности взаимосвязаны.
Из рис. 7.21, б следует, что
D — d
1
= 2 tg a ~k,
или
где D, d — диаметры расчетных сечений конуса; I — расчетная дли-
на конуса; 2а — угол конуса; а — угол уклона; k— конусность.
Рис. 7.21. Параметры конуса
Величина i = fe/2 = tg а называется уклоном.
Обозначение конусности и уклонов на чертежах выполняется по
ГОСТ 2.307—68: перед размерным числом, характеризующим
уклон, наносят знак > (рис. 7.21, а), острый угол которого должен
быть направлен в сторону уклона; перед размерным числом, харак-
теризующим конусность, наносят знак > (рис. 7.21, в), острый угол
которого должен быть направлен в сторону вершины конуса.
7.9.2.	Допуски угловых размеров
Допуски углов конусов и призматических элементов деталей
с длиной меньшей стороны угла до 2500 мм регламентированы
СТ СЭВ 178—75. Этот стандарт не распространяется на конусы,
264
длин Lt меньшей стороны угла.
2. Допуски углов могут быть расположены в плюсовую сторону (+ЛТ), в минусовую (—АТ) или симметрично
относительно номинального угла.
265
если отклонения угла конуса допускаются в пределах поля допуска
диаметров конуса в двух сечениях на длине конуса.
Разность между наибольшим и наименьшим предельными углами
называется допуском угла и обозначается буквами АТ. Допуск угла
можно выражать в угловых и линейных единицах. В зависимости
от способа ограничения погрешностей угла приняты обозначения:
АТа — допуски угла в угловых единицах; АТа — округленное значе-
ние допуска в градусах, минутах, секундах; ATh—допуск угла,
Рис. 7.22. Схема расположения допусков
измеряемый отрезком перпендикуляра к стороне угла, противополож-
ной углу а и расположенной на расстоянии от вершины конуса
(рис. 7.22, о); АТ о— допуск угла конуса, выраженный допуском на
разность диаметров в двух нормальных к оси сечениях конусом при
заданном расстоянии L между ними, определяемым по перпендику-
ляру к оси конуса.
Допуски вида ATh назначают на конусы, имеющие конусность k
не меньше 1 :3 (рис. 7.22,6), в зависимости от длины £*. Для ко-
нусов с конусностью k меньше 1 ! 3 принимают (рис. 7.22, а)
и назначают допуски вида ATD.
Установлено 17 степеней точности, обозначаемых в порядке убы-
вания точности 1,2... 17. Если выбрана степень точности, указанные
выше обозначения дополняются ее номером, например: Д7'„6, АТа 10.
Значения АТа, полученные округлением значения АТ, обычно
указываются на чертежах.
Для наиболее часто применяемых длин и степеней точности зна-
чения допусков указаны в табл. 7.31 (СТ СЭВ 178—75), из которой
видно, что точность изготовления и измерения угловых размеров
понижается с уменьшением длины сторон угла.
7.10.	ОФОРМЛЕНИЕ РАБОЧИХ ЧЕРТЕЖЕЙ
7.10.1.	Примеры рабочих чертежей валов
На рабочем чертеже должны быть проставлены размеры с ука-
занием отклонений, допуски формы и расположения поверхностей,
шероховатость поверхностей и записаны технические условия.
266
Рис. 7.23. Стандартные элементы вала
267
Модуль	т	6
Число Витков	б.	2
Вид червяка	-	1А
Делительный угол подъема	V	11°1в'36*
Направление линиивитка	-	Правое
Исходный червяк	-	СТС9ВВ66-76
Степень точностипоСТСЭВ311-76		8-с
		
Высота до хорды	Вт	
Делительный диаметр червяка	б,	50
код битка	Р?	31,616
Ментосевоерасстояние	йл	
Коэтрфццие'нпдиомепючервшт	9	10
Высота Витка	hi	11
Вацелляетая-с колесом		
1. Комплекс показателей точности Вы-
бирается изготовителем по СТСЭВ31Т76
2. Неуказанные предельные отклонена/)
размероВ.охбатыбающих пон/В, охваты-
ваемых no hlk, прочих not 2^12.
5. Центровые отверстия: форма И с обоих
концов поТОСТ Ш036-74
4. Термообработка Витка: калить с на-
гревом ТВЦ НРС95—50
5. Перекос шпоной ног о поза относитель-
но оси поверхности Г не более 0,0/8
°ис. 7.24. Чертеж архимедова цилиндрического червяка
б. Смещение шпоночного паза относи -
тельно оси вала не более 0,077
У.концы виткоб толщиной менее 1,5
удалить
Модуль	т	Ц5
Число зубьев	г	15
Нормальный исходный контур	-	СТСЭВ308-76
Коэффициент смещения	X	0
Степень точности по СТСЭВ661-77		11-9:9Вс
Д пина общей нормали		20,86-°ffi6
делительный диаметр	а	67,5	_
Основной диаметр	дв	бзрг
Сопряженное колесо	Те	33
1.	Отметить базовый торец Т
2.	Комплекс показателей точности Выбирается
изготовителем по СТ СЭВ661-77
3.	Неуказанные предельные отклонения размеров:
охватывающих лоН16, охватываемых пор/Ц
прочих not ~2
4.	Центровые отверстия: форма А с обоих концов
по ГОСТ 16036-70.
6. Термообработка: цементация зубьев и шлицев
nofi-1,2. Твердость поверхности-зубьев
HRC56—63/ сердцевины зубьев HRC30...65
Рис. 7.25. Чертеж вала-шестерни
Способ простановки осевых размеров валов зависит от вида про
изводства (серийное, массовое, индивидуальное).
Современный уровень стандартизации позволяет выполнить коп
струкцию вала, используя только стандартные элементы (рис. 7.23).
Форма этих элементов и способ простановки размеров
регламентированы соответствующими стандартами. Использование
стандартных элементов значительно упрощает, удешевляет и повы
шает качество изготовления технической документации и самих
изделий.
На рис. 7.24 и 7.25 показаны примеры рабочих чертежей валов.
Необходимые данные для назначения шероховатости, отклонении
номинальных размеров, отклонений формы и расположения поверх-
ностей приведены ниже.
Если шлицы нарезаются червячными фрезами, а шпоночные
пазы дисковыми фрезами, то на чертеже проставляется диаметр
фрезы и размер, определяющий крайнее положение центра фрезы
(рис. 7.25). Диаметры фрез указаны в табл. 7.32.
Т а бл. 7.32. Наружный диаметр червячных фрез для шлицевых валов
с прямобочиым профилем (ГОСТ 8027—60)
Диаметр зубьев (мм) для серий						Диаметр фрезы (мм) для серий	
легкой		средней		тяжелой		легкой	[средней и тяжелой
—		20.	.22	20.	.23			63
—		25.	.28	26.	.29	——	70
30..	36	32.	.38	32.	.40	70	80
40..	46	42.	.48	45.	.52	80	90
50..	62	54.	.65	56.	.65	90	100
68..	88	72.	.92	72.	.92	100	112
7.10.2.	Примеры рабочих чертежей зубчатых колес
В соответствии с ГОСТ 2.403—75 и СТ СЭВ 859—78 «Правила
выполнения рабочих чертежей зубчатых колес, секторов, кониче-
ских зубчатых колес, зубчатых реек, червяков в червячных колес»
на изображении цилиндрических зубчатых колес
должны быть указаны: а) диаметр вершины зубьев </„; б) ширина
венца Ь\ в) угол сектора по окружности вершин зубьев — для зуб-
чатого сектора; г) размеры фасок или радиусы кривизны линий
притупления на кромках зубьев; д) шероховатость боковых поверх-
ностей зубьев; е) глубина продольной модификации.
В правом верхнем углу чертежа помещается таблица парамет-
ров зубчатого венца, которая состоит из трех частей, разделенных
основными линиями (рис. 7.25).
В первой «части помещаются основные данные: модуль т, число
зубьев z, угол наклона линии зуба (J, направление линии зуба
«Правое» или «Левое», для шевронных колес — «Шевронное»,
стандарт на нормальный исходный контур СТ СЭВ 308—76
(рис. 7.26), коэффициент смещения х, степень точности и вид со-
270
пряжения. В условном обозначении точности передач первая циф-
ра обозначает степень по нормам кинематической точности, вто-
рая— степень по нормам плавности работы, третья — по нормам
контакта зубьев; первая из букв обозначает вид сопряжения, вто-
рая — вид допуска на боковой зазор, например: 8-7-6-Ва СТ СЭВ
641—77. При одинаковых нормах и соответствии между видом со-
100
Модуль	тп	7
Число зубьев	7	60
Угол поклона линии зуда	л	16°
Направление линии зуда	-	Левое
Нормальный исходный контур		СТСЭВ308-76
Коэффициент смещение	X	0
Степень точности СТСЭВ66Н77		7-Н
Постоянная хорда зуба	4	0 71 У,''-0.07
Высота до постоянной хорды	h	5,23
Делительный диаметр	а	636,93
Основной диаметр		608,62
Радиус кривизны активного профиле зуда в нижней точке		61,77
Основной угол наклона	fit,	
Шаг зацепления	ра	20,67
Осевой шаг	Рл	79,78
Ход линии зуба	Рг	6786,97
Радиус кривизны 6 граничной точке про (рила зцоа	fie	57,59
Начальный диаметр		ч5б, 93
Высота зуба	h	15,75
Обозначение чертежа сопря- женного зубчатого колеса		
10тметить базовый торецб
2 Комплекс показателей
точности выбирается изео
товителем по СТСЗВ66Т 77
3 Смешение шпоначнога паза относительно оси поверхности В не долее О,Юбмм
4 Перекос шпоночного паза не более 0,026мм
5. Термообработка-улучшение, НВ 210- . 250
6. Неуказанные предельные отклонения размеров; охватывающих по НЮ,
охватываемых по НЮ. прочихг^рбк.
Рис. 7.26. Цилиндрическое колесо с косыми зубьями
пряжения и допуском на боковой зазор условное обозначение имеет
вид: 7-С СТ СЭВ 641—77.
Во второй части помещаются данные для контроля взаимного по-
ложения разноименных профилей зубьев по одному из следующих
вариантов: постоянная хорда зуба sc с предельными отклонениями
и высота до постоянной хорды Лс; длина общей нормали w с пре-
дельными отклонениями; толщина зуба по хорде su и высота до
хорды ~hay', размер по роликам (шарикам) М с предельными отклоне-
ниями и диаметр измерительного ролика (шарика). Этот метод при-
271
меняют преимущественно для мелкомодульных колес и колее с
внутренними зубьями.
Расчетные формулы для определения указанных параметрон
приведены в [5], а предельные отклонения—-в соответствующих
ГОСТах. Комплекс показателей точности, который должен приво-
диться во второй части таблицы параметров, устанавливается изго-
товителем по СТ СЭВ 641—77 в зависимости от условий производ-
ства и имеющихся средств измерения [27].
В третьей части таблицы помещаются справочные данные: дели-
тельный диаметр d, число зубьев сектора, основной диаметр db, ра-
диус кривизны активного профиля зуба в нижней точке pf, радиус
кривизны в граничной точке профиля зуба р/, начальный диаметр
dw, высота зуба h, шаг зацепления ра, основной угол наклона Pt>,
осевой шаг рх, ход зуба рг, параметры модификации, обозначение
чертежа сопряженного зубчатого колеса.
Если зубчатое колесо имеет два венца разного вида (цилиндри-
ческое и коническое), заполняются таблицы параметров для каж-
дого из венцов. Таблицы располагаются рядом или одна под другой
Для блока зубчатых колес параметры записываются в отдель-
ные колонки, обозначенные прописными буквами русского алфа-
вита (рис. 7.27). На рисунке приводятся цифры в качестве примера
записи.
Стандарты на допуски зубчатых передач регламентируют до-
пуски и предельные отклонения для готовых зубчатых колес и пе-
редач. Но эти стандарты не предусматривают допуски на размеры
заготовок колес и допуски формы и расположения поверхностей.
В связи с этим на изображении цилиндрического колеса необходимо
указывать: предельные отклонения диаметра цилиндра вершин </„
(табл. 7.33), радиальное биение наружной поверхности заготовки
(по табл. 7.34); биение торцов зубчатого венца. С целью ограниче-
ния влияния биения базовых поверхностей на точность нарезания
зубьев и точность сборки передач, биение базовых торцов и ступиц
ограничивается (табл. 7.35). Шероховатость поверхностей зубьев и
базовых поверхностей приведена в табл. 7.36. Шероховатость
остальных поверхностей можно принимать по рекомендациям
табл. 7.11.
Табл. 7.33. Отклонения диаметра da , мкм
Степень точ- ности колес	Метод наме- рения тол- щины зуба	Делительный диаметр, мм					
		до БО	свыше 50 до 80	свыше 80 до 120	свыше 120 до 200	свыше 200 до 320	свыше 320 до 500
• Для всех степеней точ- ности 5 и 6	По общей нормали По посто-	—25	По Й8 —30	—35	—40	—50	—60
7 и 8	яиной хорде	—50	—60	—70	—80	—100	— 120
272
Приведенные на чертеже цифры следует рас-
сматривать как пример записи, а не как рекомен-
дуемые величины 
10 Зак. 2138
273
Табл. 7.34. Радиальное биение наружной поверхности заготовки, мкм
Степень кинематической точности	Делительный диаметр, мм					
	< 50	50...80	| 80 ..120	120... 200	| 200...320	320--.500
6	12	16	20	22	26	32
7	20	25	32	36	42	50
8	32	40	50	55	65	80
9	50	60	80	90	105	120
Табл. 7.35. Биеине базовых торцов и ступиц,
мм
Зубчатые колеса						Шкивы, полумуфты	
степень кинема- тической точности	для зубчатого венца при d==I00*MM и при ширине колеса или полушевроиа, мм		для ступицы колеса (при l{d < 1** ***) и буртика вала при диаметре отверстия (вала), мм			для ступиц шкивов полумуфт и упорных буртиков валов при Z/d !*•*	
						окружная скорость по внешне- му диамет- ру шкива или полу- муфты, м/с	биение торцов шкивов и лолумуфт
	< 55	55...110	< 55	55...80	> 80		
6	0,017	0,009	0,02	0,03	0,04	<5	0,06
7	0,021	0,011	0,02	0,03	0,04	5...8	0,05
8	0,026	0,014	0,03	0,04	0,05	8...12	0,04
9	0,034	0,018	0,03	0,04	0,05	12...18	0,03
10	0,042	0,022	0,04	0,05	0,06	18...25	0,02
—-	—	—	—	—	—	> 25	0,01
* Табличные значения допуска умножаются на <7/100, где d — делительный
диаметр.
** При l/d > 1 допуск па биение торцов ступиц колес и буртиков можно
увеличить в 1,4...1,5 раза.
*** При l/d > 1 допуск на биение торцов ступиц шкивов и полумуфт можно
увеличить в 1,5...2 раза.
Методика более точного определения радиального биения изло-
жена в [27].
Отверстия в насадных колесах и опорные шейки у валов-шесте-
рен являются технологическими, монтажными п измерительными
базами для обеспечения необходимой точности нарезания колес и
измерения их параметров. В связи с этим рекомендуется для базо-
вых шеек и отверстий принимать 6...8-й квалитеты при 6...7-Й степе-
нях точности колес и 8...9-Й квалитеты при 8-й и ниже степенях
точности колес.
Поля допусков принимаются в зависимости от эксплуатационных
условий работы передачи.
В соответствии с СТ СЭВ 859—78 на изображении конических
зубчатых колеб должны быть указаны: а) внешний диаметр вершин
до притупления кромок dae', б) внешний диаметр вершин после при-
тупления кромок dae, в) расстояние с от базовой плоскости до плос-
кости внешней окружности вершин зубьев; г) угол конуса вершин
274
Табл 7 36 Требования к шероховатости поверхностей
Зубчатых колес, реек и червяков (поГОСТ 2789-73 и СТ СЭВ638-77)
Элемен-	Наименование поверхности		степень точности по нормам контакта				
			5	б	7	в	9
Цилинд- рические зубчагые колеса	боковые поверхности зубьев		0^3/	УвЗ/	ШТ		
	уилиндр выступов-.	приизмереу HuadcUxuSy	1,25/	1,7!/	2,6/		
		приизмере- HUUWUPUM/Hd)	25/		$0/		
	Базовый mopey		Ч/			\/	
Зубчатые рейхи	Боковые поверхности зубьев			1.25/			
	Поверх- поста выступов:	приизмере- нии в,		75/	7.5,		Ptio/
		при измере- нии М	25/				
	базовые поверхности		2^/	Ч/	//		
Кониче- скиезуб- чатые колеса	Боковые поверхности зубьев		1,25/	1,25/	25/		
	Конус выступовивнеш- нийдополнительныеконус		2,5/	?5/	25/		Kt26/
	базовый торец		25/				
червач ные колеса	боковыеповерхно- сти зубьо		1,25/	\7			
	Поверхности выступов			Ri9	^6/^0/		$0/
	базовый тпрец					Лг2в/	\/
Червяки	ьоко аые апдерхни с/пи витков			(1,32/053/			
	Цилиндр вЫСТуПОб:	при измерз- ни и sof	\/		'59		
		нриизмере- нии М1			&		
Примечание. Шероховатость поверхности базового отверстия
рекомендуется: у зубчатых колес в.. .7“ степеней точности
Пак 1,25 мкм; у зубчатых колес В--10 “степеней точности
па^ 2,5мкм
зубьев (заготовки) 6а; д) угол внешнего дополнительного конуса;
е) ширина зубчатого венца Ь\ ж) базовое расстояние А; з) положе-
ние измерительного сечения; и) размеры фасок или радиусы кривиз-
ны линий притупления на кромка^ зубьев.
