Курсовое
проектирование
ДЕТАЛЕЙ
МАШИН
Издание второе переработанное и дополненное
Допущено Министерством высшего и среднего
специального образования СССР в качестве
учебного пособия для учащихся
машиностроительных специальностей техникумов
МОСКВА
« МАШИНОСТРОЕНИЕ »
1988

ББК 34.41
К93
УДК 621.81@75.3)
Авторы: С А. Чернавский, |К. Н. Боков] И. М. Чернин,
Г. М. Нцкович, В. П. Козинцов
Редактор д-р техн. наук профессор С. А. Чернавский
Рецензент канд. техн. наук А. В. Каря
71
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.
К93 пособие для учащихся машиностроительных
специальностей техникумов/С. А. Чернавский, К. Н.
Боков, И. М. Чернйн и др.—2-е изд., перераб.
и доп. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с: ил.
(В пер.): 1 р.
Изложены методы расчета приводов, редукторов, передач
(зубчатых, червячных, "цепных, ременных, планетарных и волновых).
Рассмотрены, основы конструирования деталей редукторов. Даны
примеры проектирования редукторов и передач.
Второе издание A-е изд. 1979 г.) переработано и дополнено
новыми материалами в .соответствии с действующими ГОСТами и
методами проектирования основных видов механических передач и их
деталей.
„ 2702000000-612 ББК 34.41
038@0-88
Издательство «Машиностроение», 1979.
Издательство «Машиностроение», 1987,
с изменениями.

ПРЕДИСЛОВИЕ
Учебное пособие содержит сведения,
необходимые для выполнения курсовых проектов по
деталям машин в техникумах. Оно составлено в
соответствии с программой технической механики,
утвержденной для машиностроительных
техникумов.
По сравнению с предыдущим изданием, второе
издание существенно переработано и дополнено в
связи с введением новых стандартов и
совершенствованием методов расчета и конструирования
механических передач и их деталей. В соответствии
с необходимостью использования в учебном
процессе компьютеров, в пособии представлены
алгоритмы, которые могут служить основой для
разработки программ для ЭВМ.
Приложения дополнены новыми справочными
сведениями.
Авторы с признательностью примут все
замечания и пожелания по настоящему изданию.
Просьба направлять их по адресу: 107076,
Москва, Стромынский пер., д. 4, издательство
«Машиностроение».

ГЛАВА I
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
§ 1.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТРЕБУЕМОЙ МОЩНОСТИ
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
В типовых заданиях на курсовое проектирование деталей
машин указывается кинематическая схема привода к конвейеру,
смесителю, кормораздатчику и другим устройствам,
эксплуатируемым в режиме, близком к постоянному. К исходным
данным относятся эксплуатационные, загрузочные и
энергетические характеристики.
Учащиеся техникума должны рассчитать все элементы
привода и разработать конструкцию одноступенчатого зубчатого
или червячного редуктора и дополнительно одну из гибких
передач - ременную или цепную.
Первый этап проектирования — анализ кинематической
схемы и выбор электродвигателя.
На рис. 1.1 показана одна из типовых схем привода к
ленточному конвейеру: от электродвигателя вращение передается
валу барабана через ременную передачу, зубчатый
одноступенчатый редуктор и цепную передачу.
Для определения требуемой мощности электродвигателя в
задании должны быть указаны вращающий момент Tv (H • м) на
валу барабана и угловая скорость сор (рад/с) этого вала или же
сила тяги F (Н) и скорость v (м/с) ленты.
Искомую мощность Р (Вт) электродвигателя определяют из
выражения
. ()
Здвсь ц — коэффициент полезного действия (КПД) привода,
равный произведению частных КПД передач, входящих в
кинематическую схему:
Значения КПД передач отдельных типов приведены в
табл. 1.1.

1.1. Значения КПД механических передач
Передача
Зубчатая в закрытом корпусе (редуктор),
цилиндрическими колесами
к ©ни чески ми колесами
Зубчатая открытая
Червячная в закрытом корпусе при числе витков
(заходов) червяка:
г,-2
г, =4
Цепная закрытая
Цепная открытая
Ременная:
плоским ремнем
клиновыми ремнями
кпд
0,97-0,98
0,96-0,97
0,95-0,96
0,70-0,75
0,80-0,85
0,85-0,95
0,95-0,97
0,90-0,95
0,96-0,98
0,95-0,97
Примечание. Потери на трение в опорах каждого вала
учитываются множителем г|0 = 0,99 ч-0,99 5.
нон 'нач 'max
Рис. 1.1. Кинематическая схема при- Рис. 1.2. Характеристика асинхронного
вода ленточного конвейера двигателя трехфазного тока
§ 1.2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Мощность электродвигателя, подбираемого для
проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена
по формуле A.1). Из существующих типов двигатедей
выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели
трехфазного тока единой серии 4А.
На рис. 1.2 представлена характеристика асинхронного
двигателя трехфазного тока, выражающая зависимость частоты

вращения и (об/мин) вала двигателя от величины вращающего
момента Т (Н • м). По оси абсцисс отложены значения 7^ом —
номинального вращающего момента, Тпуск — пускового или
начального вращающего момента, развиваемого при пуске
двтателя, 7^ — максимального кратковременного момента;
по оси ординат отложены значения частот вращения:
номинальной пном, критической п^ и синхронной пс, развиваемой
при отсутствии нагрузки и равной частоте вращения
магнитного поля; она зависит от частоты тока/и числа пар полюсов р:
_ 60/
пс-—;
соответствующая угловая скорость, рад/с,
При стандартной частоте тока /= 50 с * и числе пар
полюсов р = 1 -5-6 синхронная частота вращения пс будет равна
соответственно 3000; 1500; 1000; 750; 600 и 500 об/мин. Для
приводов, разрабатываемых в курсовых проектах,
рекомендуется выбирать двигатели с числом полюсов не более восьми,
а лучше — не более шести, т. е. с р < 3 и nc ^ 1000 об/мин.
При возрастании нагрузки частота вращения вала
двигателя уменьшается вследствие скольжения 5, определяемого по
формуле
_ пс~п
S — ,
откуда
4 A.3)
При пуске двигателя Т== 7^уск (или 2^ач), s = 1 и п = 0; при
номинальном режиме Т= 7^ом s = 0,02 -г 0,05; пном «@,98 -г
-г0,95)ис; при отсутствии нагрузки Т=0 s = 0; п = пс.
Технические данные асинхронных электродвигателей
единой серии 4А в закрытом обдуваемом исполнении приведены
в таблицах приложения.
§ 1.3. ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ ПРИВОДА
В исходньгх данных на курсовое проектирование привода
указывают частоту вращения пр (об/мин) рабочего приводного
вала или же диаметр D (м) барабана конвейера и скорость v
(м/с) ленты; по этим данным находят

определяют общее передаточное отношение всего привода i =
= Ином/Ир и намечают ориентировочно значения частных
передаточных отношений передач, входящих в привод, так, чтобы
произведение их было равно общему передаточному
отношению: iiJ2...t'K = i.
Средние значения ц для зубчатых передач равны 2-6, для
червячных передач 8 — 80, цепных 3 — 6, ременных 2 — 4.
Уточненные значения передаточных отношений
конкретных видов передач приведены в гл. III, IV и V.
Пример. Провести кинематический расчет привода,
показанного на рис. 1.1. Исходные данные: диаметр барабана D =
= 500 мм; тяговая сила F = 4 • 103 Н; скорость ленты v = 0,8 м/с.
Требуется подобрать асинхронный электродвигатель
трехфазного тока, определить передаточное отношение всего
привода и частные передаточные отношения каждой передачи.
Решение
Принимаем значения КПД по табл. 1.1:
ременной передачи т^ = 0,98;
зубчатой пары rj2 = 0,98;
цепной передачи т|3 = 0,96;
коэффициент, учитывающий потери на трение в опорах трех
валов г}3 = 0,993.
КПД всего привода г| = гиЛгПзПо = 0,98 • 0,98 • 0,96 • 0,993 =
= 0,89. Требуемая мощность электродвигателя по формуле A.1)
Частота вращения вала барабана
60у 60 • 0,8
nD 3,14 • 0,5
= 30,5 об/мин.
По данным табл. Ш приложения, подходят электродвигатели
четырех марок: 4A100S2Y3, Р = 4 кВт, пс = 3000 об/мин, 5 =
= 3,3%; 4A100L4Y3, Р = 4 кВт, пс = 1500 об/мин, s = 4,7%;
4А112МВ6УЗ, Р=4 кВт, пс = 1000 об/мин, s = 5,l%; 4A132S8Y3,
Р = 4 кВт, пс = 750 об/мин, s = 4,1 %.
При выборе первого из указанных двигателей с пс =
= 3000 об/мин возникнут затруднения в реализации большого
передаточного числа порядка 100; двигатель с пс = 750 об/мин
имеет большие габариты и массу; предпочтительнее двигатели
с пс = 1500 и 1000 об/мин.

Номинальные частоты вращения валов этих двигателей
будут соответственно:
а) «ном = Ml - s) = 1500A - 0,047) = 1430 об/мин;
б) пном = 1000A - 0,051) = 949 об/мин.
Передаточное отношение привода в случае варианта «а»
nP 30,5
для варианта «б»
. 949 „,
Разбивка общего передаточного отношения привода
допускает много решений. Например, для варианта «а» можно
принять
i! = 2,5; ia = 5; i3 = 3,8; i = 2,5 . 5 .3,8 = 47,5;
для варианта «б»
fi = 2; i2 = 4; i3 = 3,9; i - 2-4- 3,9 = 31,2.
Намеченные передаточные отношения в дальнейшем
уточняются в соответствии с указаниями, приведенными в гл. III,
IV и V, причем отклонение от расчетного передаточного
отношения привода не должно превышать ±3%.

ГЛАВА II
СВЕДЕНИЯ О РЕДУКТОРАХ
§ 2.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых
или червячных передач, выполненный в виде отдельного
агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя
к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может
включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи,
цепные или ременные передачи (см., например, рис. 1.1). Указанные
механизмы являются наиболее распространенной тематикой
курсового проектирования.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и
соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по
сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой
скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют
ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или
сварного стального), в котором помещают элементы передачи —
зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных
случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для
смазывания зацеплений и подшипников * (например, внутри
корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный
насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с
охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редуктор проектируют либо для привода определенной
машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном
валу) и передаточному числу без указания конкретного
назначения. Второй случай характерен для специализированных
заводов, на которых организовано серийное производство
редукторов.
Кинематические схемы и общие виды наиболее
распространенных типов редукторов представлены на рис. 2.1-2.20. На
кинематических схемах буквой Б обозначен входной
(быстроходный) вал редуктора, буквой Т — выходной (тихоходный)
Редукторы классифицируют по следующим основным
признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-
9

червячные); числу ступеней ^одноступенчатые, двухступенчатые
и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические,
коническо-цилиндрические и т. д.); относительному
расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные,
вертикальные); особенностям кинематической схемы
(развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д!).
Возможности получения больших передаточных чисел при
малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые
редукторы (см. главы V и VI).
§ 2.2. ОБЗОР ОСНОВНЫХ ТИПОВ РЕДУКТОРОВ
Одноступенчатые цилиндрические редукторы
Из редукторов рассматриваемого типа наиболее
распространены горизонтальные (рис. 2.1). Вертикальный
одноступенчатый редуктор показан на рис. 2.2. Как горизонтальные, так и
вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми,
косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют
литыми чугунными, реже — сварными стальными. При
серийном производстве целесообразно применять литые корпуса.
Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения.
Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.
Максимальное передаточное число одноступенчатого
цилиндрического редуктора по ГОСТ 2185—66 wmax = 12,5.
Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему
передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же
значением и (рис. 2.3). Поэтому практически редукторы с передаточ-
Рис 21 Одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими зуб
чатымн колесами:
а — кинематическая схема; б — общий вид редуктора с косозубыми колесами
10

й
¦ х -
- х -
г
Г
Рис. 2.2. Одноступенчатый вертикальный редуктор с цилиндрическими
колесами:
а — кинематическая схема; б — общий вид
Рис. 2.3. Сопоставление габаритов одноступенчатого и двухступенчатого
редукторов с цилиндрическими колесами при одинаковом передаточном числе и - 8,5
ными числами, близкими к максимальным, применяют редко,
ограничиваясь и < 6. Ново-Краматорский
машиностроительный завод (НКМЗ) выпускает крупные (межосевые расстояния
aw — 300-г 1000 мм) одноступенчатые горизонтальные
редукторы с и = 2,53 -г 8,0.
Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для
редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки
привода (относительным расположением двигателя и рабочего
вала приводимой в движение машины и т. д.).
Одноступенчатые конические редукторы
Конические редукторы применяют для передачи движения
между валами, оси которых пересекаются обычно под углом
90°. Передачи с углами, отличными от 90°, встречаются редко.
11

в,
-
to
4 '
1 ^^
X ^^
Рис. 2.4. Одноступенчатый редуктор с коническими зубчатыми колесами:
а — кинематическая схема; б — общий вид
Наиболее распространенный тип конического редуктора
показан на рис. 2.4; редуктор с вертикально расположенным
тихоходным валом изображен на рис. 2.5. Возможно исполнение
редуктора с вертикально расположенным быстроходным
валом; в этом случае привод осуществляется от фланцевого
электродвигателя.
Передаточное число и одноступенчатых конических
редукторов с прямозубыми колесами, как правило, не выше трех; в
Рис 2.5 Одноступенчатый конический редуктор с вертикальным ведомым валом:
а — кинематическая схема; б — общий вид
h

редких случаях и = 4. При косых или криволинейных зубьях
и = 5 (в виде исключения и = 6,30).
У редукторов с коническими прямозубыми колесами
допускаемая окружная скорость (по делительной окружности
среднего диаметра) v < 5 м/с. При более высоких скоростях
рекомендуют применять конические колеса с круговыми зубьями,
обеспечивающими более плавное зацепление и большую
несущую способность.
Двухступенчатые цилиндрические редукторы
Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные
редукторы, выполненные по развернутой схеме (рис. 2.6). Эти
Рис. 2.6. Двухступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими колесами:
а — кинематическая схема; б — редуктор со снятой крышкой (колеса косо-
зубые); в — общий вид редуктора, у которого подшипниковые узлы закрыты
врезными крышками; г — общий вид редуктора, у которого подшипниковые
крышки привернуты винтами
13

Рис. 2.7. Двухступенчатый горизонтальный соосный редуктор:
а — кинематическая схема; б — общий вид
редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного
расположения колер на валах повышается концентрация
нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует
применять жесткие валы.
Соосная схема (рис. 2.7) позволяет получить меньшие
габариты по длине; это ее основное преимущество.
В аоосных редукторах быстроходная ступень зачастую
недогружена*, так как силы, возникающие в зацеплении колес
тихоходной ступени, значительно больше, чем в быстроходной,
а межосевые расстояния ступеней одинаковы (а„ь = а^).
Указанное обстоятельство является одним из основных недостатков
соосных редукторов. Кроме того, к их недостаткам относят
также:
а) большие габариты в направлении геометрических осей
валов, по сравнению с редукторами, выполненными по
развернутой схеме;
б) затруднительность смазывания подшипников,
расположенных в средней части корпуса;
в) большое расстояние между опорами промежуточного
вала, поэтому требуется увеличить его диаметр для
обеспечения достаточной прочности и жесткости.
* При сравнительно небольшом общем передаточном числе
8-г 16) можно (при обеспечении удовлетворительной компоновки
редуктора) так произвести разбивку общего передаточного числа по
ступеням» что нагрузочная способность быстроходной ступени будет
использована полностью.
14

Очевидно, применение соосных редукторов ограничивается
случаями, когда нет необходимости иметь два выходных конца
быстроходного или тихоходного вала, а совпадение
геометрических осей входного и выходного валов удобно при намеченной
общей компоновке привода.
В отношении типа зубьев и подшипников в
двухступенчатых редукторах справедливо сказанное относительно
одноступенчатых цилиндрических редукторов; часто быстроходную
ступень выполняют косозубой, а тихоходную — прямозубой
(это относится как к соосным, так и к несоосным редукторам).
Редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью,
имеющий косозубые колеса, показан на рис. 2.8. Тихоходная ступень
при этом может иметь либо шевронные колеса, либо
прямозубые (рис. 2.8,6). Кинематическая схема и общий
вид редуктора с раздвоенной тихоходной ступенью показаны
на рис. 2.9.
При раздвоенной быстроходной (или тихоходной) ступени
колеса расположены симметрично относительно опор, что
приводит к меньшей концентрации нагрузки по длине зубьев,
чем при применении обычной развернутой или соосной схемы.
Это позволяет иметь в рассматриваемом случае менее
жесткие валы. Быстроходный вал редуктора, показанного на
рис. 2.8, б, должен иметь свободу осевого перемещения
(«плавающий» вал), что обеспечивается соответствующей
конструкцией подшипниковых узлов; в редукторе с шевронными
Рис. 2.8. Двухступенчатый горизонтальный редуктор с раздвоенной первой
(быстроходной) ступенью:
«-кинематическая схема; б -общий вид (без крышки)
15

*)
Рис. 2.9. Двухступенчатый горизонтальный редуктор с раздвоенной второй
(тихоходной) ступенью:
а — кинематическая схема; б — общий вид (без крышки)
тихоходными колесами свободу осевого перемещения должен
иметь и тихоходный вал. При соблюдении указанного условия
нагрузка распределяется поровну между параллельно
работающими парами зубчатых колес.
Схемы вертикальных цилиндрических двухступенчатых
редукторов приведены на рис. 2.10.
Двухступенчатые цилиндрические редукторы обычно
применяют в широком диапазоне передаточных чисел: по ГОСТ
2185 — 66 и=6,3-т-63. Крупные двухступенчатые цилиндрические
редукторы, выпускаемые НКМЗ, имеют и = 733-5-44,02.
От целесообразной разбивки общего передаточного числа
двухступенчатого редуктора по его отдельным ступеням в зна-
Рис 2.10* Кинематические схемы двухступенчатых- цилиндрических вертикальных
редукторов:
а — выполненного по развернутой схеме (трехосного): б — соосного
U

чительной степени зависят габариты редуктора, удобство
смазывания каждой ступени, рациональность конструкции корпуса
и удобство компоновки вс?ех элементов передач. Дать
рекомендации разбивки передаточного числа, удовлетворяющие всем
указанным требованиям, невозможно, и поэтому все
рекомендации следует рассматривать как ориентировочные.
Ниже приведена разбивка передаточных чисел для некоторых:
двухступенчатых редукторов, выпускаемых НКМЗ:
и . . „ 8,05 9,83 10,92 12,25 13,83 15,60 17,78 20,49 22,12 23,15
«Б , . , 2,30 2,808 3,125 3,j5OO 3,950 3,950 4,500 5,187 5,600 6,615
Коническо-цилиндрические редукторы
В двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторах
(рис. 2.11 — 2.13) коническая пара может иметь прямые, косые или
криволинейные зубья. Цилиндрическая пара также может быть
либо прямозубой, либо косозубой.
Наиболее употребительный диапазон передаточных чисел
для таких редукторов w = 8-f-15. Наибольшие значения при
Рис. 2.11. Двухступенчатый
горизонтальный коннческо-цялнндрнчес*
кий редуктор:
а - кинематическая схема; б -
общий вид редуктора с литым
корпусом; в — общий вид редуктора со
сварным корпусом
17

Рас. 2.12. Двухступенчатый i
ческочщлиндрнческий редуктор
с вертикальным тихоходным
а — кинематическая схема;
6 — общий вид
Рис. 2.13. Кинематическая схема
двухступенчатого коническо-цн-
линдрического редуктора с
вертикальным быстроходным валом
прямозубых конических колесах umax = 22; при конических
колесах с круговыми зубьями wmax = 34.
Червячные редукторы
Червячные редукторы применяют для передачи движения
между валами, оси которых перекрещиваются.
По относительному положению червяка и червячного колеса
различают три основные схемы червячных редукторов: с
нижним, верхним и боковым расположением червяка (рис. 2.14 —
2.16).
Искусственный обдув ребристых корпусов обеспечивает
"более благоприятный тепловой режим работы редуктора
(рис. 2.14, в и г).
18

fffil
Рис. 2.14. Червячный редуктор с
нижним расположением червяка:
а — кинематическая схема; б —
общий вид редуктора с разъемным
корпусом; в — общий вид редуктора
с ребристым разъемным корпусом
и искусственным обдувом; г — то же,
со снятой крышкой; д - общий вид
редуктора с неразъемным
корпусом
Выход вала колеса редуктора с боковым расположением
червяка в зависимости от назначения и компоновки привода
может быть сделан вверх (рис. 2.16, а) или вниз (рис. 2.16, б и в).
При нижнем расположении червяка условия смазывания
t9

Рис. 2.15. Червячный редуктор с верхним расположением, червяка:
а - кинематическая схема; б — общий вид редуктора с разъемным корпусом;
в — общий вид редуктора с неразъемным корпусом
зацепления лучше, при верхнем хуже, но меньше, вероятность
попадания в зацепление металлических частиц — продуктов
износа.
Выбор схемы редуктора обычно обусловлен удобством
компоновки привода в целом: при окружных скоростях
червяка до 4 — 6 м/с предпочтительно нижнее расположение червяка;
при больших скоростях возрастают потери на перемешивание
масла* и в этом случае следует располагать червяк над колесом.
В редукторах с верхним расположением червяка при включе-
Т— Т
6)
Рис. 2.16. Червячный редуктор, с вертикальным валом червячного колеса:
а - кинематическая схема; б.- обдай вид редуктора с разъемным корпусом; в •
общий вид редуктора с неразъемным корпусом
20

нии движение обычно начинается при недостаточной смазке
(за время остановки при редких включениях масло успевает
стечь с зубьев колеса).
Передаточные числа червячных редукторов обычно
колеблются в пределах и = 8^80 (см. ГОСТ 2144-76).
Так как КПД червячных редукторов невысок, то для передачи
больших мощностей и в установках, работающих непрерывно,
проектировать их нецелесообразно. Практически червячные
редукторы применяют для передачи мощности, как правило, до
45 кВт и в виде исключения до 150 кВт.
Зубчато-червячные, червячно-зубчатые
и двухступенчатые червячные редукторы
Схемы и общий вид зубчато-червячйых и двухступенчатых
червячных редукторов показаны на рис. 2.17 и 2.18. Переда-
Рис. 2.17. Двухступенчатый зубчато-червячный редуктор:
а — кинематическая схема; б — общий вид
Рис, 2.1S. Двухступенчатый червячный редуктор:
а — кинематическая схема; бив — варианты общего вида
21

точные числа зубчато-червячных редукторов и < 150, а в
отдельных случаях и выше (для учебного проектирования
рекомендуется ограничиться и = 35чт8О).
Двухступенчатые червячные редукторы изготовляют с
передаточными числами и = 120-4-2500 (при учебном
проектировании рекомендуется ограничиться и — 120-400).
Планетарные и волновые редукторы
На рис. 2.19, а показана простая — с одной степенью
свободы — планетарная передача, состоящая из солнечного
колеса 1, сателлитов 2 и корончатого колеса 3, неподвижно закреп-
Рис. 2.19. Одноступенчатый
планетарный редуктор:
а — кинематическая схема;
6 — продольный разрез
22

1
т
1
ш т
т
mt
ш та
Г 1
т
т
6
Рис. 2.20. Кинематическая схема
двухступенчатого планетарного ре-
дуктора
ленного * корпусе. Сателлиты
совершают сложное движение:
они обкатываются вокруг
солнечного колеса и вращаются
внутри неподвижного
корончатого колеса (некоторая аналогия
с движением планет дала
название этим передачам). Оси
сателлитов установлены в водиле 4,
геометрическая ось которого
совпадает с геометрическими
осями центральных колес —
солнечного и корончатого. Чаще
других встречаются передачи с
числом сателлитов пс = 3.
Планетарные передачи
компактнее обычных зубчатых, так как при пс сателлитах
вращающий момент передается не одним, а несколькими потоками; в
расчетах на прочность обычно принимают приведенное число
сателлитов п'с = пс — 0,7.
Для выравнивания нагрузки по потокам при нескольких
сателлитах одно из центральных колес устанавливают без
опор, т. е. выполняют плавающим в радиальном направлении.
На рис. 2.19, б показан редуктор с плавающим
(самоустанавливающимся) солнечным колесом. Для соединения плавающего
солнечного колеса с валом применена зубчатая муфта с двумя
зубчатыми сочленениями.
При последовательном соединении нескольких простых
планетарных передач можно получить редуктор с большим
передаточным отношением (рис. 2.20).
Волновые передачи можно рассматривать как
разновидность планетарных передач, имеющих гибкое промежуточное
колесо, деформируемое при передаче вращающего мрмента.
На рис. 2.21, а показана кинематическая схема волновой
передачи: входной вал 1 приводит во вращение генератор
волн 2, который представляет собой водило с двумя
роликами; гибкое колесо 3 выполнено в виде тонкостенного стакана,
на утолщенной части которого нарезаны зубья, входящие в
зацепление с внутренними зубьями неподвижного жесткого
колеса 4; выходной вал 5 соединен с основанием
тонкостенного стакана.
Генератор деформирует гибкое зубчатое колесо в радидль-
ном направлении, придавая ему форму эллипса, и вводит в
зацепление зубья деталей 3 и 4 на полную рабочую высоту.
23

Рис. 2.21. Волновой зубчатый одноступенчатый редуктор:
а - кинематическая схема; б - генератор волн; в - продольный разрез
При вращении генератора зацепление зубьев перемещается
подобно бегущей волне, что и дало название этим
передачам.
Широкое распространение получили кулачковые генераторы
волн (рис. 2.21,6). На профилированный кулачок А насажено
внутреннее кольцо гибкого подшипника 2>. Наружное кольцо
24

гибкого подшипника сопряжено с внутренней поверхностью
гибкого колеса В, обеспечивая ему заданную форму
деформации. Кольца гибкого подшипника имеют малую толщину и
поэтому сравнительно легко деформируются. Ниже приведены
для сравнения размеры двух подшипников с одним и тем же
внутренним диаметром: гибкого и обычного шарикового
радиального легкой серии:
i
в
.—.
r
Подшипник
Гибкий
Шариковый
радиальный
легкой серии
d
D
В
dm
.у
мм
60
60
80
ПО
13
22
7,144
-15
1,85
-7,5
Модули зубчатых колес 3 и 4 (см. рис. 2.21, а) одинаковы,
но числа зубьев разные: z3 < z4. Передаточное число волновой
передачи равно и = —. При оптимальных значениях
(z4 — z3) = 2 или 1 диапазон передаточных отношений в
одноступенчатых волновых редукторах составляет от 80 до 300 (и более).
Волновые передачи обладают высокой нагрузочной
способностью благодаря многопарности зацепления: одновременно
в зацеплении может находиться до 25 — 30% пар зубьев.
На рис. 2.21,в показан волновой редуктор с кулачковым
генератором волн 2 и гибким тонкостенным колесом 3 сварной
конструкции. На ведущем валу 1 находится кулачок, на котором
установлен гибкий подшипник, сопряженный с гибким колесом,
зубья которого в двух зонах входят в зацепление с зубьями
жесткого колеса 4. Кулачок генератора волн находится на валу
с радиальным зазором; передача движения осуществляется
зубчатой муфтой, которая обеспечивает самоустановку
генератора при работе редуктора. С гибкого колеса вращающий
момент передается шлицами ведомому валу 5.
Мотор-редукторы
Мотор-редуктор - это агрегат, совмещающий в одном
корпусе электродвигатель и редуктор. Последнее обстоятельство
позволяет добиваться большой точности расположения вала
редуктора относительно вала электродвигателя и уменьшает
число деталей привода.
Чаще встречаются мотор-редукторы с зубчатыми
передачами обыкновенными и планетарными.
25

Рис. 2.22. Мотор-редукторы:
а — горизонтальный; б - вертикальный
Рис. 2.23. Мотор-редуктор с одноступенчатой зубчатой цилиндрической передачей
На рис. 2.22 показаны общие виды мотор-редукторов. На
рис. 2.23 изображен в разрезе горизонтальный мотор-редуктор
с одноступенчатой зубчатой цилиндрической передачей.
Показанный на рис. 2.22, б вертикальный мотор-редуктор имеет две
ступени: первую - зубчатую цилиндрическую обыкновенную
и вторую — планетарную.
. /-4

ГЛАВА III
ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 3.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Различают два вида зубчатых передач - закрытые и
открытые. Эти передачи обычно разрабатывают в курсовых проектах
учащиеся техникумов.
Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например,
рддукторного типа) или встроенные в машину. Проектировочный
расчет их выполняют на выносливость по контактным
напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих
поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета
размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем
проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям
изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев;
обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на
контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при
выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес
(более 200) или применении термохимической обработки
поверхностей зубьев до высокой твердости (HRC > 45) может
возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого
размеры зубьев следует определять из расчета их на выносливость
по напряжениям изгиба.
Открытые зубчатые передачи рассчитывают на
выносливость по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев
в процессе эксплуатации. В этом случае нет необходимости
проверять выносливость поверхностей зубьев по контактным
напряжениям, так как абразивный износ поверхностей зубьев
предотвращает выкрашивание их от переменных
контактных напряжений.
Зубчатые передачи, работающие с большими
кратковременными (пиковыми) перегрузками, необходимо проверять на
отсутствие опасности хрупкого разрушения или пластических
деформаций рабочих поверхностей зубьев от контактных
напряжений, а также на отсутствие хрупкого излома или
пластических деформаций при изгибе. Это относится равно как к
закрытым, так и открытым передачам.
27

Рис. 3.1. Контактные напряжения в зоне соприкосновения цилиндров вдоль
образующей
Кратковременное действие пиковых нагрузок не оказывает
влияния на поверхностную и общую усталостную прочность
зубьев. Поэтому олределение напряжений, вызываемых такими
нагрузками, следует рассматривать как проверку зубьев на
поверхностную и общую статическую прочность. Расчетные
формулы имеют тот же вид, что и формулы для расчетов на
усталостную прочность, но значения допускаемых напряжений,
принимаемых в этих расчетах, различны.
Расчет закрытых зубчатых передач на выносливость
рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям основан
на формуле Герца. Эта формула служит для определения
максимального нормального напряжения в точках средней линии
контактной полоски в зоне соприкосновения двух круговых
цилиндров с параллельными образующими (рис. 3.1). При
выводе формулы были приняты допущения: материал цилиндров
идеально упругий, в точках контакта он находится в условиях
объемного напряженного состояния — трехосного сжатия;
наибольшее (по модулю) напряжение сжатия - главное
напряжение а3 — принято обозначать атах; при эллиптическом
законе распределения давления по ширине площадки контакта
не'
C.1)
где q — нагрузка на единицу длины контактной линии; с —
ширина контактной площадки, определяемая из выражения
3,04 У"
28

Подставив это значение в формулу C.1), получим
1 1 1
Здесь приведенная кривизна цилиндров, = Ь
Рпр Рпр Pi
1
+ —, где р! и р2 - радиусы цилиндров; отсюда рпР =
Р2
= —PlPa ; v - коэффициент Пуассона, принятый равным 0,3;
Pi + Р2
? - модуль упругости материала цилиндров; если цилиндры
изготовлены из разных материалов, то определяют
приведенный модуль упругости
F= 2EXE2
Е1+Е2-
§ 3.2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ
Для расчета передач с цилиндрическими зубчатыми
колесами (рис. 3.2) на выносливость рабочих поверхностей зубьев по
контактным напряжениям
пользуются формулой C.2);
максимальное нормальное напряжение атах
принято обозначать о#; индекс Я
(лат.) соответствует первой букве
фамилии знаменитого физика
Hertz а; нагрузка на единицу
длины контактной линии зубьев
где fn = •
bkF
Ft
— нормаль-
cos aw cos р
ная сила в зацеплении;
= -~- = -— — окружная сила;
^Т/1^ 3а^е11ЛенИЯ' ПО ГОСТ Рис. 3.2. Геометрия зубчатого
13755 — 81 ОН ПРИНЯТ раВНЫМ 20 *; эвольвентного зацепления
* В дальнейшем будем считать aw «or, где a ~ делительный угол
профиля или угол профиля исходного контура.
29