В первой части таблицы параметров должны быть приведены:
модуль в измерительном сечении тпе — внешний нормальный для
колес с тангенциальными зубьями; те — внешний окружной для пря-
мозубого колеса; тпт— средний нормальный для зубчатого колеса
с круговыми зубьями (рис. 7.28... 7.30); число зубьев; тип зуба
указывается надпись ю «Прямой», «Тангенциальный» или «Круговой»);
ю*
275
осевая форма зуба (ГОСТ 19325—73 для зубчатых колес с танген-
циальными и круговыми зубьями); угол наклона зуба — внешний
нормальный для зубчатого колеса с тангенциальными зубьями и
Pm — средний для колесе круговыми зубьями; направление линии зуба
(«Правое» или «Левое»); исходный контур (колеса с прямыми зубья-
ми СТ СЭВ 516—77, колеса с круговыми зубьями СТ СЭВ 515—77);
Ч2в5б'а
'П
18°2?BPUL
	71,82* ’
Л	20-tyxts
1* Размер для справой
2 Отметить базовый торец б
3. Комплекс показателей точно-
сти цетанавливается изеотови-
телем по СТСЭВ /66-75
4 Неуказанные предельные от-
клонения размеров: охватыва-
ющих портя, охватываемых по/дб,
прочих П0'-Ц12-
5. Термообработка: цемента-
ция /10,6... 1,0. Твердость:повер-
хности зубьевНЯС56...63;серб-
цевины зубьев T/RC3O...66
внешний нормальный модуль	т„е	6
Ччслозубьев	Z	60
- Тип зоба	-	Тангенциальный
t Осевая формазуба лоСОСТТ9325-7з		I
Внешний угол поклона зуба	fine	/5°
направление.линии зуда	-	Левое
Исходный контур	-	СТСЭВ515-77
коэффициент смещения	Хпе	-ор
Козфрициенлгизненениятохщинызу/о	Xf	0
Угол делительного конуса	д	71°35'56"
Угол сходимости линий основания зуда	й.	2°10'
Эксцентриситет зубьев	Г(	33,89
Степень точности поСТСЭВ1в&75		7-С
Топщина зуба лохорде	$ле	
высота до хорды	^ое	2,81
Межосевой угол передачи	X	00°
Средний нормальный модуль	тпт	3,907
внешнее конусное расстояние	Ре	130,96
Среднее конусное расстояние	Вт	112,95
Средний делительный диаметр	U	216,3/
Уе ал конуса впадин	д,	68 °51'
Внешняя высота зуба	he	8,80
Внешняя высота головки зуда	бае	"2,80
Внешняя окружное толщина зуда	Ste	5,60
внешний окружной модуль	mte	6,161
Внешний делительный диаметр	де	298.97
Означение чертежа сопряжен- ного зубчатого колеса		


Рис. 7.28. Коническое зубчатое колесо с тангенциальными зубьями
коэффициент смещений с соответствующими знаками: хе—для зуб-
чатого колеса с прямыми зубьями, хпе — внешний нормальный для
колеса с тангенциальными зубьями, хп — средний нормальный для
колес с круговыми зубьями (или Х/е); коэффициент изменения тол-
щины зуба хт; угол делительного конуса ё; номинальный диаметр
зуборезной головки d0 (ГОСТ 19326—73, с. 39); степень точности и
вид сопряжения.
276
Примеры условного обозначения точности передач: а) со сте-
пенью 7 по всем трем нормам точности, с видом сопряжения колес
С: 7-С СТ СЭВ 186—75; б) со степенью 8 по кинематической точ-
ности, со степенью 7 по нормам плавности работы, со степенью 6
по нормам контакта зубьев с видом сопряжения В: 8-7-6-В СТ СЭВ
186—75.
внешний окружной модуль	те	6
число зубьев	1	16
Тип зуба	-	Прямой
Исходный контур	-	CTC9B516-77
коэффициент смещения	Хе	★орв
Коэффициент изменениярас- четной толщины зуда		0
Угол делительного конуса		26°33'б6"
Степень тоуности СТСЭ6186 75	-	8-8-6 В
Постоянная хорда зуда			
Высота до постоянной хорды	4	spi
Межосевой угол передачи	1	99°
Средний окружной модуль	т	У 77
внешнее конусное расстояние	Ъ	вер*
Среднее конусное расстояние	Rm	76,Щ
Средний делительный диаметр	d	68,37
Угол конуса впадин	дк	2Ъв6б‘
Внешняя высота зуба		11.0
/ Размер для справок
2. Комплекс показателей точности устанавливается
изготовителем по СТСЭВ186-75
3. Термообработка: цементация h 0,6-1,0. Твердость: по-
верхности зубьев HRC56...63; сердцевины зубьев НбС30-Щ>
У. Неуказанные предельные отклонения размеров-охваты-
вающих noHiy охватываемых по hl9t прочих к 2122
5. Отметить базовый торецБ
Рис. 7.29. Коническое зубчатое колесо с прямыми зубьями
Во второй части таблицы параметров приводятся размеры зуба
в измерительном сечении: толщина зуба по хорде s или постоянная
хорда sc, высота до хорды ha или до постоянной хорды hc.
Комплекс показателей точности устанавливается изготовителем
в соответствии с СТ СЭВ 186—75. Расчетные формулы для опреде-
ления параметров зависят от осевой формы зуба и приводятся
в [5], [27], предельные отклонения в СТ СЭВ 186—75.
277
В третьей части таблицы параметров приводятся справочные
данные в зависимости от вида зубьев и их осевой формы (рис. 7.28...
7.30).
На изображении конических колес нужно указывать: расстоя-
ние от базовой плоскости до плоскости внешней окружности вершин
б
38П8
72‘We-
17°21
Виде
50,72^0055
62,Ов"<м>
IOO-цое 04
1.	* Размер для справок
2.	Комплекс показателей точно-
сти устанавливается изгото-
вителем по СТСЭВ 186-75
3.	Отметить вазовый торец б
4.	Неуказанные предельные от-
клонения размеров: охватыва-
ющих no Н14, охватываемых
по 61.4, прочих ±
6.Термообработка: цементация
60,6—1,0 Твердость: поверх но -
сти зубьев HRC56—63, сердце-
вины зубьев НОС 30—46
Средний нормальный модуле			5.115
чцелб зубьев		г	46
Тип зуба		—	Круговой
Осевая форма зуба поГОСОУЗМ-ТЗ			/7
Средний угол наклона зуба		fim	35°
Направление линии зуба			Правое
Исходный контур			01СЭВ 515-7 7
Коэффициент смещения		Хп	-0,34
Коэффициент изменения толщины зуда			0
Угол делительного конуса		в	72“38'45“
Размеры зуборез- ной го- ловки:	диаметр	до	250
	развод резцов	W	2,6
	радиус закругле- ния резцов	fifo	0,9
Степень точности по СТ С ЭВ 186-75			7-С
Постоянная хорда зуда высота до постоянной хорды		Ос 4	2.29
Межосевой угол передачи		Т	00°
Внешний окружной модуль		пти	7
Внешнее конусное расстояние		%	176,01
Среднее конусное расстояние		7?т	157,01
Средний делительный диаметр		а	299,73
Угол конуса в подин		де	72°39'
Внешняя высота зуда			11,51
Внешняя высота головки зуд.		бае	3,38
внешняя окружноятолщиназува		Ste	9,26
Внешний делительный диамеу,			356,00
Обозначение чертежа соп- ряженного зубчатого колеса			


§
6

Рис. 7.30. Коническое колесо с круговыми зубьями
зубьев с допуском (табл. 7.37); для конических колес, у которых
торец колеса является не только технологической, но и монтажной
базой, необходимо ограничивать биение базового торца (см.
табл. 7.35); предельные отклонения на наружный диаметр заготов-
ки (табл. 7.38); допуски на биение наружного конуса заготовки
указаны в табл. 7.39; допуски на диаметр базового отверстия у за-
готовок колес и на диаметры опорных шеек у валов-шестерен на-
значаются так же, как на заготовки цилиндрических колес; предель-
278
ные отклонения угла конуса заготовки в минутах рекомендуется
принимать следующими: при степени кинематической точности 6;
7; 8...9 отклонение соответственно ± авно ±5; ±7; ±10.
Табл. 7.37. Предельные отклонении на размер с, мкм
Степень кинематичес- кой точности	Отклонения при модуле		
	свыше 1 до 2,5	свыше 2,5 до 6 |	свыше 6 до 10
6	—24	—36	—46
7	—28	—45	—55
8	—36	—55	—75
9	—-	—75	—95
Табл. 7.38. Отклонения иа диаметр dae, мкм
Степень кине- магической точности	Делительный диаметр					
	до 50	| свыше 50 1 ДО 80	свыше 80 I до 120 |	свыше 120 I до 200	1	свыше 200 до 320	свыше 320 до 500
6	—25	—30	—40	—50	—60	—70
7	—40	—50	—60	—70	—80	—95
8	—60	—70	—80	—95	—ПО	—130
9	— 100	—120	—140	—170	—200	—240
Табл. 7.39. Допуски иа биение, мкм, наружного конуса
заготовки при модуле больше 1 мм
Диаметр колеса	ММ	Степень кинематической точности колес			
		6	7	1 » 1	»
До 100		25	25	50	50
Свыше 100 до	200	30	30	60	60
Свыше 200 до	400	40	40	80	80
Свыше 400 до	800	50	50	100	100
Свыше 800 до	1200	70	70	120	120
7.10.3. Примеры рабочих чертежей червяков
и червячных колес
Вид червяка (архимедов (ZA), эвольвентный (ZJ), конволют-
ный (ZN) и др.) принимается при расчете червячной передачи в со-
ответствии с ГОСТ 18498—73.
Расчет геометрии червячной передачи производится по ГОСТ
19650—74, модули и коэффициенты диаметра червяка принимаются
по СТ СЭВ 267—76, основные параметры цилиндрических червяч-
ных передач регламентированы ГОСТ 2144—76, исходный червяк —
СТ СЭВ 266—76, допуски цилиндрических червячных передач —
СТ СЭВ 311—76. Выполнение чертежей червяка и червячного коле-
са производится по СТ СЭВ 859—78, в соответствии с которым на
чертеже помещается таблица параметров, состоящая для червяка
(см. рис. 7.24) из трех частей.
279
В первой части таблицы параметров записываются: модуль т,
число витков Zi, вид червяка записью ZA, ZJ и др.; делительный
угол подъема у (основной уь для червяков вида ZJ); направление
линии витка — надписью «Правое» или «Левое»; исходный червяк
(указывается соответствующий стандарт); степень точности и вид
сопряжения по нормам бокового зазора по СТ СЭВ 311—76. Этот
стандарт устанавливает шесть видов сопряжений червяка с червяч-
Рис. 7.31. Виды сопряжений и гарантированные боковые зазоры
жений червяка и червячного колеса, степенью кинематической
точности и видами допусков на боковой зазор (рис. 7.31).
Пример условного обозначения при комбинировании разных
степеней точности: 8-7-6-Ва СТ СЭВ 311—76. Первая цифра обозна-
чает степень по нормам кинематической точности, вторая — степень
точности по нормам плавности работы, третья — степень точности
по нормам контакта зубьев червячного колеса и витков червяка;
первая из букв — вид сопряжения, вторая — вид допуска бокового
зазора.
Примером условного обозначения точности червячной передачи
со степенью точности 8 по всем трем нормам с видом сопряжения
червяка и колеса С и неизменным соответствием между видами
сопряжения и допуска бокового зазора может служить: 8-С СТ
СЭВ 311—76.
Во второй части таблицы приводятся данные для контроля взаим-
ного положения разноименных профилей витка: soi — делительная
толщина по хорде* витка (в нормальном сечении); fa — высота до
хорды или М — размер червяка по роликам; D—диаметр измери-
тельного ролика.
В третью часть таблицы заносятся: делительный диаметр червя-
ка di; ход витка ргг, межосевое расстояние aw; коэффициент диа-
280
метра червяка q\ высота витка /ц; число зубьев сопряженного чер-
вячного колеса г2\ основной диаметр йь для червяка вида ZJ.
Для колеса (рис. 7.32) в первой части таблицы приводятся: мо-
дуль т; число зубьев z2; исходный производящий червяк (ссылка
па стандарт); степень точности и вид сопряжения — по соответст-
27i0fi66
7Z7'St
кто
3*05
Эсраски
Рис. 7.32. Червячное колесо
Модуль	т	6
Число зубьев	ч	ьч
Направление линии зуда	—	Правое
Коэффициент смещения червою	Л	-0,333
Исходный производящий червяк		С1С9В2Ш7Ё
Степень точности по СТСЗвзтв		7-С
Делительный диаметр чер~ дачного колеса	4	гвь
мем осе вое расстояние в оорооотке	ао	юощм
Вид сопряженного чердака	-	ZA
числадиткод сопряженно- го червяка		2
Обозначение чертежа сопряженного червяка		
1. Отметить базовый
торецб
2. Перекос шпоночного паза
относительно оси втулки
на длине паза не долее 0,022
5 Смещение шпоночного
паза не долее 0,086
о Неуказанные предельные
отклонения размеров: охваты-
вающих по Н1Ь, охватывае-
мых nohtb, прочих-Ц^-
6. Комплекс показателей
точности выбирается изго-
товителем по С f СЭВ 311- 76
/ \О.Об/Ф2бО |/1 |
вующему стандарту; направление линии зуба — надписью «Правое»
или «Левое»; коэффициент смещения червяка.
Во второй части приводятся делительный диаметр колеса d2 и
межосевое расстояние в обработке а0.
В третьей части таблицы параметров приводятся: вид сопряжен-
ного червяка; число витков сопряженного червяка; обозначение чер-
тежа сопряженного червяка.
При выполнении чертежей червяков и червячных колес, как и
чертежей зубчатых колес, назначаются допуски и допустимые от-
281
Табл. 7.40. Предельные отклонения межосевого расстояния
в Передаче +fa , мкм (по нормам контакта) (СТ СЭВ 311—76)
Степень точности	Межооевое расстояние , мм						
	Д* 80	свыше 80 до 120	«выше 120 до 180	свыше 180 до 250	свыше 250 до 315	свыше 315 до 400	свыше 400 до 500
5	18	20	24	26	28	32	34
6	28	32	38	42	45	50	53
7	45	50	СО	67	75	80	85
8	71	80	90	105	110	125	130
9	ПО	130	150	160	180	200	210
10	180	200	220	260	280	300	340
Табл. 7.41. Предельные смещения средней плоскости в передаче
+ fx , мкм (по нормам контакте) (СТ СЭВ 311—76)
Степень точности	Межооевое раавтоянне аа, мм						
	до 80	свыше 80 до 120	свыше 120 до 180	свыше 180 до 250	свыше 250 до 315	•выше 315 до 400	свыше 400 до 500
5	14	16	18	20	22	24	26
6	22	25	28	32	36	40	42
7	34	40	45	50	56	60	67
8	53	43	71	80	90	100	105
9	85	100	110	130	140	150	160
10	130	130	180	200	220	240	260
Табл. 7.42. Допуск на радиальное биение витка червяка fr (
мкм (по нормам плавности работы) (СТ СЭВ 311—76)
Степень точнос- ти	Модуль т, мм	Делительный диаметр червяка	мм							
		ОТ 6 до 10	свыше Ю до В	свыше 18 до 30	свыше 30 до 50	свыше 50 до 80	свыше 80 до 120	свыше 120 до 180	свыше 180 до 250
5	1...16	7,1	7,1	7,5	8	9	10	11,5	14
6	1...16	И	11,5	12	13	14	16	18	22
7	1...25	15	16	17	18	20	22	25	30
8	1...25	20	20	21	22	25	28	32	38
9	1...25	25	25	26	28	32	36	40	48
10	1...25	32	32	34	36	40	45	50	60
клонения на измерительные размеры и, кроме того, на размеры
заготовки, проставленные на том же чертеже.
Зубья колес нарезаются червячными фрезами, положение кото-
рых в процессе обкатки должно быть таким же, как червяков от-
носительно кол^с в собранной передаче. Поэтому СТ СЭВ 311—76
устанавливает предельные отклонения межосевого расстояния в об-
работке fae и предельное смещение средней плоскости червячного
колеса в обработке fxc. Эти отклонения указываются на чертеже ко-
леса и не должны превышать 0,75 от fa и fx в передаче. Значения
fa и fx указаны в табл, 7.40 и 7.41 (извлечение из СТ СЭВ 311—76).
282
Если в качестве измерительной базы принимается ось червяка,
допуск на радиальное биение наружного цилиндра червяка должен
составлять часть (0,5...0,7) от предусмотренного по чертежам до-
пуска на радиальное биение витков червяка, принимаемое по
табл. 7.42.
При использовании наружного цилиндра червяка в качестве
измерительной базы допуск на наружный диаметр заготовки червя-
ка может назначаться по /s14 или Л14 (СТ СЭВ 144—75), если за
измерительную базу принять ось червяка, то предельные отклоне-
ния наружного диаметра могут назначаться на два квалитета
грубее.
Базовые отверстия колес и базовые шейки вала-червяка реко-
мендуется изготовлять по 6-му квалитету для колес 6-й степени
точности; по 7-му квалитету для колес 7-й, 8-й степеней точности
и по 8-му квалитету для колес 9 й степени точности.
Предельные отклонения наибольшего диаметра червячного ко-
леса dam2, диаметра вершин зубьев dac, допуск на биение базового
торца могут назначаться такими же, как для цилиндрических зуб-
чатых колес. За базовый торец принимается один из торцов ступи-
цы или базовый торец зубчатого венца.
Шероховатость поверхностей зубчатых элементов червяков и
червячных колес, а также базовых торцов принимается по табл.
7.36, остальных поверхностей — по табл. 7.11.
'283
Глава 8. ПРИМЕР РАЗРАБОТКИ КУРСОВОГО ПРОЕКТА
8.1. ТЕМА ПРОЕКТА
И СОДЕРЖАНИЕ ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ
Рассчитать и сконструировать привод, изображенный на схеме
(рис. 8.1). Исходные данные: мощность на выходном валу Ny = 8 кВт;
частота вращения выходного вала n'v = 315 мин-1, nv = 280 мин-1;
синхронная частота вращения электродвигателя идв= 1500 мин-1.
Выпуск крупносерийный.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 2. Опре-
деление мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах.
3. Расчет передач. 4. Предварительный расчет диаметров валов.
5. Подбор и проверочный расчет муфт. 6. Предварительный выбор
подшипников. 7. Компоновочная схема. 8. Расчет валов по приве-
Рис. 8.1. Схема привода и график нагрузки:
/...IV — номера валов
денному моменту. 9. Окончательный подбор подшипников по ди-
намической грузоподъемности. 10. Назначение классов точности
подшипников. Ц. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шли-
цевых соединений. 12. Назначение квалитетов, шероховатости“по-
верхностей, отклонений формы и расположения поверхностей
(выполняется на стадии расчета и конструирования каждой дета-
ли), построение полей допусков парных деталей. 13. Расчет валов
на выносливость. 14. Выбор способа смазывания передач и под-
284
iiiiiiiiihkob, выбор уплотняющих средств. 15. Определение размеров
корпуса. 16. Расчет переключающих устройств для муфт и зубча-
тых колес. 17. Разработка спецификации.
8. 2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Выбор электродвигателя. Принимаем КПД: т)1 = 0,99— пары
подшипников качения; т]2=0,97 — пары прямозубых цилиндриче-
ских колес; 1]з = 0,95— открытой цепной передачи; т}4=0,95 — кли-
иоременной передачи; т]5=0,96 — пары конических колес.
Общий КПД механизма привода
Ч = г)^2 П3 П5 = °."4 * °-95 * °>95 • °»97 • °>96 = °>81 •
Требуемая мощность электродвигателя
17дв=^ = ^/т] = 8'0,81 = 9,9 кВт.
По табл. 2.4 ч. 1 принимаем двигатель асинхронный с коротко-
замкнутым ротором типа 4А132М4 с номинальной мощностью
А/Дв= 11 кВт и частотой вращения пдв=П1 = 1460 мин-'.
Кинематический расчет. Частоты вращения выходного вала ме-
ханизма являются членами геометрической прогрессии со знаме-
нателем
ф==	= —лИ,12 137, с. 552].
"m-l 280
Для определения передаточных чисел передач строим график
(рис. 8.2) частот вращения валов па основе стандартного ряда.
Л/{*9,?кВт	/VB=9,32f<BT 9^-8,858к Вт ^-8,5/к Вт 9^8 кВт
Т^б^ТТН-М ТП = 89НМ тш = 64,6НМ- Тд=Т456Н-М ТВ=242,54Н'М
Рис. 8 2. График частот вращения
285
В этот ряд не может входить частота вращения электродвигателя.
Методика построения графиков частот вращения изложена в [37,
с. 27, 440]. Передаточные числа ограничиваются пределами, рекомсн
дуемыми табл. 2.13 ч. 1. Из графика видно, что передаточное число
ременной передачи «i= 1460/1 000 = 1,46, конической передачи и2=
=z3/z1== 1, передаточные числа цилиндрических зубчатых передач
W3==2,7/z5=(p8= 1,125= 1,78 и W4=z6/z4=<p6= 1,126=2, передаточное
число цепной передачи «5=ф5=1,78. Возможны другие варианты
передаточных чисел механизма.
Частоты вращения валов равны: щ = 1460 мин-1, пп = 1000,
nin ~ ЮОО, n'lV = 660, n’iv = 500, n'v — 315, n"v — 280 мин-1.
Выбор чисел зубьев. Так как конические зубчатые колеса поса-
жены на быстроходном валу (иц=1000 мин-1) и входят в реверсив-
ный механизм, с целью повышения плавности зацепления и устране-
ния толчков нагрузки в передаче принимаем круговые зубья с
рт=35° и сравнительно большим числом зубьев Zi—z3—26 (см.
гл. 6 ч. 1).
286
Из технологических соображений модули зубчатых колес двух-
нспцового блока принимаются одинаковыми. Поэтому условием со-
осности является равенство z6 -J- z7 = z4 -|- ze. По приложению 21(37]
принимаем суммарное число зубьев Zy = 75, причем числа зубьев
шестерен — такими, чтобы исключалось подрезание:
z5 + z, = 75,'
— = 1,78
Zb
"Ь гв — 75,
21 = 2.
Z4
и
Решая эти уравнения, получаем z5=27, z4=25, z7=48, z6=50.
Результаты кинематического расчета следующие:
и	н2=1	м3=1,78	ы4 = 2
гкол	23 _ 26	27	48	2« _ 50
гшест	21	26	2»	27	21	26
Кинематический расчет завершается вычерчиванием кинемати-
ческой схемы механизма с соблюдением масштаба (произвольного)
в радиальном направлении. На схеме указываются числа зубьев
колес и данные об электродвигателе (рис. 8.3).
8.3.	РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ
8.3.1.	Определение мощностей и
передаваемых крутящих моментов на валах
Определяем мощности па валах:
^=9,9 кВт; Wn=WiT]пи=9,9 -0,95 -0,99 = 9,32 кВт;
JVin=Лпчms=9.32 • 0,99 • 0,96 = 8,858 кВт;
lViv=WniT]iT12= 8,86 • 0,99-0,97=8,51 кВт;
7Vv = lVIv1l3Tli = 8,51 • 0,99 • 0,95=8,0 кВт.
Определяем передаваемые крутящие моменты:
Л=9,55• 106 (IVi/ni) = 9,55 • 106 (9,9/1460) = 64,77 Н • м;
Тп = 9,55 • 106 (#п/пп) = 9,55 -106 (9,32/1000) = 89 Н • м;
Тш = 9,55- 106(Л/ш/пш) =9,55-106(8,86/1000) =84,6 Н-м;
TJV = 9,55 • 10е (/V;v/«;v) = 9,55 • 10е (8,51/560) = 145,6 Н - м;
r;v = 9,55 • 10е (2V;v/«;v) = 9,55 • 10*(8,51/500) = 162,5 Н • м;
Ту = 9,55 • 10е (JVv/nv) = 9,55 • 10е (8/315) = 242,54 Н - м;
T"v = 9,55 • 10е (iVv/n'v) = 9,55 > 10е (8/280) = 272,86 Н • м.
Полученные данные сводим в таблицу и переносим на график
частот врадщния.
287
Табл. 8.1. Значение п, N н Т на валах
Номер вала	п> мин—*	W, кВт	Т, Н-м
I	1460	9,9	64,77
II	1000	9,32	89
III	1000	8,858	84,6
IV	660/500	8,51	145,6/162,5
V	315/280	8	242,54/272,86
8.3.2.	Расчет клиноременной передачи
. Исходные данные: передаваемая мощность Afj = 9,9 кВт; частота
вращения вала двигателя П1 = пдв=1460 мин-1; частота вращения
вала II пп=1000 мин-1, передача осуществляется от асинхронного
двигателя с короткозамкнутым ротором, пусковая нагрузка состав-
ляет не более 120 % от нормальной, работа двухсменная. Переда-
точное число передачи Ui = uP=ni/n2= 1460/1000—1,46.
По табл. 3.11 ч. 1 при моменте 7ц=89 Н-м на ведомом шкиве
выбираем ремни сечений Б и В и их размеры.
	Вариант I	Вариант II
Сечение ремня	Б	В
Размеры сечения 5РХЛ, мм	14-10,5	19-13,5
Площадь сечеиия мм2	138	230
По табл. 3.20 при угле профиля кана- вок <р=36° диаметры шкивов D\, мм	200	200
Диаметр ведомого шкива Z?2~WpDj® 1,46 D\	292	292
По табл. 3.20 ч. 1 стандартное значе- ние d2	280	280
Фактическое передаточное число _	°2	280 Ир “ Di (1 —е) “ 200(1 — 0,01)’ где е=0,01 — коэффициент упругого сколь- жения	1,414	1,414
Расхождение с требуемым передаточ- ным ЧИСЛОМ Up, %	8,2	3,2
Скорость ремня, м/с v = лП1П1/(60-1000)	15,3	15,3
Величина at мм: ^«^0,55 (£>1+^2) +Л	400	400
Расчетная длина ремия (см. (3.1) ч. 1), мм 1 = 20+ 2 (D1 + D2)+ ( 2 4fl ° - -2.™ + ^(2,00 + 280)+^=« 2 v т	4-400	1558	1558
Ближайшая стандартная длина ремней по табл. 3.11 ч. 1	1500	1500
Уточненное межосевое расстояние, мм	371	371
288
2L — л (D± ~f~ ^g) ~P~
+ И 12L - n(Dt + Pz)]2 - 8 ( Og-Ox V _
8
2 • 1500 — 3,14 (200 + 280) +
“_______________8____________________
+K [2 • 1500—3,14(200-|-280)]2—8(280—200)a
8
amin (мм) при надевании ремня
amin=a—0,015 L
Umax (мм) для компенсации вытяжки рем-
ня
tfniax ~ @ “I" 0,03 L
Угол обхвата, град. (см. (3.1) ч. 1)
Р2 — Di	280 — 200
а — 180 —---------- 60 = 180 — ——--------60
а	371
Условие 120° — выполняется
Окружное усилие, Н (см. (3.7) ч. 1)
Ft = 10W/v=103- 9,9/15,3
Поправочные коэффициенты:
угла обхвата Cj (см. табл. 3.7 ч. 1)
скорости С2 (см. табл. 3.8 ч. 1)
режима работы С3 (см. табл. 3.9 ч. 1)
Число пробегов ремня
i = v/L — 15,3/1,558
Условие 10 выполняется
Исходное удельное окружное усилие
k0, МПа при l=g 10 и при ао=1,2 МПа
по табл. 3.12 ч. 1
Допускаемое удельное окружное усилие
k=k^CiC^C^
Необходимое число ремней
z=r(/(*Si)
Сила, действующая иа валы, Н
Q=2coSiz sin <х/2
348,5
416
167,1
647
0,97
0,94
1,0
9,82
1,74
1,59
3
993
348,5
416
167,1
647
0,96
0,94
1,0
9,82
1,91
1,74
1,6
1103
Силу Q считаем направленной по межосевой линии.
Расчетная долговечность ремня
107
72001
ayV
------I ViVg,
^max /
где oN = 9 МПа — предел усталост'й для клиновых кордткаиевых
ремней; т = 8—показатель степени кривой усталости для клиновых
ремней.
Наибольшее напряжение в ремне сгтах = От + °н + °ц •
Gj = сг0 4- FtH2siz) = 1,2 4- 647/(2-138-3) = 1,98 МПа — сечение Б;,
О] = 1,2 + 647/(2-230-2) = 1,9 МПа — сечение В;
289.
°и = Ен (h/D\) = (80-10,5)/200 — 4,2 МПа — сечение Б\
ои = (80-13,5)/200 = 5,4 МПа — сечение В\
ou=pv210~6 = 1,2-15,32-10-6 = 0,28 МПа. Значения Еи и р (см. гл 3
ч. 1).
Таким образом,
Отах= 1,98+4,2+0,28=6,46 МПа — сечение Б;
Отах —1,9 + 5,4 + 0,28=7,58 МПа — сечение В.
Рис. 8.4. Схема шкива клиноременной передачи
Принимаем Vj = 1,5 и v2 = 1.
Следовательно, •
Й 1’5 • 1 = 2425 4-ДЛЯ сечения Б и
Lh =	1,5 • 1 = 2100 ч-для сечения В.
290

Сравнение результатов расчетов по двум вариантам показывает,
что целесообразно принять три ремня сечения Б, обеспечивающие
меньшую нагрузку на валы и большую долговечность ремней.
Определяем размеры шкивов (рис. 8.4).
Из табл. 3.20 ч. 1 для сечения Б и при расчетном диаметре шки-
ва Di = dp = 280 мм выбираем: 6 = 4,2 мм; /=12,5 мм; е=19 мм;
</= 14,7-0’035; х=9,6 мм. Размер по роликам 7(=</р + 2х=280+2х
Х9,6=299,2 мм. Наружный диаметр шкива de=dp + 2b = 280 +
+24,2=288,4 мм. Ширина обода шкива М= (z—\)e+2f= (3—1/19+
4-2-12,5=63 мм.
8.3.3.	Расчет цепной передачи
Исходные данные: мощность на валу ведущей звездочки A^v =
= 8,51 кВт (см. рис. 8.2 ч. 1); передаточное число передачи к6=
==Иц.п=1,78; предельные частоты вращения ведущей звездочки
n'lv = 560 мин-1; n"v = 500 мин-1; межосевая линия наклонена к
горизонту под углом 45°; смазка и натяжение цепи — периодические,
работа двухсменная, нагрузка с незначительными толчками, передача
нерегулируемая.
По табл. 4.5 ч. 1 по передаточному числу принимаем число зубь-
ев меньшей звездочки Zi = 31, тогда число зубьев большей звездоч-
ки z2—U5Zi = 1,78-31 = 55. Определяем коэффициент, учитывающий
условия эксплуатации. Принимаем /гд= 1,2; ka предварительно при-
нимаем равным 1, так как шаг цепи пока неизвестен и нельзя опре-
делить межосевое расстояние, зависящее от шага;
^рег=1,25;	/С(;м=1,5,	6реж=1,25,	Лц=1;
kg= 6д6а6рег6см6ре>1<Лц — 1,2 • 1 • 1,25 • 1,5-1,25 • 1 = 2,81.
Ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах опре-
делим по данным табл. 4.6 ч. 1 в зависимости от частоты вращения
меньшей звездочки n'iv = 500 мин-1:
= 25,7 + 22,9 + 20,6+17,2 = 21>6 МПа.
4
Определим ориентировочное значение шага цепи по формуле
(4.13) ч. 1, принимая число рядов цепи т=1:
/ = 2,82
3 Г Т•" L
V1 IV
zi[p]m
= 2,82
162,5 • 2,81
31 • 21,6 • 1
= 24,82 мм.
Так как среднее значение [р] принято при коэффициенте Лэ=1,
вычисленная величина шага является ориентировочной. Для опре-
деления оптимального шага зададимся двумя смежными шагами
цепи ПР по ГОСТ 13568—75 (табл. 4.1 ч. 1) и рассчитаем оба ва-
рианта (табл. 8.2).
291
Табл. 8.2. Последовательность расчета цепной передачи
Определяемые величины и расчетные уравнения	Шаги цепи, мм		Примечание
	19,05	25,4	
Разрушающая нагрузка, Н	31 800	56 700	
Ширина внутреннего звена В, мм	17,75	22,61	
Диаметр валика d, мм	5,96	7,95	
Масса 1 м цепи q, кг Проекция опорной поверхности шарии-	1,9	2.6	
pa A~fJd (мм2) (табл. 4.8 ч. 1)	106	180	
Средняя скорость цепи, м/с	4,92 5,5		
v=z/n/(6-104) Vrnin vmax		6,562 7,35	
Число звеньев цепи или длина цепи, выраженная в шага:;:	124	124	
2а	+г, (Zi — zA* t			
t	2	{ 2л / a Межосевое расстояние оптимальное			
а = 40/			
Межосевое расстояние а — 40/ Допустимая частота вращения мепь-	762 1550	1016	Условие
шей звездочки (табл. 4.4 ч. 1)		1300	п max
4г, п ,			выполняется
	2,33	2,33	Условие v < [v |
			
60L,	]			табл. 4.9 ч. 1
			выполняется
Окружная сила, Н	1730	1297	По vmln
103 N			
Принимаем ka = 1, так как межосевое	1544	1158	По vmax
расстояние а = (30...50)/. Коэффициент эксплуатации остается без изменения			
Давление в шарнирах цепи, МПа	45,99	20,3	По vml„
Ft ks			
Р- А Цепь шага /= 19,05мм непригодна,	41	18,1	По "тох
так как р> [р] (табл. 4.6 ч. 1). Даль- нейшие расчеты выполняются для цепи шага / = 25,4 мм Натяжение цепи от центробежных сил, Н		110,7	По vmln
SB = <7t-2 Натяжение от провисания цепи, Н		138,8	По vmax
So = kf qga Расчетный коэффициент запаса проч-		51,25	kf =2 (гл. 4 ч. 1)
ности л		28,5	По "т1п
		31	По о
			
			
Условие выполняется [см. табч. 4.10 ч. 1)
292
Принимаем роликовую однорядную цепь ПР-25,4-56700 по
ГОСТ 13568 -75.
Так как число зубьев звездочки нечетное, вычисляем наиболь-
шую хорду, необходимую для контроля звездочек:
Lx=Di cos 90/z = 235,96 cos 90/31 =235,67 мм.
Определим размеры звездочки в осевом сечении (см. рис. 8.5,
табл. 8.4).