р —угол наклона зуба по отношению к образующей делитель-
ного цилиндра; Кн — коэффициент, учитывающий
динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки
между зубьями и по ширине венца; Ь - ширина венца; kt -
коэффициент степени перекрытия.
Приведенный радиус цилиндров рпР следует заменить
величиной приведенного радиуса эвольвентных профилей зубьев в
полюсе зацепления; так как
dt sin a d2 sin а d2
p== йв M
то
_ d2 sin а
Pnp " 2cosp(ti + 1)'
Подстановка приведенных значений величин в формулу
C.2) дает возможность выразить зависимость ан от параметров
зубчатой передачи в виде
C#3)
Дальнейшие расчеты даны в соответствии с
рекомендациями ГОСТ 21354-75. Допущенные в отдельных случаях
незначительные отступления, практически не влияющие на
величину конечного результата, имеют целью некоторое
упрощение расчета.
Для практических расчетов по ГОСТ 21354-75 введены
следующие условные обозначения:
1/ Е
ZM = / —tj 2\ "~ коэффициент, учитывающий
механические свойства материала сопряженных зубчатых колес; его
размерность соответствует размерности ]/Е;
. — безразмерный коэффициент, учитывающий
sin 2aw
форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;
Ze = / т— безразмерный коэффициент, учитывающий
суммарную длину контактных линий; для прямозубых колес ке =
= ; для косозубых и шевронных къ = еа, где еа — степень
4-еа
перекрытия.
С этими обозначениями формула C.3) примет вид
30

•V
2Т2Кн(и+
C.4)
Все величины, входящие в эту формулу, должны быть
выражены в соответствующих единицах. В ГОСТ 21354-75 допу-
цеко отклонение от этого правила: момент выражен в Нм,
a d и Ъ в мм, напряжение и модуль упругости в МПа
(численно соответствует МН/м2).
В дальнейшем, следуя правилу теории размерностей, будем
выражать момент в Н-мм, d и Ь в мм, он и Е в МПа (что
численно соответствует Н/мм2).
Для стали принимают: ? = 2,15-105 МПа; коэффициент
Пуассона v = 0,3. При этих значениях коэффициент
Численные значения коэффициента ZH:
для прямозубых колес при а = 20°, Р = 0 ZH = 1,76;
для косозубых колес при а = 20°, р = 8-г 15° ZH = 1,74-ь 1,71;
для шевронных колес ZH = 1,57.
Средние значения коэффициента ZE:
для прямозубых передач при а = 20° Z€= 0,9;
для косозубых передач Ze = 0,8.
После подстановки указанных значений коэффициентов в
формулу C.4) и замены в ней d2 через межосевое расстояние
2awu
d
получим формулы для проверочного расчета:
прямозубых передач
310
косозубых передач
270
aw
У
У
Т2К„(и-\
bu2
Т2Кн(и-
bu2
- 1K < Гсн1-
*г LCTHJ>
h 1K * Г^г ]
C.5)
C.6)
Выражая в этих формулах величину Ъ через aw с помощью
коэффициента ширины зубчатого венца \|/Ьа = —, получим
формулу для проектировочного расчета aWi мм
31

C.7)
Для прямозубых передач Ка = 49,5; для косозубых и шеа-
ронных передач ?а = 43,0.
Коэффициент Кн = КН9КщКШу где КНа - коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки между
зубьями; для прямозубых колес принимают KHoL = 1,0; для
косозубых колес в зависимости от окружной скорости v: при
V = 10-7-20 м/с и 7-й степени точности КНа = 1,0ч-1,1, при v до
10 м/с и 8-й степени точности 1СЯа = 1,05-— 1Д5; Кн$ —
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца. При проектировании закрытых зубчатых
передач редукторного типа принимают значения Кн$ по
табл. 3.1.
3.1» Ориентировочные значения коэффициента Л*#р для зубчатых
передач редукторов, работающих при переменной нагрузке
Расположение
зубчатых колес
относительно опор
Симметричное
Несимметричное
Консольное
Твердость НВ поверхностей
зубьев
<350
1,00-1,15
1,10-1,25
1,20-1,35
>35О
1,05-1,25
1,15-1,35
1,25-1,45
Меньшие значения принимают для передач с отношением Ф^ =
= ?/</}= 0,4; при увеличении ф^ до 0,6 для консольно расположенных
колес и ф^ до 0,8 при несимметричном расположении их следует
принимать большие из указанных в таблице значений Кдр. При постоянной
нагрузке А#р = 1.
Определение \|/^ см. формулу C.8).
Динамический коэффициент Кц0 определяют в зависимости
от окружной скорости v колес и степени точности их
изготовления.
Для прямозубых колес при у до 5 м/с следует назначать
8-ю степень точности по ГОСТ 1643 — 81; при этом КНо =
= 1,05-1,10.
Для косозубых колес при v до 10 м/с назначают также 8-ю
степень точности и принимают Кш = 1,04-1,05. При v свыше
10 до 20 м/с и 7-й степени точности KHv = 1,05 4-1,1. Меньшие из
указанных значений относятся к колесам с твердостью
поверхностей зубьев НВ ^ 35О> большие - при твердости НВ > 350.
32

Коэффициенты КНа и KHv могут быть определены только
тогда, когда известны размеры передачи (надо знать скорость и).
Поэтому при проектировочных расчетах по формуле C.7)
предварительно используют один коэффициент Кяр, учитывающий
неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
(см. табл. 3.1).
При проектировании редукторов обычно задаются
величиной v|/bfl = b/a; для прямозубых передач принимают \|/ba =
= 0,125ч-0,25; для косозубых \|/ba = 0,25-И),40; для шевронных
tyba = G>5 ¦*¦ 1А Чтобы вычислить \|/м по выбранному значению
следует воспользоваться равенством di = —; тогда
* J^+ll «+l)- C-8)
di 2a
Допускаемое контактное напряжение определяют при
проектировочном расчете по формуле
tfHL- C.9)
Здесь оНнть — предел контактной выносливости при базовом
числе циклов (значения стяшпь указаны в табл. 3.2); KHl~-
коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого
зуба колеса больше базбвого, то принимают Кя^= 1. Именно
такой случай типичен для курсовых проектов, выполняемых в
техникумах.
В других условиях, когда эквивалентное число циклов
перемены напряжений NHE меньше базового ЛГЯ0, то
в
Лиг =
Если при расчете колес из нормализованной или
улучшенной стали KHLполу гается больше 2,6, то принимают KHL=> 2,6;
для колес из закаленной стали KHL< 1,8; [5Я] - коэффициент
безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной
стали, а также при объемной закалке принимают [5Я] = 1,1 -5-1Д;
при поверхностном упрочнении зубьев [5Я] = 1,2 -г-1,3.
Данные для выбора материалов шестерни и колеса приве-;
дены в табл. 3.3. Рекомендуется назначать для шестерни и
колеса сталь одной и той же марки, но обеспечивать
соответствующей термической обработкой твердость поверхности зубьев
шестерни на 20 — 30 единиц Бринелля выше, чем колеса.
за

3.2, Предел контактной выносливости при базовом числе циклов
Способ термохимической
обработки зубьев
Нормализация или
улучшение
Объемная закалка
Поверхностная закалка
Цементация и нитроцемен-
тация
Азотирование
Средняя
твердость
поверхностей
зубьев
НВ < 350
HRC 38-50
HRC 40- 50
HRC > 56
HV 550-
750
Сталь
Углеродистая
и
легированная
Легированная
°Н\\тЬ>
МПа
2 НВ + 70
18 HRC +
+ 150
17 HRC +
+ 200
23 HRC
1050
Примечание. Базовое число циклов Nцр определяют в
зависимости от твердости стали, при твердости НВ < 200 принимают Njjq = Ю7; при
твердости НВ 200 — 500 значение NHO возрастает по линейному закону от
107 до 6-107.
3.3. Механические свойства сталей, применяемых для изготовлен
зубчатых колес
Марка
стали
45
45
ЗОХГС
40Х
40ХН
Диаметр
заготовки,
мм
100-500
До 90
90-120
Св. 120
До 140
Св. 140
До 120
120-160
Св. 160
До 150
150-180
Св. 180
Предел

прочности
ств, МПа
570
780
730
690
1020
930
930
880
830
930
880
835
Предел
текучести
МПа
290
440
390
340
840
740
690
590
540
690
590
540
Твердость
НВ
(средняя)
190
230
210
200
260
250
270
260
245
280
265
250
Термообработка
Нормализация
Улучшение
34

Продолжение табл. 3.3
4 Марка
стали
40Л
45Л
35ГЛ
35ХГСЛ
Диаметр
заготовки,
мм
-
-
Предел

прочности
<тв, МПа
520
540
590
790
Марка стали
ЗОХГС, 35ХМ, 40Х, 40ХН
12ХНЗА, 18Х2Н4МА, 20ХМ
20ХГМ, 25ХГТ, ЗОХГТ, 35Х
30Х2МЮА, 38Х2Ю, 40Х
40Х, 40ХН, 35ХМ
Предел
текучести
МПа
290
310
340
590
Твердость
HRC
45-55
50-63
56-63
56-63
45-63
Твердость
НВ
(средняя)
160
180
190
220
Термообработка
Нормализация
Улучшение
Термообработка
Закалка
Цементация, закалка
Нитроцементация
Азотирование
Поверхностная закалка
с нагревом ТВЧ
Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контакт
ное напряжение
[ая]-0,45([аЯ1] + [аш]), (ЗЛО)
где [cthi] и [рнг\ — допускаемые контактные напряжения
соответственно для шестерни и колеса; после определения этих
величин следует проверить выполнение условия
[стя] ^ 1,23 [aHmin],
], как правило, равно [рн{\.
где
Последовательность проектировочного расчета
1. Определяют величины, входящие в правую часть формулы
C.7), соответственно для прямозубых или косозубых передач;
при этом передаваемый момент Т2 входит в число заданных
(исходных) величин; коэффициент Кн$ и допускаемое
напряжение [а*/] находят по приведенным выше данным; передаточное
число и равно отношению чисел зубьев колеса и шестерни;
так как zt и z2 в начале расчета еще не установлены, то принимают
и = — =
П2
где угловые скорости <ol9 o>2 или частоты вращения л1э п2
обусловлены заданием. Если поставлено условие придержи-
35

ватьсястандартных значений и, то следует округлить
вычисленное значение и до величины по ГОСТ 2185 — 66:
1-й ряд: 1; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0;
2-й ряд: 1,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0; 11,2.
Первый ряд следует предпочитать второму.
Стандартные значения передаточного числа след}>ет
рассматривать как номинальные. В дальнейшем при установлении
значений zx и z2 уточняют фактическую величину и.
Коэффициенты ширины венца фЬа рекомендуется выбирать
из ряда по ГОСТ 2185-66: 0,10; 0,125; 0,16; 0,25; 0,315; 0,40;
0,50; 0,63; 0,80; 1,00; 1,25.
Для прямозубых колес рекомендуется ограничивать
Я'ьа < 0,25; для косозубых предпочтительно принимать \|/Ья =
== 0,25 -г-0,63, проверяя (при v|/ba < 0,4) выполнение условия
2,5тн
?блЭ а„ sin p-
2. Определяют межосевое расстояние aw по формуле (ЗЛ)
и округляют его до ближайшего значения по ГОСТ 2185 — 66
(в мм):
1-й ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500,
630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500;
2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710,.
900, 1120, 1400, 1800, 2240.
Первый ряд следует предпочитать второму.
3. Выбирают модуль в интервале @,01 - 0,02) aw и
выравнивают его по ГОСТ 9563-60* (в мм):
1-й ряд: 1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16; 20.
2-й ряд: 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; Г; 9; 11; 14; 18; 22.
Первый ряд следует предпочитать второму.
Для косозубых колес стандартным модулем считают
нормальный тн. Для шевронных колес стандартным модулем
может быть как нормальный модуль тт так и окружной mt.
4. Определяют суммарное число зубьев z2 = zx + z2.
, Для колес со стандартным окружным модулем (прямозубых -
и шевронных)
«x-^t. C.11)
Для косозубых и шевронных со стандартным нормальным
модулем
"C°Sp. C.12)
тп
36

Угол наклона линии зуба ? принимают для косозубых колес
в интерваде C = 8-И5°, для шевронных р = 25-т-4О° (до 45°).
5. Определяют числа зубьев шестерни и колеса:
Zl = 5ГиГ; 1 C.13)
¦ 1
I
x. J
По округленным значениям zA и z2 уточняют передаточное
число
Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным
отношением не должно превышать 2,5 °/о при и < 4,5 и 4 % при
и > 4,5.
После всех указанных округлений необходимо проверить
межосезое расстояние: для прямозубых и шевронных колес со
стандартным окружным модулем
+z2)mt; C.14)
обычно такая проверка подтверждает отсутствие расхождения;
для косозубых и шевронных колес с нормальным стандартным
модулем
z2)i, C.15)
При проверке может обнаружиться несоответствие
полученного результата с ранее принятым значением aw по стандарту.
В этом случае надо устранить расхождение изменением
угла р:
cosp=0,5(z1+z2)-^-. C.16)
ciw
Вычисление надо выполнять с точностью до пяти
значащих цифр. Затем рекомендуется проверить расчеты, определив
C17)
с точностью до сотых долей миллиметра, и убедиться, что
принятое ранее
37

6. Возможен иной вариант расчета: задаются числом зубьев
шестерни; оно должно быть не меньше zmin по условию
отсутствия подрезания; для прямозубых колес
для косозубых и шевронных
Zmin =17 COS3 Р.
Затем определяют
zj -f z2
или
2awcosP
mw = , (ЗЛЗ)
Z\ + Z2
округляют полученные значения и далее ведут расчет так же,
как описано выше.
После установления окончательных размеров шестерни и
колеса необходимо проверить величину расчетных
контактных напряжений [см. формулу C.4), а также формулы C.5)
и C,6)], так как после округлений и уточнений размеров
передачи коэффициенты ZM, ZH, Zs и Кн могут быть выражены
точнее, чем это было принято в предварительном
проектировочном расчете.
Коэффициент ZM для стальных колес был определен выше
Н,2
ZM = 275 . Подстановка этого значения ZM в формулу C.4) и
МлД
. 2awu
значения а2 = —^у- приводит ее к виду
Стн = 195 M.l/№A| 1K (ЗЛ9)
Значения величин, входящих в эту формулу, и единицы их
измерения были указаны в пояснениях к формуле C.4). Но так
как в предварительных расчетах коэффициенты Z8 и Кн
определялись ориентировочно, то в проверочных расчетах их необ
ходимо уточнить:
для прямозубых передач
38

3.4. Значения коэффициента КНа для косозубых и шевронных передач
Степень
точности
6
7
В
9
Окружная скорость и, м/с
ДО 1
1,02
1,06
1,1
5
1,02
1,05
1,09
1,16
10
1,03
1,07
1,13
15
1,04
1,10
20
1,05
1,12
Примечание. Для прямозубых колес /Г#а — 1.
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8
2,0
3.5.
Значения
коэффициента К^
Твердость поверхности зубьев
НВ < 350
I
1,15
1,24
1,30
—
—
—
—
—
-
II
1,04
1,06
1,08
1Д1
1,15
1,18
1,22
1,25
1,30
III
1,0
1,02
1,03
1,04
1,05
1,07
1,09
1,11
1,14
НВ > 350
I
1,33
1,50
—
—
—
—
—
-
Примечание. Данные, приведенные в столбце
дачам с консольным расположением зубчатого колеса;
несимметричным расположением
передачам с
колес по отношению
симметричным расположением.
II
1,08
1,14
1,21
1,29
1,36
—
—
-
III
1,02
1,04
1,06
1,09
1,12
1,16
1,21
—
-
[, относятся к пере-
II — к передачам с
к опорам; Ш — к
для косозубых передач
где торцовый коэффициент перекрытия
-+й1СО8р-
Для уточнения величины коэффициента Кн = KHaKH$KHv
служат табл. 3.4, 3.5 и 3.6.
При проверочном расчете по контактным напряжениям
можно внести уточнения, введя в формулу C.9) ряд дополни
тельных множителей:
39

З.б. Значения коэффициента Кн
Передача
Прямозубая
Косозубая и
шевронная
Твердость
НЗ
поверхности
зубьев
<350
>350
<350
>350
Окружная скорость V, м/с
до 5
10
15
20
Степень точности
8
1,05
1,10
1,0
1,0
1,01
1,05
7
1,02
1,07
1,05
1,10
C.20)
Здесь (Тяить и KHl имеют те же значения, что и в формуле C.9);
те же значения имеет коэффициент безопасности [SH].
Коэффициент ZR учитывает влияние шероховатости
сопряженных поверхностей: ZR = 1,0 при Ra = 0,63 ч-1,25 мкм
(боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степени
точности); Zr = 0,95 при Ra = 1,25 ч-2,5 мкм (боковые поверхности
зубьев зубчатых колес 7-й степени точности); ZR = Q,9 при
Rz = 10 -т-20 мкм (боковые поверхности зубьев зубчатых колес
8-й и 9-й степени точности).
Коэффициент Zv> учитывающий влияние окружной скорости,
определяют в точных расчетах по графикам и эмпирическим
зависимостям, приведенным в ГОСТ 21354-75; при курсовом
проектировании можно принимать достаточно точные средние
значения:
Твердость НВ
поверхности
зубьев
<35О
>350
Коэффициент Zy при и, м/с
5
1,0
1,0
10
1,04
1,02
15
1,07
1,03
20
1,10
1,05
Коэффициент KL, учитывающий влияние смазочного
материала для закрытых передач, принимают равным единице.
Коэффициент КхН, учитывающий влияние размеров колеса,
принимают равным единице для колес диаметром d2 < 700 мм;
при большем диаметре
\-4
40

Для закрытых передач, работающих со скоростями до
5—10 м/с и имеющих d2 ^ 700 мм, произведение
коэффициентов ZRZvKiKxII оказывается близким к единице. Поэтому
в этих случаях можно и при проверочном расчете при*
нимать значение [ая], полученное по формуле C.9).
Передачи, работающие с кратковременными
перегрузками (пиковыми нагрузками), следует проверять на отсутствие
пластических деформаций или хрупкого разрушения рабочих
поверхностей зубьев; максимальное напряжение, возникающее
при пиковой нагрузке, определяют по формуле
<Tm», = '
C.21)
оно не должно превышать предельного допускаемого
напряжения [cFWnp], принимаемого для стальных колес при
твердости НВ < 350 равным 3,1ат и при НЕ > 350 равным
41,3#ДС; в формуле C.21) <т# — расчетное напряжение в
поверхностном слое зубьев, определяемое по формуле
(ЗЛ9); Т2 тах и Т2 — максимальный (пиковый) и
номинальный моменты на валу колеса.
§ 3.3. РАСЧЕТ ЗУБЬЕЗ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОЛЕС
НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПРИ ИЗГИБЕ
В расчетах цилиндрических прямозубых колес зуб
рассматривают как балку, жестко защемленную одним концом.
Силу считают приложенной к вершине зуба по нормали
к его поверхности; силу трения не учитывают. Расчетная
схема нагружения зуба представлена на рис. 3.3.
Формула для проверочного расчета зубьев на выносливость
по напряжениям изгиба имеет вид (см. ГОСТ 21354—75)
FtKFYF
bni
Of].
C22)
Чтобы вывести формулу для проектировочного расчета
на изгиб (такие случаи встречаются в курсовых проектах
2Т
редко), вводят коэффициент ^ш = b/m, заменяют F, = —, Ь =
tnz
= \|/&тт и получают на основании формулы C.22)
C.23)
41

Рис. 3.3. Расчетная схема на-
гружения зуба прямозубого
цилиндрического колеса
Здесь моменты Г(в Н • мм)
и числа зубьев z могут
быть взяты по шестерне
или по колесу, так как
соответственно
Расчет следует вести
для зубьев того из колес,
для которого отношение
меньше; YF — ко-
YF
эффициент, учитывающий
форму зуба. При
одинаковых материалах и их
механических характеристиках YF больше для шестерни, поэтому
в этих случаях именно для зубьев шестерни и ведут расчет.
Значения коэффициента YF даны в ГОСТ 21354 — 75 в виде
графиков с учетом коэффициента смещения. Для зубчатых
колес, выполненных без смещения, YF имеет следующие
значения:
z ... 17 20 25 30 40 50 60 70 80 100
и более
YF . . . 4,28 4,09 3,90 3,80 3,70 3,66 3,62 3,61 3,61 3,60
Коэффициент нагрузки KF представляет собой произведение
двух коэффициентов: KFр, учитывающего неравномерность
распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент
концентрации нагрузки), и KFv9 учитьюающего динамическое действие
нагрузки (коэффициент динамичности).
Значения коэффициента KF$ приведены в табл. 3.7,
составленной на основании графиков ГОСТ 21354—75 с
некоторыми упрощениями.
Значения коэффициента динамичности KFv приведены в
табл. 3.8.
В большинстве случаев напряжения изгиба зубьев из+
меняются во времени по прерывистому отнулевому циклу,
поэтому допускаемые напряжения определяются в зависимости
41

¦м-
— bid л
0,2
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,8
3.7
Значения коэффициента
Твердость
рабочих
НВ < 350
I
1,00
1,03
1,05
1,08
1,10
1,13
1,19
1,25
1,32
II
]
,04
,07
1,12
1,23
1,30
1,38
U45
1,53
III
1,18
1,37
1,62
—
—
—
Примечание. Данные в
IV
1,10
1,21
1,40
1,59
—
—
—
—
—
столбце
поверхностей
зубьев
НВ > 350
I
,03
,07
1,09
1,13
1,20
1,30
1,40
—
II
! относятся i
положению зубчатых колес относительно опор; II -
III-1
1,05
1,10
1,18
1,28
1,40
1,53
—
—
—
III
1,35
1,70
—
—
—
—
—
—
IV
1,20
1,45
1,72
-*•
—
—
—
—
—
с симметричному рас-
- к несимметричному;
с консольному при установке валов на шариковых подшипниках;
IV — то же, но при установке валов на роликовых подшипниках.
3.8. Ориентировочные значения коэффициента KF
Степень
точности
6
7
8
Твердость
НВ рабочей
поверхности
зубьев
<350
>35О
<350
>350
<35О
>350
Окружная скорость и, м/с
3
1/1
1/1
1,15/1
1,15/1
1,25/1,1
1,2/1,1
3-8
1,2/1
1,15/1
1,35/1
1,25/1
1,45/1,3
1,35/1,2
8-12,5
1,3/1,1
1,25/1
1,45/1,2
1,35/1,1
-/1,4
-/1,3
Примечание. В числителе указаны значения Кр для прямозубых
передач, в знаменателе — для косозубых.
от G°F\\mb — предела выносливости (при отнулевом цикле),
соответствующего базовому числу циклов.
Методику выбора допускаемых напряжений, изложенную в
ГОСТ 21354 — 75, для учебных целей можно существенно
упростить и определять допускаемое напряжение по формуле
C.24)
Коэффициент безопасности [Sp] определяют как произведе
ние двух коэффициентов: [SF] = [SF]' [SF]".
Первый коэффициент [SF]' учитывает нестабильность
свойств материала зубчатых колес; его значения приведены в
43

3.9. Значения предела выносливости при отнулевом
Марка стали
40, 45, 50, 40Х, 40ХН, 40ХФА
40Х, 40ХН, 40ХФА
40ХН, 40ХН2МА
; 20ХН, 20ХН2М, 12ХН2, 12ХНЗА
Стали, ^содержащие алюминий
Термическая или
термохимическая обработка
Нормализация, улучшение
Объемная закалка
Закалка при нагреве ТВЧ
Цементация
Азотирование
табл. 3.9 при вероятности неразрушения 99%. Таким образом,
в этом коэффициенте отражена и степень ответственности
зубчатой передачи; при вероятности неразрушения большей,
чем 99%, значения [SFJ существенно возрастают.
Второй множитель [SF]" учитывает способ получения
заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок
[SfY = 1,0; для проката [SFJ' = 1,15; для литых заготовок
ISfY « U
Сведения о пределах выносливости a°Flimb приведены в
табл. 3.9; в дополнение к ней следует пользоваться также
табл. 3.3, в которой приведены механические свойства
сталей в зависимости не только от вида термической
обработки, но и от размеров заготовки.
Для реверсируемых передач, в которых зубья работают
попеременно обеими сторонами, допускаемое напряжение
следует снижать на 25 %.
При проверочных расчетах ГОСТ предлагает выбирать
допускаемое напряжение по зависимости
где aFlim — предел выносливости при эквивалентном числе
циклов;
где KFg — коэффициент, учитывающий влияние шлифования
переходной поверхности зубьев; при отсутствии шлифования
KFg — l; KFd — коэффициент, учитывающий влияние
деформационного упрочнения или электрохимической обработки пере-
44

цикле изгиба <з}\\ть н коэффициента безопасности \_SFJ
Твердость зубьев
на поверхности
в сердцевине
НВ 180-350
HRC 45-55
HRC 48-58
HRC 57-63
HV 700-950
HRC 25-35
-
HRC 24-40
°FUmb9
МПа
1,8 НВ
500-550
700
950
300 4-1,2 /«С
сердцевины
[ад
1,75
1,8
1,75
1,55
1,75
ходной поверхности; при отсутствии такого упрочнения KFd= 1;
KFc — коэффициент, учитывающий влияние двустороннего
приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки
KFc = 1; KFL— коэффициент долговечности, зависящий от
соотношения базового и эквивалентного чисел циклов. Поскольку
для всех сталей ГОСТ принимает базовое число циклов
NFO = 4'106, а при эквивалентном числе циклов, большем
базового, коэффициент KFL= 1,0, то при учебном
проектировании передач, имеющих ЫРэкв > NF0, этот коэффициент можно
принять равным единице. Ys — коэффициент, учитывающий
градиент напряжений, зависящий от модуля; при
встречающихся в учебном проектировании значениях модуля от 1 до
3.10. Основные параметры цилиндрических зубчатых передач,
выполненных без смещения (см. рис. 3.2)
Параметры
Делительный диаметр
Диаметр окружности
вершин зубьев
Диаметр окружности
впадин зубьев
Межосевое расстояние
Шестерня
Колесо
Расчетные формулы
4l ~ cos р
^l = d\— 2,5тп
2 cosp
4.-4--2Л.
di+d2 m.
45

8 мм зтот коэффициент убывает от 1,1 до 0,92; YR — коэфг
фициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;
он отличен от единицы лишь в случае полирования
переходной поверхности; KxF — коэффициент, учитывающий
размеры зубчатого колеса; при da ^ 300 мм KxF = 1,0; при
da = 800 мм KxF = 0,95.
Из анализа коэффициентов, входящих в формулы ГОСТа
для определения [aF] и aFijm, следует, что численные значения
этих коэффициентов для передач; рассчитываемых в курсовых
проектах техникумов, весьма близки к единице. Поэтому,
в учебных целях рационально пользоваться при определении
допускаемого напряжения формулой C.24).
Формулы для геометрического расчета цилиндрических
зубчатых колес приведены в табл. 3.10.
Особенности расчета косозубых
и шевронных передач
Несущая способность косозубых и шевронных колес выше,
чем прямозубых. Повышение выносливости зубьев отражено в
формуле для определения расчетных напряжений двумя
дополнительными коэффициентами, не встречающимися в формуле
C.22) для прямозубых колес.
Для проверочного расчета косых зубьев служит формула
СУ/г :
FtKFYF
C.25)
Здесь коэффициент YF имеет то же значение, что и в
формуле C.22), с той, однако, разницей, что его следует выбирать
по эквивалентному числу зубьев
Коэффициент Ур введен для компенсации погрешности,
возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба,
что и в случае прямых зубьев. Этот коэффициент
определяют по формуле
ЗГр~~1 140'
где рр — угол наклона делительной линии зуба.
Коэффициент KFoL учитывает неравномерность распределения
46

нагрузки между зубьями. Для узких зубчатых колес, у которых
коэффициент осевого перекрытия
коэффициент KFoL
по формуле
1,0. При ?р ^ 1 этот коэффициент определяют
4е.
где г« — коэффициент торцового перекрытия; и — степень
точности зубчатых колес. При учебном проектировании можно
принимать среднее значение еа = 1,5 и степень точности 8-ю;
тогда KFa = 0^92; Ъ — ширина венца того зубчатого колеса,
зубья которого проверяют на изгиб.
При очень высокой поверхностной твердости зубьев и
большом суммарном числе их (zL > 200) может возникнуть
необходимость в проектировочном расчете зубьев на изгиб и,
определении модуля т„. Из формулы C.25) после
соответствующих преобразований получают требующуюся зависимость
C.26)
Здесь значения T/z можно брать как по шестерне, так и по
колесу. Коэффициент \|/Ьт = Ь/т„. Рассчитывать следует то
зубчатое колесо, для которого отношение [<7/?]/Yf меньше.
§ 3.4. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Хотя расчет конических зубчатых передач ГОСТом еще не
регламентирован, тем не менее целесообразно выполнять его,
ориентируясь на зависимости, приведенные выше для
цилиндрических зубчатых колес.
На основании формул C.4) и C.5) с учетом особенности
геометрии конических зубчатых колес (рис. 3.4) после
соответствующих преобразований получают формулу для
проверочного расчета конических прямозубых колес на контактную
прочность:
C.27)
47

Рис. 3.4. Схема передачи
коническими зубчатыми колерами
Рис. 3.5. Схема конического
колеса с круговыми зубьями
При расчете по среднему конусному расстоянию R = Re — 0,5b
формула C.27) принимает вид
Здесь Re и R — внешнее и среднее конусные расстояния, мм;
Кн — коэффициент нагрузки, принимаемый таким же, как и для
цилиндрических прямозубых передач (см. § 3.2), при условии, что
степень точности конических колес на единицу выше, чем
цилиндрических; Т2 — вращающий момент на колесе, Н»мм;
Ъ — ширина зубчатого венца, мм.
Аналогичный расчет для конических колес с круговыми
зубьями основывается на формулах C.4) и C.6). Рекомендуют
принимать средний угол наклона зуба р = 35° (рис. 3.5). При
этом коэффициент, учитывающий формулу сопряженных
поверхностей зубьев, ZH = 1,59. Коэффициент Z8 можно принять
таким же, как и для цилиндрических косозубых колес, т. е.
Ze = 0,8. Тогда для проверочного расчета стальных конических
колес с круговыми зубьями на контактную прочность формула
будет иметь вид
C.28)
48

Коэффициент нагрузки Кн представляет собой
произведение трех частных коэффициентов, определяемых так же, как и
для цилиндрических косозубых колес:
При проектировочном расчете определяют внешний
делительный диаметр колеса, мм:
d'2~
1>я]2
A
—
C.29)
для прямозубых передач Kd = 99; для колес с круговыми
зубьями Kd = 86.
Полученные значения de2 округляют по ГОСТ 12289—76
(в мм): 50; E6); 63; G1); 80; (90); 100; A12); 125; A40); 160;
A80); 200; B25); 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630;
710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600.
Предпочтительными являются значения без скобок.
Фактические значения de2 не должны отличаться от
номинальных более чем на 2%.
Номинальные значения передаточных чисел и желательно
округлить по ГОСТ 12289-76: 1; A,12); 1,25; A,40); 1,60? A,80);
2,00; B,24); 2,50; B,80); 3,15; C,55); 4,00; D,50); 5,00; E,60); 6,30.
Значения без скобок предпочтительнее.
Фактические значения и не должны отличатьсй от
номинальных более чем на 3%.
Коэффициент ширины зубчатого венца \|/ь/^ = — < 0,3.
Re
При проектировании редукторов с параметрами, по
ГОСТ 12289-76 рекомендуется принимать tybRe = 0,285.
Коэффициент Хяр принимают предварительно для колес с
твердостью поверхностей зубьев НВ < 350 от 1,2 до 1,35; при
твердости НВ > 350 - от 1,25 до 1,45 (см. табл. 3.1).
При проверочном расчете значения коэффициента нагрузки
уточняют.
Далее определяют числа зубьев колес. Для шестерни
^ C.30)
Рекомендуют выбирать zx « 18 -г- 32.
Число зубьев колеса z2 = zxw. Так как найденные
значения Zi и z2 округляют до целых чисел, то после этого следует
уточнить и = —и угол 52 == arctgtt Внешний окружной модуль
49

3.11. Конические прямозубые колеса по ГОСТ 19325-73
и ГОСТ 19624-74 (ори 5,+ 5г = 90° и ос = 20°)
Параметры
Внешний делительный
диаметр
Внешнее конусное
расстояние
Ширина зубчатого венца
Среднее конусное
расстояние
Средний окружной модуль
Средний делительный
диаметр
Угол делительного конуса
Внешняя высота зуба
Внешняя высота головки
зуба
Внешняя высота ножки зуба
Угол головки зуба
Угол ножки зуба
Внешний диаметр вершин
зубьев

Обозначение
*2
Re
Ъ
R
т
d
5
к
К,
hf,
%
в/
4»
Формула
C.29)
0,5*
Re ^5
Ъ «S 0JRe
R = Re-0,5b
meR
d= mz
62= arctg и;
61==90o-O2
he= 2t2me
hfe= l,2me
Bf = arctg ^~
dae= de+2haecosb
me— -^-; округлять полученное значение те не обязательно»
Остальные параметры передачи определяют по табл. 3.11.
Проверку зубьев конических прямозубых колес на
выносливость по напряжениям изгиба выполняют по формуле
C.31)
50

Здесь К f — коэффициент нагрузки при расчете на изгиб,
выбираемый так же, как и для цилиндрических прямозубых
колес; F't — окружная сила, которую считают приложенной по
касательной к средней делительной окружности
YF — коэффициент формы зубьев (см. с. 42), выбираемый в
зависимости от эквивалентного числа зубьев zv = —; $с «
cos о
«0,85 — опытный коэффициент, учитывающий понижение
нагрузочной способности конической прямозубой передачи по
сравнению с цилиндрической; т — средний модуль. Допускаемое
напряжение [crF] выбирают так же, как и для
цилиндрических зубчатых колес.
Для зубчатых колес с высокой твердостью рабочих
поверхностей зубьев может оказаться, что их размеры будут
определяться прочностью зубьев на изгиб. В этом случае
проектировочный расчет на изгиб выполняют для среднего
модуля
m
3
-У
2TKFYF
C.32)
Коэффициент ширины венца по отношению к среднему
модулю
УЬт т 6 sin 6/
Предельное значение этого коэффициента
Vbmmax 5,66 sinS/
Расчет ведут, как и для цилиндрических зубчатых передач,
по тому колесу, для которого отношение [crf]/YF меньше
Особенности расчета конических колес
с круговыми зубьями
Для расчета конических колес с круговыми зубьямйг
(см. рис. 3.5) их заменяют быэквивалентными
цилиндрическими прямозубыми колесами: во-первых, круговые зубья
приводятся к прямым, во-вторых, конические колеса приводятся
к цилиндрическим.
51

3.12. Конические зубчатые колеса с косыми и круговым» зубьями
при межосевом угле 90° (см. рис. 3.4 и 3.5)
Параметры
Внешний делительный
диаметр
Внешний торцовый модуль
Внешнее конусное -расстояние
Ширина венца
Среднее конусное расстояние
Средний нормальный модуль
Средний угол наклона зуба
Внешняя высота зуба
Внешняя высота головки зуба
Внешняя высота ножки зуба
Угол делительного конуса
Угол ножки зуба
Угол головки зуба
Внешний диаметр вершин
зубьев
коэффициент радиального
смещения у шестерни
(рекомендуемый)
Коэффициент
тангенциального смещения у шестерни
при и> 2,5
Обозначение и расчетные формулы
de2 по формуле C.29); del = —
2, Z2
Re = 0,5wte j/z? -f zf
Ь < ЪМе
R = Re-095b
пь^Ще (l - 0,5 jA cos p
P= 15-v-3O° для косозубых колес;
p = 30 -7-40° для круговых зубьев
/i^=2m^(cosp + 0,l)
Aacl=wfecosp(l +xi);
hae2= 2mtecosP - haeX
hfe\ — К — hae\; hfel = he — hae2
62 « arctg ^-; 8A = 90° - 52
в/j = arctg -i^~; 9/2 = arctg --?^
Re Re
dtte\ = ^el + 2/?aelCOS 5i;
dael- del+ ^ae2COsb2
При р = 15 -т- 29° xxI = 0,07 +
+ 0,01 (и- 2,5);
при Р = 29 -т-400 дгТ1= 0,11 +
4-0,01 («-2,5)
52

Расчетные формулы для рассматриваемых колес приводятся
по аналогии с формулами для цилиндрических косозубых
колес.
Наименования и обозначения геометрических параметров
даны по ГОСТ 19326 — 73. Рекомендуется принимать
средний угол наклона зуба Р = 35°. Формулы для геометрического
расчета приведены в табл. 3.12.
Для проектировочного расчета служит формула,
определяющая требуемую величину внешнего делительного диаметра
колеса [см. формулу C.29)]. Полученное значение de2
округляют по ГОСТ 12289 — 76 (номинальные значения de2 см.
с. 49).
Коэффициент ширины зубчатого венца по отношению к
внешнему конусному расстоянию tybRe ^ 0,3.
При выборе параметров передачи* надо следить за
выполнением условия Ь < Ют^, где ще — внешний окружной модуль
зубьев.
Формула для проверочного расчета круговых зубьев на
выносливость по напряжениям изгиба аналогична формуле
C.25) для цилиндрических косозубых колес. Коэффициенты
KFf KFtx> 1р и YF принимают по тем же данным, что и для
цилиндрических косозубых колес (см. § 3.3). Окружное усилие
_ 2Т2 _2T2cosp
**- d2 ~
где mn — средний нормальный модуль зубьев. Для редуктор-
ных конических зубчатых передач надо, как правило,
назначать 7-ю степень точности изготовления, но значения
коэффициентов брать такие, которые соответствуют 8-й степени
точности цилиндрических зубчатых колес.
Коэффициент формы зубьев YF (см. с. 42) надо выбирать по
биэквивалентному числу зубьев
v cos 5 cos3 P'
При определении коэффициента KFoL [см. формулу C.25)],
учитывающего неравномерность распределения нагрузки между
круговыми зубьями, значения коэффициента торцового
перекрытия в случаях учебного проектирования можно принимать
ориентировочно se « 1,3 -5-1,4.
В связи с тем, что нагрузочная способность конических
передач с круговыми зубьями выше, чем конических
прямозубых, в формуле отсутствует коэффициент 3F [см. формулу
C31)].
53

ГЛАВА IV
ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 4.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ И КИНЕМАТИКА ПЕРЕДАЧИ
Червячные передачи применяют в случаях, когда
геометрические оси ведущего и ведомого валов перекрещиваются
(обычно под прямым углом).
По форме червяка различают передачи с цилиндрическими
и с глобоидными (вогнутыми) червяками. Первые, в свою
очередь, подразделяются на передачи с архимедовыми, кон-
волютными и эвольвентными червяками. Здесь рассмотрены
только передачи с архимедовыми червяками (в осевом
сечении профиль витка трапецеидальный; в торцовом сечении витки
очерчены архимедовой спиралью).
Червячные передачи выполняют в виде редукторов, реже —
открытыми.
Червячные редукторы наиболее распространенных типов
приведены в гл. II.
Передаточное отношение червячнойг передачи
j.^L.J-L.fL.^ D.1)
Ю2 П2 Zx
где a>i, Hi и со2, п2 — угловые скорости, рад/с, и частоты
вращения, об/мин, соответственно червяка и червячного колеса;
22 — число зубьев червячного колеса; zx — число витков
(заходов) червяка.
По ГОСТ 2144 — 76 (передачи червячные цилиндрические)
предусмотрено два ряда передаточных чисел и в пределах
8-80, осуществляемых при zx = 1, 2 или 4 (червяки с
zx = 3 в ГОСТ не включены) и z2 = 30 -ь 80:
1-й ряд: 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80;
2-й ряд: 9; 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5; 45; 56; 71.
Первый ряд следует предпочитать второму. Отклонение
фактического и от стандартного допускается не более 4%.
Для полунения больших и применяют двухступенчатые
передачи (см. гл. II).
54

С увеличением числа витков zt возрастает угол подъема
витка чбрвяка и повышается КПД передачи. Применение
однозаходных червяков без крайней необходимости не
рекомендуется. Рекомендуют назначать: zt — 4 при и = 8ч-15;
Zi = 2 при и - 15 -т- 30 и zt = 1 при и > 30.
В ряде случаев целесообразно провести параллельно два
расчета передачи при разных числах зубьев колеса и заходов
червяка и затем уже, исходя из полученных габаритов и
КПД передачи, выбрать оптимальный вариант. Например, при
и = 16 следует произвести расчеты, принимая zt =2, z2 = 32 и
Zi = 4, z2 = 64 (в учебных проектах можно допустить zt = 3 и
§ 4.2. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ПЕРЕДАЧИ
Ниже рассмотрены передачи без смещения с архимедовым
червяком, имеющим угол профиля в осевом сечении а = 20°.
Основные параметры передач даны в табл. 4.1.
Червяк. Обозначения основных размеров червяка приведены
на рис. 4.1. Связь между расчетным шагом червяка рь
модулем т и ходом витка червяка p2i выражается формулой
Р!=ш= ^-. D.2)
4.1. Основные параметры цилиндрических червячных передач,
выполненных без смещения (по ГОСТ 2144-76*)
ат мм,
1-й ряд
40
50
63
80
100
125
140*
160
200
250
280*
400
500
т,
мм
2
2,5
3,15
4
5
5
5
8
10
12,5
8
10
20
20
* Второй
Я
8
8
8
8
8
10
16
8
8
8
12,5
16
8
10
ряд.
Z2
32 А
32:4
32:4
32:4
32:4
40:4
40:4
32:4
32:4
32:4
50:4
40:4
32:4
40:4
•м
32:2
32:2
32:2
32:2
32:2
40:2
40:2
32:2
32:2
32:2
50:2
40:2
32:2
40:2
и
32:1
32:1
32:1
32:1
32:1
40:1
40:1
32:1
32:1
32:1
50:1
40:1
32:1
40:1
aw 9 мм,
1-й ряд
40
50
63
80
100
125
140*
160
200
250
280*
400
500
т,
мм
1,6
2
4
4
5
8
10
10
16
16
д
Ч
10
10
10
12,5
10
10
10
10
10
12,5
40:4
40:4
40:4
50:4
46:4
40:4
40:4
46:4
40:4
50:4
•м
40:2
40:2
40:2
50:2
46:2
40:2
40:2
46:2
40:2
50:2
ц
40:
40:
40:
50:
46-
40
40
46
40
50
1
1
1
1
1
1
•
1
1
1
1
55

4.2. Сочетания модулей т и коэффициентов q диаметра червяка
(по ГОСТ 2144-76*)
т> мм
1,6
2,0
2,50
Ч
10,0
12,5
16,0
20,0
8,0
10,0
12,5
16,0
20,0
8,0
10,0
12,5
16,0
20,0
т, мм
3,15
4,00
5,00
ч
8,0
10,0
12,5
16,0
20,0
8,0
10,0
12,5V
16,0
20,0
8,0
10,0
12,5
16,0
20,0
/И, MM
6,30
8,00
10,00
Ч
8,0
10,0
12,5
14,0
16,0
20,0
8,0
10,0
12,5
16,0
20,0
8,0
10,0
12,5
16,0
20,0
т, мм
12,50
16,00
20,00
Ч
8,0
10,0
12,5
16,0
20,0
8,0
10,0
12,5
16,0
8,0
10,0
12,5
16,0
П р и м е ч а н^и е. Для модулей т < 10 допускается q = 25.
Применять червяки с левым направлением нарезки без
специальных оснований не следует.
Делительный диаметр червяка, совпадающий в некорригиро-
ванных передачах с начальным диаметром, берут кратным
осевому модулю червяка:
d\ = dWt = qm9 D.3)
где q — dxjm — коэффициент диаметра червяка.
Рис. 4.1. Цилиндрический архимедов
червяк
Рис 4.2. Сечение червяка и колеса
плоскостью, перпендикулярной к оси
червяка
56

Для сокращения числа размеров фрез для нарезания
червячных колес в стандарте ограничены значения q (табл. 4.2).
Делительный угол подъема витка червяка у связан с zx и q
соотношением
tgy=^. D.4)
С увеличением q увеличивается жесткость червяка, но
уменьшается угол у и снижается КПД передачи. Поэтому
целесообразно ориентироваться на минимальные значения <?, однако
с обеспечением достаточной жесткости.
При больших z2 возрастает расстояние между опорами
червяка; для обеспечения достаточной жесткости червяка
приходится увеличивать q или т.
Значения у в зависимости от q и z приведены в
табл. 4.3.
4.3. Значения угла подъема у на делительном цилиндре червяка
1
2
3
4
Коэффициент q
8
7°07
14°02'
20°33'
26°34'
10
5°43'
16°42'
21°48'
12,5
4°35'
9°05'
13°30'
17°45'
14
4°05'
8°07
12°06'
15°57
16
3°35'
10°37
14°02'
20
2°52'
5°43'
8°35'
11°19'
Диаметр вершин витков червяка (при коэффициенте
высоты головки, равном единице)
dai = dt -f 2m = m (^f + 2). D.5)
Диаметр впадин витков червяка (при коэффициенте
радиального зазора 0,2т)
d/i = dx — 2,4т ~m(q — 2,4).
Длину нарезанной части червяка bt принимают:
при zx « 1 или 2 Ьх >A1 + 0,06z2)m; )
при zx = 3 или 4 !>!> A2,5 + 0,09z2)m.J
Для шлифуемых и фрезеруемых червяков величина Ьи
полученная по указанным соотношениям, должна быть увеличена
при m < 10 мм на 25 мм; при m = 10 ~ 16 мм на 35-40 мм
и при m > 16 мм на 50 мм.
Червячное колесо. Сечение червяка и червячного колеса
плоскостью, перпендикулярной к оси червяка, показано на
рис. 4.2.
57
D.6)
D.7)

Делительный диаметр червячного колеса
d2=d*2 = z2m. D.8)
Диаметр вершин зубьев червячного колеса (при коэффициенте
высоты головки, равном единице)
2). D.9)
Диаметр впадин зубьев червячного колеса (при радиальном
зазоре 0,2т)
d/i =d2- 2,4m = m(z2 - 2,4). D.10)
Наибольший диаметр червячного колеса
daMi*id.2 + -^T. D.11)
Ширину венца колеса Ь2 рекомендуется принимать по
соотношениям
при Zj == 1 -т- 3 Ъ2 ^ OJ5dai
D.12)
при zt = 4 b2 ^ 061d
Условный угол обхвата 25 червяка венца колеса
определяется точками пересечения дуги окружности диаметром
$ = dal — 0,5m с контуром венца (см. рис. 4.2):
\ . D13)
Коэффициент полезного действия червячного редуктора с
учетом потерь в зацеплении, в опорах и на разбрызгивание и
перемешивание масла
D14)
где р' — приведенный угол трения, определяемый опытным
путем.
КПД возрастает с увеличением числа витков червяка
(увеличивается у) и с уменьшением коэффициента трения /'
или угла трения р'.
При предварительном определении КПД, когда параметры
передачи еще неизвестны, для стального червяка и бронзового
венца колеса можно принимать /' « 0,04 -г 0,06, при стальном
червяке и чугунном венце /' «0,08 -f- 0,12 (большие значения
для открытых передач).
При более точных расчетах редукторов рекомендуется

4.4. Приведенные коэффициенты трения j и углы трения р' при
работе червячного колеса из оловянной бронзы по стальному червяку
»s>
м/с
0,1
0,25
0,5
1,0
1,5
2,0
/
0,08-0,09
0,065-0,075
0,055-0,065
0,045-0,055
0,04-0,05
0,035-0,045
Р'
4°30'-5°10'
3°40/-4°20/
3°10'-Зо40'
2°30'-3°10/
2°20'~2о50'
2ооо'-2озо'
м/с
2,5
3,0
4,0
7,0
10,0
15,0
/
0,03-0,04
0,028-0,035
0,023-0,030
0,018-0,026
0,016-0,024
0,014-0,020
Р'
1°40/-2°20/
гзо'-г^о'
1°20'-1°40'
1°00'-1°30'
0°55'-Г20'
0°50'-1о10'
Примечания: 1. Меньшие значения следует принимать при
шлифованном или полированном червяке.
2. При венце колеса из безоловянной бронзы или латуни табличные
значения следует увеличивать на 30—50%.
принимать значения /' и р' в зависимости от скорости
скольжения vs по табл. 4.4.
Скорость скольжения (м/с), которая представляет собой
геометрическую разность окружных скоростей червяка и
колеса, определяют по формулам
cosy
D.15)
или
| DЛ6)
где i?! =0,5@!**! 10 и !?2 =0,5@2^2 Ю~3 — окружные скорости
червяка и колеса, м/с; щ и со2 — угловые скорости червяка
и колеса, рад/с; dx и d2- делительные диаметры червяка и
колеса, мм.
Для ориентировочной оценки КПД червячного редуктора
можно воспользоваться данными, приведенными в гл. I.
Вследствие низкого КПД червячных передач их применяют,
как правило, для передачи мощности не свыше 45 кВт и лишь
в исключительных случаях до 120—150 кВт.
§ 4.3. РАСЧЕТЫ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ
И НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПРИ ИЗГИБЕ
Зубья червячного колеса являются расчетным элементом
зацепления, так как они имеют меньшую поверхностную и
общую прочность, чем витки червяка.
Зубья червячных колес рассчитывают так же, как и зубья
зубчатых колес — на контактную выносливость и на выносли-
59

вость при изгибе; расчет на контактную прочность должен
обеспечить не только отсутствие выкрашивания рабочих
поверхностей зубьев, но и отсутствие заедания, приводящего к
задирам рабочих поверхностей зубьев.
Расчет на контактную выносливость ведут как
проектировочный; определяя требуемое межосевое расстояние:
з
D.17)
¦Гаи"|/
Ч
где z2 — число зубьев червячного колеса; q — коэффициент
диаметра червяка; [ая] — допускаемое контактное напряжение;
7р2 = Т2К — расчетный момент на валу червячного колеса;
?„р — т;—^~-| приведенный модуль упругости {Et — модуль
упругости материала червяка, Е2 — то же, венца червячного
колеса). Формула справедлива при любых взаимно
согласованных единицах измерения входящих в нее величин.
Формула D.17) и приведенные ниже формулы D.19), D.21),
D.22) и D.23) соответствуют наиболее распространенной форме
венца червячного колеса, при которой условный угол обхвата
28 — 100° (см. рис. 4.2). При ином значении 8 числовые
коэффициенты в указанных формулах следует умножить на
коэффициент
" ?
Данные по выбору коэффициента нагрузки К приведены в
§ 4.4.
В начале расчета предварительно принимают q = 8 или 10,
а для слабонагруженных передач (Т2 < 300 Н-м) q = 12,5 или 16.
Значения [ая] выбирают по табд. 4.8 — 4.10, предварительно
принимая vs = 2,5-т-4 м/с.
Приведенный модуль упругости Епр определяют по
известным значениям модулей упругости материалов червяка и венца
червячного колеса. Для стали Et «2Д5 105 МПа; для чугуна
Е2 ж @,885 -г-1,18) 105 МПа; для бронзы Е2 « @,885 -г 1ДЗ) х
х 105 МПа (большие значения - для твердых безоловянных
бронз).
Средние значения модуля упругости чугуна и бронзы
примерно одинаковы, поэтому для сочетания материалов сталь -г
60

бронза и сталь — чугун формулу D.17) можно упростить,
введя среднее значение Епр « 1,32*105 МПа:
D.19)
где Т2 — в Н-мм; aw — в мм; [ая] — в МПа.
После определения aw следует найти модуль зацепления из
соотношения
m
D.20)
Полученное значение модуля округляют до ближайшего
стандартного (см. табл. 4.2). Округление модуля повлечет за
собой изменение межосевого расстояния. После выбора
стандартных значений m и q необходимо вычислить фактическое
значение межосевого расстояния, соответствующее принятым
параметрам.
Пусть, например, при zx = 2, z2 = 32 и q = 10 было получено
по формуле D.19) межосевое расстояние aw = 78 мм. Вычисляем
модуль
2а„ 2-78
ТП '
¦ 3,73 мм.
q + z2 10 + 32
По табл. 4.2 принимаем m = 4 мм и убеждаемся, что при
этом стандартном значении модуля имеется q = 10. Тогда
межосевое расстояние
10 + 32
2
-т:
- 4 = 84 мм.
Желательно, чтобы окончательно принятое значение
межосевого расстояния выражалось целым числом миллиметров
(предпочтительно из стандартного ряда, табл. 4.1). Для этого в
отдельных случаях (если допустимо некоторое отступление от
заданной величины передаточного числа) надо увеличить или
уменьшить z2 на один-два зуба*.
Например, для получения передаточного числа 15,5 было
принято Zj = 2; z2 «= 31-; после округления параметров получено
m = 5 мм и q = 10. Тогда
* Для передач, выполненных со смещением, можно получить aw,
выражающееся целым числом миллиметров, без изменения гг [10, 17].
61

aw =
q + z2
m ••
10 + 31
5 = 102,5 мм.
2 2
Целесообразно принять z2 = 32; тогда
aw =s 5 = 105 мм.
32
При этом передаточное число —:
16.
Отклонение от заданного — ' 100 % = 3,2 % при
допустимом отклонении до 4%.
Если в задании на проектирование обусловлено, что
проектируемый редуктор предназначен для серийного выпуска,
то следует согласовать с ГОСТом не только т и q, но и
величины aw, zx и z2 (см. табл. 4.1).
Так, редуктор со стандартными параметрами по ГОСТ
2144—76 будет иметь aw=100 mm, m = 5 mm, д = 8,
z2:zt = 32:2.
После окончательного установления параметров
зацепления следует уточнить коэффициент нагрузки и допускаемое
напряжение (если оно зависит от скорости скольжения) и
проверить расчетные контактные напряжения.
При любом сочетании материалов червяка и колеса
D.21)
При стальном червяке и червячном колесе, изготовленном
из чугуна или имеющем бронзовый венец,
475l/r2K
или
D.22)
D.23)
где ан и [ая]~в МПа; du d2, aw-B мм и Г2-в Н-мм.
Результат проверочного расчета следует признать
неудовлетворительным, если сгя превышает [стя] более чем на 5%
(передача перегружена), а также в случае, если расчетное
напряжение ниже допускаемого на 15% и более (передача не-
62

догружена). В том и другом случае надо изменить
параметры передачи и повторить проверку напряжений.
Расчет зубьев червячного колеса на выносливость по
напряжениям изгиба (зубья колеса обладают меньшей прочностью,
чем витки червяка) выполняют по формуле
1,2T2KY&
z2b2m2
b2m
Of],
D.24)
где gf - расчетное напряжение изгиба; Т2К — расчетный
момент на валу червячного колеса; Ft2 - окружная сила на
червячном колесе; К - коэффициент нагрузки (см. § 4.4);
величину Ft2 определяют по известному моменту на валу
червячного колеса:
F
Yf — коэффициент формы зуба, принимаемый по табл. 4.5 в
зависимости от эквивалентного числа зубьев червячного колеса
? — коэффициент, учитывающий ослабление зубьев в результате
износа; для закрытых передач ? = 1,0, для открытых передач
? « 1,5; [aF] — допускаемое напряжение изгиба (\o0F] — при
работе зубьев одной стороны, [a_JF] — при работе зубьев обеими
сторонами); значения приведены в § 4.4.
4.5. Коэффициент Yf формы зуба для червячных колес
YF
28
2,43
30
2,41
35
2,32
40
2,27
45
2,22
50
2,19
65
2,12
80
2,09
100
2,08
150
2,04
Как формула D.24), так и приведенная ниже формула
D.25) справедливы при любых взаимно согласованных
единицах измерения. Целесообразно принять uF и [af] в МПа;
т, &х и d2 в мм; Ft2 в Н; Т2 в Н-мм.
Обычно расчетные напряжения изгиба в зубьях колес,
размеры которых определены из расчета на контактную прочность,
оказываются значительно ниже допускаемых.
В редких случаях для открытых передач при большом
числе зубьев колеса (z2 > 80) может оказаться, что изгибная
прочность недостаточна. В таком случае модуль зацепления
определяют из проектировочного расчета зубьев на изгиб' (при
? = 1,5) по формуле
63

D.25)
Предварительно принимают q = 12,5; в дальнейшем его
значение уточняют по ГОСТу (см. табл. 4.2).
В тех случаях, когда в передаче возникают пиковые
нагрузки, следует проверять рабочие поверхности зубьев на
отсутствие хрупкого разрушения и пластических деформаций;
то же относится к общей (изгибной) прочности зубьев. Эти
проверки производят так же, как и для зубчатых передач
(см. гл. III); значения предельных допускаемых напряжений
приведены в § 4.4.
Помимо рассмотренных расчетов на контактную
выносливость и изгиб, для червячных передач обязательна
проверка на жесткость (см. гл. VIII) и тепловой расчет редуктора
(см. гл. X).
§ 4.4. КОЭФФИЦИЕНТ НАГРУЗКИ.
МАТЕРИАЛЫ И ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
Коэффициент нагрузки для червячных передач
К =
где К$ — коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по длине контактных линий; Ко —
коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в
зацеплении.
Коэффициент К$ зависит от характера изменения нагрузки
и от деформаций червяка
тг A
D.26)
где 9 — коэффициент деформации червяка, определяемый по
табл. 4.6; х — вспомогательный коэффициент, зависящий от
4.6. Коэффициент деформации червяка О
2
3
4
Значения q
72
57
51
47
10
108
86
76
70
12,5
154
121
106
98
14
176
140
132
122
16
225
171
148
137
20
248
197
170
157
64

характера изменения нагрузки;
х =
D.27)
Т„ ?,, и, — соответственно вращающий момент,
продолжительность и частота вращения при режиме i; Tmax —
максимальный длительно действующий вращающий момент. В расчетах,
когда не требуется особая точность, можно принимать: при
постоянной нагрузке х = 1,0; при незначительных колебаниях
нагрузки х « 0,6; при значительных колебаниях нагрузки х « 0,3.
При постоянной нагрузке коэффициент Хр = 1,0.
Коэффициент Kv зависит от точности изготовления
передачи и от скорости скольжения vs (табл. 4.7). По этой
таблице можно назначать степень точности передачи.
4.7. Коэффициент динамичности нагрузки Kv
Степень
точности
6
7
8
9
Скорость скольжения vs, м/с
до 1,5
1,0
1,15
1,25
св. 1,5 до 3
1,0
1,25
св. 3 до 7,5
1,0
1,1
1,4
св. 7,5 до 12
1,1
1,2
По ГОСТ 3675-81 установлено 12 степеней точности для червячных
передач; для силовых передач предназначаются степени точности от 5-й до 9-й в
порядке убывания точности; для редукторов общего назначения применяют
в основном 7-ю и 8-ю степени точности.
Материалы червяка и червячного колеса выбирают с учетом
условий работы проектируемой передачи и скорости
скольжения: при vs < 2 м/с допустимо применять чугунные червячные
колеса, работающие в паре со стальными червяками. При
больших значениях vs червячное колесо делают составным:
венец (бандаж) из бронзы, а колесный центр — из чугуна.
Наилучшими антифрикционными свойствами обладают оловян-
но-фосфорные бронзы (БрО10Ф1, БрО10Н1Ф1). Часто
применяют также оловянно-цинково-свинцовые бронзы (например,
БрО5Ц5С5) и безоловянные бронзы (БрА9ЖЗЛ, БрА10Ж4Н4Л).
Оловянные бронзы применяют при скоростях скольжения
до 25 м/с. Безоловянные бронзы значительно дешевле
оловянных, имеют высокие механические характеристики, но
антифрикционные свойства их несколько хуже. Для без оловянных
бронз допускаемая скорость скольжения до 7-8 м/с (в
крайнем случае до 10 м/с) при работе в паре со стальным
65

4.8. Механические характеристики, основные допускаемые контактные
напряжения [сг#]' и основные допускаемые напряжения изгиба [ctof]'
и [сг _!/-]' для материалов червячных колес, МПа
Марка
бронзы
к ля
чугуна
БрО10Ф1
БрО10Ф1
БрО10Н1Ф1
БрО5Ц5С5
БрО5Ц5С5
БрА9ЖЗЛ
БрА9ЖЗЛ
БрА10Ж4Н4Л
СЧ10
СЧ15
СЧ18
СЧ20
б!
п
к
Ц
п
к
п
к
П; К
П
П
П
П
Примечание К
Пределы

прочности
<?в
200
255
285
150
200
392
490
590
118
147
177
206

текучести
Gr
100
147
165
80
90
196
236
275
—
¦ _
_
—
- огливка в ко
Ц — отливка центробежная.
Допускаемые напряжения при
твердое™
HRC < 45
[C0F]'
45
57
64
35
45
81
85
101
33
37
42
47
киль,
30
41
45
25
32
63
69
81
20
23
26
29
[<*//]'
135
186
206
111
132
-
—
-
-
—
—
—
П — отливка
i червяка
[°ofY
55
71
80
45
53
98
108
130
41
47
53
59
HRC > 45
[*-,*
40
51
56
32
38
75
83
98
25
29
33
36
168
221
246
133
159
—
-
—
—
—
—
—
з песчаную форму,
шлифованным или полированным червяком, имеющим
твердость рабочих поверхностей не ниже HRC 45 (закалка
обеспечивает HRC 45 — 50, а цементация и закалка - HRC 56-62).
Для изготовления червяков применяют среднеуглеродистую
конструкционную сталь (сталь 45, 50) и различные марки
легированной стали A2ХНЗА, 15Х, 20Х, 20ХНЗА — цементуемые,
а затем закаливаемые; 40Х, 40ХН, 30ХГС, 35ХМ -
подвергаемые закалке или улучшению; 38ХМЮА — азотируемую).
Термическая или термохимическая обработка червяка до
твердости выше HRC 45 и последующее шлифование или
полирование позволяют повысить дрпускаемые напряжения для
червячных пар (табл. 4.8).
Расчетные значения допускаемых напряжений изгиба Oof] и
О-if] и контактных (в тех случаях, когда эти напряжения
определяются по сопротивлению усталостному
выкрашиванию — см. табл. 4.8) получают умножением табличных
значений Oof]'» O-if]'> О я]' на коэффициенты долговечности:
66
Oof] = Oof]' &fl и О-if] = O-if]'Kfl.

Значения KFL при бронзовом венце червячного колеса
определяют по формуле
9
106
где NL — суммарное число циклов перемен напряжений.
Для передач машинного привода при числе циклов каждого
зуба колеса меньшем, чем 106, следует принимать Nz = 106;
если окажется, что число циклов больше 25 • 107, надлежит
принимать Nz = 25 • 107. Следовательно, значения KFL
изменяются в пределах max/CFL= 1,0; min KFL = 0,543.
Для передач с чугунными червячными колесами,
работающих длительное время, следует принимать KFL — 1,0.
При ручном приводе независимо от материала венца
червячного колеса рекомендуется принимать KFL~ 1,5.
Величину JVZ вычисляют по формуле
NL = 60/i2t, D.29)
где ??2 — частота вращения червячного колеса, об/мин; t —
срок службы передачи, ч.
Коэффициент долговечности при вычислении Г ст/7] опреде -
ляют по формуле
При нереверсивной работе передачи значение iVz вычисляют
по формуле D.29). В случае реверсивной нагрузки с
одинаковым временем работы в обоих направлениях в формулу
D.30) следует подставлять значение N^ вдвое меньшее, чем
вычисленное по формуле D.29).
При числе циклов, превышающем 25 • 107, в формулу D30)
следует подставлять Nz = 25-107; следовательно, минимальное
значение рассматриваемого коэффициента minKHL= 0,67.
Найденное по формуле D.30) значение KHL не должно
превышать своего максимального значения ma,xKHL= 1,15; если
получится KHL> maxKHL, то надо принимать KHL— 1,15.
Приведенные данные для определения коэффициентов KFL
и KHL относятся к передачам, работающим с примерно
постоянной нагрузкой; при переменной нагрузке следует исходить из
эквивалентного числа циклов
67

4.9. Допускаемые контактные
напряжения
из условия стойкости 1
- Материал
венца
колеса
БрА9ЖЗЛ
БрА10Ж4Н4Л
СЧ15 или
СЧ18
СЧ10 или
СЧ15
червяка
Сталь,
твердость HRC> 45
То же
Сталь 20 или
20Х
цементованная
Сталь 45 или
Стб
0
_
—
184
170
для
червячных
против заедания
[ст#], МПа
при
скольжения v
0,25
__
—
155
141
0,5
182
196
128
113
1
179
192
ИЗ
98
2
173
187
84,5
71
колес
скорости
У, М/С
3
167
181
—
—
4
161
175
—
—
6
150
164
—
—
8
138
152
—
4.10. Предельные допускаемые напряжения при пиковых нагрузках
Материал
Оловянные бронзы
Безоловянные бронзы
Чугун
[^яЗпред
4ат
2ат
260-300 МПа
[tf/Зпред
0,8стт
0,6ав
где Ti9 th щ — соответственно вращающий момент, продол
жительность его действия и частота вращения при i-м режиме;
Ттах — наибольший длительно действующий момент; показатель
степени х » 9 при определении KFL и х = 4 при определении
Допускаемые контактные напряжения, если они установлены
по условию сопротивления заеданию и зависят от скорости
скольжения, выбирают по табл. 4.9. Табличные значения
являются одновременно и расчетными, так как допускаемые
напряжения не связаны с сопротивлением усталостному
выкрашиванию и коэффициент долговечности в этом случае не
должен учитываться.
Предельные допускаемые напряжения, по которым ведется
расчет при пиковых нагрузках, приведены в табл. 4.10.