Табл. 8.3. Последовательность расчета параметров звездочки
Наименование	Обо эначе ине	Рас четная формула	Результа- ты расче- тов
Шаг цепи	t	ГОСТ 13 568—75	25,4 мм
Диаметр ролика	D	То же	15,88 мм
Число зубьев звездочки	Z	t d„ 		31 мм
Диаметр делительной окружности	d д	А	180 sin	 г 360	252 мм
Угол поворота звеньев цепи на звездочке	<р	<Р =— Z	11,61»
Диаметр окружности выступов	D,	_	{	180\ Df =^0,5+ctg—)	263 мм
Радиус впадин зуба	Г	г = 0.5025D -|- 0,05 мм	8,03 мм
Диаметр окружности впадин	Di	Dt = dfl-2r	235,96 мм
Радиус сопряжения	rl	Г| = 0,8D ф- г	20,75 мм
Половина угла впадин	а	60 а =: 55° - — Z	53°5'36"
Угол сопряжения	₽	56 В= 18 — — г 64	16° 11'54"
Профильный угол зубьев-	т	17 —	 Z	14°24'
Длина прямого участка профиля Расстояние от центра дуги впадины	fg	fg = D (1,24 sin у — — 0,8 sin Р)	1,35 мм
до центра дуги головки	ОС	ос = 1,24 D	19,6 мм
Радиус головки зуба	Гъ	гъ= D (1,24 cos у + 4-0,8 cos р — 1,3025) — — 0,05 мм '*	180	10,52
Координаты точки с	Хг	х2 = 1,24 cos — Z 180	19,6 мм
•	Уг	уг = 1,24 sin~^“	1,99 мм
Координаты точки о	*1	X] = 0,8 D sin ф у{ =0,8 cos ф D 60 ф = 35° + — Z	10,15 мм 7,62 мм
Угол наклона радиуса вогнутости	ф		36°55'24"
293
90

1,20,75
10,15
16°Н'5б
Ф7д
033 412
Рис. 8.5. Чертеж звездочки
Ф263
~а>238
Ф218
Цепь	\Привов		25, 9
Число зубьев		31
Профиль зуба	стандарт Смещение	Г0СГ5916Ч
Класс точности по ТОСТ5УТ-В9		3
Радиус впадин зуба		8,03
Радиус сопряжения		20,75
Радиусеоловки зуба		10,52
Половина угла впадины		53ь5'38"
дгол сопряжений		16111'5Ч"
1	Комплекс показателей
точности устанавлива-
ется изготовителем
2	. Неуказанные предельные
отклонения размеров охва-
ты ваюсцих по НМ, охваты-
ваемых по ПМ, прочих -^2
3	Термообработка; цемен-
тация венца на глубину
10—1,5 с закалкой до HRC52...S6

Табл. 8.4. Последовательность определения параметров
звездочки в осевом сечении
Наименование	Обо- значе- ние	Расчетные уравнения	Результаты расчетов, мм
Диаметр ролика	D	ГОСТ 13 568—75	15,88
Ширина внутренней пластины	Ь	То же	24,13
Расстояние между внутренними плас-	Ввн	»	15,88
тинами Радиус закругления зуба	Г3	r3= 1.7D	27
Расстояние of вершины зуба до ли-	h	h — 0,8 D	12,7
нии центров дуг закруглений Диаметр обода (наибольший)	Do	180 Dc — /ctg—-1,38 г	218,6
Радиус закругления у основания зуба	rt	При t < 35	1,5
Ширина зуба однорядной звездочки	Ьх	i>i = 0,93BfiH —0,15	14,6
294
8.3.4.	Расчет цилиндрических зубчатых передач
Определение числа циклов перемены напряжений. Наиболее на-
груженной в приводе парой колес является z4— ze, поскольку эта
пара имеет наибольшее передаточное число (и4 = 2) и наименьшую
частоту вращения колеса, n’v = 500 мин-1 (см. рис. 8.2). Срок служ-
бы передачи (см. гл. 6. ч. 1)
Lh = 24 £сут365Лгод£год = 24 • 0,29 • 365 • 0,25 • 5 = 3175 ч.
(Исходные данные: см. рис. 8.1).
Эквивалентное число циклов перемены напряжений (см. (6.33)
ч. 1) при расчете на контактную прочность активных поверхностей
зубьев для колеса z6:
60с	„	„.	„	60с
^NE ~ (ЛпгиЛ/И ПТ1 "Ь T2Lh2 ПТ2 4- TzLhi пт^ =	МГ1 +
-J- (0,7711)3£й2^г2 4- (О.б^^Л/гзПгз] = 60п|у(£/г) 4" 0,73£/,2 4~ 0,53£/,з) =
= 60 • 500 (0,3 • 3175 4- 0,73 • 0,3.3175 4- 0,53 • 0,4 • 3175) =
= 4,3 • 107 циклов,
где
с = 1; пт, — пт„ — птч = п" = 500 мин-1.
/ 1	I Z	1 О	IV
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете
зубьев на выносливость при изгибе
Nf E = 60nJv(£ftl 4- 0,7«£л2 4- 0,5eL„3) = 60  500 (0,3 - 3175 4-
4- 0,7е • 0,3 • 3175 4- 0,5е • 0,4 • 3175) = 3,2 • Ю7 циклов.
Показатель степени кривой выносливости принят ио данным
6.9 ч. 1.
Выбор материалов и термообработки. Если в задании на курсо-
вое проектирование материал колес и способ термообработки не
заданы, необходимо обосновать их выбор, исходя из условий работы
передач и производства колес [37, с. 76]. В данном случае для умень-
шения габаритов передачи и всего привода блок зубчатых колес
выполняется цельным с наименьшим расстоянием между венцами,
равным размеру камня переводки (см. рис. 6.28, в ч. 1). В таком
случае окончательная обработка зубьев может производиться лез-
вийным инструментом после термообработки, если твердость зубьев
не более НВ 350, в противном случае необходимо шлифование или
притирка при 7-й степени точности колес и выше. Для получения
зубьев сравнительно высокой контактной выносливости с прочной
сердцевиной, что важно для реверсивных передач, используется
сталь 40ХН с закалкой ТВ1!. Ориентировочные расчеты размеров
колес и их окружной скорости показывают, что можно принять
8-ю степень точности, для достижения которой отделочная обра-
ботка зубьев после закалки ТВЧ необязательна.
Поскольку заданием на проектирование предусматривается круп-
носерийный выпуск приводов, в качестве заготовок для всех колес
295
принимаются штамповки. Передачи zb— г7 и г4— ze— понижающие
(см. рис. 8.2), поэтому z4 и гБ являются шестернями, a ze и г,—
колесами, валы этих передач короткие и сравнительно жесткие, ши
рина зубчатых венцов малая (принимаем = 0,15 — см. табл. 6.8 ч .1),
поэтому применим закалку с нагревом ТВЧ до твердости зубьев ко-
лес HRC 48 ... 52, зубьев шестерен HRC 50... 54. Механические
характеристики сердцевины примем по табл. 6.17 ч. 1; ов = 1600 МПа;
oj- = 1400 МПа.
Определение допускаемых напряжений. Контактных — по
табл. 6.13 ч. 1, предел контактной выносливости он цть = 17 HRC -|
+ 200, тогда для шестерен Он нт ь = 17 • 52 + 200 = 1084 МПа и
для колес он пт ь== 17 • 50 + 200= 1050 МПа. В расчет принимает-
ся среднее значение твердости. По графику (рис. 6.21 ч. 1) прини-
маем базовое число циклов при HRC 50 Nho = 8 • 107 циклов, коэф-
фициент безопасности— Sh = 1,2. При Nhe < Nho (ограниченный срок
6------------------------------------------------------------
службы) коэффициент долговечности Khl — V Nhe/Nho =
= 1^8-107/(4,3- 10’)= 1,09. Допускаемое напряжение (см. (6.32) ч. 1)
Онр = Он \im ьКне/Sh — 1050 • 1,09/1,2 = 954 МПа.
Из (6.32) ч. 1 следует, что оИр для шестерен будет несколько
большим, поэтому за расчетное онр принимаем меньшее, вычисленное
по материалу колес.
Изгибных — по табл. 6.16 ч. 1 для стали 40ХН при твердос-
ти зубьев HRC 45... 55 принимаем предел изгибной выносливости
зубьев арпшь =550...600 МПа. Примем средние значения онптб
для шестерен и колес соответственно 590 и 560 МПа. Допускаемые
напряжения: для шестерен oFP = - - lmb К FlKFc —----1 • 0,8=270
sF	1,75
МПа, для колес oFP =	• 1  0,8 = 256 МПа.
1,75
1П р/ N
Здесь KFl = 1 I /	---коэффициент долговечности.
По данным 6.9 ч 1, mF = 6, NFo — 4- 10е. Так как NFe>NFo,
то KFl= 1. Коэффициенты K.Fc = 0,8 и sF = 1,75.
Для проверки прочности при перегрузках — пре-
дельные контактные напряжения для шестерен: онр max = 40 HRC =
= 40 • 52 = 2080 МПа; для колес оИр max = 40 • 50 = 2000 МПа.
Предельные изгибные напряженияо>р=0,6*ов = 0,6 • 1600=960 МПа.
Определение размеров передач и колес. Ориентировочное дели-
тельное межосевое расстояние более нагруженной пары z4—z6 (6.4)
(см. рис, 8.2 и 8.3):
з / о = Ко(«4+1) у	TivKHR	•	3/	162,5 1,02 	IV "р = 495 (2+ 1)1/ 			 V 2*. 0,15 - 954* = 102.2 мм.
296
>f>,a(U4 +1)
Принято Xa — 495, Кнр = 1,02 в зависимости от	-
= °*15 +-- = 0,225 по графику (рис. 6.11 ч. 1), Т”п = 162,5 Н-м
(рис. 8.2 ч. 2). Определяем модуль, полагая его одинаковым для
обеих пар колес m = 2alzz = 2 • 102,2/75 = 2,73 мм. По СТ СЭВ
310—76 (с. ПО ч. 1) принимаем т = 3 мм. Уточняем межосевое рас-
стояние а = nizzll = 3 • 75/2 = 112,5 мм.
Рис. 8.6. Размеры зубчатых колес
Определяем размеры вен-
цов колес (табл. 6.1 ч. 1) при
Х1=Х2== 0. Делительные ди-
аметры: dZA = mz4 = 3 • 25 =
= 75 мм; dZb = 3 • 27 =81 мм;
dzfi = 3 • 50 = 150мм; dz7 =3-
• 48 = 144 мм. Диаметры вер-
шин: dOA — dZ4 + 2m = 75 +
+ 2-3 = 81 мм; das= 81 +
+ 6 = 87 мм; da6=150 +
+ 6 = 156 мм; da7 = 144 +
+ 6 = 150 мм. Диаметры впа-
дин: df4 = d2— (h*a + с’) 2m=
— dz4 — 2,5m=75 — 2,5 • 3=
= 67,5 мм; df3= — dZ5 —
81 — 7,5 = 73,5 mm; d/f) =
— 150 —7,5 = 142,5 mm; df?=
= 144—7,5 = 136,5 мм. Ши-
рина венцов колес z4 и ze:
bw = i|wz = 0,15 X 112,5 =
= 16,9 мм. Принимаем bK —
= 18 мм (рис. 8.6). Опре-
делим при том же а ширину
венцов bw колес быстроход-
ной пары гъ — г7 (6.5 ч. 1)
(см. рис. 8.3):
145,6 • 1,02

2 2 2
а и3онр
= 4953(1,78 + I)3--------------------
'	' 112,5“ • 1,78“  9548
= 10,S' мм.
Принимаем 6ц, = 12 мм. Расчетные значения Ьц, увеличены на I = h tg 15
(рис. 8.6) для компенсации уменьшения рабочей длины зуба с боч-
кообразным торцом.
Проверка на выносливость по контактным напряжениям. Опреде-
297
ляем окружные скорости: для первой ступени (гБ— z7)	= w<fzS>,|1i —
=--------------=4,24 м/с; для второй ступени (z4— ze) va =
60 • 1000
Яб/24лш 3,14 • 75 • 1W0
= ё6Т1^ = —do^ooo = 3’93 м/с- Выбираем степень точности
передач по нормам плавности (табл. 6.7 ч.1). Принимаем 8-ю степень
точности для обеих передач. Определяем диаметры основных окруж-
ностей колес (п. 21, табл. 6.1 ч. 1) при az == alw = 20°: dM =
= dzi cos 20° = 75- 0,9397 = 70,48 мм; db5 = с?г5 cos 20° = 81 -0,9397 —
= 76,11 мм; аналогично dhG — 141 мм; db7 — 135,32 мм.
Определяем углы профилей зубьев в точке на окружности вер-
шин (п. 20 табл. 6.1 ч. 1): cos ао4 = dM!dai — 70,48/81 = 0,8701,
аа4 = 29°33'; cosafls = 76,11/87 = 0,8748, aas = 28°58', аналогично
ас6 = 25°20', аа7 = 25°34'. Тангенсы этих углов: tg 29°33'= 0,567.
tg 28°58' = 0,5537, 1g 25°20' = 0,473, tg 25°34' = 0,4784. Коэффициент
торцового перекрытия (п. 25, табл. 6.1 ч. 1): пары гБ— z7(co =
= a(№ = 20°)
г5 fg Ka5 + z7 ‘g %7 — (г5 + ?7) tg a<u, 27-0,5537+48-0,4784—75-0,364
е al--------------------------------—  --------------------------
2л	2-3,14
= 1,69;
аналогично для пары ze— z4 ea2 = 1,68. Коэффициенты ширины ко-
лес по диаметру: фМ4 = bwtldzt = 18/75 = 0,24, фМ5 — ba^da = 12/81 =
= 0,15.
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
для ступени z5 — z7 zE, =	..4 ~ e<xi = p/"IZZ?!6? = 0,877; для
ступени z4 — z6 zEi =	- ~э1,68 = 0,8794. Удельная окружная ди-
намическая сила (см. (6.10) ч. 1)
Whvi = t>ngov 1/ — = 0,014 - 56 - 4,24 1/	= 34,45 Н/мм
V и	V 1,78
для ступени z5 — z7; для ступени z4 — ze Whvz = 0,014 • 56 • 3,925 X
X H|l5. = 3O,1 H/mm.
Здесь принято: = бщ = бН2 = 0,014 (см. табл. 6.10 ч. 1);
go = 56 (см. табл. 6.11 ч. 1).
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникаю-
щую в зацеплении (см. (6.9) ч. 1):
К =1-4- W"v bw dwl •
HV ^^0TuiKHaKH^
Khv\ = 1 + -г.	—12 81--= 1,196 (для передачи z6 — z7);
2000-84,6 -l-l,01	v	r	б 7/,
298
Kw2=l+ -9nm3°’i '18'nQ =1,235 (для передачи z4 —ze), где
ZUUU  o4, b • 1 • 1, Uz
Kita = 1 Для прямозубой передачи; K/zpi = 1,01 и Кн₽2=1,02 при-
няты по рис. 6.11 ч. 1 в зависимости от фм4 и фмь, Т1н = 7’[ц =
84,6 Н • м.
Удельная расчетная окружная сила (см. (6.8) ч. 1)
20007, н
Win = ——КнвКнаЛну = ——~—КнаКнрКну- Для передачи zs— z7
ц/нп — 2000 ,.84’6. 1 . J oi . 1Д96 = 210,3 Н/мм и передачи z4— ze
12 • 81
U7Hfi2 = 2000.184’в i , i 02 . 1,235 = 157,9 Н/мм.
18 . 75
Здесь
Тш = Т|П = 84,6 II • м.
Расчетные контактные напряжения (см. (6.7) ч. 1)
07/= ZH ZHZ£ 1 / —— •—, где ZM = 275 МПа, ZH — 1,77. Для
V di и
передач z5 — z7 и z4—ze соответственно oWi = 1,77 • 275 • 0,877 X
X 1/	1'78 + l. =859,6 МПа <954 МПа = оиР и ollP2 =
V 81	1,78 
= 1,77 • 275 • 0,8794 1/	=760,7 МПа < 954 МПа.
И 75	2
Таким образом, условие контактной прочности выполняется.
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям от изгиба.
Коэффициент ширины колеса по модулю (табл. 6.9 ч. 1) для ступе-
ней z5 — z7 и z4— z0 соответственно = bwhn — 12/3 = 4; ipfcm2 =
= 18/3 = 6. Коэффициент, учитывающий форму зуба YP, принимаем
по рис. 6.14 ч. 1 при X = 0:
шестерни	колеса
z: z4 = 25 z5 = 27 ze = 50 z7 = 48
Yf: 3,9	3,85	3,65	3,7
Определяем отношения oPPIYP при aPP — 270 МПа для шесте-
рен и оРР — 256 МПа для колес:
шестерни
z: z4 = 25 z6 = 27
69,23 70,12
УР
колеса
ze= 50 z, = 48
70,1 69,2
Таким образом, в передаче гБ — z7 расчеты следует вести по
колесу, в передаче г4—ze — по шестерне (6.6.3 ч. 1). Коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине
венца, принимается по рис. 6.11 ч. 1. Для ступени z4 — ze Krpi =
= 1,02 и для ступени г6 — z7 КР&> — 1,04;
299
Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных
линий (см. (6.14) ч. 1)
= t лт(2-еа)(еа-1)
еа *«,
где fa— коэффициент торцового перекрытия:
«а! = 1,69 (для z 6— z7); еа2 = 1,68 (для z4 — ze).
Тогда для передачи z5—z7
„	.	3,14 • 3(2 — 1,69)(1,69 — 1) nn
Aei — 1-----------------—--------— = 0,9 и аналогично для пере-
1,69  12	к
дачи z4 — ze Лег = 0,932.
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для передачи
гь— z7 Ye = —— = 1/(0,9 • 1,69) = 0,657, для передачи z4— zc
Кееа
Ye = 1/(0,932 • 1,68) = 0,639.
Удельная окружная динамическая сила W Fv =	/ Сц> 
г и
Принимаем: g01=g02 = 56 (табл. 6.11ч. 1); 6n = 6F2 = 0,016
(см. (6.18) ч, 1). Тогда для передачи zb — z7 == 0,016 • 56 х
X 4,241/ ‘‘2’° = 30,2 Н/мм и для передачи z4 — Wpv.=
I/ 1,7о
= 0,016 • 56 • 3,925 рЛ	= 26,4 Н/мм.
Определим коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку
(см. (6.17) ч. 1) Kfv = 1 +	*2 "	, где KFa = 1 для пря-
мозубых колес; Tt —Тш = 84,6 Н-мм (рис. 8.2). Таким образом,
для передачи z6 — z7
KFVl = 1 4-  30,2-12-81 _ = i i7
2000 • 84,6 • 1-1,02
для передачи z4— ze
Kpv, — 1 +
26,4 • 18,75
2000-84,6-1-1,04
= 1,2.
Удельная расчетная окружная сила (см. (6.15) ч. I) (Н/мм)
2000Т! „ „ „
Л Fa A FflA FV•

Для передачи z4 — ze
\Y7	2000 • 84,6	«	। л >	।	.