ГЛАВА V
ПЛАНЕТАРНЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРВДАЧИ
§ 5.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Планетарными называют передачи, колеса которых
движутся подобно планетам солнечной системы (рис. 5,1):
центральные колеса вращаются только вокруг своей оси (называемой
центральной), а сателлиты 2, входящие в зацепление с
центральными колесами, вращаются вокруг осей центральной и
своей. Оси сателлитов закреплены на водиле, вращающемся
относительно центральной оси.
В передаче по рис. 5.1 колесо 3 закреплено в корпусе,
колесо 1 - ведущее, ведомое звено — водило Я. В некоторых
случаях неподвижным делают центральное колесо / (см. схему 2
табл. 5.1). Если неподвижным сделать водило, то оси
сателлитов станут неподвижными4и планетарная передача
превратится в простую соосную передачу с паразитными
колесами. Передача по рис. 5.2 имеет две
степени свободы: она может иметь два ведущих *" ^
S Пи
V
Рис. 5.1. Кинематическая схема планетарной передачи с одной степенью свободы
Рис. 5.2. Кинематическая схема планетарной дифференциальной передачи
Рис. 5.3. Кинематическая схема планетарной дифференциальной передачи с двумя
ведущими звеньями (/ и 4)
69

5.1. Кинематические схемы наиболее распространенных
планетарных передач и их основные параметры
№

схемы
Кинематическая
схема передачи
Передаточное
отношение и его
рациональные пределы.
Частота вращения
сателлита
относительно водила
КПД и его
ориентировочные предельные значения
'////Л
-г—-3
V/)//?.
$-3,2 + 12;
0,98 4-0,96;
?19;
(-0,99+0,98
1
77777/
100+500;
nft-
= 0,984-0,96;

Продолжение табл. 5.1
№

схемы
5
К инематическая
схема передачи
2—Г
Л'
LJ
^ь
'///( |
V//A
Передаточное
отношение и его
рациональные пределы.
Частота вращения
сателлита
относительно водила
$ = 20-5-500;
1 + z5/z2 ф
КПД и его
ориентировочные предельные значения
1^=0,9 4-0,8;
TV$ = f 1 ^-ф
1
х
i +
zrz,
¦Й' + ФЙ';
Примечания: 1. В приведенных формулах верхний индекс,
стоящий в скобках при /, и, Т] и ф, обозначает неподвижное звено. Первый
нижний индекс обозначает ведущее звено, второй — ведомое.
2. Ориентировочное значение коэффициента потерь в одной паре
зубчатых колес ф^ = 0,025.
звена и одно ведомое (рис. 5.3) или одно ведущее и два ведомых
(рис. 5.4). Передачи по рис. 5.4 применяют для привода двух соос-
ных ведомых звеньев, например винтов самолетов. На рис. 5.5
приведены кинематические схемы замкнутых дифференциалов
с одной степенью свободы, в них простая зубчатая передача
соединяет центральные
колеса или одно из них
с водилом. Основная
планетарная передача
показана жирными
линиями, замыкающая —
тонкими.
В табл. 5.1
приведены кинематические схе-
Рис. 5.4. Кинематическая
схема планетарной
дифференциальной передачи с двумя
ведомыми звеньями C и Я)
71

Рис. 5.5. Кинематические схемы планетарных замкнутых дифференциальных
передач. Замыкающая передача соединяет:
а — колеса 1 и 3; б — колесо 3 и водило Н; в — колесо J и водило Н
мы и формулы для определения основных параметров
планетарных передач. Наиболее распространена передача,
показанная на схеме 1. По сравнению с другими она имеет малые
габариты, большую нагрузочную способность и высокий КПД.
Передачу по схеме 2 применяют обычно в комбинации
с передачами простой зубчатой и по схеме 1 в приводах
повышенной надежности (см. рис. 5.3).
Передачи по схеме 3 характеризуются большими
передаточными отношениями, но имеют низкий КПД и малую
нагрузочную способность (они однопоточные). Их применяют в
приводах с малыми нагрузками или кратковременного
включения.
Передачи по схеме 4 применяют как
дифференциальные (с ведущим водилом и ведомыми центральными
колесами 2 и 3) в ведущих мостах транспортных машин, в
дифференциальных механизмах приборов (с ведущими
центральными колесами 1 и 3, а водилом — ведомым) и как редуктор-
ную (с одной степенью свободы).
Передачи по схеме 5 имеют диапазон передаточных
отношений, как и передачи по схеме 3, но более высокий
Рис. 5.6. Чертеж мотор-редуктора в исполнении «на лапах»
72

Рис. 5.7. Чертеж мотор-редуктора в исполнении «на опорном фланце»
КПД и большую нагрузочную способность (благодаря много-
поточности). Технологически сложны вследствие наличия блока
сателлитов 2—2'. Применяют в кинематических и силовых
приводах.
Все планетарные передачи в поперечном сечении круглые,
поэтому их удобно стыковать с фланцевыми
электродвигателями в одну сборочную единицу — мотор-редуктор.
Планетарные мотор-редукторы делают в двух исполнениях: на лапах
(рис. 5.6) и на опорном фланце (рис. 5.7). В приложении
приведены параметры планетарных редукторов и мотор
редукторов общего применения.
§ 5.2. УСЛОВИЯ СОБИРАЕМОСТИ СООСНЫХ
И МНОГОПОТОЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Планетарные передачи по схемам табл. 5.1 (кроме передачи
по схеме 3) многопоточные соосные. Поэтому для их
собираемости при выборе чисел зубьев колес надо выполнять следующие
условия.
Условие соосности. Для передач, где сателлит или
паразитное колесо входят в зацепление с солнечным и корончатым
колесами (схемы 1, 2, табл. 5.1) это условие выражается
равенством межосевых расстояний
Если зубчатые колеса нарезаны без смещения инструмента, то
Выражая а12 и а1Ъ через модуль и числа зубьев, получим
0,5m(zi+z2) = 0,5m(z3-z2);
Числа зубьев корончатого колеса 3 и сателлита 2
z2
z3 = zt+ 2z2; |
= 0,5 (z3 - zt) = 0,5zx Й% - 2). J
E.1)
E.2)
73

Для передачи по схеме 3, где колеса расположены в двух
параллельных плоскостях, условие соосности
Я*12 = «W2'3- E.3)
Если модули обеих пар колес равны и они нарезаны без
смещения инструмента, то условие соосности
zx - z2 = z3 - zr. E.4)
Для передачи по схеме 5, где колеса также расположены в
двух параллельных плоскостях, условие соосности
«W12 = «w23 = Я*2Ч E.5)
или (при равных модулях и зубьях, нарезанных без смещения
инструмента)
zx + z2 = z3 ~ z2 = z4 - zr. E.6)
В многопоточных передачах для их сборки, кроме условия
соосности, необходимо выполнить еще два условия.
Условие соседства. Чтобы соседние сателлиты или
паразитные колеса не касались друг друга (рис. 5.8), необходимо
выполнить условие
О202< > 4,2, E.7)
где О2О2> — межосевое расстояние между соседними
сателлитами; da2 — диаметр окружности выступов сателлитов.
Выражая 02О2 через межосевое расстояние awl2, получим
многопоточных передачах
2awl2sm^~>da29 E.8)
«с
где пс — число сателлитов.
Если зубья нарезаны без
смещения, то
^12=^2 =0,5m(z! +z2);
da2 = mz2 + 2m;
(zx + z2) sin — > z2 + 2. E.9)
Минимальное значение
зазора между окружностями
вершин зубьев соседних сателлитов
принимает равным модулю
передачи, но не менее 2 мм.
74

Условие вхождения зубьев в зацеплешга при равных углах
расположения сателлитов. Для передач, где колеса расположены
в одной плоскости,
= целое число
или на основании формулы E.2)
2{zx + z2)
—— — = целое число.
E.10)
В передачах, где колеса расположены в двух параллельных
плоскостях, для выполнения этого условия зубья всех
центральных колес надо выбирать кратными числу сателлитов.
Относительное расположение зубьев во всех сателлитах с двумя
венцами должно быть одинаковым.
§ 5.3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ КОЛЕС
Числа зубьев подбирают после выбора передаточного
отношения и числа сателлитов в зависимости от
кинематической схемы передачи и конструкции (редуктор или мотор-
редуктор).
Подбор чисел зубьев колес для схем 1, 2 и
соответствующих им ступеней сложных передач, выполненных по схеме 5
(см. табл. 5.1.). Принимают число зубьев солнечного колеса
zt ^ 13 (во избежание подрезания ножек зубьев); числа зубьев
сателлитов z2 определяют по формуле
z2 = 0,5z1(iffi-2), E.11)
округляя до ближайшего целого числа. Число зубьев
корончатого колеса z3 определяют по формуле E.2).
По формулам табл. 5.1 уточняют передаточное отношение и
сравнивают его с заданным. Допускается отклонение не,более
чем на 4% для одноступенчатых редукторов, 5%— для
двухступенчатых. Далее проверяют выполнение условий вхождения
зубьев в зацепление и соседства.
Пример L Подобрать числа зубьев колес планетарного
редуктора по рис. 5.1 с передаточным соотношением
*Й = 5,6 и числом сателлитов пс = 3.
1. Выбираем число зубьев солнечного колеса zx = 15.
2. Определяем число зубьев сателлитов по формуле E.11)
z2 = 0,52! (i$ - 2) = 0,5 • 15 E,6 - 2) = 27.
75

3. Проверяем условие вхождения зубьев в зацепления по
формуле E.10)
2(*i+ га) 2A5 + 27)
= т = ZO.
ис 3
Условие выполнено.
4. Проверяем выполнение условия соседства по формуле E.9)
(zt 4- z2) sin — > z2 + 2; A5 + 27) sin — > 27 -<- 2; 36,4 > 29.
He 3
Условие выполнено.
5. Число зубьев корончатого колеса по формуле E.2)
23 = zx + 2z2 = 15 + 2 • 27 = 69.
6. Уточняем передаточное отношение по формуле табл. 5.1
что соответствует заданному.
Порядок подбора чисел зубьев передачи по схеме 1,
выполненной как мотор-редуктор специального назначения (его
параметры не регламентированы ГОСТ) имеет свои особенности,
поясненные ниже численным примером.
Пример 2. Подобрать числа зубьев колес мотор-редуктора
специального назначения по схеме 1 (см. табл. 5.1) с
передаточным отношением i% = 6,3 и числом сателлитов пс — 3.
Присоединяемый электродвигатель 4А112М2УЗ, наружный
диаметр фланца D = 300 мм.
1. Определяем делительный диаметр йъ корончатого колеса
ds*D- C04-40) = 300 - (ЗО---4О) = 270-4-260 мм.
Ряд делительных диаметров (в мм) по ГОСТ 25022—81
следующий: 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800;
1000. Принимаем ближайшее значение йъ = 250 мм.
Соответственно т = 2 мм.
2. Определяем число зубьев корончатого колеса
3. Число зубьев солнечного колеса определяем на основании
формулы i% = ——hi (см. табл. 5.1), откуда z - 3 -
Г X \ViVl. JLCIVJ1. «/. A/, \J к M\.J ДО. Ь\ — ,/jv
zl 1\Н¦-"""
125 «23,6.
6,3-1
Принимаем zt = 24.

4. Число зубьев сателлита — по формуле E.2)
z2 « 0,5 B3 - *i) = 0,5 A25 - 24) = 50,5.
Принимаем z2 = 51, тогда z3 = zx + 2z2 = 24 + 2 • 51 = 126.
5. Проверка условия вхождения зубьев в зацепление:
zx+z3 24+126 _Л , ,
_* ?_ — _ = 50 (целое число).
пс 3
6. Проверка условия соседства
B! + 2а)sin — > z2 + 2; B4 + 51) sin^ > 51 + 2; 65 > 53.
7. Уточняем передаточное отношение
126
8. Отклонение его от заданного
1д """* *фак 4лл ®,j '
24
А,-
6,3
6,26.
loo « 0,64%,
ЧТО ДОПУСТИМО (Alfnax = 4 %).
Окончательное значение чисел зубьев: zx=24; z2 = 51;
z3 = 126; т = 2 мм; йъ = mz3 = 2-126 = 252 мм.
ГОСТ 250022 — 81 допускает отклонение значения
делительного диаметра корончатого колеса 3 от номинального в
пределах допускаемых отклонений передаточного отношения.
Для предварительного выбора чисел зубьев колес
планетарных передач по схемам 1 и 2 (см. табл. 5.1) удобно
пользоваться табл. 5.2.
5.2. Таблица передаточных отношений и чисел зубьев колес
для схемы рис. 5.1
50
55
60
63
65
68
70
75
80
2\
16-20
15-23
16-24
15-27
15-27
16-28
16-30
15-31
16-34
17-15
20-16
22-18
24-18
25-19
26-20
27-20
30-22
32-23
4,125-3,500
4,670-3,391
4,750-3,500
5,200-3,333
5,333-3,407
5,250-3,429
5,375-3,333
6,000-3,419
6,000-3,353
1,320-1,400
1,273-1,418
1,267-1,400
1,238-1,429
1,231-1,415
1,235-1,412
1,229-1,429 <
1,200-1,413
1,200-1,425
77

Продолжение табл. 5.2
85
90
95
100
105
ПО
115
120
zi
15-35
16-38
15-39
16-42
17-45
18-46
19-49
18-50
Z2
35-25
37-26
40-28
42-29
44-30
46-32
48-33
51-35
Принятые обозначения: zv-
(изменяется
А»
6,667-3,429
6,625-3,368
7,333-3,346
7,250-3,381
7,176-3,333
7,111-3,391
7,053-3,347
7,666-3,400
1
,176-1
1,178-1
1,158-
1,160-
1,162-
1,163-
,412
1,422
1,411
1,420
1,428
1,418
1,165-1,426
1,150-1,418
- число зубьев солнечного
колеса
через два зуба); z2 — число зубьев сателлита (изменяется
через один зуб); z 3 — число
зубьев корончатого колеса; //—водило.
Подбор чисел зубьев колес передач по схеме 3 (см.
табл. 5.1). Передача по схеме 3 — однопоточная, поэтому
подбор чисел зубьев колес обусловливается только соосностью
двух пар колес 1 — 2 и 2' —3, а также выполнением
заданного передаточного отношения. Если модули зацеплений обеих
пар колес равны и зубья нарезаны без смещения
зуборезного инструмента, то условие соосности можно выразить через
числа зубьев
zi - z2 = z3 - zr ]
или > E.12)
*ъ - zx = zr - z2. J
Зависимость чисел зубьев от передаточного отношения
E.13)
Решение этой системы уравнений дано на графиках
(рис. 5.9), где по заданному передаточному отношению,
задаваясь разностями чисел зубьев zc = гг — z2 = zs — zv и е =
== z3 — zt = zv — z2, можно определить значение z3.
По графику (рис. 5.10) можно определить минимальные
значения z& при которых не будет интерференции головок
зубьев шестерни и колеса; если значение zc меньше
указанного на графике, то для устранения интерференции колеса
надо нарезать со смещением зуборезного инструмента или
78

Zfi~J
1400
1200
1000
800
700
600
500
UOO
350
300
250
v 200
% 150
X 100
* 80
4 60
<b 50
I iff.
> 500
** 400
i^ 300
250
200
150
100
60
60
50
40
30
20
10
/
/
f
/
' /
/J
/у
//
///
?///
//
у
J
/
/
/
/
/
/V
//
//
///
г//
(/
/
/
У
/ 4
/
?//
лх
/
/
г
У
/ .,
s
*е**1
у
/
у
J
/
/
/ I
/
/A
V//
W/
/
у
f J
'/
/yy
У/
e=>8
~y
у
у
^У
y^
y*
'У^
у
4>*
y\s
Уу*
<^
**\У
*^У^
900
800
700
600
500
400
300
250
200
150
100
80
60
50
30
20
400
350
J^
250
200
ISO
100
80
60
50
40
JO
20
10
J
/
/
J
/,
/
//
//
(///
V
/
/
A
/ /
//
е~1
/
/
*!<<*
/
у
У
2
«^
УУ\
^y
'У<
A
/ <
* s
/ /
'//a
//a
/
r
yy
y>>
/1
У
'A
/ s
y*Ct
у
= 8
|
y\j
\y\
><?
^\
7
$~y
'У
^^
у
у
у
^^««•^
30 40 50 60 70 80 90
30 40 50 60 70 80 90
Чиело зу&ъеб колеса zj
Рис. 5.9. Графики для скределошя числа зубьев колеса 3 в передачах но схеме
3 табл. 5.1
Рис. 5.10. График для
определения минимального значения zc —
= zx — z2 = гъ — z2> в
зависимости от числа зубьев колес zx
или z3
Zemin
40 60 80 ЮО t29№ W0180200zbz3
(когда zc ^ 3) применять зуборезный инструмент с углом
профиля 30° и коэффициентом высоты головки зуба й* =0,8-.
Пример. Подобрать числа зубьев передачи по схеме 3 с
*$315
79

1. Принимаем zc = zt — z2 = z3 — zv = 4 и e = z3 — zt =
= zr - z2 = 5.
2. По графику (рис. 5.9) находим z3 = 84.
3. Определяем
zv = z3 - zc = 84 - 4 = 80;
Zl = z3 - e « 84 - 5 = 79;
zi - zx - zc = 79 - 4 = 75.
4. Фактическое передаточное отношение
11 1 1
. [*г\(*ъ\ t 75 84
= 316.
5. Отклонение фактического передаточного отношения от
заданного
315 -^ 316 1(Ю
100
31J
§ 5.4 РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
НА ПРОЧНОСТЬ
В планетарных передачах, где сателлит входит в
зацепления с двумя центральными колесами (солнечным и корончатым)
и механические характеристики материала колес примерно
одинаковы, рассчитывают на прочность только внешнее
зацепление (солнечное колесо — сателлит). При определении числа
циклов нагружения зубьев надо учитывать только
относительную частоту вращения колес, т. е. при остановленном водиле.
Для передач с вращающимся центральным колесом / и
неподвижным п относительные частоты вращения колес
определяют по формулам
E.14)
В табл. 5.1 для каждой передачи приведена формула для
определения относительной частоты вращения сателлита,
используемая при расчете долговечности его подшипников.
Порядок расчета зубьев планетарных передач на прочность
зависит от задания на проектирование. При проектировании
80

5.3. Формулы для расчета на прочность зубьев планетарных передач
Расчетная зависимость
Единицы
измерения
№ формулы
Прочность рабочих поверхностей
Проектировочный расчет
Межосевое расстояние
з
Ширина колес
Проверочный расчет
Расчетное контактное напряжение
2T2KHaKmKHv(u ±
г<т„-|
Изгибная прочность
Проектировочный расчет
Ширина колес
Модуль
MM
MM
МПа
МПа
E.15)
E.16)
E.17)
E.18)
m
Расчетное напряжение изгиба
мм
MM
МПа
МПа
E.19)
E.20)
E.21)
E.22)
Примечания: 1. Расшифровка обозначений параметров, их величины
и размерности, кроме указанных ниже, см. в § 3.2 и 3.3.
2. В формулах E.16) — E.21) знак плюс для наружного зацепления,
знак минус для внутреннего.
3. м = z2/zi - отношение чисел зубьев большего колеса рассчитываемой
пары к меньшему (и > 1).
4. 7*2 - вращающий момент, действующий на. большее колесо
рассчитываемой пары.
5. Приведенное число сателлитов (с учетом неравномерного
распределения нагрузки между ними) и'с = ис — 0,7.
S1

планетарной передачи как отдельной сборочной единицы расчет
следует начинать с определения межосевого расстояния из
условия контактной прочности. При проектировании мотор-
редуктора диаметр передачи определяется диаметром корпуса
присоединяемого электродвигателя, поэтому расчет удобно
начинать с определения ширины колес из условий контактной
и изгибной прочности. Окончательная ширина колес
определится после подбора подшипников сателлитов.
Формулы для расчета на прочность зубьев планетарных
передач приведены в табл. 5.3.
Величины сил и вращающих моментов, действующих на
звенья планетарных передач, не зависят от числа степеней
свободы. В передачах с одной степенью свободы вращающий
момент, действующий на неподвижное центральное колесо^
уравновешивается реакциями мест закрепления.
В многопоточных передачах (рис. 5.11) в установившемся
режиме работы силы в зацеплениях, действующие на
центральные колеса и водило, уравновешивают друг друга, и
поэтому валы нагружены только вращающим моментом. Силы
зацеплений, действующие на сателлиты, приложены на
диаметрально противоположных сторонах, поэтому их радиальные
A
Рис. 5.11. Взаимное уравновешивание сил, действующих в многопоточных
передачах
82

'////s
7777;
\
Рис. 5.12. Силовой расчет передачи по схемам 1 и 2 табл. 5.1 и рис. 5.1—5.4:
составляющие уравновешивают друг друга, а окружные
складываются, так как они параллельны и направлены в одну
сторону; суммарная нагрузка действует на подшипники и оси
сателлитов.
При проведении силового расчета удобно пользоваться
методом, представленным на рис. 5.12 и 5.13, где
последовательно рассматривается равновесие каждого звена передачи.
Начинать расчет следует со звена, на котором задан
вращающий момент, по его значению и размерам колес находят
уравновешивающую силу; затем на основании равенства
действующей и противодействующей сил находят силу,
действующую на звено, входящее в кинематическую пару. Далее
рассматривают равновесие, второго звена, находят
уравновешивающую силу или момент и т. д., пока не будет
рассмотрено равновесие всех звеньев передачи.
Все силы обозначены буквой F с двумя нижними цифровыми
индексами: первый указывает номер звена, со стороны которого
Рис. 5.13. Силовой расчет передачи по схеме 3 табл. 5.1:
~Г~; F = ~^; F*' = ; ^ = F
у; Tt = г3
FH2-2'
тн

действует сила, второй — звено, на которое действует сила.
Например, F12 — окружная сила, с которой колесо 1 действует
на колесо 2.
Проверкой правильности силового расчета служит
уравнение равновесия внешних вращающих моментов, приложенных
к передаче (в том числе и опорный момент).
Пример. Для передач по рис. 5.1 — 5.4 определить окружные
силы в- зацеплениях, внешние вращающие моменты,
действующие на центральные звенья, и силу, действующую на
подшипник сателлита и его ось. Задан момент Гн полезного
сопротивления, приложенный к водилу, размеры колес и число
сателлитов ис.
1. Рассматриваем равновесие водила и находим силу F1H
(см. рис. 5.12)
аппс
2. Рассматриваем равновесие сателлита, который входит в
кинематические пары с водилом и центральными колесами 1
и 3, и находим силы F12 и Fb2
Условие равенства моментов сил относительно оси
сателлита
г d2 _ F d2 .
Г32 -у-— Г 12 ~2~>
F32 = ^12» F12 = F32 = ~~2~*
3. Рассматриваем равновесие центрального колеса 3 и
находим вращающий момент
7 ^ ' ^ ^
Для передачи по рис. 5.2 момент Тъ — ведущий, для передачи
по рис. 5.3 — полезного сопротивления, для передачи по
рис. 5.1 — опорный.
4. Рассматриваем равновесие центрального колеса 1 и
находим момент
7i = F2X ~2~nc» ^21 = "" ^12#
Вращающий момент Тх в рассматриваемом примере для
передачи по рис. 5.1, 5.2, 5.3 — движущий (без учета потерь).
84

in
i

м
A-A
Рис. 5.15. Лебёдка с планетарным редуктором по схеме 1 табл. 5.1

С учетом потерь движущий момент Т\ = TJx\> где ц — КПД
передачи (см. табл. 5.1).
На рис. 5.13 приведен пример силового расчета передачи
по схеме 3 для случая, когда задан вращающий момент
(момент полезного сопротивления) на ведомом колесе 1.
§ 5.5, КОНСТРУКЦИИ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
Конструкции планетарных передач зависят от выбранной
кинематической схемы, величины передаваемого вращающего
момента и срока службы. Для получения меньших габаритов
силовые передачи выполняют многопоточными (обычно трех-
поточными). Следует назначать нечетное число сателлитов для
лучшего уравновешивания сил в зацеплениях.
Конструкции центральных колес. Для равномерного
распределения нагрузки между сателлитами силовых многопоточных
передач одно или оба центральных колеса делают самоуста-
навлизающимися (плавающими) (рис. 5.14). В передачах,
имеющих большие габариты, плавающим делают оба центральных
колеса; самоустановка достигается применением зубчатых
муфт, соединяющих солнечные колеса с ведущим валом или
водилом предыдущей ступени, а корончатые колеса с корпусом
или замыкающей передачей.
В конструкциях на рис. 5.15 — 5.17 самоустановка
достигается применением гибких элементов. На рис. 5.15 солнечное
колесо расположено консольно на длинном гибком валу. На
рис. 5.16 в конструкцию корончатого колеса включена гибкая
оболочка. На рис. 5.17 сателлит установлен на гибкой оси.
Для равномерного распределения нагрузки между
сателлитами возможен и другой путь — жесткая установка всех деталей
передачи при условии высокой точности их изготовления и
монтажа (рис. 5.18). Жесткие корончатые колеса могут быть
нарезаны непосредственно на корпусе, запрессованы в корпус
или установлены в разъеме фланцев (рис. 5.19).
Рис. 5.16. Ко5«струкция коронча-
TOfo колеса с гибкой
оболочкой
Рис. 5.17. Конструкция сателлита с
гибкой осью
87

А-А
6-5
Рис. 5.18. Планетарный редуктор по схеме 5 табл. 5.1 с жестко установленными центральными колесами:
а - кинематическая схема; б - общий вид

Рис. 5.19. Жесткая установка корончатых колес:
а-в разъеме фланцев; б — запрессовкой в корпус; в — нарезанием зубьев на
корпусе
Конструкции сателлитов. Сателлиты обычно делают с
внутренней расточкой под подшипники качения. Для самоустановки
применяют сферические подшипники. Максимальный диаметр
наружного кольца подшипника
1), E.23)
где т — модуль колеса передачи; z — число зубьев сателлита.
Устанавливать сателлит на двух или трех подшипниках
часто приходится для получения заданного срока службы
передачи (рис. 5.20). При малых диаметрах сателлитов
подшипники устанавливают в щеках водила (рис. 5.20, д) или
применяют подшипники без колец. При невозможности обеспечить
заданную долговечность подшипниками качения сателлиты
устанавливают на подшипниках скольжения.
Сателлиты с двумя венцами обычно делают сборными
(рис. 5.21), что позволяет уменьшить массу заготовок и
сократить время механической обработки. Сдвоенные сателлиты,
устанавливаемые в одну передачу, должны иметь одинаковое
относительное расположение зубьев венцов. Для этого их
собирают в специальных приспособлениях или применяют
конструкции, позволяющие устанавливать взаимное
расположение венцов при сборке (рис. 5.22). Делать сдвоенные сателлиты
одной деталью следует только в тех случаях, когда их
диаметры мало отличаются друг от друга.
Конструкции водил. Водила одноступенчатых передач и
последней ступени многоступенчатых часто делают за одно целое
89

а)
в)
V////////,
Ж
ш
ш
S)
г)
Рис. 5.20. Конструкции
установки сателлитов на подшипниках
качения:
а — фиксация подшипников в
сателлите осуществляется двумя
v пружинными кольцами; б, г —
** то же, одним пружинным
кольцом; в - подшипник установлен
на двух игольчатых и одном шариковом подшипниках; д — подшипники
установлены в щеках водила
\
1
t ^
- ^
X
Рис. 5.21. Сборная конструкция
сателлитов с двумя венцами без
регулировки их относительного
расположения:
а — соединение венцов шпонкой
и посадкой с натягом; б —
шлицевое соединение венцов
Рис. 5.22. Сборная конструкция
сателлитов с двумя венцами с регулировкой
их относительного расположения
90

А-А
Рис. 5.23. Конструкции водкл:
а —с консольным расположением осей сателлитов, заготовка —поковка, б —
оси сателлитов имеют по две опоры, заготовка — поковка, в — оси сателлитов
имеют по две споры, заготовка — круглый прокат; г — сборная конструкция
водила
с ведомым валом (см. рис. 5.14), реже — раздельно. Водила
первой и промежуточных ступеней многоступенчатых передач,
когда не требуется самоустановки, делают за одно целое с
солнечным колесом следующей ступени (рис. 5.23). Если
солнечное колесо самоустанавливающееся, то его соединяют с во-
дилом зубчатой муфтой. Для упрощения формы заготовки и
механической обработки водила часто делают сборными.
Конструкции корпусов. Корпуса планетарных передач в
серийном производстве изготовляют литыми из серого чугуна,
алюминиевого сплава или стали; корпус редуктора
устанавливают на плите или раме на лапах, отливаемых вместе с
корпусом (см. рис. 5.14); отдельные части корпуса соединяют
фланцами, имеющими центрирующие выступы и проточки;
стягивают фланцы болтами, винтами или шпильками. Корпуса
мотор-редукторов без лап соединяют с электродвигателем и
механизмом фланцами с центрирующими выступами и
проточками (см. рис. 5.18).
Для закрепления строп на корпусе редуктора служат
проушины или крюки, отливаемые вместе с корпусом, или
предусматривают бобышки с резьбовыми отверстиями для установки
грузовых винтов.
91

§ 5.6. СМАЗЫВАНИЕ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
В планетарных передачах применяют два способа
смазывания: окунание колес в масляную ванну и циркуляционный.
Первый способ применяется при условии, что окружная
скорость сателлита в месте зацепления с корончатым колесом
^ 5 М/С
V =
2 ¦ 103
где <он — угловая скорость водила, рад/с; d3 — диаметр
корончатого колеса, мм.
Объем масляной ванны в пределах 0,3 — 0,5 л на 1 кВт
передаваемой мощности; в редукторах транспортных машин
значительно меньше (до 0,03 л на 1 кВт).
При v > 3 м/с смазывание подшипников качения сателлитов
и центральных колес обеспечивается разбрызгиванием масла.
При меньших значениях v для смазывания подшипников
применяют пластичные смазочные материалы, закладываемые
при сборке в полости подшипников, в которые устанавливают
мазеудерживающие шайбы.
Для того чтобы продукты износа могли осесть на дно
масляной ванны, расстояние от него до наиболее
погруженной вращающейся поверхности должно быть не менее 20 мм,
а при значении модуля более 4 мм — порядка 5-8 модулей.
Для предотвращения застоя разбрызгиваемого масла в
полостях подшипниковых узлов и в колесах с внутренними
зубьями необходимо делать дренажные отверстия.
Уровень масла проверяют контрольными резьбовыми
пробками, устанавливаемыми в корпусе на высотах,
соответствующих максимальному и минимальному уровням масла;
крановыми маслоуказателями, щупами или масломерными стеклами.
Сливают отработавшее масло через отверстие, закрываемое
резьбовой пробкой. Форма дна и расположение отверстия
должны обеспечивать полный слив масла.
Циркуляционную систему смазывания применяют в
редукторах большой мощности, где смазывание окунанием не
обеспечивает подвод масла к трущимся поверхностям. „ В системе
смазывания устанавливают в редукторе масляный насос,
фильтры, редукционный клапан, холодильник и измерительные
приборы. Производительность насоса определяют тепловым
расчетом редуктора. Ориентировочно принимают ее при v ^
^ 10 м/с — 1 л/мин на 10 мм ширины венца, при v >
> 10 м/с — 2 л/мин. Общий объем масла в системе должен
быть не менее трехминутного • расхода. Масло в зацепление
92

подается форсунками на торцы колёс или через осевое и
радиальные отверстия в солнечном колесе, выходящие во
впадины зубьев.
Давление масла в системе 0,02—0,15 МПа. Масло к
подшипникам сателлитов подается через осевое и радиальные
отверстия в водиле и далее через осевое и радиальные
отверстия в оси сателлита.
Для смазывания планетарных редукторов используют
нефтяные масла с присадками, улучшающими их свойства (см.
гл. IX, § 9.6).
§ 5Л. ПРИМЕР РАСЧЕТА ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные: вращающий момент на ведомом валу
Гя = 290 Нм; частота вращения ведомого вала пн = 360
об/мин; тип передачи — редуктор с приводом от трехфазного
асинхронного четырехполюсного электродвигателя; частота
вращения ведущего вала (асинхронная) лх == 1450 об/мин; срок
службы редуктора 5 лет по 300 рабочих дней в году, в одну
смену по 8 ч.
Порядок расчета. (Термины и обозначения такие же, как
в гл. III).
1. Определяем передаточное отношение
^=И50_
пн 360 '
По ГОСТ 2185-66 (см. с. 36) ближайшее значение
i = 4.
2. Выбираем по табл. 5.1 кинематическую схему 1 с
передаточным отношением ify = 4.
3. Принимаем число сателлитов (из условия
уравновешивания сил в зацеплении) пс = 3.
4. Выбираем число зубьев солнечного колеса zt = 30.
5. Определяем число зубьев сателлита по формуле E.2)
z2 = 0,5*! (ig) - 2) = 0,5 - 30D - 2) = 30.
6. Проверяем выполнение условия вхождения зубьев в
зацепление по формуле E.10)
2(zt+z2) 2C0+30)
— — 40 — целое число, условие выполнено*
7. Проверяем выполнение условия соседства по формуле
E.9)
(zx -t- z2) sin — > zx + 2;
93

(zi + z2) sin — = C0 4- 30H,866 » 52;
z2 + 2 = 30 + 2 = 32; 52 > 32.
Условие выполнено.
8. Определяем число зубьев корончатого колеса из условия
соосности по формуле E.2)
z3 = Zi + 2z2 = 30 + 2 • 30 = 90.
9. Выбираем для зубчатых колес сталь 40ХН, улучшенную,
средняя твердость НВ 280 (см. табл. 3.3 гл. III); базовое число
циклов перемены напряжений (по табл. 3.2 гл. III)
10. Определяем рабочее число циклов перемены напряжений
для солнечного колеса за весь срок службы t = 5 • 300 • 8 =
= 12 • 103 ч по формуле
NH = 60nAH)t = 60 • 3 • 1090 • 12 • 103 = 235 • 107.
Здесь ирт = п\3) - л§> = 1450 - 360 = 1090 об/мин.
11. Так как NH > NHQ, то принимаем коэффициент
долговечности KHL= 1 [см. пояснение к формуле C.9)].
12. Определяем межосевое расстояние между солнечным
колесом и сателлитом по формуле E.15) табл. 5.3
входящие в нее величины имеют значения:
а) для передач цилиндрическими прямозубыми колесами
Ка = 49,5;
б) передаточное число и = — = —— = 1;
Zi 30
в) вращающий момент, Н-мм,
ТН 290- IP*
г) коэффициент концентрации нагрузки по табл. 3.1 гл. Ill
КН9 = 1,2;
д) расчетное число сателлитов п'с = пс — 0,7 = 3 — 0,7 = 2,3;
е) допускаемое контактное напряжение по формуле C.9)
гл. III
г -, ^HUmb^HL 630-1
[ая] = —г^-т—= | ^ =550 МПа.
94

Здесь Онкть предельное значение контактной выносливости;
по табл. 3.2, гл. III
= 2ИВ + 70 = 2 • 280 + 70 = 630 МПа.
Коэффициент долговечности KHL— 1 (см. п. 11).
Коэффициент безопасности [5Я] = 1,1-г 1,2 для колес из
улучшенной стали, принимаем среднее значение [S#] = 1,15.
Коэффициент ширины сателлита принимаем \(/Ьа = 0,5.
После подстановки приведенных величин в формулу E.15)
имеем 3
„ ' ,>—л ' т « 60 мм.
13. Определяем модуль зацепления на основании формулы
C.14) гл. III
2awl2 2-60 .
т = р^- = = 2 мм.
^! -f z2 30 Ч- 30
14. Определяем диаметры делительных окружностей колес
и ширину, мм .
dx = mzx = 2 • 30 = 60;
d2 = mz2 = 2 • 30 = 60;
=2-90 = 180;
2 =0,5-60 = 30.
15. Выполняем проверочный расчет зубьев на изгиб по
формуле E.21) табл. 5.3. Последовательность расчета сходна
с изложенной выше. Значения коэффициентов определяют по
ГОСТ 21354-75 (см. гл. III).
Не воспроизводя всех выкладок, приводим результат:
расчетное напряжение изгиба, МПа
г, _ ^ У У У
1 *8 п^ 1 72,5-103-1-1,5-1,2
= 2.3,8-0,0-1 23зозо22
Сравним с допускаемым напряжением
555- 1 • 1,5
г^тTi= 465 МПа-
Условие прочности af < [af] выполнено.
Расчет осей и валов выполняют по методике, изложенной
в гл. VIII, подшипники подбирают по указаниям гл. IX.

ГЛАВА VI
ВОЛНОВЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 6.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Кинематическая схема волновой передачи показана на
рис. 6.1: ведущее звено — генератор деформации h; ведомое —
гибкая цилиндрическая оболочка с зубчатым венцом 2,
имеющая общую геометрическую ось с жестким корончатым
колесом 1 и генератором к Вращающийся генератор
растягивает венец 2 в радиальном направлении, волны деформации
бегут по венцу и создают несколько зон зацепления с
корончатым колесом 1.
Наиболее распространены генераторы, создающие две
волны деформации и соответственно две зоны зацепления (см.
рис. 6.1). Типовые схемы генераторов показаны на рис. 6.2:
а — двухроликовый, создает две волны деформации; б — четы-
рехроликовый, но создает также две волны деформации; такие
схемы применяют при малых нагрузках и небольших частотах
вращения генератора; в — многороликовый генератор, создает
заданную форму деформации гибкого венца по всему
периметру, применяется в передачах большого диаметра; г —
дисковый генератор, создает две волны деформации в местах
прилегания диска к гибкому венцу; упругая кривая гибкого венца
имеет форму дуг окружности; д — кулачковый генератор,
Рис. 6.1; Волновая передача
96

Рис. 6.2. Схемы генераторов волновых
передач
представляет собой кулачок с надетым на него гибким
подшипником; такой генератор применяют в передачах любого
назначения.
Для передачи вращения с гибкого колеса 2 на ведомый
вал гибкую оболочку соединяют с фланцем ведомого вала
болтами, сваркой или шлицами (рис. 6.3).
Зацепление гибкого колеса с жестким в нескольких зонах
повышает нагрузочную способность, кинематическую точность
и КПД по сравнению с аналогичными показателями
планетарных передач.
Передаточное отношение волновых передач определяют по
таким же формулам, что и для планетарных с ведущим води-
лом
@f05-0,06Li
~0,5Ь
в)
Рис. 6.3. Способы крепления гибкой оболочки к ведомому валу:
а — винтами (болтами, шпильками); б —сваркой; в - шлицевым соединением

6.1. Кинематические схемы наиболее распространенных
волновых передач м их основные параметры

схемы
Кинематическая
схема передачи
Передаточное
отношение
и его
рациональные
пределы
КПД и его
ориентировочные
предельные
значения
J 2
^c.
$ = 70-5-300;
US = - -^—;
2, -22
zj - zj = кп„
= 0,91-г 0,71;
0,00137
2а
'Я
= 704-300;
К Герметизирована о е
пространство
= 0,91 ^
^^0,00137
1
3OO-5-6OOO;
Z2 = Z3 ~
0,55 4-0,07;
0,00274
х Примечание. В приведенных формулах верхний индекс, стоящий
в скобках при I, rj и \|/, обозначает неподвижное звено. Первый
нижний индекс обозначает ведущее звено, второй — ведомое.

где h — генератор волновой деформации (ведущее звено); к —
ведомое колесо; п — неподвижное колесо.
Для передачи по рис. 6.1 и схеме 1 табл. 6.1
— z2
Собираемость этой волновой передачи обеспечивается
выполнением единственного условия — вхождением зубьев
гибкого колеса во впадины жесткого во всех зонах зацепления:
гх - z2 = knw, F.3)
где nw — число зон зацепления (волн деформации), создаваемых
генератором (обычно nw — 2); к — коэффициент кратности к =?
=s 1; 2; 3; ... Для снижения напряжения в гибком колесе
обычно принимают к = 1.
Из формул F.2) и F.3) следует
Число зубьев z2 гибкого колеса 2 (при заданном значении
4V и выбранных значениях к и nw)
*2=№w. F.5)
Интервал значений z2 от 150 до 600.
Число зубьев жесткого колеса
zx = z2 + fcnw. F.6)
Основные кинематические схемы волновых передач и их
параметры приведены в табл. 6.1. Наиболее распространена схема
1; на рис. 6.4 показана одна из конструкций такой
передачи.
В передаче по схеме 2 гибкое колесо 2 — неподвижное,
а жесткое колесо 1 вращается. Передаточное отношение
F.7)
Схему 2а (табл. 6.1 и рис. 6.5) рационально применять для
передачи вращения в герметизированное пространство.
Передаточное отношение определяется по формуле F.7).
Волновая передача с двухвенцовой короткой гибкой обо-
99

Рис. 6.4. Мотор-редуктор, выполненный по схеме 1 табл. 6.1:
1 — неподвижное жесткое колесо; 2 — ведомое гибкое колесо; h — генератор

.'¦ /
Герметизированное
пространство
Рис. 6.5. Мотор-редуктор, выполненный по схеме 2а табл. 6.1:
/ — ведомое жесткое колесо; 2 — неподвижное гибкое колесо; Л — дисковый
генератор
лочкой 2—2\ неподвижным жестким колесом 3 и ведомым
жестким колесом 1 показана на рис. 6.6 и на схеме 3
табл. 6.1. Эта передача аналогична планетарной по схеме 3
табл. 5.1. Передаточное отношение
4? =
ztzr
F.8)
В этой передаче условия соосности и вхождения зубьев
в зацепление (при равных значениях модулей в обеих парах)
определяются одним условием
Zl - z2 = z3 - zr = knw. F.9)
Обозначим разности
z3 — zt = zv - z2 = Л. F.10)
Из формул F.8), F.9) и F.10) следует
z2 + /cnw ,_,,.
101

Рис. 6.6. Мотор-редуктор, выполненный во схеме 3 табл. 6.1:
1 — ведомое жесткое колесо; 2—2' — короткое гибкое колесо с двумя
зубчатыми венцами; 3 — неподвижное жесткое колесо; h — кулачковый генератор
В этой формуле величина iff содержится в исходных
данных, z2 выбирают в пределах 150—600, значения к и nw
приведены в пояснении к формулам F.3) и F.5). Вычислив А по
формуле F.11), определяют числа.зубьев остальных колес:
zt = z2 + knw; z2> ~ z2 4- A; z3 = zr + knw. После необходимых
округлений уточняют передаточное отношение. Если
отклонение его от заданного больше допускаемого, то выбирают
другое значение z2 и повторяют расчет.
Передача по схеме 3 имеет значительно меньшие осевые
габариты по сравнению с другими волновыми передачами,
но меньшие значения КПД и нагрузочной способности.
Рациональная область применения их — приводы кратковременного
включения систем управления с передаточным отношением
300—6000. Передачу по схеме 3 можно преобразовать в
передачу по схеме 2, сделав равными числа зубьев гибкого
венца ?' и неподвижного жесткого корончатого колеса 3 (zr ~
= 23). В этом случае вместо зацепления колес 2' и 3 получится
шлицевое соединение; осевые габариты такой передачи меньше,
чем у передачи по схеме 2, но КПД и нагрузочная
способность ниже.
162

§ 6.2. РАСЧЕТ ВОЛНОВОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Проектировочный расчет начинают с определения чисел
зубъев колес, порядок которого для различных схем передач
изложен ниже. Далее рассчитывают передачу на прочность
и долговечность.
Волновые зубчатые передачи обычно выходят из строя из-за
износа рабочих поверхностей зубьев или усталостной поломки
гибкого колеса. В передачах с кулачковыми генераторами
и гибкими подшипниками причинами выхода из строя могут
быть усталостные поломки колец подшипника, сепаратора или
усталостное выкрашивание поверхностей беговых дорожек
колец и тел качения.
В передачах с роликовыми и дисковыми генераторами
следует проверять долговечность подшипников качения
роликов или дисков.
Предварительные значения параметров стального гибкого
колеса определяют по эмпирическим формулам:
делительный диаметр, мм
F.12)
где Т2 —вращающий момент на ведомом валу, Н«мм;
толщина гибкого колеса под зубьями, мм, из условия его
изгибной прочности
/1'=0,0Ы'2; F.13)
внутренний диаметр гибкого колеса, мм
D' = rri (z2 + 3,4) > d'2i F.14)
/
где mr и z2 — предварительные значения модуля
и числа зубьев гибкого колеса (z2 = ii^knj.
Формула F.14) выведена с учетом большого коэффициента
смещения производящего контура, порядка 3 и выше.
В случае применения кулачкового генератора с гибким
подшипником значение D' уточняется после выбора
подшипника.
Наружный диаметр кольца гибкого подшипника выбирают
из условия обеспечения заданной долговечности [14]
/ т \о,зб
D > 2,26 f ^J [Lh (nh - и2)]0'12, F.15)
где Тг — вращающий момент на гибком колесе. Н-мм; Lk —
Ш

заданная долговечность, ч; щ — частота вращения генератора,
об/мин; п2 — частота вращения ведомого колеса, об/мин.
При окончательном выборе внутреннего диаметра гибкого
колеса принимают D ^ D'.
По полученному значению внутреннего диаметра гибкого
колеса (равному диаметру наружного кольца гибкого
подшипника) уточняют значение модуля передачи
D
Окончательно выбирают ближайшее значение по ГОСТ
9563 — 60* (см. с. 36). Число зубьев гибкого колеса,
соответствующее принятым значениям т и D,
z2= —-3,4. F.16)
Принимают ближайшее меньшее четное значение.
Окончательное число зубьев жесткого колеса
zx = z2 + knw. F.17)
Далее уточняют передаточное отношение и определяют
отклонение его от заданного. Оно должно быть в пределах
допускаемого.
Определение коэффициентов смещения производящего
контура. Для устранения интерференции зубьев гибкого и
жесткого колес их нарезают со смещением зуборезного
инструмента (производящего контура): коэффициент смещения
для гибкого колеса
*2 = 3 + 0,01z2;
для жесткого колеса
*! =x2-l+Kw(l + 5-K
где Kw — коэффициент радиальной деформации гибкого колеса,
w
Kw = —; w — максимальная радиальная деформация гибкого
т
колеса в рассматриваемом сечении, Kw = 1 -~ 1,2.
Размеры колес. Диаметр делительной окружности гибкого
колеса
d2 = mz2.
Диаметр окружности вершин зубьев гибкого колеса
d«2=<*2 + 2(x2+KF)m, F19)
где KF — коэффициент головки зуба гибкого колеса
104

Диаметр окружности впадин зубьев гибкого колеса
df 2 = d2 + 2 (х2 - h*0 - с*) т, F.20)
где h*0 — коэффициент высоты головки производящего
контура; с* — коэффициент радиального зазора производящего
контура [14].
Ширина зубчатого венца гибкого колеса
Ь2=<М/М; *м = 0,15-0,25.
Диаметр делительной окружности жесткого колеса
dx = mzx.
Диаметр окружности вершин зубьев жесткого колеса
. F.21)
Дцаметр впадин зубьев жесткого колеса
Высота зубьев
а0 , F.22)
где а0 — межосевое расстояние в станочном зацеплении; da0 —
диаметр окружности вершин зубьев долбяка.
КПД передачи. Ориентировочные значения КПД и формулы
для его определения приведены в табл. 6.1.
Проверочный расчет на прочность гибкого колеса. Проверка
коэффициента запаса по нормальным напряжениям:
<У > [SJ, F.23)
где а_! — предел выносливости материала гибкого колеса при
симметричном цикле изгиба; ка — коэффициент, учитывающий
отличие теоретических коэффициентов концентрации от
эффективных; ка
Значения коэффициента Ао в зависимости от числа зубьев
гибкого колеса z2:
z2 150 200 300 400 500 600
А„ МПа . . • . 56,5 57,2 55,5 50,8 45 38,5
105

6.2. Значения коэффициентов кХУ Ра и (Зт для фрезерованных зубьев
в зависимости от предела прочности материала гибкого колеса
Коэффициент
кх
Ра; Рт
ств, МПа
700
1,49
0,88
800
1,52
0,85
900
1,55
0,82
1000
1,58
0,78
1200
1,60
0,72
бо — коэффициент, учитывающий диаметр колеса;
ориентировочно принимают еа = 1,0; (За — коэффициент, учитывающий
состояние поверхности. Значения ра см. в табл. 6.2; <та -
амплитуда цикла нормальных напряжений,
F.24)
F.25)
Местные напряжения изгиба зубьев, МПа
аи =
Т2 sin 2a
d\KL
коэффициент \i учитывает снижение неравномерности
распределения давления по длине зубьев вследствие износа и
деформации гибкого колеса, \х = 0,5 -г 0,6; значения коэффициента
формы зуба Y2 см. в табл. 6.3; Т2 — вращающий момент на
6.3. Значения коэффициента YF в зависимости от числа зубьев
и коэффициента радиального зазора
Число зубьев z2
гибкого колеса
150
200
300
400
500
600
с* =0,25
1,35
1,39
1,44
1,50
1,54
1,57
с* = 0,35
1,38
1,42
1,48
1,52
1,57
1,61
с* = 0,50
1,46
1,46
1,54
1,60
1,63
1,67
0,47z2
гибком колесе, Н • мм; ос — угол зацепления, а = arccos^— -;
d2 — диаметр делительной окружности гибкого колеса, мм;
KL— относительная длина гибкой оболочки, KL— — = 0,8 +1,0;
й2
Е — модуль упругости. Для стали Е = 2,1 • 105, МПа; h —
толщина стенки гибкого колеса под зубьями, мм,
106

к = т [0,5 lz2 + 3 - (h* + с*)] - 0,5 Д F.26)
где h* — коэффициент высоты головки исходного контура
(й* = 1); с* — коэффициент радиального зазора исходного
контура (с* = 0,25); р — радиус кривизны срединной поверхности
недеформированного гибкого колеса, р = 0,5 (D + h); am —
среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа,
от = О,35аи + 0,214^^. F.27)
Проверка коэффициента запаса по касательным
напряжениям
где т-1 — предел выносливости материала гибкого колеса при
симметричном цикле кручения; кх — коэффициент концентрации
напряжений. Значения кх см. в табл. 6.2; ха — амплитуда
циклов касательных напряжений,
jgr2.
' ( '
здесь Rx — коэффициент асимметрии цикла касательных
напряжений. При реверсивной нагрузке jRt = — 1, при нереверсивной
Ят = 0; h0 и р0 — толщина стенки и радиус кривизны
срединной поверхности гибкого колеса в гладкой части, h0 «
« 0,6h; po == 0,5 (D + й0); 8t — коэффициент, учитывающий
диаметр колеса.
Значения ет в зависимости от наружного диаметра гибкого
колеса, примыкающего к венцу (dH = D -f 2/i0):
JH, мм ... 40 60 80 100 150 400
et 0,75 0,70 0,66 0,62 0,60 0,58
рт — коэффициент, учитывающий состояние поверхности.
Значения рт см. в табл. 6.2; хт — среднее напряжение цикла
касательных напряжений,
_ A+Яг)та
т-- 1-я, • F30)
Допускаемые коэффициенты запаса: по нормальным
напряжениям [SJ = 1,5-г 1,8; по касательным напряжениям [&Л =
= 1,5-1,8.
107

§ 6.3. КОНСТРУКЦИИ. ДЕТАЛЕЙ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ
Гибкие колеса выполняют в виде стакана (см. рис. 6.3, а и б)
или цилиндрической оболочки (рис. 6.7), у которой на одном
Яонце нарезаны зубья для зацепления с жестким колесом, а
на другом — зубья шлицевого соединения. Соотношения между
размерами в зависимости от h и D указаны на рис. 6.7.
Конструкция гибкого колеса с двумя зубчатыми венцами
приведена на рис. 6.8; колесо симметрично, но зубчатые венцы
имеют разные числа зубьев и разные модули. Ширина канавки
между венцами служит для выхода зуборезного инструмента.
L* @f3~.0,5)d2-удлиненное
кольцо, lF@,5..M,8)dz - труда
Рис. 6.7. Конструкция гибкого колеса в виде цилиндрической оболочки —трубы.
Рис. 6.8. Конструкция гибкого колеся с
двумя зубчатыми венцами
108
Рис. 6.9. Конструкция кулачкового
генератора:
/ — гибкий подшипник; 2 — гибкое
колесо; 3 — кулачок

Гибкие колеса изготовляют из улучшенных сталей с
твердостью НВ 300—350 и пределом выносливости ст_ х « 350 МПа.
Генераторы волн деформации. Кулачковые генераторы
(рис. 6.9) получили широкое распространение в передачах
различных областей машиностроения. Они лучше других
генераторов сохраняют под нагрузкой заданный профиль гибкого
колеса. Профиль кулачка в полярной системе координат
определяется по формуле
mKw (kt cos 2<p — k2 cos 6<p), F.31)
где d — внутренний диаметр гибкого подшипника; ф —
полярный угол, отсчитываемый от большой оси деформации;
Kw — коэффициент радиальной деформации гибкого колеса,
6.4. Значения корректирующих коэффициентов кх \\ к2
в зависимости от передаточного отношения t^jf*

Коэффициенты
к,
к2
50
0,979
0,079
75
0,961
0,068
100
0,951
0,065
200
0,942
0,057
300
0,936
0,53
400
0,932
0,52
Kw = l-rl,2; kx и к2 — корректирующие коэффициенты (табл.
6.4).
Основные размеры гибких шариковых подшипников,
устанавливаемых между кулачком и гибким колесом, приведены
в приложении, табл. П9. Внутренний диаметр гибкого колеса
в месте посадки наружного кольца подшипника обрабатывают
с отклонениями #7. Посадка внутреннего кольца гибкого
подшипника на кулачок выполняется с натягом, близким к
нулю. Соответственно профиль кулачка должен выполняться
с отклонениями js6 или jsl.
Роликовые генераторы (рис. 6.10) просты в изготовлении,
но не сохраняют под нагрузкой заданную форму гибкого
колеса. Для предохранения зубчатого венца от раскатывания
роликами и для увеличения его жесткости под венец
запрессовывают подкладное кольцо. Материал кольца — сталь с
твердостью HRC 50 — 58; диаметр роликов следует выбирать
наибольшим по условию их размещения. Оси роликов и щеки
генератора должны быть достаточно жесткими в радиальном
направлении. Максимальный прогиб не должен превышать
0,05 т.
109

А-А
Ряс. 6.10. Конструкция роликового генератора:
/ — ролик; 2 — гибкое колесо» 3 — подкладное кольцо
Дисковые генераторы (рис. 6.11) применяют чаще роликов,
так как они сохраняют в нагруженной передаче заданную
форму деформации гибкого колеса на большем участке, чем
А-А
Рис. 6.11. Конструкция дискового генератора без подкладного кольца.
/ — диск; 2 - гибкое колесо; 3 — эксцентричные втулки

роликовые, имеют меньший момент инерции, чем кулачковые
и роликовые. Диаметр диска
Ад ^ <К + 2 (vv - e\ F.32)
где dK — диаметр подкладного кольца; w — максимальное
радиальное упругое перемещение гибкого колеса. Для двухвол-
новых передач при к — 1 w zz m; e — эксцентриситет дисков,
е = C,1 -г 3,7) w, меньшее значение - для тяжелонагруженных
передач и передач с малыми передаточными отношениями,
большее - для легкоиагруженных и с большими
передаточными отношениями.
Подшипники дисков насаживают непосредственно на
эксцентричные шейки вала или на эксцентричные втулки,
напрессованные на обычный вал. Для передачи вращающего момента
с вала на втулки применяют шпоночные или шлицевые
соединения. Радиальная нагрузка на подшипники одного диска
(рис. 6.12)
\ F.33)
Частота вращения диска относительно своей оси
F.34)
где nh — частота вращения генератора; е — эксцентриситет;
/>д - наружный диаметр диска.
Рис. 6.12. Силы, действующие ва подшипники дисков генератора
ш

Рис. 6.13. Конструкции жестких неподвижных колес:
1 — колесо; 2 — корпус; 3 — штифт; 4 — крышка
Жесткие колеса. Толщина жесткого колеса (рис. 6.13) должна
быть такой, чтобы его максимальная деформация под
нагрузкой не превышала 0,05т. Это условие соблюдается при
толщине венца под зубьями ht ^ 0,18^. Для снижения
требований к точности выполнения осевых размеров венцы гибкого
и жесткого колес делают разной ширины. Более широким —
венец колеса с большей твердостью рабочих поверхностей
зубьев. Жесткие колеса изготовляют из сталей 40Х, 40ХН,
30ХГСА с термической обработкой до твердости НВ 240—
290. Конструкции неподвижных жестких колес приведены на
рис. 6.13, подвижных — на рис. 6.5 и 6.6.
Ряс. 6.14. Схема смазывания зацепления и гибкого подшипника вертикального
редуктора с помощью маслоподъемного конуса:
/ — жесткое колесо; 2 — гибкое колесо; 3 — отверстия для прохода масла; 4 —
зазор для прохода масла и самоустановки генератора; к ¦*- генератор
112

Система смазывания. Для волновых редукторов общего
назначения применяют жидкие минеральные масла. Продукты
износа рекомендуется улавливать магнитными сливными
пробками. В редукторах с кулачковыми генераторами при
горизонтальном расположении центральной оси уровень масла
должен доходить до центра нижнего шарика гибкого подшипника
генератора. При вертикальном расположении оси надо
устанавливать маслоподающий конус (рис. 6.14). В тихоходных
передачах (nh < 960 об/мин) можно полностью заливать редуктор
маслом.
В случае невозможности применения жидких масел (при
низких температурах) можно применять пластичные смазочные
материалы, закладываемые при сборке редуктора в
подшипники и б зацепление или подаваемые к смазочным точкам
пресс-масленками.
§ 6.4. ПРИМЕР РАСЧЕТА ВОЛНОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
Техническое задание. Определить основные параметры
волновой передачи по следующим данным: пн = 960 об/мин; п2 =
= 8 об/мин; вращающий момент на ведомом валу Тг =
= 60 105 Н'мм; срок службы 4 = 3000 ч. Материал гибкого
колеса - сталь ЗОХНЗА (ств = 900 МПа; а--! = 450 МПа; %-t =
= 260 МПа). Нагрузка меняется по отнулевому циклу.
Выбираем конструкцию передачи с кулачковым
генератором — двухволновую.
1. Передаточное отношение
®-?--*° 120L
Этот результат не выходит за пределы рациональных
значений i, указанных в табл. 6.1 для схемы 1. Для двухволновой
передачи nw = 2, коэффициент кратности назначаем равным
единице (к = 1) [см. пояснения к формуле F.3)].
2. Предварительное число зубьев гибкого колеса по
формуле F.5)
3. Предварительное значение диаметра делительной
окружности гибкого колеса по формуле F.12)
d'2 > 1,66 ]/?2 = 1,66 ^60-105 « 300 мм.
4. Предварительное значение модуля
113

зоо
5. Предварительное значение внутреннего диаметра гибкого
колеса по формуле F.14)
D1 = т' (z'2 + 3,4) = 1,25 B40 4- 3,4) = 304,25 мм
6. Выбираем гибкий подшипник; наружный диаметр его по
формуле F.15)
/60 105\0'36
= 2,26 ( ™ ) [300° (96° - 8)]°'12 = 308 мм-
Условие D ^ D' выполняется. Выбираем по табл. П9
приложения подшипник 848, имеющий размеры D = 320 мм,
d = 240 мм, В = 48 мм. Максимальная частота вращения
итах = 1000 об/мИН.
7. Окончательное значение модуля
В 320
ближайшее стандартное значение т = 1,25 мм.
8. Окончательное число зубьев гибкого колеса при принятых
значениях D и т по формуле F.16)
-34-252
Число зубьев жесткого колеса при nw — 2 и к = 1 по
формуле F.17)
Zj = z2 4- fotw = 252 + 1 • 2 = 254.
Передаточное отношение при окончательно принятых
значениях чисел зубьев по формуле F.2)
2, 252
h2 zt - z2 254 - 252
Отклонение значения 1$ от заданного
= - 126.
А<„ _ (^зад ~ №) ЮО _ A20-126I00 _ ^
й2~ 45 " 120 " /о'
что допустимо.
9. Проверочный расчет на прочность гибкого колеса.
114

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям по
формуле F.23)
« g-i 450
^ " 0,887-198,64
1,0-0,82
a-i = 450 МПа; к0 = Ц—= L_ =0,887;
1 + ^7 50"
по формуле F.24)
ae = O,35aH 4- 4,93 -^ == 0,35 • 185 + 4,93 -
P
» 198 МПа;
здесь по формуле F.25)
- 632 0,6-1,41 Т/^з0.,'q64 =185 МПа, ? = 2105 МПа;
по формуле F.26)
ft = го [0,51z2 + 3 - (ft* + с»)] - 0,5D =
= 1,25 [0,51 • 252 + 3 - A + 0,25)] - 0,5 • 320 = 2,83 njm;
р - 0,5 (D + ft) = 0,5 C20 + 2,83) = 161,4 мм;
по формуле F27)
ат = 0,35а,, + 0,214^ = 0,35• 185 + 0,214 2' ^У2;?/1J5
р
^ = 0,35185 + 0,214 ^У;?/
р 161,4^
« 70 МПа;
[SJ = 1,5ч-1,8 ;'Se
Коэффициент запаса по касательным напряжениям по
формуле F.28)
1,55-13,6
0,590,82 +0ДП'

здесь х_! = 260 МПа; кх = 1,55 (см. табл. 6.2);
по формуле F.29)
0,1 A - RJ Т2 0,1 A - 0) 60 • 105
1,7 -160,92
= 13,6 МПа;
Л *¦ *> м < „ 0 + /*о 320 + 1,7
ft0 = 0,6 • 2,83 = 1,7 мм; р0 = —j-^= j—2- = 160,9 мм;
sx = 0,59 (см. с. 107); рт = 0,82 (см. табл. 6.2);
по формуле F.30)
A+Rx)xa A+0I3,6
т = =
Так как [ST] = 1,5-г 1,8, то условие F.28) 5Т > [5Т]
удовлетворено.
10. Коэффициенты смещения производящего контура по
формуле F.18):
гибкого колеса
х2 = 3 + 0,01z2 = 3 + 0,01 • 252 » 5,52;
жесткого колеса
Xl = х2 - 1 4- К„A + 5 • 10-5Kwz2) =
= 5,52 - 1 + 1,1 A 4- 5 • 10 • 1,1 • 252) = 5,63.
11. Диаметр окружности вершин зубьев гибкого колеса по
формуле F.19)
da2 - d2 + 2 (х2 + KF) m = 315 + 2 E,52 + 0,4) 1,25 = 329,8 мм;
KF — коэффициент головки зуба гибкого колеса, принимаем
равным 0,4 при глубине захода А3 = 1,4.
Диаметр окружности впадин гибкого колеса по формуле
F.20)
df2 =d2 + 2(x2- h*0 -c*)m = 315 +
+ 2 E,52 - 1 - 0,25) 1,25 = 325,67 мм.
12. Диаметр окружности вершин зубьев жесткого колеса
по формуле F.21)
dal =d1 + 2(x1- h*0) m = 317,5 + 2 E,63 - 1) 1,25 = 329,075 мм.
Диаметр окружности впадин жесткого колеса не
рассчитываем, так как он зависит от параметров дол б яка, который
будет применен при нарезании зубьев.
116

13. КПД передачи по формуле табл. 6.1, схема
,»_ 1-iffi _ 1 - 0,00137
Л 2 " 1 + I 4У I vl/% " 1 + 126-0,00137
Здесь принято vJ/^2 = 0,00137 (среднее значение).
14. Подшипники качения подбирают по методике,
изложенной в гл. IX; валы и оси рассчитывают по формулам
гл. VIII.