• 1 . 1 04 • 1,2 = 156,4;
*	18 • 75
для передачи z5 —z7
WFt, = —0^° ' 84,6 . 1 . 1,02 . 1,17 = 207,74.
12-81	*
B00
Определим напряжения от изгиба для менее прочных зубчатых
колес (см. (6.13) ч. 1)
aF = rFrey₽-^-.
tn
Для колеса z7 oFI = 3,7 • 0,657 • I20—74 = 168 МПа, для тестер-
3
ни гв oF2 = 3,9 • 0,639 • 1 156,4 = 130 МПа. Изгибная прочность
зубьев обеспечена, так как ofl<ofp = 256 МПа и oF2 < oFP —
= 270 МПа.
Здесь Ур = 1.
Проверка прочности зубьев при перегрузках. Для предотвраще-
ния пластической деформации или хрупкого разрушения поверхно-
стей зубьев необходимо выполнить условие (6.35) ч. 1:
ОНтах = Он1/ < ОцРтт.
' \н
Т
По заданию на проектирование (см. рис. 8.1) - у"— = 2,45. Для
передачи z5 — z7 oHi = 859,6 МПа, для передачи____zt—ze =
= 760,7 МПа. Таким образом, сгН1тах = 859,6)^2,45 = 1345,6 <
< 2080 МПа и аН2тах = 760J/2A5 = 1190 < 2000 МПа.
Для предупреждения хрупкого разрушения зубьев или остаточ-
ных деформаций должно выполняться условие (6.36) ч. !:•
Gf'max ==	Тппп/ТОрршах.
Для колеса z7
Ofimax — 168 • 2,45 = 411,6 < сортах — 960 МПа;
Uf2jnax = 130 • 2,45 = 318,5 < O/.pmax = 960 МПа.
Таким образом, изгибная прочность зубьев при перегрузках
обеспечивается.
Для заполнения таблицы параметров зубчатого венца в соот-
ветствии с СТ СЭВ 859—78 (см. гл. 7) необходимо знать размеры
для контроля взаимного положения разноименных профилей зубь-
ев. В данном случае вычислим, например, для колеса z7=48 с tn —
= 3 мм длину общей нормали по уравнению (п. 30 табл. 6.1 ч. 1
и рис. 6.5 ч. 1):
W [л (z„ — 0,5) 4- zinv a] mcosa = [3,14 (6 — 0,5) 4- 48 • 0,0149] 3 X
X cos 20° = 50,7 мм,
где zn = (tg а — inv а) 4- 0,5 = -y^-(tg 20° — inv 20°) = —X
X (0,36397 — 0,01490) 4- 0,5 = 5,84. Принимаем zn = 6. Значения
inv а см. в табл. 6.4 ч. 1.
301
8.3.5. Расчет конических зубчатых передач
Выбор материалов и термообработки. Конические передачи
Zi — г3 и z2—z3 входят в механизм реверса с кулачковой муфтой, в
связи с чем возможны нагрузки с толчками. Предварительные ра-
счеты показали, что средняя окружная скорость колес превышает
5 м/с. Поэтому для повышения плавности работы передач прини-
маем конические колеса с круговым зубом с углом наклона линии
зуба рт=35° (см. п. 40 табл. 6.3 ч. 1). С целью понижения габаритов
передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости
зубьев, что важно для колес реверсивных передач, принимаем
сталь 12ХНЗА; термообработка — цементация. По табл. 6.14 ч. 1
принимаем механические характеристики HRC 56...63; ов=
= 920 МПа, от = 700 МПа (сердцевины).
Эквивалентное число циклов перемены напряжений определено
по такой же методике, как и для цилиндрических колес: Nee =
86, • 107 циклов, Nfe = 6,5 • 107 циклов.
Определение допускаемых напряжений. Контактных — по табл.
6.15 ч. 1 принимаем предел контактной выносливости uHlltnb =
= 23HRC. При среднем значении твердости после цементации и
закалки HRC 60 получим он Ilmfc = 23 • 60 = 1380 МПа. Базовое
число циклов перемены напряжений по графику (рис. 6.21 ч. 1)
Nho = 120 • 10е при HRC 60. Коэффициент долговечности Кнь =
_ J1/ nho — |6/^-12.= 1,06. Принимаем коэффициент безопасности
У N НЕ	У 8'6
Sh — 1,2. Таким образом, допускаемое напряжение снр = —н 11тЬ- х
SH
х Khl = -1^0-1,06 = 1219 МПа.
1,2
Изгибных—ПО табл. 6.16 Ч. 1 МОЖНО принять Пгитй =
=850 МПа, коэффициент безопасности = 1,75; поскольку передача
реверсивная, принимаем Kfc = 0,8, так как NFe > Мго, то К fl --
= ^го = 1. Допускаемое напряжение
oFP = -Pfllm	1 • 0,8 = 388,6 МПа.
sF	1,75
Определение размеров передачи и колес. Зубья колес закалива-
ются до высокой твердости, поэтому критерием работоспособности
их может быть изгибная выносливость. На этом основании для
ориентировочного определения размеров колес вычислим средний
нормальный модуль (см. (6.28) ч. 1):
mnm =11,21/ -------,
У
где Tip — Tu = 89 Н-м (рис. 8.2). Принимаем Кье~- 0,3.
802
Тогда
S’Wml = -------------- = ------------- = 0,25,
(2 — Kb,)cos&i (2 —0,3) cos 45°
где — 62 = 45° — углы делительных конусов при передаточном
числе и= 1. Число зубьев биэквивалентного колеса (см. п. 42
табл. 6.3 ч. 1)
Zi	26	с-
Zvn, = ------------ = ------------- = 67.
cos 6i cos3 Р,л cos 45° cos3 35°
По рис. 6.14 принимаем Yf =3,62. В зависимости от—=
2—кы
0 3*1
= 2 * о з = 0,18 принимаем но рис. 6.19 ч. 1 Кг$— 1,1 при HBX
и НВ2 большим 350 и опорах на шариковых подшипниках.
Подставляя исходные данные, получим
11 о.3/	89 - 1,1 • 3,62	„
ГПпт — 11,21 / ---------------------- = 3,47 мм.
У 0.85 • 388,6 • 262 • 0,25
Этот модуль согласуется с ГОСТ 9563—60. В данном случае при-
нимаем /ппт=3,5 мм. Затем вычисляются параметры колес и пере-
дачи по формулам табл. 6.3 ч. 1. Внешний окружной модуль
"Ч™	3-5	с ....
Ши =------------------=------------------------=5 мм.
(1— 0,5Kfc )cosfJ (1 — 0,5 • 0,3) cos 35°
Внешний делительный диаметр t/„=/nZrz1 = 5-26= 130 мм. Средний
делительный диаметр
Z||/nnm 26-3,5  26-3,5
cos	cos 35°	0,81915
= 111,09 мм.
Число зубьев плоского колеса z0 = Кz2 + z2 — У 262	262=37.
Внешнее конусное расстояние (см. рис. 6.15 ч. 1)
Re = —= 92,2 мм.
2 sin 61	2 sin 45°	2
Ширина зубчатого венца bw=tybdmidmi = 0,25-111,09=27,8 мм. Ре-
комендации ГОСТ 19326—73 (bw^ 14 тпт или &ю^10 mte и /<ье=
= bw/-Re^0,3) ВЫПОЛНЯЮТСЯ.
Среднее конусное расстояние Rm=Re—0,5 bw=92,2 — 0,5-27,8=
= 78,3 мм. Номинальный диаметр зуборезной головки принимаем
по ГОСТ 19326—73 (см. табл. 2, с. 41) rfo=16O мм. Определим
осевую форму зуба при исходном контуре по ГОСТ 16202—70 в за-
висимости от показателя /<0=/?т/^э = 78,3/160=0,49 по графику
(ГОСТ 19326—73, черт. 1, с. 36). Принимаем осевую форму зуба II
(для этой формы зуба в табл. 6.3 ч. 1 приведены формулы для рас-
чета параметров колес). Коэффициент смещения xni=0 (ГОСТ
19326—73 с. 49). Коэффициент изменения толщины зуба xTi = 0
(ГОСТ 19326—73 с. 30).
303
Развод резцов зуборезной головки для чистовой обработки ко-
леса ы2 = тпт (0,6609 + *Т1) = 3,5 • 0,6609 = 2,31 мм. Принимаем
по табл. 2, с. 30 ГОСТ 19326—73 ш2 = 2,2 мм. Проверяем условие
0,06rnnm > w2 — w2 > —0,02rnnm; 0,21 > 0,11 > —0,07 — условие со-
блюдается.
Поправка на высоту ножки зуба 8hf = 1,37375 (иу2 — w2) —
= 1,37375(2,31 —2,2) = 0,1511 мм.
Расстояние от внешнего торца до расчетного сечения 1е =
= 0,56йу — 0,5 • 27,8 = 13,9 мм. Высота ножки зуба в расчетном
сечении Лд = (/?д 4- с* —хп1) тпт + 6Л, = (14- 0,25) 3,5 4- 0,1511 =
= 4,526 мм. Нормальная толщина зуба в расчетном сечении s„i =
= (0,5л + Xni 2tg ап + хх1)тпт — 0,5 • 3,14 • 3,5 = 5,5 мм. Сумма уг-
лов ножек шестерни и колеса
е,2 =----*— =	= 428,87' = 7,148°.
' sin₽m 0,5730
где
_С1 — с2^т  20 775 149  78,3 _
zc	37
с 10 800tgPm 10 800 tg 35°, 2Q775.
1	tg an	tg 20°
c _ 2G sin = 2  20 775 sin 35° =
2	~ d0 ~	160
Угол ножки зуба
Од = 0/2-^- = 428,87—^— - 214,63' = 3°34';
птпт	3,14  3,5
0,2 = 0,2—Од = 3°34'.
У гол головки зуба 0Й1 = 0а2 = Каi0ц = 3°34', где Ка\ — Ка2~ 1
(табл. 2, с. 56 ГОСТ 19326—73).
Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного се-
чения на внешний торен Miaet — h tgO(;l = 0,5fc„, tg 3”34' = 0,5-27,8 X
X 0,06239 = 0,867 мм. Увеличение высоты ножки зуба при перехо-
де от расчетного сечения па внешний торец ЛЛ,С1 = /е tg Од = 0,5 X
X 27,8 tg3°34' = 0,867 мм. Уменьшение высоты головки зуба в
расчетном сечении
Ыа1 = (^-/₽)(tg6,2-tg0ol) = (27,8-0,5 • 27,8) X
X(tg3°34' — tg 3°34') = 0.
Высота головки зуба в расчетном сечении hai — (h* 4* хп\}тпт —-
—bha\ — 3#5 мм.
Внешняя высота головки зуба hael = hat 4- &hael = 3,5 4- 0,867 =
= 4,367 мм. Внешняя высота ножки зуба hfe\ = fyi 4-	= 4,526 4-
4-0,867 =5,393 мм. Внешняя высота зуба he\ — hae\ 4- hfe\ = 4,367 -f-
-j-5,393 =9,76 мм. Угол конуса вершины 6ai = ба2 — 61 + 0о1 = 45° 4-
4~3°34'= 48°34'. Угол конуса впадин 6д = 6i —6д = 45° — 3°34' =
304
= 41 °26' .Внешний диаметр вершин зубьев daei = 2haei cos 6t 4- dei —
= 130 -|- 2-4,367 • cos45° = 136,1575 мм. Расстояние от вершины ко-
нуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев Bi — 0,5dt2 —
— haei sin 6i — 0,5 • 130 — 4,367sin 45° = 61,913 мм. Постоянная
хорда sci = 0,883 sn — 0,883 • 5,5 — 4,856 мм. Высота от вершины
зуба до его постоянной хорды hci = hai — 0,1607. Snl = 3,5—•
— 0,1607 • 5,5 = 2,616 мм. Коэффициент торцового перекрытия
Проверочный расчет на выносливость по контактным напряже-
ниям. Проверка контактной прочности непрямозубых конических
колес производится по уравнению (6.23) ч. 1
/

wHt]/и? 4 1
0,85rfml«
^НР-
Расчет следует выполнять для того из колес пары, у которого меньшие
допускаемые напряжения. В данном случае передаточное число пере-
дачи и = 1 и допускаемые напряжения одинаковые: Ghp = 1219 МПа.
Коэффициент, учитывающий механические свойства материала, Z,w=
= 275 (МПа1/®); коэффициент, учитывающий <|кэрму сопрягаемых
поверхностей, Zn = 1,77 cos [1,„ = 1,77cos 35' = 1,45; коэффициент,
учитывающий суммарную длину контактных линий. Ze = 1/ ---------------
V Ке ва
= р/ 95 эзГ0,9. Принято Ке =0,95. Удельная расчетная окруж-
20007’j н
ная сила (см. (6.24) ч. 1) Wnt=
ndmjti!
KhoJCwKhv- Средняя окруж-
3,14-111 -0,9-1000 = м/с> По
60  1000
степень точности. По рис. 6.13 ч. 1
распределение нагрузки
на я скорость vm =------—- ==
1 т 60 • 1000
табл. 6.8 ч. 1 принимаем 8-ю
принимаем коэффициент, учитывающий
между зубьями, Кца = 1,1- Коэффициент, учитывающий дина-
мическую нагрузку в передаче К nv — 1 4------------, где wHv =
__________ wHPt
= 6н£оит1/ + -- По табл. 6.10 и 6.11 ч. 1 принимаем:
6Н = 0,004; g0 = 56. Тогда wHV = 0,004 • 56 • 5,81 /111,09 • 2 =
юоо и/	IS 2тТт „	2000-89	. п_
= 19,32 Н/мм; wHpt = — KJlfi = Кнц = f -	- 1,05 =
= 60,55 Н/мм; Дир = 1,05 принято по рис. 6.19 ч. 1 в зависимос-
11 Зак. 2138
305
KhpU
ти от ранее вычисленного отношения--------- =0,18 при НВХ и
2 К))е
НВ2, большими 350. Получим Knv= 1 + 19,32 = 1,32. Таким об-
60,55
разом, wHt = -^°° ' 89 1,1 • 1,05 • 1,32 = 87,9 Н/мм.
Расчетные контактные напряжения
сн = 1,45 • 275  0,91/ 87,9^2	= 488,2 МПа.
V 0,85-111,09
Условие прочности соблюдается, поскольку ан <оНР = 1219 МПа.
Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.
Проверка изгибной прочности выполняется по уравнению (6.29)
ч. 1:
а? = Yf YeYb—Wfi
».85тпт
Поскольку материалы колес и термообработка
редаточное число передачи и = 1, можно считать
непрочными, Yf — 3,62 — коэффициент, учитывающий форму зуба
(принят ранее); коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,
уе =	1	= 0,787, где Ке см. с. 114, ч. 1.
Ae 0,У5*1,ЗЗо
их одинаковы, пе-
зубья колес рав-
Коэффициент, учитывающий наклон зубьев, = 1------------— 1 —
35
— —=0,75. Удельная расчетная окружная сила (см. (6.30) ч. 1): Wfi—
FFt	200071	2000 • 89
=	КFaKFfiKFV, где Fpt = d = J J J o9 =1602 H. Коэффициент
ml	»
учитывающий распределение нагрузки между зубьями (см. (6.16)
«НМ 4 Т(₽а-1 )("-•>) 4 Ч-(1,338— 1)(8 —5) n Q„7	.
Ч- • ) Ага = -------------- = ------------------ = U,937. Коэф-
4еа	4-1,338	*
фициент Кгр = 1,1 принимается по рис. 6.19 ч. 1. Коэффициент,
учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, Kpv — 1 +
+ -J-V , где wFv = govm р/" dmi(“ + 9 . По табл. 6.11 ч. 1 при-
нимаем g0 = 56 и по 6.7.6 &F = 0,006.
wFV = 0,006 • 56 • 5,81К2 • 111,09 = 29,1 Н/мм.
Wfip = — KFI> = -^-1,1 = 63,4 Н/мм.
bw	27,8
Следовательно, Kfv — 1 +	= 1,46. Получим u»n = — X
63,ч—	J	27,8
X 0,937. 1,1 • 1,46 = 86 Н/мм.
306
Расчетные изгибные напряжения
ог = 3,62 • 0,787 • 0,75—-— = 62 < Ffp = 388,6 МПа.
0,85-3,5
Условие прочности соблюдается.
Проверка прочности по кратковременным перегрузкам. Предель-
ное контактное допускаемое напряжение (см.( 6.35) ч. 1) оНРтак =
*= 40 HRC = 40 • 60 = 2400 МПа. Предельное изгибное допуска-
емое напряжение oFPmax = 0,6о* = 0,6 • 920 — 552 МПа.
Для предотвращения хрупкого разрушения или остаточных де-
формаций зубьев должно выполняться условие (6.36) ч. 1:
Т
„	_ * пик	_
max — ®F ~	О/грщах >
1 \F
Оттах = 62-2,45 = 151,9 < ар ртах = 552 МПа.
Для предотвращения пластических деформаций или хрупкого
разрушения поверхности зубьев необходимо выполнить условие
(6.35) ч. 1:
Otfmax — Он 1/ -^ПИК- ^ОнРтах!
)	71Н
Онтах = 488,2) ' 2,45 = 764 < сортах = 2400 МПа.
8 4. РАСЧЕТ ВАЛОВ
Выбор материала валов. Для правильного выбора материала
валов п црмообрабогкн их необходимо знать тип подшипников, в
которых вращается вал, характер посадок деталей на валу (подвиж-
ные или с натягом), характер действующей нагрузки. Второй вал
быстроходный, вращается в подшипниках качения. Зубчатые колеса
Zj и г2 (см. рис. 8.3) свободно вращаются на валу, по шлицевому
участку вала перемещается кулачковая полумуфта. Для обеспечения
достаточной износостойкости трущихся поверхностей этого вала вы-
бираем легированную сталь 40Х. Для условий крупносерийного про-
изводства приемлемым видом термообработки трущихся поверхно-
стей является закалка с нагревом ТВЧ до твердости HRC 50...54.