ГЛАВА VII
РЕМЕННЫЕ И ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Задания на курсовое проектирование деталей машин в
техникумах содержат разработку одного из видов гибких передач -
ременной или цепной передачи. Первую из них располагают
в кинематической схеме привода на участке от электродвигателя
к редуктору, вторую — дли передачи от редуктора к приводному
валу. Как правило, та и другая передачи служат для понижения
частоты вращения. Специальные передачи, повышающие
угловую скорость, здесь не рассматриваются, так как в типовых
заданиях на курсовое проектирование они не встречаются.
§ 7.1. ПЛОСКОРЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
На рис. 7.1 показана схема открытой плоскоременной
передачи. Более сложные виды передач, рассматриваемые в
учебно-справочной литературе, например, полуперекрестные и
перекрестные, в проектные задания обычно не включаются,
поэтому здесь они не приводятся.
Технические данные плоских ремней приведены в табл. 7.1 —
7.3.
Наиболее широкое применение получили резинотканевые
ремни, однако их не рекомендуется применять в среде, загряз-
Рис. 7.1. Схема ременной передачи
118

7Л. Ремни плоские резинотканевые (по ГОСТ 23831—79)
Технические
характеристики прокладок
Номинальная прочность,
Н/мм ширины прокладки:
по основе
по утку
Наибольшая допускаемая
нагрузка р0 на прокладку, Н/мм
ширины
Расчетная толщина прокладки
с резиновой прослойкой, мм
Поверхностная плотность
прокладки с резиновой
прослойкой, кг/м2
Число прокладок при ширине
ремня /?, мм:
20-71
80-112
125-560
Прокладки из ткани
Б-800
55
16
3
1,5
1,6
3-5
3-6
3-6
БКНЛ
55
20
3
1,2
1,3
3-5
3-6
3-6
ТА-150,
ТК-150
150
65
10
1,2
1,3
3-4
ТК-200
200
65
13
1,3
1,4
3-4
Примечания: 1. Ткани прокладок: Б-800 - хлопчатобумажная;
БКНЛ — из нитей полиэфира и хлопка; ТК-150, ТА-150,
'ТК-200-синтетическая.
2. Ширину ремня выбирают из стандартного ряда: 20; 25; 32; 40;
50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280;
315; 355; 400; 450; 500; 560 (ряд приведен с сокращением - по ГОСТ
значения Ь даны до 1200 мм).
3. Масса ремня, кг
Q = {mz 4-51150N/,
где m - поверхностная плотность прокладки, кг/м2; z - число прокладок;
6 - толщина обкладки, м; Ь — ширина ремня, м; / - длина ремня, м;
число 1150 — плотность резиновой обкладки, кг/м3.
ненной парами нефтепродуктов. Кожаные ремни хорошо
выдерживают переменные нагрузки, но не рекомендуются для
эксплуатации в средах с высокой влажностью, с парами кислот и
щелочей. Стоимость кожаных ремней сравнительно высока,
применение их ограничено. Ремни хлопчатобумажные недороги,
характеризуются хорошим сцеплением со шкивом, но
чувствительны к воздействию кислотных и водяных паров. В курсовых
проектах выбирают обычно резинотканевые ремни, если нет
специальных указаний в технических условиях.
Необходимые для проектирования ременной передачи
данные содержатся в задании, а именно: условия эксплуатации,
119

IX Ремни кожаные
(по ГОСТ 18679-73)
7.3. Ремни хлопчатобумажные
цельнотканые (по ГОСТ 6982-75)
Толщина
5, мм
3
3,5
4
4,5
5
5,5
16;
32;
63;
80;
125
160
240
355
500
Ширина bt
мм
20; 25
40; 50
71
90; 100;
; 140
; 180;
; 250;
; 400;
; 560
112
200;
280;
450;
Толщина
&, мм
4,5
6,5
8,5
Ширина 1
мм
30; 40; 50;
75; 90; 100
30; 40; 50;
75; 90; 100;
60;
60;
115;
125; 150; 175
50; 60; 75;
100; A15);
150; A75);
B24); 250
90;
125;
200;
Примечание. В скобках
указаны нерекомендуемые
чения ширины ремня.
зна-
кинематическая схема, передаваемая мощность, частоты
вращения пх вала двигателя и л2- ведомого шкива. Передаточное
отношение ременной передачи определяют из кинематического
расчета привода, как указано в гл. 1.
Вращающий момент на валу ведущего шкива (Н * м)
находят по формуле
^Ш G.1).
где Р - мощность, Вт; (ох - в рад/с; щ - в об/мин.
Диаметр ведущего шкива (мм) вычисляют по эмпирической
зависимости 3
dt*6]/Tu G.2)
7i — в Н-мм.
По найденному значению подбирают диаметр шкива (мм)
из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73: 40; 45; 50; 56; 63; 71;
80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355;
400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400;
1600; 1800; 2000.
Диаметр ведомого шкива (мм) определяют с учетом
относительного скольжения ремня е:
^-^«A-6); G.3)
для передач с регулируемым натяжением ремня е = 0,01.
120

По вычисленному значению d2 подбирают шкив с диаметром
из стандартного ряда (см. выше) и уточняют передаточное
отношение i на основании формулы G.3). Так как величина
скольжения е пренебрежимо мала, то обычно принимают
'-?-?• <7-4)
п2 ах
Межосевое расстояние передачи (см. рис. 7.1)
а =2^+^). G.5)
Угол обхвата малого шкива
ос? » 180 - 60 dl ~ dl . G.6)
а
Длина ремня (без учета припуска на соединение концов)
L = 2а + 0,5я (dx 4- d2) + ^2 "^ . G.7)
Расчетная скорость ремня, м/с
„ = 0,5^ = ^., G.8)
где dx — в м.
Силй, действующие в ременной передаче, Н:
окружная
f,=4; G.9)
натяжение ведущей ветви
F, = Fo + ОДР,; j
натяжение ведомой ветви / G.10)
J
где Fo — предварительное натяжение каждой ветви,
определяемое по формуле
Fo = aob5, G.11)
в которой (т0 — напряжение от предварительного натяжения
ремня, оптимальное значение его <т0 = 1,8 МПа; Ъ и 8 — ширина и
толщина ремня, мм.
Требуемую ширину резинотканевого ремня находят согласно
ГОСТ 23831-79 из условия
р
Ъ > -^Лр G.12)
Ш

здесь z — число прокладок, выбираемое по табл. 7.1; {/>} —
допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки,
уСрСе. G.13)
Значения р0 (наибольшей допускаемой нагрузки на 1 мм
ширины прокладки) приведены в табл. 7.1; коэффициент С*
учитывает влияние угла обхвата ремнем меньшего шкива:
Са = 1 - 0,003A80 - а?); G.14)
коэффициент
Cv = 1,04 - 0,0004о2,
G.15)
он учитывает влияние скорости ремня; коэффициент Ср,
учитывающий влияние режима работы, выбирают по табл. 7.4.
Коэффициент Св учитывает расположение передачи: если угол 9
наклона линии, соединяющей центры шкивов, к горизонту не
превышает 60°, то принимают С9 = 1; при 0 > 60° С9 = 0,9; при
0 > 80° Св = 0,8.
7.4. Значения коэффициента Ср для ременных передач
от асинхронных двигателей с короткозамкнутым ротором
Характер нагрузки
С незначительными
колебаниями, пусковая нагрузка до
120% номинальной
С умеренными колебаниями,
пусковая нагрузка до 150%
номинальной
Со значительными
колебаниями, пусковая нагрузка до
200% номинальной
С резкими колебаниями,
пусковая нагрузка до 300%
номинальной
Типы машин
Ленточные конвейеры;
станки токарные,
сверлильные, шлифовальные
Пластинчатые конвейеры;
станки фрезерные,
револьверные, плоскошлифовальные;
насосы и компрессоры
поршневые
Конвейеры винтовые и
скребковые, ковшовые
элеваторы; станки строгальные и
долбежные; прессы винтовые
и эксцентриковые
Лесопильные рамы; шаровые
мельницы, дробилки, молоты;
подъемники
ср
1,0
0,9
0,8
0,7
Примечание. При работе в две смены значения Ср снижают на
0,1, при трехсменной работе — на 0,2.
122

Для передач с автоматическим регулированием натяжения
ремня Сц = 1 при любом значении А.
Найденное по формуле G.12) значение Ъ округляют до
ближайшего большего по табл. 7.1. Для обеспечения достаточной
эластичности ремня необходимо соблюдать условие
6 = 50z < 0,025rfb G.16)
где 50 — толщина одной прокладки с резиновой прослойкой
(см. табл. 7.1); если оно не выполнено, то следует уменьшить
число прокладок z и повторить расчет по формуле G.12).
При расчете сечений кожаных и хлопчатобумажных ремней
определяют площадь поперечного сечения ремня по формуле
ЬЬ > -j^p G.17)
где И = k0C*CvCpCB.
Здесь [к] — допускаемая удельная окружная сила на единицу
площади поперечного сечения ремня, МПа (численно МПа =
= Н/мм2); при <*! = 180°, скорости ремня г? = 10 м/с, 0 = 0° и
с0 = 1,8 МПа принимают для кожаных ремней к0 = 2,2 МПа,
для хлопчатобумажных к0 = 1,7. Значения коэффициентов Са, Ст
Ср и Се такие же, как и для передач резинотканевыми ремнями.
Толщина ремней 5 < 0,03^. Ширину ремня выбирают по
табл. 7.2 или 7.3 так, чтобы было соблюдено условие G.17).
Максимальное напряжение в сечении ремня
tfmax - <*1 + <*„ + Ov, G.18)
где напряжение от растяжения
*»-& GЛ9)
напряжение от изгиба ремня
*„ - Я« ~; G.20)
«1
для кожаных и резинотканевых ремней Еи = 1004-200 МПа,
для хлопчатобумажных Еи = 5O-f-8O МПа.
Напряжение от центробежной силы
а, = р1>2-10-6, G.21)
плотность ремня р = 11004-1200 кг/м3; множитель 10
служит для перевода <jv в МПа.
Максимальное напряжение, вычисленное по формуле G.18),
не должно превышать предела выносливости 0-! < 7 МПа для

резинотканевых и кожаных ремней; а_ t < 5 МПа — для
хлопчатобумажных ремней.
Расчетную долговечность ремня определяют в
зависимости от базового числа циклов (обычно его принимают
равным 107) и от числа пробегов за все время эксплуатации
АГц = 2 • 3600 Но\ где X = v/L— число пробегов ремня в секунду;
долговечность, ч
3/г
С,- « 1,5 yi — 0,5 — коэффициент, учитывающий влияние
передаточного отношения i; С„ = 2 при периодически изменяющейся
нагрузке от нуля до номинального значения; Сн = 1 при
достоянной нагрузке. Рекомендуемая долговечность Яо не
мейьше 2000 ч.
Нагрузку на валы ременной передачи определяют Ь
зависимости от способа регулирования натяжения ремня:
йри автоматическом регулировании
n-^-; G.23)
при периодическом регулировании
FB = 3Fosin^-. G.23 а)
Последовательность расчета плоскоременной передата
поясняется конкретным численным примером (табл. 7.5).
Исходные данные приняты из примера кинематического
расчета привода, выполненного в гл. 1: в кинематической
схеме привода (см. рис. 1.1) ременная передача расположена
между электродвигателем и редуктором; передаваемая
мощность Р = 3,6 кВт; ближайший по каталогу
электродвигатель (см, приложение, табл. П1) 4А112МВ6УЗ; мощность 4 кВт;
синхронная частота вращения ис = 1000 об/мин; скольжение
а = 5,1 %; Гп/Гном = 2,0. Передаточное отношение ременной
передачи i = — = 2,5.
Шкивы плоскоременных передач. Один из шкивов передачи
выполняют с гладким ободом, второй (больший) — выпуклым
(рис. 7.2). Материал шкивов: при окружной скорости до
30 м/с — чугун СЧ 15; при большей скорости (порядка
30 — 50 м/с) - сталь 25Л (не ниже); для быстроходных передач
(и > 50 м/с) - алюминиевые сплавы.
124

7.5. Расчет плоскоременной передачи
№ по
пор.
Определяемый параметр
Численное значение
Частота вращения ведущего
шкива, об/мин
л,=лсA-5); A.3)
1000A -0,051)=949 об/мин
Вращающий момент на
ведущем валу, Нм
Р ЗОР
СО ПП\
G.1)
Диаметр ведущего шкива, мм
di * 6]/^-, G.2)
1 мм;
принимаем dx — 200 мм (см.
с. 120)
Диаметр ведомого шкива, мм
z)\ G.3)
d2 = 200- 2,5A -0,01) = 495
мм; принимаем d2 ~ 500 мм
(см. с. 120)
Передаточное отношение
500
200A - 0,01)
Отклонение — =
i
^B,525-2,5I00
2,5
(допускается до 3%)
= 2,525.
1%
Межосевое расстояние, мм
G.5)
а = 2B00 + 500) =1400 мм
Угол обхвата малого шкива
<х?= 180-60-
G.6)
Длина ремня, мм
L = 2а + 0,
2-1400 + 0,5- 3,14B00 +
G.7)
125

Продолжение таблу.5
№ по
пор
9
10
11
12.
13
14
15
16
17
18
Определяемый параметр
Скорость ремня, м/с
v = **х*1 , G.8)
Окружная сила, Н
Из табл. 7.1 выбираем
ремень Б800 с числом
прокладок z = 3, 5О=:1,5 мм, ръ —
= 3 Н/мм. Проверяем
выполнение условия 6 < 0,025^1
Коэффициент угла обхвата
Са = 1 - 0,003A - а°,); G.14)
Коэффициент, учитывающий
влияние скорости ремня, С„ =
= 1,04-0,0004 у2; G.15)
Коэффициент режима работы
Ср — по табл. 7.5
Коэффициент, учитывающий
угол наклона линии центров
передачи, С§
Допускаемая рабочая
нагрузка на 1 мм ширины
прокладки, Н/мм
и^]==:^о ® у р в* (.'•*¦'/
Ширина ремня, мм
b> Ft ; G.12)
Предварительное натяжение
ремня, Н
F0 = a0&5;' G.11)
Численное значение
t,_ 3,14.0,2-949 _
60
i^61010=360H
S=*0oz=l,53 = 4,5 мм;
0,025.^=0,025-200 = 5 мм.
Условие выполнено
Са= 1-0,003A80-167) =
= 0,96
Ct = 1,04-0,0004-102 =1,0
Для передачи к ленточному
конвейеру при постоянной
нагрузке Ср= 1,0
При наклоне до 60°
принимаем
С0=1
[р] = 3-0,96 = 2,88 Н/мм
ъ ^ 36<> ,р ш.
табл. 7.1 принимаем b = 50 мм
F0=l,8-504,5 = 405 H
126

Продолжение табл 7.5
№ по
пор.
Определяемый параметр
Численное значение
19
Натяжение ветвей, Н:
ведущей
F,=F0+0,5F,.
ведомой '
G.10)
F, =405 + 0,5-360 = 585 Н;
F,=r 405 -0,5 -360 =225 Н
20
Напряжение от силы Fb МПа
сое
а,= —— = 2,6 МПа
1 50-4,5
G, =-
G.19)
21
Напряжение изгиба, МПа
МПа
„ = ?„—;
G.20)
22
Напряжение от
центробежной силы, МПа
6; G.21)
МПа
23
Максимальное напряжение,
МПа
от «уду ==^} + о^и + ^1-) G.18)
° шах = 2,6 + 2,25 + 0,11 =
= 4,96 МПа.
Условие <*тах < 7 МПа
выполнено
24
Проверка долговечности рем-
число пробегов А» = •
L '
С, = 1,5^-0,5;
Сн = 1 при постоянной
нагрузке.
Долговечность, ч
Яо
G.22)
Х= — =26 с-
С,- = 1,5{/2^5-0,5 = 1,6;
76. ю7 -1,6
°~ 4,966-2-3600.16 :
= 6650 ч
25
Нагрузка на валы передачи,
Н
±;
A.23)
167°
= 3-405-sin—— = 1213 Н
Ш

Рис. 7.2. Шкив плоскоременной передачи
Диаметры шкивов определяют расчетом по формуле G.2) и
округляют до стандартного значения (см. с. 120).
Ширину В обода назначают в зависимости от ширины Ь
ремня, как указано в табл. 7.6. Шероховатость рабочей
поверхности обода Ra ^ 2,5 мкм. В зависимости от ширины обода
определяют стрелу выпуклости по табл. 7.6. Толщина обода у края
s = 0,005d 4- 3 мм; толщина выступа на внутренней стороне
обода для плавного сопряжения его со спицами (высота рифта)
е = s + 0,02В.
Шкивы диаметром до 300 мм выполняют обычно без спиц —
с диском толщиной sx « @,8 -г 1) 5. Шкивы диаметром до 500 мм
выполняют с числом спиц z = 4; при d > 500 мм z = 6. Спицы
эллиптического сечения рассчитывают на изгиб; принимают
условно, что сила Ft воспринимается z/З спицами. Расчетное
сечение спиц располагают условно в диаметральной плоскости,
проходящей через центр шкива перпендикулярно оси спицы;
соотношение осей эллипса a:h = 0,4.
Момент сопротивления одной спицы в условном сечении
32
32
128

7.6. Ширина В обода шкива в зависимости от ширины ремня
(по ГОСТ 17383-73). Размеры, мм
b
40
50
63
71
80
90
В
50
63
71
80
90
100
b
100
112
125
140
160
180
В
112
125
140
160
180
200
b
200
224
250
280
315
355
В
224
250
280
315
355
400
Ь
400
450
500
560
В
450
500
560
630
Ширина обода
В
До 125
Св. 125 до 160
Св. 160
Диаметр шкива d
250-280
315-355
400-450
500-560
630-1000
Стрела выпуклости у
0,8
1,0
1,0
1,2
1,0
1,5
1,0
1,5
2,0
Условие прочности
откуда
зми =
zW 2zW'
з
38/у*
Размеры осей эллипса в сечении спицы близ обода
at = 0,8a; ht =
G.24)
Длина ступицы шкива / = A,5-1-2) d0 (но рекомендуется не
больше ширины обода); наружный диаметр ступицы d± =
= A,8—2)^0, где d0 — диаметр отверстия. В примере расчета
плоскоременной передачи диаметр ведомого шкива d = 500 мм,
ширина ремня Ъ = 50 мм; по табл. 7.6 находим В = 63 мм;
толщина обода у края s = 0,005 • 500 4- 3 = 5,5 мм, принимаем
s = 6 мм; рифт е = s + 0,02 J5 = 6 + 0,02 • 63 « 7,5 мм; стрела
выпуклости (по табл. 7.6) у = 1,0 мм. Оси эллипса в условном
сечении спицы — по формуле G.24) при z = 4:
з з
38-360-500
4-30
: 38,5 мм.
129

Здесь для чугуна принято [аи] = 30 МПа = 30 Н/мм2.
Принимаем h = 40мм; а = 0,4/i = 0,4 • 40 = 16 мм; h, = 0,8 • 40 = 32 мм;
аг =0,8-16% 13 мм.
§ 7.2. КЛИНОРЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Основные параметры резинотканевых клиновых ремней
регламентированы ГОСТ 1284.1 - 80 - ГОСТ 1284.3 - 80
,(табл. 7.7).
Кинематическая схема передачи такая же, как и
плоскоременной (см. рис. 7.1). К необходимым для проектирования
клиноременной передачи данным относят: расчетную
передаваемую мощность Р, условия эксплуатации, частоту вращения
ведущего шкива, передаточное отношение / = п2/пг.
Диаметр меньшего шкива определяют по эмпирической
формуле
йхъ(Ъ + А))/ти G.25)
где Ti - вращающий момент, Н • мм, по формуле G.1); dx - в мм.
Полученный результат округляют до стандартного
значения (см. с. 120), но не меньше минимального clx, указанного в
табл. 7.8.
Диаметр d2, вычисленный по формуле G.3), округляют (см.
с. 120) и уточняют передаточное отношение i. Межосевое
расстояние назначают в интервале
) + То; j
G.26)
Ятах = <
где То — высота сечения ремня, указанная в табл. 7.7.
Длину ремня определяют по формуле G.7), округляют до
стандартного значения, приведенного в примечании к Табл. 7.7,
и уточняют межосевое расстояние
а = 0,25 [(Lp - w) + ]/(Lp-nJ-2yl G.27)
где Lp — расчетная длина ремня; w = 0,5я (^ + d2); у = {fl2 — dt)z.
Угол обхвата меньшего шкива
а? = 180 - 57 dl " ^ . G.2S)
Для выбора ремня по его сечению служит номограмма
(рис. 7.3).
Способы регулирования натяжения ремня представлены на

17. Клиновые ремни (go ГОСТ 1284.1-80)
Размеры, мм


значение
сечения
ремня
О
А
Б
В
Г
д
Е
\
не
менее
63
90
125
200
315
500
800
'р
8,5
11,0
14,0
19,0
27
32
42
W
10
13
17
22
32
38
50
w
ш
V
Го
6
8
10,5
13,5
19,0
23,5
30,0
Примечания: 1. В графе А
i
/
А
47
81
133
230
476
692
1172
Ч
400-2500
560-4000
800-6300
1800-10000
3150-14000
4500-18000
6300-18000
25
33
40
59
76
95
120
Масса
одного
метра,
кг
0,06
0,10
0,18
0,30
0,60
0,90
1,52
l указана площадь поперечного се-
чения ремня, мм2; в графе Д? —разность между расчетной
ней LeH длиной ремня.
2. Стандартный ряд длин Lp: 400;
Lp и
внут^ен-
450; 500; 560; 630; 710;
800; 900; 1000; 1120; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240
3150; 3550; 4000; 4500; 5000; 560Q; 6300; 7100; 8000,
11200; 12500; 14000; 16000; 18000.
3. В технически обоснованных
значейия Lp: 425; 475; 530; 600;
случаях
670;
допускаются
; 2500
9000;
; 2800;
10000;
промежуточные
750; 850; 950; 1060; 1180;
1320; 1500; 1700; 1900; 2120; 2360; 2650; 3000; 335С
4750; 5300; 6000; 6700; 7500; 8500; 9500;
17000.
Условные обозначения ремней:
ремень сечения В с расчетной
тканью в несущем слое:
Ремень 8-2500 Т
то же, с кордишуром:
Ремень В-2500 Hi
10600; 11800;
; 3750
13200,
длиной ?р = 2500 мм, с
ГОСТ
[ГОСТ
1284J-80;
1284.1-80
; 4250.;
15000;
кордной
131

7.8. Номинальная мощность Ро, кВт, передаваемая одним клиновым
ремнем (ко ГОСТ 1284.3-80, с сокращениями)
Сечение
ремня
(длина
Lp, мм)
О
A321))
А
A700)
Б
B240)
db
мм
71
80
100
112
100
125
160
180
140
180
224
1,2
1,5
>Ъ
1,2
1,5
>Ъ
1,2
1,5
>Ъ
1,2
1,5
>3
1,2
1,5
>Ъ
1,2
1,5
>3
1,2
1,5
>3
1,2
1,5
>Ъ
1,2
1,5
>3
1,2
1,5
>Ъ
1,2
1,5
400
0,22
0,23
0,23
0,26
0,27
0,28
0,36
0,37
0,38
0,42
0,43
0,44
0,50
0,52
0,53
0,71
0,74
0,76
1,00
1,03
1,07
1,16
1,20
1,24
1,12
1,16
1,20
1,70
1,76
1,81
2,32
2,40
Частота вращения
800
0,39
0,40
0,42
0,47
0,49
0,50
0,65
0,67
0,70
0,76
0,78
0,81
0,88
0,91
0,94
1,28
1,32
1,36
1,81
1,87
1,93
2,10
2,17
2,24
1,95
2,01
2,08
3,01
3,11
3,21
4,13
4,27
950
0,45
0,46
0,48
0,55
0,56
0,58
0,75
0,78
0,80
0,88
0,91
0,94
1,01
1,05
1,08
1,47
1,52
1,57
2,09
2,15
2,22
2,43
2,51
2,59
2,22
2,30
2,37
3,45
3,56
3,67
4,73
4,89
1200
0,54
0,56
0,58
0,66
0,68
0,71
0,92
0,95
0,98
1,07
1,10
1,14
1,22
1,25
1,30
1,77
1,83
1,89
2,52
2,60
2,69
2,93
3,03
3,12
2,64
2,72
2,82
4,11
4,25
4,38
5,63
5,81
«j, об/мин
1450
0,63
0,66
0,68
0,77
0,80
0,82
1,07
1,11
1,14
1,25
1,29
1,33
1,41
1,45
1,50
2,06
2,13
2,19
2,92
3,02
3,11
3,38
3,50
3,61
3,01
3,10
3,21
4,70
4,85
5,01
6,39
6,60
1600
0.69
0,71
0,73
0,84
0,86
0,89
1,16
1,20
1,24
1,35
1,40
1,44
1,52
1.57
1,62
2,22
2,29
2,36
3,14
3,24
3,35
3,63
3,75
3,87
3,21
3,32
3,42
5,01
5,17
5,34
6,77
7,00
2000
0,82
0,84
0,87
1,0
1,03
1,06
1,39
1,43
1,48
1,61
1,66
1,72
1,65
1,71
1,76
2,42
2,50
2,58
3,61
3,53
3,64
3,94
4,07
4,19
3,66
3,78
3,90
5,67
5,86
6,05
7,55
7,80
132

Продолжение табл. 7.8
Сечение
ремня
(длина
Lp, мм)
Б
B240)
Сечение
ремня
(длина
Lp, мм)
В
C750)
Г
F000)
д
G100)
»
мм
224
280
224
280
355
450
400
560
710
560
i
>3
1,2
1,5
>3
1,2
1,5
>3
1,2
1,5
>3
1,2
1,5
>3
1,2
1,5
>3
1,2
1,5
> 3
1,2
1,5
>3
1,2
1,5
>3
1,2
1,5
>3
Частота вращения ni% об/мин
400
2,47
3,09
3,19
3,29
800
4,40
5,49
5,67^
5,85
950
5,04
6,26
6,47
6,67
1200
6,00
7,42
7,66
7,91
1450
6,81
8,30
8,57
8,84
1600
7,22
8,69
8,97
9,26
Частота вращения ni% об/мин
400
3,20
3,31
3,41
4,63
4,78
4,93
6,47
6,69
6,90
8,77
9,05
9,34
12,25
12,64
13,04
20,27
20,93
21,59
27,23
28,12
29,01
24,07
24,85
25,64
800
5,47
5,65
5,83
8,04
8,30
8,57
11,19
11,56
11,92
14,76
15,24
15,72
19,75
20,40
21,04
31,62
32,65
33,68
39,44
40,73
42,02
31,62
32,65
33,68
950
6,18
6,38
6,58
9,08
9,37
9,67
12,55
12,95
13,36
16,29
16,82
17,35
21,46
22,16
22,86
33,21
34,30
35,38
38,90
40,17
41,44
33,21
34,30
35,38
1200
7,18
7,45
7,69
10,49
10,83
11,17
14,23
14,70
15,16
17,75
18,33
18,91
22,68
23,42
24,16
—
—
—
2000
8,05
9,20
9,50
9,80
1450
7,97
8,23
8,49
11,47
11,84
12,22
15,10
15,59
16,09
—
—
—
—
—
133

Продолжение табл. TJ8
Сечение
ремня
(длина
1р, ММ)
д
G100)
dly мм
710
i
1,2
1,5
>Ъ
Частота вращения «,, об/мин
400
34,05
35,17
36,28
800
39,44
40,73
42,02
950
38,90
40,17
41,44
1200
-
1450
-
Рис. 7.3. Номограмма для выбора
сечения клинового ремня
О 5 12,5 31,5 80 200
3,15 8 20 50 125влВт
Лередабаеяая мощность
Рис. 7.4. Способы регулирования натяжения ремней установкой электродвигателе:
а — на салазках; б — на шарнирной плите
134

рис. 7 А Необходимое для передачи заданной мощности Р число
ремней
z =
[р]
РСп
G.29)
здесь Ро - мощность, кВт, допускаемая для передачи одним
ремнем (табл. 7.8); CL — коэффициент, учитывающий влияние
длины ремня (табл. 7.9); Ср — коэффициент режима работы
(табл 7.10); Са — коэффициент угла обхвата:
при а° = 180 160 140 120 100 90 70
Са = 1,0 0,95 0,89 0,82 0,83 0,68 0,56
Cz — коэффициент, учитывающий число ремней в передаче:
при 2 = 2 — 3 4 — 6 св.6
Сг = 0,95 0,90 0,85
Для удобства монтажа и эксплуатации передачи
рекомендуется ограничивать z ^ 8; если же по расчету получается z > 8, то
следует увеличить dt и соответственно d2 или перейти к
большему сечению ремня.
7.9. Значения коэффициента С L для клиновых ремней
(по ГОСТ 1284.3-80, с сокращениями)
Lp, мм
400
?00
560
710
900
1000
1250
1500
1800
2000
2240
2500
2800
3150
4000
4750
5300
6300
7500
9000
10000
О
0,79
0,81
0,82
0,86
0,92
0,95
0,98
1,03
1,06
1,08
1,10
1,30
—
—
—
—
—
—
—
—
—
А
0,79
0,83
0,87
0,90
0,93
0,98
1,01
1,03
1,06
1,09
1,П
1,13
1,17
—
—
—
—
-
—
Сечение
Б
0,82
0,85
0,88
0,92
0,95
0,98
,00
,03
1,05
,07
1,13
1,17
1,19
1,23
—
—
—
ремня
В
0,86
0,88
0,91
0,93
0,95
0,97
,02
,06
,08
1,12
1,16
1,21
1,23
Г
0,86
0,91
0,95
0,97
1,01
1,05
1,09
1,11
¦
д •
0,91
0,94
0,97
1,01
1,05
1,07
135

7.10. Значения Ср для клиноременных передач от двигателей
переменного тока общепромышленного применения
Режим работы;
кратковременная
нагрузка, % от
номинальной
Легкий; 120
Средний; 150
Тяжелый; 200
Очень
тяжелый; 300
Типы машин
Конвейеры ленточные; насосы и
компрессоры центробежные; токарные и
шлифовальные станки
Конвейеры ценные; элеваторы;
компрессоры и насосы поршневые;
станки фрезерные; пилы дисковые
Конвейеры скребковые, шнеки; станки
строгальные и долбежные; прессы;
машины для брикетирования кормов;
деревообрабатывающие
Подъемники, экскаваторы, молоты,
дробилки, лесопильные рамы
Ср при числе
смен
1
1,0
1,1
1,2
1,3
2
1,1
1,2
1,3
1,5
3
1,4
1,5
1,6
1,7
Предварительное натяжение ветвей клинового ремня, Н
^ + Qv2, G.30)
где v — в м/с ;6 — коэффициент, учитывающий центробежную
силу, (Н-с2)/м2:
при сечении О А Б В Г Д
0= 0,06 0,1 0,18 0,3 0,6 0,9
Значения остальных членов формулы те же, что и в формуле
G.29). Сила, действующая на валы, Н
G.31)
Рабочий ресурс ремней, ч
он должен быть не меньше 5000 ч при легком режиме работы,
2000 ч — при среднем и 1000 ч — при тяжелом режиме работы.
В формуле G.32) NOn — базовое число циклов:
для ремней сечением ОиА
JVOu^ 4,6-10б
Б, В и Г ДиЕ
4,7-106 2,5 • 10*
136

7.11. Алгоритм расчета клиноремениоЕ! передачи
В исходных данных содержатся: передаваемая мощность Р, кВт,
условия эксплуатации, тип двигателя — асинхронный, Р„ом, кВт,
синхронная частота вращения ис, об/мин, скольжения s, передаточное
отношение i
(
1.1
I
I
2. 1
1
3. ]
i
4. ,
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
12.
13.
14.
Зпределяемый
параметр
Частота
вращения меньшего
якива, об/мин
Зыбор сечения
эемня1
Вращающий
момент Н-м
Циаметр
меньшего шкива, мм
Диаметр
большего шкива, м
Передаточное
отношение
уточненное)
Межосевое
расстояние,
мм, в интервале
Длина ремня,
мм
Уточненное
межосевое
расстояние, мм
Угол обхвата,0
Компоненты
формулы G.29)
Расчетная формула
и^ИсО-s); A.3)
Номограмма, рис. 7.3
ЗОР
Ъ = ; G.1)
<*i«C-M)^; G.25)
d1 = dli{\ -s); G.3)
d2
1 dl A - s)'
a^ = d, + d2 p-26)
L= 2a + 0,5^^! + d2) +
i \ 2 av . /7 74
4a
a = 0,25 [(Lp - w) +
+ V(Lp-wJ-2y]; G.27)
r/° 1RO S7 2 ~" J • П^
a
Po по табл. 7.8
CL по табл. 7.9
Cp по табл. 7.10
Ca и Cs в пояснении к
формуле G.29)
Примечание
Округлить по
табл. 7.7 и
ГОСТ
17383-73
(см. с. 120)
Округлить по
ГОСТ
17383-73
То см. табл.
7.7
Округлить по
табл. 7.7
137

Продолжение табл. 7АЛ
15.
16.
17.
18.
Определяемый
параметр
Число ремней
Натяжение
ветви ремня, Н
Сила,
действующая на вал, Н
Рабочий ресурс
передачи, ч
'¦
..
Расчетная формула
PC,
PoCiCaCz
85ОРС.А ,.
zvCa
0 2 '
NoaL(fL±)
Vmax/ ^ p .
G.29)
G.30)
G.31)
G.32)
Примечание
Округлить до-
целого числа
Проверить
условие Но >%
> [Н]
(требуемого)
7.12. Канавки шкивов клиноременных передач (по ГОСТ 20889-80).
Размеры, мм
Ремень
Размеры канавок
Углы профиля канавок
Сечение
34°
36°
38°
40°
О
А
Б
В
Г
Д
8,5
11,0
14,0
19,0
27,0
32,0
7,0
8,7
10,8
14,3
19,9
23,4
2,5
3,3
4,2
5,7
8,1
9,6
8,0
10,0
12,5
17,0
24,0
29,0
12,0
15,0
19,0
25,5
37,0
41,5
63-71
90-112
125-160
200-315
80-100
125-160
180-224
200-315
315-450
500-560
112-160
180-400
250-500
355-630
500-900
630-112CJ
> 180
>450
>560
>710
> 1000
> 1250
Примечание. Ширина обода шкива В — (z — 1) е + 2/, где z ¦
число ремней в передаче.
138

Lp — расчетная длина ремня, м; dx — диаметр меньшего шкива,
м; их - частота вращения, об/мин; a_t — предел выносливости,
для клиновых ремней a_ ц = 7 МПа; атах — максимальное
напряжение в сечении ремня, МПа, определяемое по формуле G.18);
С,- и Сн — коэффициенты, имеющие те же значения, что и в
пояснении к формуле G.22).
Последовательность расчета клиноременной передачи дана
в табл. 7.11.
Шкивы клиноременных передач выполняют из чугуна СЧ 15 и
СЧ 18, а при 30 м/с — из стали 25Л или алюминиевых сплавов.
Расчетные диаметры шкивов назначают из стандартного
ряда, приведенного на с. 120. Конфигурация обода шкива и
размеры канавок даны в табл. 7.12. Шероховатость рабочих
поверхностей Ra ^ 2,5 мкм. Шкивы диаметром до 300—400 мм
выполняют преимущественно дисковыми, большего диаметра —
со спицами; число их и форму определяют так же, как и для
шкивов плоскоременных передач (см. § 7.1).
§ 7.3. ПЕРЕДАЧИ ПОЛИКЛИНОВЫМИ РЕМНЯМИ
Поликлиновые ремни (см. эскиз табл. 7.13) состоят из
плоской и профильной частей. В плоской части размещено
несколько слоев прорезиненной ткани и ряд кордшнура из
синтетических волокон. Профильная часть, образуемая
продольными клиньями, состоит из резины. Обе части свулканизованы
а одно целое.
Поликлиновые ремни предназначены для замены
отдельных клиновых ремней или их комплектов с целью
сокращения габаритов. При передаче одинаковой мощности ширина
лоликлинового ремня может быть примерно в два раза меньше,
чем у комплекта клиновых ремней.
Ремень сечения К применяют вместо клиновых ремней
сечений О и А для передачи момента Тг ^40 Н-м; ремень
сечения Л — вместо клиновых ремней А, Б и В для передачи
момента Тх = 18-4-400 Н-м; ремень сечения М — вместо
клиновых ремней В, Г, Д и Е для передачи момента 7\ > 130 Н • м
(где 7\ — момент на быстроходном валу). ^Если могут быть
применены ремни двух сечений, предпочтение следует отдавать
ремню с меньшим сечением.
В табл. 7.13 приведены размеры сечений поликлиновых
ремней, их длины и числа клиньев z. Рекомендуют применять
ремни с четным числом клиньев.
Размеры обода шкивов для поликлиновых ремней приведены
в табл. 7.14. Там же помещены расчетные диаметры D и указаны
139

7.13. Поликлиновые ремни.
Размеры, мм
= 40°
Сечение
ремня
К
Л
м
t
2,4
4,8
9,5
Я
4,0
9,5
16,7
0,1
0,2
0,4
0,4
0,7
1,0
h
2,35
4,85
10,35
Примечания. 1. Расчетные длины L ремней: 400, D25), 450, D75),
500, E30), 560, F00), 630, F70), G10), G50), 800, (850), 900, (950), 1000,
A060), 1120, A180), 1250, A320), 1400, A500), 1600, A700), 1800, A900),
2000, B120), 2240, B360), 2500, B650), 2800, C000), 3150, C350), 3550, C750),
4000, D250), 4500, D750), 5000, E300), 5600, F000).
В скобках указаны нерекомендуемые длины ремней.
2. Расчетная длина ремней — это длина его на, уровне центра
расположения кордшнура, находящегося на расстоянии 0,5(# — И). Разность между
расчетной и наружной длиной ремня: 6,3 мм —для ремней сечения К;
15,1 мм — для ремней сечения Л и 21,3 - мм — для ремней сечения М.'
3. Чирло клиньев z и диапазон длин L ремней:
Число клиньев
Сечение ремней
К
Л
м
z рекомендуемое
z предельное
Диапазон длин L
2-36
36
400-2000
4-20
50
1250-4000
2-20
50
2000-6000
4. Пример условного обозначения ремня: 2500 Л 16 РТМ 38-40528—74,
где 2500 — расчетная длина, мм, Л — сечение ремня и 16 — число клиньев.
140

7Л4. Шкивы для поликлиновых ремней.
Размеры, мм
= 40° ± 15'
Сечение
ремня
Г2
2Д
К
Л
м
2,4
4,8
9,5
3,30
6,60
13,05
2,35
4,85
10,35
0,3
0,5
0,8
0,2
0,4
0,6
3,5
5,5
10,0
2,0
4,8
7,0
Примечания: 1. Расчетные диаметры D шкивов: 25, 40, 45, 50, 56,
63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 335, 400,
450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000.
2. За расчетный диаметр D принимают диаметр окружности на уровне
центра расположения кордшнура. Наружный диаметр шкива DH = D — 2Д.
3. Диапазон расчетных диаметров шкивов: 25 —500 —для ремней
сечения К; 80 — 800 — для ремней сечения Л и 180-1000 — для ремней сечения М.
наименьшие диаметры шкивов для ремней разных сечений.
Табл. 7.13 и 7.14 составлены по РТМ 38-40528-74.
Графики (рис. 7.5 — 7.7) предназначены для определения
необходимого числа клиньев. Исходными данными для расчета
передач поликлиновыми ремнями являются передаваемая
мощность Р, передаточное отношение i и коэффициент режима
работы Хр, значения которого для различных машин
приближенно совпадают со значениями коэффициента Ср,
приведенными в табл. 7.4.
Рекомендуемые величины межосевых расстояний а в
зависимости от передаточного отношения i:
i.... 12345 67 и более
ajdx ... 1,5 2 2,5 3 3,5 4 4,5
Диаметр меньшего шкива выбирают по следующей
приближенной зависимости:
3^ G.33)
141

V,M/C
35 30 2S 20 15 10
Ряс. 7.5. Номограмма для определения числа клиньев лоликлинового
сечением К
и округляют цо, стандарту (см. табл. 7.14). В этой формуле
момент 7\ — в Н • мм, диаметр dx — в мм.
Ниже приведены значения начальных натяжений на один
клин поликлиновых ремней.
Сечение ремня К Л М
2SOt H 40-95 110-300 420-1200
Пример. Рассчитать передачу полиюГиновым ремнем к
поршневому компрессору, работающему в две смены. Дано:
передаваемая мощность Р = 70 кВт, частота вращения: Wj =
= 1300 об/мин и п2 = 400 об/мин.
142

35 30 25 20 15 Ю 5
Рис. 7.6. Номограмма для определения числа клиньев полкклннового ремня
сечением Л
Решение. 1. Коэффициент режима работы по табл. 7.4 для
поршневого компрессора с учетом работы в две смены Кр = 0,8.
2. Расчетный момент на быстроходном валу
ЗОР _ 30-70-103 ^ тт
'1р~ пщКр " 3,14.1300-0,8 ~Ъ43 Н'м-
3. При значении момента 643 Н - м в соответствии с
рекомендацией принимаем ремень сечения М.
4. Диаметр меньшего шкива по формуле G.33)
dx «
143

V,fi/cJ5 JO 25 20 15 10 5
Рис. 7.7. Номограмма для определения числа клиньев поликлинового ремня
сечением М
По табл. 7.14 принимаем ближайший dx = D = 250 мм.
5. Скорость ремня
7Г25О-13ОО
17/
^ 60-1000 " 60-1000 ~17м/
6. Диаметр ведомого шкива
d2=dx^ = 250 ^ = 810 мм.
По табл. 7.14 принимаем d2 = 800 мм.
144

7. Передаточное число
d2 _800
l~ dv " 250 ~W'
8. Определяем необходимое число клиньев (см. рис. 7.7).
Из точки оси абсцисс v = 17 м/с проведем вертикаль до
пересечения с кривой dx = 250 мм. Из полученной точки проведем
горизонталь до пересечения с кривой мощности Р = 70 кВт
(точка отмечена между кривыми 60 и 80 кВт). Затем из
полученной точки проведем опять вертикаль до пересечения с линией
i = 3,2. Далее проведем горизонталь до пересечения с прямой
Кр = 0,8. Из последней точки проведем вертикаль, которая
пересечет ось абсцисс в точке z = 17,8.
9. Примем окончательно четное число клиньев z = 18.
10. При i = 3,2 межосевое расстояние а « 2,6^ = 2,6 • 250 =
= 650 мм.
11. Длина ремня по формуле G.7)
4а
= 2 • 650 + 0,5 • 3,14(800 + 250) + ^"юсГ = 3°66 ММ'
Принимаем по табл. 7.13 L=315O мм.
Условное обозначение ремня: 3150 М 18 РТМ 38-40528-74.
12. Межосевое расстояние, выверенное по принятой длине
ремня,
= 0,25 [C150 - 1650) + |/l5002 - 8 • 2752] = 695 мм.
13. Угол обхвата на малом шкиве
в = 180» - «>-<№ = 180» - ™?L = 132°ЗО'.
14. Усилие, действующее на вал,
S = 2Soz sin у = 1200 • 18 • sin 66° 15' = 19 800 Н,
где 2S0 - см. с. 142.
15. Ширина шкивов (см. табл. 7.14)
Вш - (z - 1) t 4- 25 = A8 - 1) 9,5 + 2 . 10 = 182 мм.
145

§. 7.4, ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
В приводах общего назначения, разрабатываемых в курсовых
проектах, цепные передачи применяют в основном для
понижения частоты вращения приводного вала. Наиболее
распространены для этой цели приводные роликовые цепи однорядные
ЩР) и двухрядные B ПР), показанные на рис. 7.8 и 7.9;
технические данные их приведены в табл. 7.15 и 7.16. Цепи
специальные - усиленные (ПРУ), длиннозвенные (ЦПРД), с
изогнутыми пластинами (ПРИ), а также многорядные цепи
нормального исполнения в курсовых проектах обычно не
фигурируют; поэтому их технические характеристики,
регламентированные ГОСТ 13568-75, здесь не приводятся.
Рис. 7.8. Цепь роликовая однорядная:
/ — соединительное звено; 2 - переходное звено
Ряс.7.9* Цепь роликовая двухрядная
146

7.15. Цепи приводные роликовые однорядные ПР (см. рис. 7.8)
(по ГОСТ 13568-75*)
Размеры, мм
9,525
12,7
15,875
19,05
25,4
31,75
38,1
44,45
50,8
5ВН
5,72
7,75
9,65
12,7
15,88
19,05
25,4
25,4
31,75
d
3,28
4,45
5,08
5,96
7,95
9,55
11,12
12,72
14,29
Примечай ия: 1.
вых установок.
2. Параметр ЛОП, мм2
Для цепей ПР А
рой Аоп = 0,22/2
dx
6,35
8,51
10,16
11,91
15,88
19,05
22,23
25,4
28,58
Стандарт
h
8,5
11,8
14,8
18,2
24,2
30,2
36,2
42,4
48,3
Ь
17
21
24
33
39
46
58
62
72
Q, кН
9,1
18,2
22,7
31,8
60,0
88,5
127,0
172,4
226,8
не распространяется на
кг
* м
0,45
0,75
1,0
1,9
2,6
3,8
5,5
7,5
9,7
мм2
28,1
39,6
54,8
105,8
179,7
262
394
473
646
цепи для буро-
, означает проекцию опорной поверхности шарнира.
оп = 0,28/2, за исключением цепи
, и цепей
[ с шагом 9,525 и
12,7,
с шагом
15,875, для кото-
цля которых 4ОП = 0,31/2.
Шаг цепи t измеряют под нагрузкой, равной 0,01Q, где
щая нагрузка, q
— масса одного метра цепи
3. Допускается снижение Q переходный
5 Q - разрушаю-
: звеньев на 20%.
7.16. Цепи приводные роликовые двухрядные 2ПР (см. рис. 7.9)
(по ГОСТ 13568-75*)
Размеры, мм
/
12,7
15,875
19,05
25,4
31,75
38,1
44,45
50,8
*вн
7,75
9,65
12,70
15,88
19,05
25,4
25,4
31,75
d
4,45
5,08
5,96
7,95
9,55
11,12
12,72
14,29
Примечание.
тельный
размер А —
d\
8,51
10,16
11,91
15,88
19,05
22,23
25,4
28,58
h
11,8
14,8
18,2
24,2
30,2
36,2
42,4
48,3
Ь
35
41
54
68
82
104
110
130
А
13,92
16,59
25,50
29,29
35,76
45,44
48,87
58,55
Обозначения такие же, как
б» кН
31,8
45,4
72,0
113,4
177,0
254,0
344,8
453,6
кг
9' м
1,4
1,9
3,5
5,0
7,3
11,0
14,4
19,1
ММ
105
140
211
359
524
788
946
1292
и в табл. 7.15; дополни-
расстояние между плоскостями, проходящими через
середины роликов первого и
второго рядов цепи.
При проектировании цепных передач следует избегать
больших углов (>45°) между линией, соединяющей центры
звездочек, и горизонтальной линией. Ведущую ветвь располагают,
как правило, сверху. В передачах с большими углами подъема
следует предусматривать натяжные устройства.
147

пг
Рис. 7.10. Схема цепней передачи
Схема простой цепной передачи с двумя звездочками
представлена на рис. 7.10. Главный параметр цепи — ее шаг t;
остальные геометрические параметры передачи выражают в
зависимости от шага:
рекомендуемое оптимальное межосевое расстояние
а = (ЗО-г5О) t;
наибольшее amax ^ 80f;
наименьшее amin ^ 0,6 (Z>el + De2) + C0—50) мм;
делительный диаметр звездочки
dn
sin
180°'
G.34)
где z —-число зубьев звездочки; 2)е1 и De2 — наружные диаметры
звездочек, определяемые по ГОСТ 592 — 81:
G.35)
180
где Кг = ctg ; dx - диаметр ролика (см. табл. 7.15).
Число зубьев малой звездочки — рекомендуемое
(оптимальное) zx = 31 — 2м, где и = — — передаточное число. При
скорости цепи до 1 м/с допустимое минимальное значение zx ^ 11.
Число зубьев большей звездочки z2 = zxu, но не больше 120 во
избежание соскакивания цепи. Число звеньев цепи
а
где at = —\
148
2; A =
z2 —

7.17. Допускаемые значения частоты вращения \п{], об/мин,
малой звездочки для приводных роликовых цепей нормальной серии
ПР и 2ПР (при z, > 15)
t, мм
12,7
15,875
19,05
25,4
[п\], об/мин
1250
1000
900
800
t, мм
31,75
38,1
44,45
50,8
[щ]> об/мин
630
500
400
300
Примечание. Для передач, защищенных от пыли, при спокойной
работе и надежном смазывании допускается увеличение [п[] на 30%.
Полученное значение Ц округляют до целого числа,
желательно четного, после чего уточняют межосевое расстояние
а = 0,25* [L, - 0,5z? + ]/{Ц - 0,5z2J - 8Л2]. G.37)
Для свободного провисания цепи предусматривают
возможность уменьшения а на 0,2—0,4%.
Средняя скорость цепи, м/с
"~ 60-103'
где t - в мм, пх — в об/мин.
Для открытых передач v < 7 м/с. Допускаемая частота
вращения меньшей звездочки пх\ об/мин, приведена в табл. 7.17.
Расчет цепной передачи приводными роликовыми цепями.
Главный параметр передачи — шаг цепи, мм, определяют из
условия
V,
G.38)
где Tv — вращающий момент на валу меньшей звездочки, Н • мм;
zx - число зубьев той же звездочки; [р] - допускаемое давление,
приходящееся на единицу проекции опорной поверхности
шарнира, МПа (численно равное Н/мм2); значения [р] даны в
табл. 7.18; т — число рядов цепи; Кэ — коэффициент,
учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи; он
равен произведению шести коэффициентов
где кд — динамический коэффициент: при спокойной нагрузке
кд = 1, при ударной нагрузке его принимают в зависимости от
интенсивности ударов от 1,25 до 2,5; /са учитывает влияние
149

об/мм
50
100
200
300
500
750
1000
1250
7.18. Допускаемое давление в
шарнирах цепи [р], МПа
(при г, = 17)
Шаг цепи, мм
12,7
46
37
29
26
22
19
17
16
15,875
43
34
27
24
20
17
16
15
Примечания: 1.
на kz
2.
-1+0,0
19,05
39
31
25
22
18
16
14
13
25,4
36
29
23
20
17
15
13
12
31,75
34
27
22
19
16
14
13
-
38,1
31
25
19
17
14
13
—
-
44,45
29
23
18
16
13
—
_
-
50,8
27
22
17
15
12
—
—
-
Если zx Ф 17, то табличные значения [р] умножают
I (Z] - 17).
Для двухрядных
цепей значения \р] уменьшают на 1
5%.
межосевого расстояния: при а = C0-г-50)? принимают fca = 1;
при увеличении а снижают кл на ОД на каждые 20* сверх
а = 50t; при а < 25t принимают кл = 1,25; кн — учитывает
влияние наклона цепи: при наклоне до 60° /сн = 1; при наклоне
свыше 60° кн = 1,25, но при автоматическом регулировании
натяжения цепи принимают ки = 1 при любом наклоне; кр
принимают в зависимости от способа регулирования натяжения
цепи: при автоматическом регулировании кр = 1, при
периодическом кр = 1,25; ксм принимают в зависимости от способа
смазывания цепи: при картерной смазке кш = 0,8; при непрерывной
смазке кш = 1; при периодической к^ = 1,3 -5-1,5; кп учитывает
периодичность работы передачи: ка = 1 при работе в одну
смену, при двухсменной кп = 1,25; при трехсменной кп = 1,5.
Так как величина [р], входящая в формулу G.38), зависит от
определяемого главного параметра — шага цепи (см. табл, 7.18),
то зад&чу решают методом последовательных приближений:
предварительно принимают ориентировочное значение [р] в
соответствии с предполагаемым значением f, затем
определяют *, округляют его до стандартного значения (ближайшего
большего) и уточняют значение расчетного р, определяемого
из выражения г ^
Р = If*-, G39)
где Ft - окружная сила; Кэ - коэффициент, указанный выше;
Аоп — проекция опорной поверхности шарнира (ем. табл. 7.15
и 7.16).
150

Вычисленное значение р не должно превышать допускаемого
[р]. Если это условие не выполнено, то следует просчитать
варианты — с цепью большего шага или с двухрядной цепью.
Если расчетное значение р окажется значительно меньше [р],
то следует просчитать варианты с цепями меньшего шага.
Такие расчеты целесообразно выполнять с помощью ЭВМ.
Вычислив параметры передачи по формулам G.34) - G.37),
проверяют выбранную цепь на прочность, определяя
коэффициент запаса прочности
FK + Fv + Ff
где Q - разрушающая нагрузка, Н (в табл. 7.15 и 7.16 она
приведена в кН, поэтому следует умножить табличное значение
на 103); Ft — окружная сила; ка — динамический коэффициент,
указанный выше; Fv = qv2 — центробежная сила; Ff = 9,81 kfqa —
сила от провисания цепи, Н \kf - коэффициент, учитывающий
расположение цепи: при горизонтально расположенной цепи
kf — 6; при наклонной (под 45°) kf = 1,5; при вертикальной
kf — 1]. Расчетный коэффициент запаса прочности s должен
удовлетворять условию s ^ [s], где [5] - нормативный
коэффициент по табл. 7.19.
7.19. Нормативные коэффициенты запаса прочности [s\
приводных роликовых цепей нормальной серии ПР и 2ПР
об/мин
50
100
300
500
750
1000
1250
Шаг цепи, мм
12,7
7,1
7,3
7,9
8,5
9,3
10,0
10,6
15,875
7,2
7,4
8,2
8,9
10,0
10,8
11,6
19,05
7,2
7,5
8,4
9,4
10,7
11,7
12,7
25,4
7,3
7,6
8,9
10,2
12,0
13,3
14,5 >
31,75
7,4
7,8
9,4
11,0
13,0
15,0
-
38,1
7,5
8,0
9,8
11,8
14,0
—
-
44,45
7,6
8,1
10,3
12,5
—
—
-
50,8
7,6
8,3
10,8
—
—
-
Пример. Рассчитать передачу приводной роликовой цепью
(см. рис. 1.1).
Исходные данные: цепная передача расположена между
редуктором и скребковым конвейером. Передаваемая мощность
Р = 10 кВт. Частоты вращения: ведущей звездочки nt =
= 360 об/мин, ведомой п2 = 115 об/мин. Угол между линиями
центров и горизонтальной 45°; смазывание периодическое,
работа в одну смену.
151

Порядок расчета. 1. Выбираем цепь приводную роликовую
однорядную ПР (по ГОСТ 13568 — 75) и определяем шаг ее по
формуле G.38); предварительно вычисляем величины,
входящие в эту формулу:
а) вращающий момент на валу ведущей звездочки
Р ЗОР 30-КМО3 „^ ,ЛЗ тт
Гх = = = ... -„ = 266• 103 Н• мм;
©! пщ 3,14-360
б) коэффициент
в соответствии с исходными данными принимаем: /сд = 1,25
(передача к скребковому конвейеру характеризуется
умеренными ударами);
кл = 1 [так как следует принять а = C0—50) t];
/сн = 1 (так как угол наклона цепи 45°);
кр = 1,25 (регулирование натяжения цепи периодическое);
Км = 1>5 (смазывание цепи периодическое);
кп = 1 (работа в одну смену).
Следовательно, Кэ = 1,25 • 1,25 • 1,5 = 2,33;
в) числа зубьев звездочек:
ведущей ^
zx =31-2м = 31-2^-«25
«! 360 . <Л
(здесь передаточное число и = — = ——- =3,15);
п.2 115
ведомой
z2 = zxw = 25-3,15 «79;
г) среднее значение [р] принимаем ориентировочно по
табл. 7.18: [р] =20 МПа; число рядов цепи т = i;
д) по формуле G.38) находим шаг цепи
По табл. 7.15 принимаем ближайшее большее значение
t = 31,75 мм; проекция опорной поверхности шарнира А6п =
= 262 мм2; разрушающая нагрузка Q = 88,5 кН; q = 3,8 кг/м.
2. Проверяем цепь по двум показателям:
а) по частоте вращения — по табл. 7.17 допускаемая для цепи
с шагом t = 31,75 частота вращения [wj = 630 об/мин, условие
*h ^ [»i] выполнено; -
152

б) по давлению в шарнирах — по табл. 7.18; для данной цепи
при 360 об/мин значение [р] = 18,1 МПа, а с учетом
примечания к табл. 7.18 [р] = 18Д [1 + 0,01 B5 - 17)] = 19,6 МПа;
расчетное давление по формуле G.39)
р = ^р^ = — ;'- =18,7 МПа;
Аоп 262
здесь F, = — = 10'^ = 2100 Н,
v 4,76
где
zttni 25-31,75-360 ... .
v = боЛо^= 60-ю3 = 4'76 м/а
Условие р < [р] выполнено.
3. Определяем число звеньев цепи по формуле G.36);
предварительно находим суммарное число зубьев
*s = *i + ^2 = 25 + 79 = 104;
поправка
По формуле G.36)
Ц = 2at + 0,522 + — = 2 • 40 + 0,5 • 104 + Щ- = 133,8.
йг 40
Округляем до четного числа Ц = 134.
4. Уточняем межосевое расстояние по формуле G.37)
а = 0,25? [I, - 0,5zL + ]/(Ц - 0,5zzJ - 8 А2] =
= 0,25 • 31,75 [134 - 0,5 • 104 + |/A34 - 0,5 • 104J - 8 • 8,62] =
= 1273 мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем
возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на
1273 • 0,004 % 5 мм.
5. Определяем диаметры делительных окружностей
звездочек по формуле G.34):
ведущей
, t 31,75
= 252'2 мм;
т
sin_
153

ведомой
da2 = ^- = 800,1 мм.
6. Определяем диаметры наружных окружностей звездочек
по формуле G.35):
ведущей
Dei = г {ctg — + 0,70) - 0,31 d{ =
\ zi )
= 31,75 (ctg ~ + 0,70 J - 0,31 • 19,05 = 266,3 мм;
здесь d{ - диаметр ролика цепи; по табл. 7.15 dx = 19,05 мм;
ведомой
De2 = 31,75 (ctg ~ + 0,70 j - 0,31 • 19,05 = 814,2 мм.
7. Определяем силы, действующие на цепь:
окружная Ft = 2100 Н (вычислена выше, см. п. 2, б);
центробежная Fv = qv2 = 3,8-4,762 = 86 Н;
от провисания цепи Ff = 9,81 kfqa = 9,81 • 1,5 • 3,8 • 1,27 =
= 71 Н; расчетная нагрузка на валы
FB = Ft + 2Fr = 2100 + 2 • 71 = 2242 Н.
8. Проверяем коэффициент запаса прочности s по формуле
G,40)
С 88>51°3 ^32
kJFt + Fv + Fr 1,25 • 2100 -h 86 4- 71
Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19
[s] = 10Д; условие s ^ [s] выполнено.
Цепь приводная зубчатая показана на рис. 7.11, ее параметры
приведены в табл. 7.20.
Диаметры окружностей звездочек:
делительной
t
А= . 180° ;
sin
Z
наружной
De== 180° *
154

Рис. 7.11. Цепь зубчатая с шарнирами качения
7.20. Цепи зубчатые с односторонним зацеплением (по ГОСТ 13552—91).
Обозначения по рис. 7.11.
Размеры, мм
Общие параметры цепи
г = 12,7
h = 13,4;
Л, = 7,0;
s=l,5;
и»= 4,76
Г= 15,875;
h = 16,7
hx = 8,7
* = 2,0;
w = 5,95
/ = 19,05;
Л = 20,1;
Л, - 10,5;
5=3,0; м> = 7,14
Ь
22,5
28,5
34,5
40,5
-46,5
52,5
30,0
38,0
46,0
54,0
62,0
70,0
45,0
57,0
69,0
81,0
93,0
6,
28,5
34,5
40,5
46,5
52,5
58,5
38,0
46,0
54,0
62,0
70,0
78,0
54,0
66,0
78,0
90,0
102,0
Ь2
31,5
37,5
43,5
49,5
55,5
61,5
41,0
49,0
57,0
63,0
73,0
81,0
56,0
68,0
80,0
92,0
104,0
б, кН
26
31
36
42
49
56
41
50
58
69
80
91
74
89
105
124
143
q, кг/м
1,31
1,60
2,00
2,31
2,70
3,00
2,21
2,71
3,30
3,90
4,41
5,00
3,90
4,90
5,91
7,00
8,00
155

Продолжение табл. 7.20
Общие параметры цепи
f = 25,4;
Л = 26,7;
/*! = 13,35;
5=3,0; w = 9,52
^ = 31,75
h = 33,4; Л, = 16,7;
5=3,0; н = 11,91
b
57.0
75,0
93,0
111,0
75,0
93,0
111,0
129,0
Ьу
66,0
84,0
102,0
120,0
85,0
103,0
121,0
139,0
Ьг
68,0
86,0
104,0
122,0
88,0
106,0
124,0
142,0
Q, кН
101
132
164
196
166
206
246
286
q, кг/м
8,40
10,80
13,20
15,40
14,35
16,55
18,80
21,00
Примечание. Q — разрушающая нагрузка, кН; q — масса одного
метра цепи, кг/м
Пример условного обозначения зубчатой цепи типа 1 (с
односторонним зацеплением) с шагом />= 15,875, Q — 69 кН, b — 54 мм:
Цепь ЛЗ-1-15, 875-69-54 ГОСТ 13552-81
Числа зубьев звездочек: zt = 37 — 2м (но не меньше 17),
z2 = ztu (но не больше 140); здесь и = — = —. Параметры
п2 Z\
цепной передачи — межосевое расстояние а, длину цепи L—
определяют по формулам G.36) и G.37). Силы, действующие в
передаче, определяют так же, как и в случае передачи
роликовыми цепями [см. формулу G.40) и пояснения к ней].
Главный параметр зубчатой цепи — ее ширину в мм,
определяют по формуле
РК
Ь > Ю j—^r. G.41)
Здесь Р — передаваемая мощность, кВт; коэффициент Кэ имеет
то же значение, что и в передаче роликовой цепью [см.
формулу G.38) и пояснения к ней]; 1РХ0] - мощность, кВт,
допускаемая для передачи зубчатой цепью шириной 10 мм (см.
табл. 7.21). Так как значения Р10 приведены в таблице в
зависимости от шага t и скорости v9 а в начале расчета эти
величины неизвестны, то приходится выполнять расчет
методом последовательных приближений: принимая предварительно
ориентировочное значение шага t, находят скорость цепи
v = * *з м/с; по этим величинам определяют из табл. 7.21
OU • 1U
значение [Р10] и вычисляют по формуле G.41) ширину цепи Ь.
Полученный результат округляют до ближайшего большего
значения по табл. 7.20. Оптимальные результаты могут быть
156

7.21. Значения [РюЬ кВт, для приводных зубчатых цепей
типа 1 (одностороннего зацепления) условной шириной 10 мм
/, мм
12,7
15,875
19,05
25,4
31,75
Скорость цепи г, м/с
1
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
2
0,8
1,0
1,2
1,6
2,0
3
1,0
1,3
1,6
2,1
2,6
4
1,3
1,6
1,9
2,6
3,2
6
1.6
2,1
2,5
3,4
4,2
8
2,0
2,5
3,0
4,0
5,1
10
2,35
3,0
3,5
4,6
5,9
получены на основе просчета ряда вариантов на ЭВМ с
различными сочетаниями величин t, zl9 b\ при этом исходные
данные (Р, пи п29 условия монтажа и эксплуатации) не должны,
как правило, изменяться.
7.22. Нормативный коэффициент запаса прочности \s]
приводных зубчатых цепей типа 1 (с односторонним зацеплением)
/, мм
12,7
15,875
19,05
25,4
31,75
Частота вращения меньшей звездочки nl9 об/мин
50
20
20 '
21
21
21
100
21
21
22
22
22
200
22
22
23
24
25
300
23
24
24
26
26
400
24
25
26
28
30
500
25
26
28
30
32
600
26
27
29
32
35
800
28
30
32
36
40
1000
30
32
35
40
Расчет заканчивается определением геометрических
параметров передачи, нагрузок, действующих в ней, . проверкой
коэффициента прочности цепи — аналогично тому, как это
изложено выше в расчете передачи приводными роликовыми
цепями, с тем, однако, отличием, что расчетный коэффициент
прочности должен быть не меньше нормативного [s],
указанного в табл. 7.22.