Механические характеристики: о6 = 730 МПа, ог = 500 МПа, тт =
= 280 МПа, о_( = 320 МПа, т_, = 200 МПа, = 0,1,	= 0,05.
На третьем валу, вращающемся в подшипниках качения, на
шпонках насажены зубчатые колеса z3...z6. Трущихся поверхностей
на валу нет. Наиболее подходящим* материалом является сталь 45.
Термообработка — улучшение, твердость ие менее НВ 200. Механи-
ческие .характеристики: о6 = 560 МПа, ат = 280 МПа, тт = 180 МПа,
о_г = 250 МПа, т_1 — 150 МПа, =0,	= 0. Четвертый вал
имеет шлицы, по которым скользит блок зубчатых колес ze—z7.
Материал и термообработку принимаем теми же, что и для вто-
рого вала.
п*
307
Для расчета валов и подбора подшипников необходимо вычис-
лить реакции опор и изгибающие моменты, действующие в различ-
ных сечениях валов. Эта задача выполнима при известных расстоя-
ниях между плоскостями действия нагрузок и опорами.
Для нахождений этих расстояний необходимо выполнить в про-
извольном масштабе эскизную компоновку привода (рис. 8.7) . При
Рис. 8.7. Компоновочная схема
этом необходимо: а) обеспечить достаточные осевые перемещения
зубчатых колес, муфт, переключающих устройств; б) исключить
одновременное включение блоков зубчатых колес с двумя смежны-
ми неподвижными колесами; в) механизмы управления распола-
гать так, чтобы рукоятки управления находились в удобном поло-
жении. Нежелательно располагать подшипники механизма управ-
ления в области масляной ванны корпуса, с тем чтобы исключить
подтекание масла и уплотнение на осях механизма управления;
г) обеспечить доступную и быструю сборку и разборку, легкую ре-
гулировку натяга подшипников и регулировку зубчатых зацепле-
ний; д) обеспечить самосмазываемость зубчатых зацеплений и под-
шипников, когда это допускается окружной скоростью зубчатых
колес; е) конструкцию корпуса выбирать наиболее технологичной
308
для данного вида производства; ж) обеспечить наибольшую жест-
кость валов и опор, для чего следует расстояния между зубчатыми
колесами и другими деталями принимать наименьшими из допусти-
мых. Оси передач могут быть расположены в одной или разных
плоскостях. В первом случае корпус выполняется из двух частей
с разъемом по осям, во втором — неразъемным. В данном примере
примем корпус разъемным.
Компоновочная схема разрабатывается в следующем порядке.
1.	Проводятся оси валов. Межосевые расстояния, полученные
при расчете передач, откладываются в произвольном масштабе.
2.	Производится предварительное определение диаметров валов.
Для составления расчетных схем необходимо знать расстояния
между плоскостями действия сил, которые зависят от осевых раз-
меров муфт, зубчатых колес, шкивов, подшипников, в свою очередь
зависящих от диаметра вала. Диаметры валов могут определяться
по условному расчету на кручение [см. (3.22) ч. 2].
Консольные участки быстроходных валов рекомендуется разгру-
жать от влияния изгибающих моментов. С этой целью в данном
примере шкив ременной передачи установлен на разгрузочной втул-
ке, поэтому консольная часть II вала скручивается. Диаметр II вала
, з Г 89 • Ю3 ос
dji = 1 / -------= 28 мм.
0,2 • 20
Расчетные диаметры округляем до ближайших стандартных диа-
метров шеек под подшипники. Принимаем df/ = 30 мм.
Диаметр Ш вала
,	_ /84,6 • )03	„
din — Л / ------— 27,6 мм,
|/	0,2 • 20
Принимаем diu = 30 мм.
Диаметр IV вала
, з / 162,5  103	„. „
div — 1 / --:--- = 34,3 мм.
У 0,2-20
На консоли этого тихоходного вала установлена звездочка цеп-
ной передачи, нагрузка от которой вызывает значительный изги-
бающий момент над опорой.
Для свободного прохода блока z6—z7 и подшипников на поса-
дочные места вал необходимо выполнять ступенчатым. Диаметр IV
вала увеличиваем до 40 мм.
Предварительно принимаем средние серии подшипников: для II
вала шариковых радиально-упорных; III вала конических ролико-
вых и IV вала радиальных шариковых и в зависимости от принятых
диамётров внутренних колец выписываем из таблиц ГОСТа диа-
метры наружных колец и их ширину (размеры, мм): rf// = 30, D = 72,
В=19, d/// = 30, 79 = 72, 7'11аиб=21, rf/v = 40, 79 = 90, В = 23. При по-
следующем расчете валов размеры могут изменяться.
3.	Выбираем способ смазки подшипниковых узлов, зубчатых
зацеплений и цепных передач (гл. 4 и гл. 6 ч. 1). На основании ре-
309
комендацнй (см. гл. 5 ч. 2) применим для подшипников пластиче-
скую смазку. Поэтому подшипники закрываются со стороны вну-
тренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами. Ширина
колец по валу 6=10 мм. Расстояние между средней плоскостью
звездочки, в которой действует нагрузка на вал от цепного приво-
да, и средней плоскостью опоры определяется в зависимости от
конструкции уплотняющих устройств, размеров сквозной крышки
и конструкции ограждения для цепной передачи. Примем это рас-
стояние равным 82 мм.
4.	В зависимости от диаметра вала и конструктивных особен-
ностей деталей передач определяются длины ступиц зубчатых ко-
лес, шкивов, звездочек. В данном случае переключение блока колес
осуществляется с помощью камня переводки. Размер камня принят
6=12 мм. Таким образом, ширина блока колес 6 = 18+12+12-1-2 =
=44 мм, где дополнительно 2 мм приняты для образования паза под
камень (см. рис. 8.6). Длину ступицы принимаем равной также
44 мм.
Предварительно подбираются размеры муфт, смонтированных
внутри коробки, в зависимости от диаметра вала и передаваемой
нагрузки. По табл. 6,15 ч. 2 принимаем кулачковую муфту с разме-
рами, соответствующими расстоянию между коническими колесами
zt и 23 (£) = 70 мм).
Обычно принимают зазор между торцами цилиндрических зуб-
чатых колес и внутренней стенкой корпуса равным толщине стенки
корпуса. Толщина стенки принимается б=0,025а+5 мм (но не ме-
иее 8 мм), где а — большее из межосевых расстояний. В данном
примере 6=0,025-112,5+5^8 мм.
Расстояние между торцами зубчатых колес не должно превы-
шать 4...6 мм, а расстояние между торцами зубчатых блоков и не-
подвижных колес — 3...4 мм.
Наибольшее расстояние между центрами подшипников обуслов-
ливается монтажными и осевыми размерами деталей, посаженных
на II валу (см. рис. 8 3). Поскольку это расстояние оказывается
большим 350 мм, на одной из опор устанавливается радиальный
шариковый подшипник (плавающая опора), па второй — два ша-
риковые радиалыю-упориые подшипника. По найденным осевым и
радиальным размерам деталей, а также монтажным размерам (рас-
стояния между различными деталями) вычерчивается компоновоч-
ная схема (см. рис. 8.7). В результате предварительной компоновки
деталей на валах ориентировочно получаем необходимые расстоя-
ния между плоскостями действия сил.. Диаметр вала рассчиты-
вается более точно по эквивалентному моменту только после вычер-
чивания развертки, необходимой для составления расчетных
схем.	,
Основной расчет валов. Для каждого вала составляются рас-
четные схемы в соответствии с нагрузками, действующими в зубча-
тых зацеплениях при различных положениях колес и муфт, что дает
возможность отыскать наиболее опасный случай нагружения вала
и принять его в качестве расчетное^. При этом вычерчивается схема
ЗЮ
нагружения вала с изображением векторов сил, действующих на
вал со стороны зубчатых, ременных, цепных передач, муфт и др.
На расчетных схемах вычерчиваются эпюры изгибающих, кру-
тящих и эквивалентных моментов. Для удобства построения эпюр
изгибающих моментов и контроля их на схемах нагружения валов
указываются числовые значения активных сил и реакций опор. За-
тем определяются изгибающие моменты в сечениях под силами без
составления уравнений моментов. На расчетных схемах единицы
измерения не указываются, а заранее оговариваются (сила — в Н,
расстояние — в мм, момент — в Н • м).
Расчет II вала. Определяем силы в коническом зацеплении по
уравнениям, приведенным в 6.7.4 ч. 1. Направление осевых и ра-
диальных сил в зацеплении зависит от направлений линии зуба и
вращения колес. Эти направления нужно выбирать такими, чтобы
осевая сила Fa была направлена в сторону базового торца колеса,
что возможно при одинаковых направлениях линии зуба и враще-
нии колес.
В данном случае принимаем наклон линии зубьев колес Z\ и z2
правым, колеса z3 — левым. Если смотреть на колеса Zi и z2 с вер-
шин делительных конусов, направления вращения колес окажутся
разными, а поэтому при одинаковом направлении линии зуба осе-
вые силы будут направлены в одну сторону. Определим эти силы
при двух включениях кулачковой муфты (см. рис. 8.3): при ле-
вом — осевая сила
Fo = Л (tg - tg COS б ) = 1585 (tg 20'^Ц^ -
I cos fl,n	j	\ cos 35°
- tg 35° cos 45 °) = —286 I 1,
где
Ft =	=-----2--—- = 1585 H.
<*mi	)11,09- 10“3
Знак минус указывает на то, что сила направлена к вершине дели-
тельного конуса. Радиальная сила
Fr = 1585(tg20°^^ 4. tg35° sin 45° ) = 1279 Н.
V cos 35	J
При правом — получим Fa— 1279 Н, Fr= — 286 Н. Шкив посажен
на разгрузочной втулке, поэтому силы от ременной передачи не дей-
ствуют на вал. Построим расчетные схемы для вала II.
Муфта включена влево (рис. 8.8). ^Реакции опор в вертикаль-
ной плоскости: ДМд = 0; Вв = -1-85—— = 282 Н; ДМд = 0; Ав =
365
= 1585 ' э09 — 1303 Н. Реакции опор в горизонтальной плоскости:
2Ма = 0; В, = —1279 ~ С5 + 286 ' 55^~ = 271 Н; 2МВ = 0;
311
Гчризонтальнар плоскость
1279
Результирующая эпюра изгиба-
ющих моментов
Результирующая эпюра изгиба-
ющих моментов
Эпюра крутящих моментов
Эпюра крутящих моментов
Зяюра эквивалентных моментов
Эпюра эквивалентных моментов
Рис. 8.8. Расчетная схема II вала при
включении муфты влево
Рис. 8 9. Расчетная схема II налои при
включении муфгы вправо
1279  300 - 286 • 55,5	, ПП7 14	„
=---------—----------= *00/ Н. Суммарные реакции опор: А —
оиЭ
V13032 + 10072 = 1646 Н; В = И2822 + 2712 = 391 Н. Проверка:
2У = 0; Ав + Вв — 1585 =0; АР ф- ВГ — 1279 = 0.
Муфта включена вправо (рис. 8. 9). Реакции опор в вертикаль-
ной плоскости: S/Ид = 0; Вв =	' 200 = 868 Н; 2МВ = 0; Д„ =
365
1585 • 165	71С „
= ——=<1о п. Реакции опор в горизонтально!! плоскости:
ЕМв = 0; А = —279'55>5 + 286‘165 = 324 Н; ЪМА = 0, Вс =
365	’
1279.55,5 - 286 - 200 о„	„
----------—----------= —38 Н. Проверка:	=0; Аг — Вг —
312
— 286 = 0. Суммарные реакции опор: А= у 716® ф- 3242 = 786 Н;
13 = К8682 4- 382 = 869 Н.
За расчетный случай для вычисления диаметра вала и подбора
подшипников нужно принять тот, при котором муфта включена
вправо (см. рис. 8.7). Определим диаметр вала по наибольшему
эквивалентному моменту (под колесом z2). Для упрощения расче-
тов примем допускаемое напряжение [о_ >]и=60 МПа (см. гл. 3):
Мэк	З Д179. 1000	о. МКЛ
____	= 1 / --------- = О1 ММ.
0,Ца_,]	]/ 0,1-60
С целью упрощения конструкции такой же диаметр вала прини-
маем под колесом Zj.
Для конструктивного оформления любого вала необходимо по-
добрать детали, сопрягаемые с ним, чтобы установить диаметры
ступеней валов и их длины, размеры шпоночных пазов и шлицев,
конструктивные виды галтелей, канавок и др. Кроме того, необхо-
димо назначить шероховатость поверхностей и характер посадок
детален на валах, вид упрочнения и термообработки, т. е. показате-
ли, необходимые для последующего расчета валов на вынос-
ливость.
Диаметры смежных ступеней вала и их осевые размеры должны
обеспечивать беспрепятственное прохождение деталей на место по-
садки, чтобы исключить повреждение посадочных поверхностей и
в связи с этим нарушение характера посадки. Однако отношение
диаметров смежных ступеней вала должно быть возможно мень-
шим, по обеспечить необходимые размеры упорных буртов для под-
шипников, муфт, зубчатых колес и др. Следует иметь в виду, что
с увеличением отношения диаметров смежных ступеней вала уста-
лостная прочность вала понижается в связи с ростом концентрации
напряжений в переходном сечении.
Одновременно с расчетом производится конструирование, в осно-
ве которого должны быть положены данные соответствующих стан-
дартов (см. гл. 7).
На рис. 8.10 показан участок II вала, имеющий поверхности
различного назначения, а также переходные поверхности, представ-
ляющие конструктивные концентраторы напряжений (канавка для
выхода шлифовального круга, проточка для выхода резьбонарез-
ного инструмента). Расчетный диаметр вала (rf=31 мм) увеличи-
вается до 31,5 мм, поскольку две смежные ступени (резьба и шли-
цы) регламентированы стандартами и необходимостью обеспечить
выход фрезы при нарезании шлицев и свободный проход резьбона-
резного инструмента. Размер h заплечика может оказаться меньше
рекомендуемого (см. гл. 5 ч. 2). Между кольцом подшипника и за-
плечиком вала ставится промежуточное кольцо, имеющее умень-
шенную фаску. В данном примере роль такого кольца выполняет
мазеудерживающее кольцо (см. рис. 8 22).
Подбор подшипников качения. Для определения динамической
грузоподъемности С, типа и размера подшипников принимаем сле-
313
дующие исходные условия: нагрузка радиальная в опоре 4Frl =
786 Н, в опоре BFr2=869 Н, осевая нагрузка на валу Л = 1279 Н, на-
грузка — с легкими толчками, частота вращения — постоянная
(и=1000 мин-1), вращается внутреннее кольцо, желательная дол-
говечность Lh=15 000 ч, температура подшипниковых узлов не
превышает 100 °C, работа с умеренными толчками, помещение за-
пыленное.
Из рис. 8.7 видно, что расстояние между опорами превышает
350 мм, поэтому в опоре В устанавливаем радиальный шарикопод-
Рис. 8.10. Пример проектирования вала
шипник (плавающий), в опоре А предварительно принимаем два
шариковых радиально-упорных подгйипника. Такая конструкция
подшипниковых узлов позволяет выполнять регулировку коническо-
го зубчатого зацепления и компенсировать температурные дефор-
мации. В опоре А можно установить два роликовых конических
подшипника, которые обеспечили бы несколько большую жесткость
опоры. Но с целью освоения методики подбора для валов привода
приняты разные типы подшипников. Диаметры шеек вала под под-
шипники на основании предварительного расчета принимаем 30 мм.
Поскольку на опору действуют радиальная и осевая нагрузки,
выбираем радиалыю-упорпый подшипник. Для обеспечения боль-
шей осевой жесткости опоры, так как она нагружена большой
осевой силой, принимаем радиально-упорный шарикоподшипник
с начальным углом контакта а=36°. Данную опору следует рас-
сматривать как опору с двухрядным подшипником. Необходимо
определить, как распределяются нагрузки по рядам (подшипни-
кам). Для этого найдем приближенное отношение Л/Fr= 1279/785=
= 1,63. Оно больше е=0,95 (см. табл. 5.1 ч. 2) для сдвоенного ра-
диально-упорйого шарикоподшипника с а=36°. В этом случае бу-
дет работать только один подшипник.
Определим предварительно динамическую эквивалентную
нагрузку по уравнению (5.15).
(VXmF/+VmFc)^T.
314
Осевая составляющая от радиальной нагрузки для радиально-
упорных шарикоподшипников с а — 36° примерно равна S =
=0,6 Fr = 0,6 • 785 = 471 Н. Полная осевая нагрузка на подшипник
Fa = 1279 + 471 = 1750 Н. Коэффициенты V — kt = kT — 1 в соот-
ветствии с условиями работы, коэффициенты Хт и ¥т при ориен-
тировочном определении Рт принимаем по табл. 5.5. Для радиаль-
но-упорных шарикоподшипников с а =36°: Хт = 0,6; Ym = 1,07.
Тогда Рт = 0,6 • 785 + 1,07 • 1750 = 2343 Н.
Потребная ориентировочная динамическая грузоподъемность
(см. (5.14)]
Ст = -^-Рт = ——2343 = 21 829 Н,
/„	0,322
где f<i = 3 (см. табл. 5.21); /„ = 0,322 (см. табл. 5.21).
По табл. 5.33 принимаем подшипник средней серии (условный
номер 46 306) с номинальной грузоподъемностью 6=25 600 Н.
Определим размеры подшипника для правой опоры также по при-
ближенной методике. Так как осевая нагрузка отсутствует, Хт=1
и У,„=0. В таком случае Pm=869 Н. Необходимая грузоподъем-
ность
6 =——869 = 8096 Н.
0,322
По табл. 5.23 принимаем однорядный радиальный подшипник
легкой серии, условный номер 205 с номинальной динамической
грузоподъемностью 6=11 000 Н.
Далее уточняем реакции, определяем новое значение эквивалент-
ной динамической нагрузки для каждого подшипника и произво-
дим проверку долговечности.
Для левого подшипника
£Л = 221	= _1№_/25000у= 1900()
Я0п\Р )	60 • 1000 ( 2450 /
что больше требуемой долговечности, принятой 15 000 ч. Здесь
6 = 2450 Н — уточненное значение эквивалентной' нагрузки.
Для правого подшипника
Lh
где 6=880 Н.
10° /11 оооу
60 • 1000 ( 880 )
= 32 500 ч,
Подбор и проверочный расчет шпоночного соединения. Для пе-
редачи крутящего момента от конического колеса на муфту приме-
ним призматическую шпонку со скругленными торцами по СТ СЭВ
189—75 (табл. 4.1). Примем диаметр соединения нолумуфт с зуб-
чатыми колесами 2\ и z2 d=55 мм (см. рис. 8.15). Выписываем из
указанного стандарта размеры сечения шпонки и пазов (мм):
Ь’=14; Л = 9; /1 = 5,5; /2 = 3,8; ГцПим = 0,25; Гцаиб=0,4 (рис. 8.11).
Определим рабочую длину шпонки исходя из условия прочности
на смятие по уравнению
,	4'4ГП	4,4» 89 • 103 v о
/ = ------££__ = _2--------= 7 9 мм.
dh [осм] 65 • 9 • 100
315
Материалы муфты и шестерен г\ и z2—стали с не менее
600 МПа. Материал шпонки — сталь 45. Допускаемое напряжение
принимаем как для неподвижного соединения, передающего нагруз-
ку с толчками [О(М]= 100 МПа. Полная длина шпонки /=/р+Ь =
= 7,9+ 14=21,9 мм. По стандарту принимаем /=22 мм.
Рис. 8.11. К расчету шпоночного соединения
Рис. 8 12. К расчету кулачковой муфты
Подбор и проверочный расчет кулачковой муфты. Для соедине-
ния зубчатых колес Zj и г2 с валом применим кулачковую сцепную
муфту, размеры которой выберем по табл. 6.15 (рис. 8.12) в зави-
симости от внутреннего диаметра шлицевого вала, на котором поса-
жена средняя полумуфта (см. рис. 8.12, 8.13): D = 70, h = 6,
а — 10, Di — 55, k = 10, число кулачков г = 7; профиль кулачка
трапецеидальный с углом а = 3°. Части муфты изготовляются из
стали 40Х. Термообработка кулачков — закалка с нагревом ТВЧ,
твердость HCR 50*...54, ат = 500 МПа ^сердцевины). Кулачки муф-
ты проверяются на смятие и изгиб.
Осм
2Тр
,, _п 77“
0,5Dczh&
316
где Тр=ТцК=89-1,25 = 111,25 Н-м; Тр — расчетный момент; К =
= 1,25 — коэффициент режима работы. Средний диаметр кулачков
(см. рис. 8.12) DC=D— Л = 70— 10 = 60 мм.
= 2 - 111,25-10» = lg МПа < (	= шо МПа.
0,5 • 60 • 7 • 6 - 10
= - Т± . =	= 6 —:25*. 191_.~10МПа<125МПа.
0,5Dczu> O,5DczZ>|fe 0,5 • 60 • 7 • 16,5» • 10
Здесь /л, =	—|- h tg а —	—— ф- 6 tg 3° = 16,5 мм.
2г	2-7
Допускаемое напряжение [ои] = 0,25 от =0,25-500 = 125 МПа.
Необходимое усилие включения муфты
+‘е (» + <>)].
где /'=/=0,1; d=35 мм — средний диаметр шлицев;
p = arctg 0,1 = 5°42'; tg (a+p)=tg (3°+5°42') =0,153.
q = 2~ 111-25 - Ю70 !_6О_	0 153\ = 1203 н
60	\	35	J
Усилие выключения
<?иыкл = — [/'	— tg (а — Р)] = 2~ 111^5'--°3 (°, 171 — 0,0472) =
Dc	= 459 Н.
Для выхода фрезы при образовании кулачков принимаем h\ =
= h+2= 10+2= 12 мм. Ширина паза принимается по размеру кам-
ня переводки.
Подбор и проверочный расчет прямобочного шлицевого соеди-
нения. С целью получения соединения высокой точности и износо-
стойкости принимаем центрирование по внутреннему диаметру d —
= 32 мм (см. гл. 7), полученному в результате расчета и конст-
руирования // вала (см. рис. 8.13). Приводим геометрические ха-
рактеристики соединения средней серии из СТ СЭВ 185—75: z=8;
d = 32 мм; D = 38 мм; dcp = 35 мм; b = 6 мм; h = 2,2 мм; =
= 308 мм3/мм (табл. 4.4).
Для полумуфты и вала используется сталь 4 0Х. Термообработ-
ка шлицев вала — закалка с нагревом ТВЧ, твердость HRC 50...54,
предел текучести сердцевины сГ — 500 МПа. Термообработка шли-
цев полумуфты — улучшение, твердость НВ 260...280, предел те-
кучести ст — 700 МПа. Исходные данные для расчета: передава-
емый момент Тц = 89 Н-м, частота вращения вала п = 100 мин-1,
смаЗка средняя, режим работы средперавновероятпый, полумуфта по-
сажена на валу подвижно. Длина шлицев в полумуфте принята I —
= 55 мм, что соответствует рекомендациям, приведенным в § 6.10
ч. 1. Срок службы принимаем 10 000 ч. Поскольку одна из контак-
тирующих поверхностей упрочнена, вторая улучшена, расчеты на
смятие и износ производятся для периода после приработки.
317
Проверим прочность соединения на смятие:
где о — среднее давление на рабочих поверхностях; Sp — удельный
суммарный статический момент площади рабочих поверхностей со-
единения относительно оси вала, Sr = O,5dcphz мм3/мм; Л — рабочая
высота зубьев, h =	-; z — число шлицев.
Вычислим отношение размеров: ty—dcp/(dw cos aw), где dw—
средний диаметр конического колеса, cfw=d,ni = И1 мм; cos аю=
= cos 20°=0,94; ф = 35/111 • 0,94 = 0,335.
£	,	0х о „	50	0,5* 111	а г. г- о __ опо	л о
в = —	+	——	tg р cos aw= —-----------—--tg 35 cos 20° =	0,3.
I	I	55	55
Puc. 8.13. К расчету шлицевого соединения полумуфты и II вала
В выражении для е принят знак минус, так как силы Fa и
Fr относительно точки пересечения средней плоскости колеса с его
осью создают моменты разного знака 4D — Б5/38 = 1,44 (рис. 8.13).
Коэффициент концентрации нагрузки от закручивания вала Ккр=
— 1,5 (см. табл, 4.7) при 0=38 мм для периода после приработки
и переменного режима нагрузки; Ке — коэффициент концентрации в
связи со смещением нагрузки от середины длины ступицы, опреде-
ляется по рис. 4.7 в зависимости от параметров в и ф, Ке — 1,55;
Кз — коэффициент неравномерности распределения нагрузки между
зубьями, К3 = 1,65 (см. табл. 4.6); К3— коэффициент, учитываю-
318
ищи влияние неравномерности нагружения зубьев на износ и раз-
личное скольжение на рабочих поверхностях при вращении вала.
Для данного случая К3 принимается как для соединений с цилинд-
рическими зубчатыми колесами. При ф = 0,335 по табл. 4.6 К3 =
= 1,1; Кпр — коэффициент продольной концентрации нагрузки,
Кпр =- Ккр + Ке — 1 = 1,5+ 1,55 — 1 = 2,05, так как зубчатый ве-
нец расположен со стороны закручиваемого участка вала; /<п —
коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки в связи с по-
грешностями изготовления. Соединение принято высокой точности,
поэтому принимаем /\п = 1.
Общие коэффициенты концентрации:
Кем - КзКпрКп = 1,65 • 2,05 • 1 = 3,82;
Л"Изн = КХр = 1.1  2,05 = 2,26.
Приняв коэффициент запаса прочности при расчете на смятие
и=1,3 и коэффициент динамичности нагрузки Кд=2, определим
допускаемое среднее давление из расчета на смятие
[осм] = —-----=-------—---= 50,3 МПа.
/1йсм/?д 1,3-3,82-2
Условие прочности на смятие соблюдается, так как
а=5,25<[асм]=50,3 МПа.
Определим число циклов перемены напряжений за запланиро-
ванный срок службы: М=60 tn = 60-10000-1000 = 6-108.
Коэффициент числа циклов
i	3/6. Ю" 0Q
ц |/ Ю8 |/	10я	’
Принимаем коэффициент смазки /гс = 1 (при средней смазке);
коэффициент, учитывающий характер сопряжения ступицы с валом,
koc = ‘i (осевые перемещения под нагрузкой); коэффициент условий
работы kp=kckOc = ^\ коэффициент долговечности &Долг=/бЛц=
= 1,82-0,63=1,14, где ku — коэффициент переменности нагрузки
(см. табл. 4.10), /гн=0,63.
По табл. 4.9 при НВ 270 принимаем допускаемое наибольшее
давление [djCJ=110 МПа. Допускаемое среднее давление из рас-
чета на износ
---— =------------—--------= 14,2 МПа.
*113ч*долг*р 2,26-1,14-3
Таким образом, условие ст<[стпэп] удовлетворяется.
Допускаемое наибольшее давление из условия работы без из-
носа для улучшенных зубьев [оо.и! = 0,032 НВ МПа=0,032-270=
= 8,64 МПа.
Условие работы соединения без износа
а < ’[Рб-и-1__=---------------= 2 МПа < 5,25 МПа
*изиМр 2,26-0,63-3
не удовлетворяется.
319
Подбор и проверочный расчет шлицевого соединения для пере-
дачи крутящего момента от шкива на вал. Участок вала левее опо-
ры А (см. рис. 8.8) только скручивается моментом Тц = 89 Н-м.
Диаметр вала
d =
3 Г 89 • 1000 Qn _
= 20,7 мм,
0,2[т] у 0.2 • 50
где [т]— допускаемое напряжение на кручение, [т]=50 МПа. При-
мем d=21 мм за внутренний диаметр шлицевого вала. По СТ СЭВ
185—75 возьмем соединение средней серии с геометрическими па-
раметрами: d=21 мм; £> = 25 мм; /=0,3 мм; г = 0,3 мм; Ь = 5 мм;
z=6 мм; dcp=23 мм. Применим центрирование по боковым-сторо-
нам. Определим необходимую длину шлицев исходя из условия
ограничения напряжений смятия по уравнению
/ _	F t	7739
25 — 21	\
— 2.0,3) 0,75 -6-30
—- 41 мм.
2
ID — d X
(--— — 2/1 0,75г [осм]
где Ft — окружная сила, сминающая шлицы;
Ft -	103 ‘ 2 = 7739 Н.
dcp 23
Принимаем /=44 мм.
ГОСТ 21425—75 не распространяется на шлицевые соединения
валов со шкивами, поэтому в данном случае расчет выполнен исхо-
дя из условия ограничения напряжений смятия на боковых поверх-
ностях шлицев.
Выбор посадок, квалитетов и шероховатости поверхностей II
вала. Для шлицевого соединения полумуфты с валом применим
центрирование по внутреннему диаметру d. Назначаем посадки
(см. табл. 7.18) по центрирующему диаметру dHIlfl, по ширине
шлицев bFSIfl и по наружному диаметру D/712/all (см. табл. 7.19).
Обозначение соединения
d — 8 X 32— X 38-^- X 6— (см. рис. 7.12).
/7 all /7 V	'
По табл. 7.4 и 7.5 принимаем предельные отклонения: 32 Н7—
= 32+0-025; 32/7 = 32^;°о5; 6/7 = 6Z^k 6£8$$8-
ПО СТ СЭВ 144—75 принимаем отклонения 387/12 = 38+0*25;
38а 11 =38Д-31.
Расположение полей допусков представлено на рис. 8.14. По
центрирующему элементу наименьший зазор — 0,025 мм и наиболь-
ший — 0,075 му. Этим обеспечивается свободное перемещение но-
лумуфты с достаточной точностью.
Для шпоночного соединения (Ь = 14 мм, h = 9 мм, /2 = 3,8 мм
и tY = 5,5 мм) назначаем посадки: шпонки в пазу ступицы 14Js9/£9,
шпонки в пазу вала 14/V9/A9. По СТ СЭВ 57—73 (см. табл. 7.19,
320
7.20) и СТ СЭВ 144—75 принимаем отклонения: паза вала 14Л''9 =
«= 14_0>043, паза ступицы 14JS9 = 14+0.021, п0 высоте шпонки 9/г 11 =
= 9_Oi09, по глубине паза в валике /х = 5,5+°’2, по глубине паза во
втулке /2 — 3,8+°’2 (см. табл. 7.20).
На рис. 8.15 показано расположение полей допусков шпоночного
соединения.
Для с/
0,025
Г7Я ~0,025
№-0,050
ДлоЪ
№jl+OflfO
pyi -о.ою
1—1 -0,022
ДлрД
СЗ+0.250
Рис. 8.14. Расположение полей допусков шлицевого соединения полумуфты с ва-
лом //
Посадки подшипников качения на вал и в стакан выбираем по
рекомендациям табл. 7.23, 7.24. Принимаем поле допуска отверстия
Н7, отклонение по табл. 7.4 072/77 = 72+0103. Для посадки внут-
реннего кольца принимаем по табл. 7.21 поле Кб, отклонения по
табл. 7.5 0 30К6 = ЗОфо’,002. На рис. 8.16 показано расположение
полей допусков колец, корпуса и вала, обеспечивающее посадку с
натягом внутреннего кольца и сравнительно свободную посадку на-
ружного кольца в стакане. Отклонения наружного и внутреннего
колец подшипника приняты по табл. 7.20 для класса точности
подшипников 0.
Стаканы монтируются в корпусе по посадке 7/7/К6, а крышки
подшипников в корпусе — по посадке H7/d9. Для соединения шли-
цевого вала со шкивом выбираем центрирование по боковым сторо-
нам зубьев, Пр табл, 7,18 и 7,19 принимаем посадки: по размеру
bD9/h8 и по размеру DH\2]a\\. Обозначение посадки: Ь — 6X21X
X25//12/al 1 X5D9//i8 (см, рис. 7.12). Построение полей допусков
производится аналогично предыдущему случаю.
Соединение подшипниковых втулок с полумуфтами выполняется
по посадке Н11ИБ. Втулки дополнительно крепятся с помощью вин-
тов. Полумуфты свободно вращаются на валу. Для обеспечения
достаточной точности вращения и правильного зацепления кулач-
ков муфты применим посадку вала во втулке Н7//6. По табл. 7.26
назначаем шероховатость поверхностей торцов заплечиков валов
+0,03
Н7
Кб
0.
- /	< I -0,015
/Допуск наруж-
Допуск внут-
реннегокольца
ного кольца
+0,018
+0,002
-0,01
Рис. 8.16. Расположение полей допусков соединений наружного и внутреннего
колец с корпусом и валом
под подшипники /?а2,5, посадочных шеек валов 1,25, по табл. 7.11
принимаем шероховатость шейки вала в подшипнике скольжения
0,32. На нерабочие поверхности вала назначаем шероховатость
Rz 40.
Расчет 11 вала на выносливость. Определим коэффициенты за-
паса усталостной прочности для двух предположительно опасных
сечений А—А и Б—Б (см. рис. 8.17), учитывая, что нормальные на-
пряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные —
по пульсирующему, поскольку вал имеет одностороннее вращение.
За расчетный случай принимаем тот, при котором муфта включена
вправо (см. рис. 8.9).
На расчетной схеме (рис. 8.17) представлена конструкция вала
с указанием предположительно опасных сечений и эпюр суммар-
ных изгибающих и крутящих моментов.
Сечение А—А. Вал в этом сечении нагружен изгибающим
моментом МИ — 22 Н-м и крутящим моментом Тц = 89 Н-м. Кон-
центрация напряжений вызывается галтелью (см. табл. 3.6). Прп
hl г — 1 и rid = 1/30 = 0,033 находим ka = 2,08 и kx = 1,59.
Коэффициент запаса усталостной прочности по изгибу смотри по
формуле (3.27). Принимаем р = 2 (см. табл. 3.8).
са =	= 22 103- = 8,2 МПа; ео = 0,83 (см. табл. 3.7).
w 0,Id3 0,1  303
Для симметричного цикла <тга=0, но так как вал нагружен осе-
вой силой FO=1279 Н,
4Fa 4  1279	. о .ЛГГ ,
от = -2-=--------— 1,8 МПа
nd» 3,14-30»
322
320	и ос
по —-------------------------— 11,26
2,08
--------8,2 + 0,1  1,8
2-0,83
Коэффициент запаса усталостной прочности по кручению см.
по формуле (3.28). Принимаем ет = 0,89 (см. табл. 3.7); р = 2
(см. табл. 3.8); kx = 1,59 (см. табл. 3.6). При
к
нереверсивном в pa-
Рис. 8.17. К расчету // пала па выносливость
щении напряжения изменяются по пульсирующему циклу, поэтому
амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Л/
89 000
+ = Zk =	=8,3 МПа;
2к>	2 • 0,2d3	2 • 0,2 • 30s
пх =--------------------= 25,6.
1 59
УГодиТ8,3 + 0,05 ‘ 8,3
Результирующий коэффициент запаса усталостной прочности
11 =
не вычисляется, так как он получится больше допустимого
’ (1,5...2,5).
Сечение Б—Б. Суммарный изгибающий момент в этом се-
чении Л4И=138 Н-м и крутящий момент Ттт = 89 Н-м. Концентра-
ция напряжений вызывается канавкой для выхода шлифовального
круга (см. рис. 8,8).
323
Коэффициент запаса усталостной прочности по изгибу [см. (3.27)]
_________________________320_______
1,8-66
—________________________1-2,2 • 0,1
2  0,77
По табл. 3.6 ka = 1,8 и kx = 1,67; р — 2; еа = 0,77; et = 0,8;
М„ 138  103
га =
Па =
= 4,1.
= 66 МПа.
и- 0,1  27,53
Для симметричного изгибного цикла <ут = 0, но при наличии осе-
вой силы на валу
ат=¥“- = -4- 1279— = 2,2 МПа.
nd‘ 3,14-27,5*
Коэффициент запаса по кручению [см. (3.28)],
200
где
ПТ =-------------
1,67 • 10,7
2 • 0,81
т -т -Т“
2ау
= 17,29,
4-0,05-10,7
—89000	= 10,7 МПа.
2-27,53 0,2
Коэффициенты запаса усталостной прочности превышают мини-
мально допустимые значения.
Расчет III вала. Третий вал вращается реверсивно с постоянной
угловой скоростью. На этом валу посажены зубчатые колеса z4 и z5,
вводимые в зацепление с колесами z6 и z7 блока, находящегося на
IV валу. Поэтому возможны четыре расчетные схемы.
1. Зацепление колес z4—z6; 1	,
2- Зацепление колес z5-z7;/муфта включена вправо.
3...4. Зацепления те же. Муфта включена влево.
Анализ этих схем показывает, что в качестве расчетных для
вала нужно принять схему, изображенную па рис. 8.18, а для под-
бора подшипников — на рис 8 19 Величины активных сил, реакции
опор, изгибающие, крутящие, суммарные и эквивалентные моменты
показаны на схемах.
Силы в коническом зубчатом зацеплении определены при рас
чете II вала. Эти же силы будут действовать на III вал, только ра-
диальная сила станет осевой, а осевая — радиальной. Силы, деп
ствующие в прямозубом цилиндрическом зацеплении, определены
по (6.5) ч. 1 и показаны на расчетных схемах.
Определим диаметры вала в сечении в опоре А и под зубчатым
колесом:
29,96 мм;
у 0,ца„,|я у 0.1 60
dzi — 10|Э/ — = 29,97 мм, принимаем d = 30 мм.
324
Эпюра крутящих моментов
Эпюра эквивалентных моментов
Рис. 8.18. Расчетная схема III вала при включении муфты вправо и зацеплении
колес z4— гп
Подбор подшипников качения. Реакции опор (см. рис. 8.19):
л = УА~ + А20 = V 30 809* + 15012 = 4094 II;
в = Ув2г + В2 = КЗР + 394* = 395 Н.
Осевая реакция от действия сил в зацеплении А = 1279 Н. (По ГОСТ
полная осевая сила на подшипник обозначается Fa, а внешняя осе-
вая нагрузка на валу — А. Но осевая сила в зацеплении в данном
случае тоже обозначена через Fa. Поэтому /7„=Д.) Расчет ведем
по большей реакции в опоре А.
Для опор принимаем конические роликоподшипники с углом
контакта а = 15°, имеющие большую радиальную жесткость, так
325
1
как отношение Д/Гг=0,31 сравнительно небольшое. Осевая сос-
тавляющая от радиальной нагрузки на наиболее нагруженной опо-
ре А для конических роликоподшипников при небольшом угле
контакта примерно Sa = 0,25Fr=0,25X4094= 1023 Н. На менее
нагруженной опоре SB=0,25-395= 100 Н. По табл. 5.31 ч. 2,
Эпюра крутящих моментоб
Рис. 8.19. Расчетная схема III вала при включении муфты влево и Зацеплении
колес г< — ге
при Fa > Sa — SB = 1023 — 100 = 923 Н, принимаем результиру-
ющую осевую нагрузку, действующую на правый подшипник Fo —
= 1023+ 1279 = 2302 Н. Радиальная реакция на этой опоре Fr —
= 395 Н.
Левый подшипник от осевой реакции разгружен, а осевая сос-
тавляющая от радиальной нагрузки на правом подшипнике дейст-
вует на левый подшипник и незначительна по величине. На левый
подшипник действует большая радиальная реакция опоры (4094 Н).
Ориентировочную эквивалентную динамическую нагрузку следует
определять для двух подшипников, причем для левого Хт и Y,n
326
принимать как при отсутствии осевой нагрузки, т. е. Хт = 1 и
Ут — 0, а для правой опоры по отношению Fa!Fr > е = 0,4 полу-
чим Хт — 0,4 и Ут = 1,49. Тогда для левого подшипника Ра =
—4094 Н, для правого — Рв = 0,4 • 395 + 1,49 • 2302 = 3588 Н.
Поскольку РА > Рв, ориентировочную потребную динамическую
грузоподъемность определяем для опоры А: С = 3/0,322 • 4094 =
= 38143 Н.
По табл. 5.34 ч. 2 принимаем подшипник средней серии с услов-
ным номером 7306, для которого номинальная динамическая грузо-
подъемность С=40 000 Н. Приняв одинаковые подшипники в обеих
опорах, необходимо произвести уточненное определение реакций
опор, а затем, уточнить динамическую эквивалентную нагрузку.
Рис. 8.20. К расчету шпоночного соединения III вала и зубчачых колес г3...г^
Долговечность подшипника
. _ 10° / С \з,зз ку
'1 ~ бОпСр"/ = 60  1000
/40 00013,33	.„пп_
------	= 46000 Ч.
\ 3700 /
Здесь Р=3700 Н—уточненное значение эквивалентной на-
грузки.
Выбор и проверочный расчет шпоночного соединения. Для пе-
редачи крутящего момента от III вала иа IV вал применим две приз-
матические шпонки (рис. 8.20) со скругленными торцами по
СТ СЭВ 189—75 (см. табл. 4.1). По диаметру вала с/=36 мм при-
нимаем размеры сечения шпонки и пазов (мм): Ь=10; Л = 8; Л = 5;
/2~3,3j Гнаим = 0,25^ Гнаиб = 0,4.
Определим рабочую длину шпонки исходя из условия проч-
ности на смятие
1-4 М'С- '°° = 13,2 им.
36  8 • 100

43T//Z
d/i [осм]
Материал зубчатых колее — сгаль 40 XII, вала — сталь 45,
шпонки — сталь 45, соединение неподвижное, соединение передает
нагрузку с толчками. Для этих условий принимаем [о(М] = 100 МПа.
Полная длина шпонки l=lv+b= 13,2+ 10=23,2 мм. Принимаем по
указанному стандарту шпонку 8x7x25 мм. Из технологических
соображений для участка вала 0 28 мм под коническое колесо z3
принимаем шпонку такого же сечения. Рабочая длина этой шпонки
,	4,4 • 84,6  103 с „
/п = —------:---- = 16,6 ММ.
₽	28-8-100
327
Полная длина шпонки l=lv+b = 16,6+10=26,6 мм. Принимаем по
стандарту шпонку 8X7X28.
Выбор посадок, квалитетов и шероховатости поверхностей III
вала. Для шпоночных соединений назначаем посадки: шпонки
в пазу ступицы 8Д9/Л9; шпонки в пазу вала 8М9/Л9. По СТ СЭВ
57—73 (см. табл. 7.19, 7.20) и СТ СЭВ 144—75 принимаем отклоне-
ния: паза вала 8М9=8-о,озб; паза ступицы 8Js9=8+0-018; по высоте
шпонки 7Л11 = 7—°-09; по глубине паза в валике Z1 = 5+°-2, по глубине
Рис. 8.21. К расчету III вала на выносливость
паза во втулке /2=3,8+°’2 по ширине шпонки 8/i9=8_0,36- Располо-
жение полей допусков деталей соединения см. на рис. 8.14.
Для подшипников класса точности 0 при вращающихся внут-
ренних кольцах принимаются поля Н7 — для посадочного отвер-
стия в корпусе и стакане и Л6 — для шеек вала (см. табл. 7.22,
7. 23). Расположение полей допусков см. па рис. 8.14.
По табл. 7.26 назначаем шероховатость поверхностей торцов за-
плечиков вала под подшипники Ra 2,5, а посадочных шеек валов
Ra 1,25. Шероховатость ступеней вала для посадки зубчатых колес
назначаем Ra 2,5.
Расчет III вала на выносливость. Вычислим коэффициенты за-
паса усталостной прочности для трех предположительно опасных
сечений А—А, Б—Б и В—В (рис. 8.21), учитывая, что нормальные
и касательные напряжения изменяются по симметричному циклу,
так как вал имеет реверсивное вращение (см. рис. 8.3).
На расчетной схеме (см. рис. 8.21) показана конструкция вала с
указанием размеров, предположительно опасных сечений и эпюр
суммарных изгибающих и крутящих моментов.
Сечение А — А. В этом сечении действуют моменты Тш =
= 84,6 Н-м и Ми = 89 Н-м. Концентрация напряжений вызывается
галтелью радиусом г = 1,5 мм. По табл. 3.7 принимаем эффектив-
328
Рис. 8.22. Общий вид привода (разрез по осям)
"1
ВидД
Put. 8.23. Общий вид привода (механизм управления)'
пые коэффициенты концентрации напряжений при rid — 1,5/30 =
= 0,05 и ов — 700 МПа, ka = 1,8 и = 1,35. По табл. 3.6 коэф-
фициент поверхностного упрочнения р — 1,8. По табл. 3.7 значения
масштабных факторов ео = 0,88 и ет = 0,81. Значения коэффициен-
тов, характеризующих чувствительность материала к асимметрии
цикла, по табл. 3.5	= 0. Для симметричного цикла от =0.
Коэффициент запаса усталостной прочности по изгибу — [см. (3.27)[:
-----—-------=6,54,
1,8--33,6
1,8.0,88
Мп 89 . 103	,ЛГТ
оа = — =-----------— 33,6 МПа;
о,1 • зоз
Па =
где
О)
по кручению [см. (3.28)]:
для симметричного цикла
Т,м — 0
150	. п
п? —-----------------= 10,46,
1,35
-----:-----15,5
1,8.0,81
где для реверсивного вращения вала напряжения
т ___т _____Тщ_____84,6• 103 _.с г iuг-[а
а - Ттах - w - о 2 зоз - 15,5 МПа.
Результирующий коэффициент запаса усталостной прочности
= 5,8.
п —
Коэффициенты запаса для сечений Б — Б и В — В: Пб~б =
= 4,2, пВ- в = 5,9.
Расчет IV вала выполнен по методике расчета II и III валов.
Расчет размеров корпуса может быть выполнен в соответствии с
рекомендациями, изложенными в табл. 6.18 ч. 1.
Общие виды привода показаны на рис. 8,22 и 8.23.
ЛИТЕРАТУРА
1.	Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя.— М.: Маши-
ностроение, 1979.
2.	Бейзельман Р. Д„ Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. Подшипники качения: Спра-
вочник.— М.: Машиностроение, 1975.
3.	Биргер И. А., Шорр Б. Ф„ Иосилевич Г. Б. Расчет на прочность деталей
машин: Справочник.— М.: Машиностроение, 1979.
4.	Валы и оси/С. В. Серенсен, М. В. Громаи, В. П. Когаев, Р. М. Шнейдеро-
вич.— 2-е изд.— М.: Машиностроение, 1970.
5.	Вейц В. Л., Волженская А. М., Колчин И. И. Геометрия зубчатых пере- /
дач.— Л.: Машиностроение, 1978.
6.	Волков Д. П., Крайнев А. Ф. Трансмиссии строительных и дорожных ма-
шин.— М.: Машиностроение, 1974.
7.	Воробьев И. В. Цепные передачи.— М.: Машиностроение, 1968.
8.	Готовцев А. А., Столбин Г. Б., Котенок И. П. Проектирование цепных
передач: Справочник.— М.: Машиностроение, 1973.
9.	Гузенков П. Г. Детали машин.— М.: Высш, школа, 1975.
10.	Гуревич Ю. Е. Влияние деформаций ремня на зацепление в зубчаторе-
менной передаче.— Изв. вузов. Сер. ААашиностроение. 1977, № 12, с. 27—29.
11.	Детали и механизмы металлорежущих станков/Под ред. Д. Н. Решето-
ва.— М.: Машиностроение, 1972, т. 2.
12.	Детали машин. Атлас конструкций/Под ред. Д. Н. Решетова.— М.: Ма-
шиностроение, 1968.
13.	Детали машин. Расчет и конструирование: Справочиик/Под ред.
Н. С. Ачеркана.— М.: Машиностроение, 1969, т. 1—3.
14.	Детали машин/В. А. Добровольский, К. И. Заблонский, С. Л. Мак и др.—
М.: Машиностроение, 1972.
15.	Детали машин в примерах и задачах/Под ред. С. М. Башеева.— Ми.:
Вышэйш. школа, 1970.
16.	Дмитриев В. А. Детали машин.— Л.: Судостроение, 1970.
17.	Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин.— М.: Высш, шко-
ла, 1978.
18.	Зубчатые и червячные передачи. Некоторые вопросы кинематики, дина-
мики расчета и пропзводства/Под ред. Н. И. Колчина.— Л.: Машинострое-
ние, 1974.
19.	Зябрева Н. И., Шегал М. Я. Пособие к решению задач по курсу «Взаимо-
заменяемость, стандартизация и технические измерения».— М.: Высш, школа, 1977.
20.	Иванов М. Н. Детали машин.— М.: Высш, школа, 1976.
21.	Иванов М. И., Иванов В. И. Детали машин.— М.: Высш, школа, 1976.
22.	Контактное уплотнение вращающихся валов/Г. А. Голубев, Г. М. Кукин,
Г. Е. Лазарев, А. В. Чичииадзе.— М.: Машиностроение, 1976.
23.	Куклин В. Б., Шувалова Л. С. Волновые зубчатые передачи/Под ред.
С А. Шувалова.— М.: Изд.-во МАТИ, 1971.
24.	Курсовое Проектирование деталей машин/С. А. Чернавскнй, Г. М. Ицко-
вич, К. Н. Боков и др.— М.: Машиностроение, 1979.
25.	Макейчик И. И., Карвацкий А М. Справочно-методическое пособие по
ЕСДП СЭВ,— Мн.: Изд-во БПИ, 1978.
26.	Мальцев В. Ф. Механические импульсивные передачи.— М.: Машино-
строение, 1978.
27.	Марков А. Л. Измерение зубчатых колес.—М.: Машиностроение, 1977.
332
28.	Орлов П. И. Основы конструирования.— М.: Машиностроение, 1979,
кн. 1—3.
29.	Планетарные передачи: Справочник/Под ред. В. Н. Кудрявцева,
Ю. Н. Кирдяшева.— Л.: Машиностроение, 1977.
30.	Подшипники качения: Справочное пособие/Под ред. Н. А. Спицына,
А. И. Спришевского.—М.: Машгнз, 1961.
31.	Поляков В. С., Барбаш И. Д., Ряховский О. А. Справочник по муфтам.—
М.: Машиностроение, 1979.
32.	Пронин Б. А., Ревков Г. А. Бесступенчатые клпноремепные и фрикцион-
ные передачи (вариаторы).— М.: Машиностроение, 1967.
33.	П роектирование механических передач/С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович,
В. А. Киселев и др.— М.: Машиностроение, 1976.
34.	Расчет п выбор подшипников качения: Справочнпк/Н. А. Спицын,
Б. А. Яхин, В. Н. Перегудов, И. М. Забулонов и др.— М.: Машиностроение, 1974.
35.	Расчет и проектирование деталей машин/Под ред. Г. Б. Столбпна,
К. П. Жукова.— М.: Высш, школа, 1978.
36.	Решетов Д. Н. Детали машин.— М.: Машиностроение, 1974.
37.	Свирщевский Ю. И., Макейчик Н. Н. Расчет и конструирование коробок
скоростей и подач.— Мн.: Вышэиш. школа, 1976.
38.	Цилиндрические эвольвентные зубчатые передачи внутреннего зацепле-
ния. Расчет геометрических параметров: Справочное пособне/И. А Болотовский,
Б. И. Гурьев, Б. Э. Смирнов, Б. И. Шендгрей.— М.: Машиностроение, 1977.
39.	Часовников Л. Д. Передачи зацеплением.— М.: Машиностроение, 1969.
40.	Чернин И. М., Кузьмин А. В., Ицкович Г. М. Расчеты деталей машин.—
Ми.: Вышэйш. школа, 1978.
41.	Якушев А. И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические изме-
рения.— М.: Машиностроение, 1975.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Глава 1.	Червячные передачи	3
Глава 2.	Передача винт — гайка	27
Глава 3.	Валы и оси	4G
Глава 4.	Шпоночные и шлицевые соединения	70
Глава 5.	Опоры качения	85
Глава 6.	Муфты	178
Глава 7. Назначение квалитетов точности, посадок, шероховатости по-
верхностен, отклонений формы и расположения поверхностей.
Примеры выполнения рабочих чертежей деталей	211
Глава 8. Пример pa.ipa6oiKii к}рсового проекта	284
Литература	332
Артур Васильевич Кузьмин,
Николай Николаевич Макейчик,
Виктор Федорович Калачев,
Владимир Титович Радкевич,
Александр Александрович Миклашевич,
Николай Васильевич Зуб
КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Справочное пособие
Часть 2
Редактор Ж- И. Васюк
Обложка С. М. Пче шнцева
Мл. редактор II. В. Ватшспа
Худож. реднкюр Ю. С. Сергачев
Техн, редактор И. 11 Гихонова
Корректор Р. К. Гисльчнава
ПБ Ке 1123
Сдано в набор 2) 11 81. Подписано в печать 07.06.82. ЛТ
06039. Формат 60X90'/ie. Бумага типогр. № 1. Гарнитура
литературная. Высокая печать. Усл. печ. л. 21. Усл.
кр.-отт. 21,25. Уч.-тлд. л. 21.33 Тираж 30 000 экз. За-
каз 2138. Цена I р. 50 к.
Издательство «Вышэйшая школа» Государственного ко-
митета БССР по делам издательств, полиграфии и
книжной торговли. 220048. Минск, проспект Машерова, II.
Минское производственное полиграфическое объединение
им. Я» Коласа. 220005. Минск» Красная, 23.