ГЛАВА Vffl
ВАЛЫ
§ 8Л. НАГРУЗКИ ВАЛОВ
В процессе эксплуатации валы передач испытывают
деформации от действия внешних сил, масс самих валов и
насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах,
разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей,
насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием
обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом
внешних сил, возникающих в процессе работы.
В цилиндрической прямозубой передаче силу в зацеплении
одной пары зубьев раскладывают на две взаимно
перпендикулярные составляющие (рис. 8.1, а):
окружную силу
F, = Pfn (8.1)
и радиальную
(8.2)
Здесь Ft и Fr — в Н; Р — передаваемая мощность, Вт; v —
окружная скорость, м/с; а — угол зацепления.
В цилиндрической косозубой передаче силу в зацеплении
раскладывают на три составляющие (рис. 8.1,6):
окружную Fb определяемую по формуле (SA);
радиальную
осевую
F. = F.tgP. (8.4)
Здесь а — угол зацепления в нормальном сечении; р — угол
наклона зубьев.
В цилиндрической шевронной передаче (рис. 8.1, а) осевые
силы, действующие на каждую половину шеврона, уравнове-
1$*

*)
Рис. S.I. Силы в зацеплении
цилиндрических зубчатых колес:
а — прямозубых; б — косоэубых; в —
шевронных
Рис. 8.2. Силы в зацеплении
конических прямозубых колес
шиваются. Радиальную и осевую силы определяют так же,
как и для косозубой передачи.
В конической прямозубой передаче (рис. 8.2) окружная сила
F, = -—, (8.5)
где vcp — окружная скорость на среднем диаметре зубчатого
колеса, м/с; Р — передаваемая мощность, Вт;
радиальная сила на шестерне Frl и осевая на колесе F*2
равны, но направлены в противоположные стороны:
(8.6)
аналогично осевая сила на шестерне Fal равна радиальной
.силе на колесе Fr2:
F.i«Fr2=Fftgasin8,; (8.7)
здесь 5i и 62 - углы при вершинах начальных конусов; они
связаны с передаточным числом и зависимостью
tg62 = ctg51 =м. (8.8)
В передачах коническими колесами с косыми или
криволинейными зубьями окружную ,силу Ft определяют по формуле (8.5);
радиальная сила на шестерне Frl равна осевой силе на колесе
n = Fa2 = Ft —~ {и tg a + sin p);
cos p
(8.9)
осевая сила на шестерне Fal равна радиальной силе на колесе

8.1. Выбор знаков перед вторым слагаемым в формулах (8.9) и (8.10)
Направление вращения
шестерни (если смотреть
со стороны основания конуса
к его вершине)
По часовой стрелке
Против часовой стрелки
Направление
наклона
зуба
Правое
Левое
Правое
Левое
Знак перед вторым
слагаемым в формуле
(8.9)
+
+
(8.10)
+
+
(8.10)
Здесь р — угол наклона линии зуба в середине ширины
зубчатого венца; знак перед вторым слагаемым в скобках
выбирают *по табл. 8.1.
Если Fal получится со знаком минус, то вектор этой силы
следует направить к вершине конуса. При положительном
значении силы Fri ее вектор надо направить от точки контакта
зубьев к центру шестерни. Вектор Fr2 должен быть направлен
противоположно вектору FaU а вектор Fa2 — противоположно
вектору Frl.
В червячной передаче (рис. 8.3) окружная сила на червяке
Fn и осевая на колесе Fa2 равны, но противоположно
направлены :
Frl=Fe2 = ^-. (8.11)
Такое же соотношение окружной силы на колесе и осевой
силы на червяке
F,2=Fel = ^-. (8.12)
Радиальные силы
a. (8.13)
Здесь 7\ и Т2 — вращающие
моменты на валах соответственно
Рис. 8.3. Силы в зацеплении червячной пары
160

червяка и колеса, Н-мм; dx и d2 — делительные диаметры
червяка и колеса, мм.
В ременной передаче нагрузка на валы FB равна геометри*
ческой сумме натяжений Fx и F2 ветвей ремня; при угле
обхвата меньшего шкива ос ^ 150° принимают
FB = 2Fosin^b (8.14)
здесь Fo = СТ(И, г#е ао ~ напряжение от предварительного
натяжения ремней; А — площадь поперечного сечения ремня
(в случае клиноременной передачи - площадь поперечного
сечения всех ремней рассчитываемой передачи).
В цепной передаче нагрузка на валы звездочек, направленная
по линии центров звездочек,
FB = Ft + 2- 9filkfqa, (8.15)
где Ft - окружная сила на звездочке; kf - коэффициент,
учитывающий влияние провисания цепи; q — масса одного метра цепи,
кг/м; значения kf и q приведены в гл. VII; а — межосевое
расстояние, м.
При расчете валов редукторов общего назначения следует
учитывать возможные консольные нагрузки FK, приложенные в
середине посадочной части вала. По ГОСТ 16162 — 78 для
быстроходного вала одноступенчатого зубчатого редуктора
при вращающемся моменте Тв ^ 25 Н • м консольная нагрузка,
Н, FkB - 5О|/ТБ; при ГБ > 25 до ТБ ^ 250 Н • м FkB = 80/т^
Такое же значение FkB принимают и для быстроходного вала
червячного редуктора. Для тихоходного вала при Тт ^ 250 Н • м
консольная нагрузка FKT = 125j/TT.
§ 8.2. РАСЧЕТ ВАЛОВ
Проектирование вала начинают с определения диаметра
выходного конца его из расчета на чистое кручение по
пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба
з
? (816)
где Г- крутящий момент, Н-мм; [тк}-~ допускаемое
напряжение на кручение; для валов из сталей 40, 45, Стб принимают
пониженное значение [тк] = 15 ч-20 МПа (Н/мм2). Полученный
результат округляют до ближайшего большего значения из
стандартного ряда: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18;
161

19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45;
48; 50; 52;5- 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110;
120; 125; 130 и далее через 10 мм.
Примечание. В случае необходимое!и допускаются диаметры:
в интервале от 12 до 26 мм - кратные 0,5; в интервале 26- 30 - целые
числа; в интервале 50- 110 - размеры, оканчивающиеся на 2 и 8, далее -
размеры, кратные 5.
Для редукторов общего назначения рекомендуется
изготовлять валы одинакового диаметра по всей длине; допуски на
отдельных участках вала назначают в соответствии с
требуемыми посадками насаживаемых деталей. Однако для
облегчения монтажа подшипников, зубчатых колес и других
деталей применяют и ступенчатую конструкцию вала. Для удобства
соединения вала редуктора с валом электродвигателя
стандартной муфтой соблюдают условие, чтобы диаметры
соединяемых валов имели размеры, отличающиеся не более чем на
20%.
Наметив конструкцию вала, установив основные размеры
его (диаметры и длины участков вала, расстояния между
серединами опор и др.), выполняют уточненный проверочный
расчет, заключающийся в определении коэффициентов запаса
прочности s в опасных сечениях:
** (8.17)
Расчетное значение s должно быть не ниже допускаемого
М = 2,5.
При условии выполнения специального расчета вала на
жесткость допускается снижение [s] до 1,7.
В формуле (8.17) sa — коэффициент запаса прочности по
нормальным напряжениям,
(8.18)
сг-1
где а-! — предел выносливости стали при симметричном цикле
изгиба; для углеродистых конструкционных сталей а_! =
= 0,43ав; для легированных а_ t — О,35ав + G0-т-120) МПа;
ка — эффективный коэффициент концентрации нормальных
напряжений (табл. 8.2 — 8.7); га — масштабный фактор для
нормальных напряжений (табл. 8.8); Р — коэффициент,
учитывающий влияние шероховатости поверхности: при Ra = 0,32 -=- 2,5 мкм
принимают р = 0,97-7-0,90; а„ — амплитуда цикла нормальных
напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба аи в рас-
162

8.Z. Значения
коэффимиентов ка и
D
1
До 1,1
Св. 1,1 до
1,2
Св. 1,2 до 2
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
0,15
0,20
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
0,15
0,20
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
0,15
0,20
600
г
для вало!
Валы из стали, имеющей
700
800
900
ка
1,96
1,66
1,51
1,40
1,34
1,25
1,19
2,34
1,92
1,71
1,56
1,48
1,35
1,27
2,40
2,00
1,85
1,66
1,57
1,41
1,32
2,08
1,69
152
1,41
1,36
1,26
1,21
2,51
1,97
1,74
1,58
1,50
1,37
1,29
2,60
2,10
1,88
1,68
1,59
1,43
1,34
2,20
1,75
1,54
1,42
1,37
1,27
1,22
2,68
2,05
1,76
1,59
1,51
1,38
1,30
2,80
2,15
1,90
1,70
1,61
1,45
1,36
2,35
1,81
1,57
1,44
1,38
Л ,29
1,23
2,89
2,13
1,80
1,62
1,53
1,40
1,32
3,00
2,25
1,96
1,73
1,63
1,47
1,38
600
1,30
1,20
1,16
1,12
1,09
1,06
1,04
1,50
1,33
1,26
1,18
1,16
1,10
1,06
1,70
1,46
1,35
1,25
1,21
1,12
1,07
i с галтелями
ав, МПа
700
800
k-z
1,35
1,24
1,18
1Д4
1,11
1,07
1,05
1,59
1,39
1,30
1,22
1,19
1,11
1,08
1,80
1,53
1,40
1,30
1,25
1,15
1,10
1
1
,41
,27
,20
1,16
1,13
1,08
1,06
1,67
U45
1,33
1,26
U21
1,14
1,10
1,90
1,60
1,45
1,35
1,28
1,18
1Д4
900
1,45
1,29
1,23
1,18
1,15
1,09
1,07
1,74
1,48
1,37
1,30
1,24
1,16
1,13
2,00
1,65
1,50
1,40
1,32
1,20
1,16
сматриваемом сечении; аш — среднее напряжение цикла
нормальных напряжений; если осевая нагрузка Fa на вал отсутствует
или пренебрежимо мала, то принимают ат = 0; в противном
случае
коэффициент tya =
163

f
f
До
1,0
Св.
10
"ДО
-.1,5
Св
1,5
ДО
2,0
г
~&
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
0,15
0,02
0 04
0,06
0,08
0,10
0,15
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
0,15
8.3
из
<600
1,85
1,80
1,75
1,70
1,65
1,55
1,89
1,84
1,78
1,73
1,68
1,58
1,93
1,87
1,82
1,76
1,71
1,60
. Значения
ка .для
стали,
о» I
700
1,95
1,85
1,80
1,75
1,70
Ll,57
1,99
1,89
1,84
1,78
1,73
1^50
2,04
1,93
1,87
1,82
1,76
1,62
валов
ik.
для валов
\ —
-
1
+
j, ;
имеющей
vma
800
2,10
2,00
1,90
1,80
1,75
1,60
2,15
2,05
1,94
1,84
1,78
1,63
2Д0
2,09
1,98
1,87
1,82
1,66
900
2,25
2,10
1,95
1,90
1,80
1,65
2,31
2,15
1,99
1,94
1,84
1,68
2,37
2,20
2,04
1,98
1,87
1,71
D
А
До
1,1
Св.
\ \
ДО
1,2
Св.
1,2
ДО
1,4
г
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
0,15
0,02
0,04
0,06
0 08
0,10
0,15
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
0,15
с
выточка ш
i
из
<600
,29
,27
,25
,21
,18
14
1,37
,35
1,32
77
1,23
1,18
1,40
1,38
1,35
1,30
1,25
1,20
кх для
стали,
700
1,32
1,30
1,29
1,25
1,21
1 18
1,41
,37
1,36
1,27
1,23
1,45
1,42
1,40
1,35
1,30
1,25
валов
имеющей
ЧПа
8D0
1,39
1,37
1,36
1,32
1,29
1,21
1,50
1,47
1,46
1,41
1,37
1,27
1,55
1,52
1,50
1,45
1,40
1,30
900
,46
1,43
1,41
1,39
1,32
,25
1,59
1,62
1,52
1 50
1,41
1,37
1,65
1,60
1,57
1,55
1,45
1,35
для углеродистых сталей, имеющих ав = 650-750 МПа,
принимают vj/a = 0,2; для легированных сталей \|/ст = 0,25--0,30;
5Т — коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям,
(8.19)
Здесь Т-! —предел выносливости стали при симметричном
цикле кручения; для конструкционных сталей принимают
т_! =0558еу_1, остальные обозначения в формуле (8.19) имеют
тот же смысл, что и в формуле (8.18), с той разницей, что они
164

8.4. Значения /сл и &тдля валов с радиальным» отверстиями
а
7
кх
для валов из сталей, имеющих сгв, МПа
<700
800
900
<700
800
900
Св. 0,05 до 0Д5
» 0,15 » 0,25
2,0
1,80
2,02
1,82
2,12
1,90
1,75
1,83
1,90
Примечание. Момент сопротивления нетто:
nd3 ( а\
при изгибе WHeTTO » 2-11 - 1,54—1;
nd3 ( а\
при кручении И;.нетто - — I 1 - j 1.
8.5. Значения fc9 и /ст для валов с одной шпоночной канавкой

Коэффициенты
ств, МПа
600 700 800 900
1,6
1,5
1,75
1,6
1,80
1,7
1,90
1,9
Примечание, й^нетто == -^у~
Id
bt{(d-txJ
s—
165

8.6. Значення ка и кх для Ейлнцевых участков вала
Шлицы
Прямобочные
Эвольвентные
ко
кх
ка
кх
ав, МПа
600
1,55
2,35
1,55
1,46
700
1,60
2,45
1,60
1,49
800
1,65
2,55
1,65
1,52
9Q0
1,70
2,65
1,70
1,55
8.7. Значения — для валов с напрессованными деталями при
давлении напрессовки свыше 20 МПа
d, мм
14
22
30
40
50
сгв, МПа
600
2,0
2,35
2,6
2,7
3,3
700
2,3
2,6
2,8
3,2
3,6
800
2,6
3,0
з,з
3,65
4,0
900
3,0
3,4
3,8
4,0
4,5
Примечание
1. Для касательных напряжений
*L_e 0,6-^ + 0,4.
2. При давлении напрессовки 10 — 20 МПа
снижать кх/еа на 5—15%.
8.8. Значения ?„ и ет
Сталь
Углеродистая
Легированная
&с
Диаметр вала d, мм
20
0,92
0,83
0,83
30
0,§8
0,77
0,77
40
0,85
0,73
0,73
50
0,82
0,70
0,70
70
0,76
0,65
0,65
100
0,70
0,59
0,59
200
0,61
0,52
0,52
относятся к напряжениям кручения. Значения et даны в табл. 8.8;
кх-ъ табл. 8.2; для упомянутых выше сталей принимают
xj/t = O,l; значения т„ и тот определяют в предположении, что
вследствие колебания крутящего момента Т напряжения
кручения изменяются по отнулевому циклу, т. е.
05Т
!1 = ^-, (8.20)
где WK — момент сопротивления кручению.
Т
При частом реверсе полагают т„ = ~rr-\ xm = 0.
166

Если в рассматриваемом сечении имеется несколько
концентраторов напряжений, то учитывают один из них — тот для
которого отношение — больше.
§ 8.3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ
Для редукторов общего назначения рекомендуется
выполнять простые по конструкции гладкие валы одинакового
номинального диаметра по всей длине; для обеспечения требуемых
посадок деталей соответствующие участки вала должны иметь
предусмотренные отклонения. Но если места посадок отдалены
от конца вала, то установка деталей затрудняется. Поэтому для
удобства сборки и разборки узла вала, замены подшипников
и других насаживаемых деталей валы выполняют
ступенчатыми. Пример такой конструкции представлен на рис. 8.4. На
участках вала, предназначенных для неподвижных посадок
деталей, указывают отклонения размеров вала типа s6, м7, гб и пв
со скосами для облегчения монтажа. Размеры скосов и
фасок, мм (места / и //), в зависимости от диаметра
прилегающего участка вала, таковы:
d вала 15-30 30-45 45-70 70-100 100-150
с . 1,5 2,5 2,5 3 4
а 2 3 5 5 8
а° 30 30 30 30 10
Для плотного прилегания торцов деталей к буртикам вала
Рис. 8.4. Конструкция вала редуктора
167

А-А
1 Термообработка, нормализация НВ по... 187.
2. Неуказанные предельные отклонения размеров:
отверстий поИШ, балов поЫЬ.
3. Кромки притупить R*0,3мм.
Рис. 8.5. Рабочий чертеж вала
в месте III перехода делают галтели радиусом г в зависимости
от диаметра dx (размеры, мм):
dx 15-30 30-45 45-70 70-100 100-150
г 1,0 1,0 *,5 2,0 2,5
с 1,5 2,0 2,5 3,0 4,0
В местах перехода от d к D, если детали здесь не
устанавливают, предусматривают галтели с радиусом закругления
Я ^0,4@-4
Правый конец вала длиной / одинакового номинального
диаметра d2 == d$ имеет на участке длиной 1Х отклонение &6
для посадки муфты или шкива. Участок левее, не сопрягаемый
с деталями, показан с отклонением hll. Это позволяет
уменьшить число ступеней вала.
Пример выполнения рабочего чертежа ступенчатого вала
дан на рис. 8.5.
§ 8.4. ШПОНОЧНЫЕ И ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Для соединения вала с деталями, передающими вращение,
часто применяют призматические шпонки (табл. 8.9) из стали,
имеющей <тв ^ 600 МПа, например, из сталей 45, Стб.
168

8.9. Шпонки призматические (но ГОСТ 23360—78, с
Размеры, мм
Диаметр
вала d
Св. 10 до 12
» 12 » 17
» 17 » 22
» 22 » 30
» 30 » 38
» 38 » 44
» 44 » 50
» 50 » 58
» 58 » 65
» 65 » 75
» 75 » 85
» 85 » 95
» 95 » 110
Y///////1
•м*
1
к*
тш ' *
Сечение
шпонки
bxh
4x4
5x5
6x6
8x7
10x8
12x8
14x9
16x10
18x11
20x12
22x14
25x14
28x16
¦а
Глубина паза
вала tl
2,5
3,0
3,5
4,0
5,0
5,0
5,5
6,0
7,0
7,5
9,0
9,0
10,0
втулки t2
1,8
2,3
2,8
3,3
3,3
3,3
3,8
4,3
4,4
4,9
5,4
5,4
6,4
Фасха
sx45°
0,08-0,16
0,16-0,25
0,25^-0,40
0,40-0,60
Примечания: 1. Длину шпонки выбирают из ряда: 6; 8; 10; 12;
14; 16; 18; 20; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100;
110; 125; 140; 160; 180; 200 ... (до 500).
2. Материал шпонок - сталь чистотянутая с временным сопротивлением
разрыву не менее 590 МПа.
У. Примеры условного обозначения шпонок:
исполнение 1, сечение 6хй = 20х12, длина 90 мм:
Шпонка 20X12X90 ГОСТ 23360-78
То же, исполнение 2
Шпонка 2-20x12x90 ГОСТ 23360-78
169

Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы
она была несколько меньше длины ступицы (примерно на
5 — 10 мм). Напряжение смятия узких граней шпонки не должно
превышать допускаемого, т. е. должно удовлетворяться условие
2Г
где F = ——; Т- передаваемый вращающий момент, Н-мм;
d — диаметр вала в месте установки шпонки; площадь смятия
^см — (h ~ ?iHP> /р — рабочая длина шпонки: для шпонки с
плоскими торцами /р = /, при скругленных торцах /р = / — Ь;
при стальной ступице и спокойной нагрузке допускаемое
напряжение смятия [а]см < 100 МПа; при колебаниях нагрузки следует
снижать [сг]см на 20—25%; при ударной нагрузке снижать на
40—50%; для насаживаемых*~на "вал чугунных деталей
приведенные" значения [ст]см снижать вдвое.
С учетом приведенных выше значений F и Асм формулу (8.21)
приводят к виду
a~-;fl^rij«M~ (8-22)
Если при проверке шпонки огсм окажется значительно ниже
C^lcM» то можно взять шпонку меньшего сечения — как для
вала предыдущего диапазона диаметров, но обязательно
проверить ее на смятие.
Если же сгсм окажется больше [а]см, то допускается установка
двух шпонок под углом 180° (предполагается, что каждая
шпонка воспринимает половину нагрузки), однако
рациональнее перейти на шлицевое соединение.
Для относительно тонких валов (диаметром примерно до
44 мм) допускается установка сегментных шпонок (табл. 8.10).
Соединение проверяют на смятие
T<[CT]cM' (8-23)
а шпонку — на срез
^ = ^<Иср- (8-24)
Значения [а]см такие же, как и для призматических шпонок;
Wcp « 0,6 [a]CM.
Шлицевые соединения надежнее шпоночных, в особенности
при переменных нагрузках; в них достигается более точная
170

8.10. Шпонки сегментные (по ГОСТ 24071-80, с сокращениям!*)
Размеры, мм
Диаметр
вала D
Св.
До
Размеры
шпонки
bxhxd
Глубина паза
втулки t2
Фаска
s х 45°
10
12
3x6, 5x16
5,3
1,4
0,08-0,16
12
14
16
18
20
22
25
14
16
18
20
22
25
28
4x6, 5x16
4x7, 5x19
5x6, 5x16
5x7x19
5x9x22
6x9x22
6x10x25
5,0
6,0
4,5
5,5
7,0
6,5
7,5
1,8
1,8
2,3
2,3
2,3
2,8
2,8
0,16-0,25
28
32
32
38
8x11x28
10x13x32
8,0
10,0
3,3
3,3
0,25-0,40
Примечания: 1. Материал шпонок — сталь чистотянутая, ав > 590
МПа.
2. В зависимости от принятой базы обработки на рабочем чертеже
указывают размер tx для вала (предпочтительный вариант) или D — tl; для
втулки — размер D -ь12-
центровка деталей на валу, а распределение нагрузки по шлицам
облегчает перемещение подвижных деталей вдоль по валу.
В табл. 8.11 приведены размеры прямобочных шлицевых
соединений, в табл. 8.12 — размеры эвольвентных шлицевых
соединений.
Выбранное соединение проверяют на смятие
Здесь Т— передаваемый вращающий момент; множитель 0,75
введен для учета неравномерности распределения давления
171

8.11. Соединения шлицевые прямобочные
(но ГОСТ 1139-80, с сокращениями)
Размеры, мм
1
Н г6
V И
Щ
Число
зубье» z
6
о
о
8
6
Ь
?
\ d
Ь
С
d
23
26
28
32
36
42
46
52
56
62
72
82
92
16
18
г
Исполнение А
1
D
26
30
32
36
40
46
50
58
62
68
78
88
98
20
22
а
b
Легкая
6
6
7
6
7
8
9
10
10
12
12
12
14
Средняя
4
5
и
Исполнение В Исполнение
Щ
а
не менее
серяя
22,1
24,6
26,7
30,4
34,5
40,4
44,6
49,7
53,6
59,8
69,6
79,3
89,4
серия
14,5
16,7
3,54
3,85
4,03
2,71
3,46
5,03
5,75
4,89
6,38
7,31
5,45
8,62
10,08
-
г
1 *
/
/
0,3
0,4
0,5
0,3
с
ту
г, не
более
0,2
0,3
0,5
0,2
172

Продолжение табл. 8.11
Число
зубьев z
6
6
8
8
10
d
21
23
26
28
32
36
42
46
52
56
62
72
82
92
Z
10
10
10
16
20
20
d
16
18
21
23
26
28
32
36
42
46
52
56
62
72
82
92
Примечание
D
25
28
32
34
38
42
48
54
60
65
72
82
92
102
.D
20
23
26
29
32
35
40
45
52
56
60
65
72
82
92
102
Ь
5
6
6
7
6
7
8
9
10
10
12
12
12
14
а
не менее
19,5
21,3
23,4
25,9
29,4
33,5
39,5
42,7
48,7
52,2
57,8
67,4
77,1
87,3
Тяжелая серия
Ь
2,5
3,0
3,0
4,0
4,0
4,0
5,0
5,0
6,0
7,0
5,0
5,0
6,0
7,0
6,0
7,0
а\
14,1
15,6
18,5
20,3
23,0
25,4
28,0
31,3
36,9
40,9
47,0
50,6
56,1
65,9
75,6
85,5
1,95
1,34
1,65
1,70
1,02
2,57
—
2,44
2,50
2,40
—
3,0
4,5
/
0,3
0,4
0,5
. Исполнение А дано для изготовления
ний легкой и средней серий методом обкатывания.
серии методом обкатывания
не изготовляют.
/
0,3
Л А
0,4
0,4
0,5
0,5
г, не
более
0,2
Л 1
0,3
0,3
0,5
0,5
Г
0,2
0,3
0,5
валов соедине-
Валы соединений тяжелой
173

8.12. Соединения шлпадевые эвольвентные
(по ГОСТ 6033-80, с сокращениями)
Размеры, мм
<$
X
D
10
12
15
17
20
25
30
35
40
45
50
55
Центриро
дание по 3
ИР
\ Х*3
OS? v \
а
Модуль т
0,8
1,25
2
3
Число зубьев z
И
13
17
20
23
30
36
12
14
18
20
26
30
34
38
16
18
21
24
26
17
ентриродание no D
щщ
D
60
65
70
75
80
85
90
95
100
—-^^
Модуль т
2
3
5
Число зубьев z
28
31
34
36
38
18
20
22
24
25
27
28
30
32
15
16
17
18
Примечания: 1. В таблице приведены номинальные диаметры D из
первого (предпочтительного) ряда — в интервале от 10 до 100 мм;
соответственно модули также из первого ряда в интервале от 0,8 до 5 мм. В ГОСТ
6033 — 80 интервал диаметров от 4 до 500 мм, интервал модулей от 0,5 до
10 мм.
2. Числа зубьев z приведены в таблице только те, которые отмечены в
стандарте как предпочтительные.
3. Диаметр делительной окружности d—mz\ диаметр окружности
впадин втулки: при плоской форме дна Df—D; при закругленной /)y=D-f-
+ 0,44m; диаметр окружности вершин зубьев втулки Da = D — 2m; диаметр
окружности впадин вала: при плоской форме дна ds — D — 2,2т; при
закругленной df = D — 2,76m; диаметр окружности вершин зубьев вала: при
центрировании по боковым поверхностям зубьев da — D — 0,2m; при
центрировании по наружному диаметру da — D; R — 0,47m; ад = 30°.
174

по шлицам; z — числу шлицев, Асм — расчетная поверхность
смятия,
где I - длина ступицы; Rcp — 0,25 (D + d).
Допускаемое напряжение [ст]см для поверхностей шлицев,
не подвергнутых специальной термической обработке,
принимают:
при спокойной нагрузке и неподвижном соединении [а]см =
= 100 МПа;
при подвижном соединении не под нагрузкой [сг]см = 40 МПа;
при переменной нагрузке [а]см снижают на 30 — 50 % в
зависимости от интенсивности ударов.
Если поверхности шлицев термически обработаны, то
значения [а]см увеличивают на 40—50%.
Проверку эвольвентных шлицевых соединений на смятие
выполняют по формуле (8.25), в которой Асм « 0,8 ml, где т —
модуль зубьев; Яср « 0,25 (DB + dA).

ГЛАВА IX
ОПОРЫ ВАЛОВ
§ 9.1. ОПОРЫ КАЧЕНИЯ
Общие сведения
Проектирование опорных узлов ведут в следующем порядке.
1. Намечают эскизную компоновку узла; на основании
расчетной схемы ориентировочно определяют расстояние между
опорами с учетом закрепленных на валу деталей.
2. На основании кинематической схемы узла и силовой
характеристики механизма определяют величины и
направления действующих на опоры нагрузок.
3.. Намечают тип и класс точности подшипника; учитывая
все указанные выше факторы, определяют расчетный ресурс
выбранного подшипника и сравнивают его с теоретическим.
4. Учитывая величину, направление и характер нагрузок,
назначают посадки на сопряжения колец подшипников с валом
и, корпусом, а также выбирают способ крепления колец на
посадочных поверхностях.
5. Выбирают конструкцию уплотнений и способ смазывания
узла.
6. Окончательно оформляют конструкцию узла, обеспечивая
прочность и жесткость деталей, соосность посадочных мест,
легкость хода, надежность и безопасность эксплуатации,
монтаж, демонтаж и ремонт, компенсацию теплового
расширения.
Краткие характеристики основных тиров
подшипников качения
Радиальные однорядные шарикоподшипники (рис. 9.1, табл. ПЗ)
воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки,
действующие в обоих направлениях вдоль оси вала.
Подшипники допускают перекосы валов до 10'; по сравнению с
подшипниками других типов имеют минимальные потери на
трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух
осевых направлениях.
Радиальные однорядные шарикоподшипники с двумя
защитными шайбами (рис. 9.2, табл. ПЗ) заполняются на заводе-
176

Рис. 9.1, Подшишшк шариковый
радиальный однорядный
Рис. 9.2. Подшипник шариковый
радиальный однорядный с двумя
защитными шайбами
изготовителе пластичным смазочным материалом и в
дополнительном смазывании не нуждаются.
Радиальные двухрядные сферические шарикоподшипники
(рис. 9.3, табл. П4) воспринимают радиальные и небольшие
осевые нагрузки; фиксируют положение вала относительно
корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности
самоустанавливаться они допускают несоосность посадочных
мест (перекосы) до 2 — 3°.
Роликоподшипники с короткими цилиндрическими роликами
(рис. 9.4, табл. П5) предназначены для восприятия
значительных радиальных нагрузок; подшипники, фиксирующие вал в^
осевом направлении, могут воспринимать кратковременные
небольшие осевые нагрузки. Требуется очень точная соосность
посадочных мест.
Конструктивные разновидности этих подшипников зависят
от наличия и расположения бортов на наружных и
внутренних кольцах. Подшипники без бортов на наружном или
внутренних кольцах дают возможность валу перемещаться
относительно корпуса в осевом направлении (также подшипники широко
используются как плавающие опоры).
Радиалъно-упорные шарикоподшипники (рис. 9.5, табл. П6)
воспринимают комбинированные радиально-осевые нагрузки;
осевая грузоподъемность их зависит от угла контакта,
имеющего значения а =12°; а = 26°; а = 36°; с увеличением угла
Рис. 9.Э. Подшипник шариковый
радиальный сферический
двухрядный
Рис. 9.4. Подшипник роликовый
радиальный с короткими
цилиндрическим» роликами
177

в
1
ту
i
j
m
В
Г
Рис. 9.5. Подшипник шариковый
радиально-упорный однорядный
Рис. 9.6. Подшипник роликовый
конический однорядный
допускаемая осевая нагрузка возрастает за счет радиальной.
Подшипники способны воспринимать осевую нагрузку только в
одном направлении, поэтому для фиксации вала в обе стороны
их устанавливают попарно.
Конические роликоподшипники (рис. 9.6, табл. П7) могут
воспринимать радиальные и осевые нагрузки. Способность
воспринимать осевую нагрузку зависит от угла конусности а
(а = 12°; а = 18°; а = 26°; а = 36°); осевая грузоподъемность
возрастает при увеличении а за счет радиальной. При чисто
радиальной нагрузке в подшипнике возникает осевая
составляющая, которую компенсируют осевой нагрузкой
противоположного направления; поэтому для фиксации вала в обе
стороны подшипники устанавливают попарно. Подшипники
допускают регулирование осевой игры и радиального зазора;
перекос вала относительно оси конуса недопустим.
Упорные шарикоподшипники (рис. 9.7 и 9.8, табл. П8)
воспринимают только осевые нагрузки: одинарные — в одном
направлении, двойные — в , двух направлениях. Подшипники
очень чувствительны к несоосности и перекосам осей; их не
Рис. 9.7. Подшипник шариковый
упорный
Рис. 9.8. Подшипник шариковый
упорный (двухрядный)
178

следует устанавливать в опорах горизонтальных валов,
имеющих высокие частоты вращения, так как под действием
центробежных сил шарики могут выйти из беговых
дорожек, при этом возрастает сила трения, увеличивается нагрев.
Условные обозначения подшипников качения содержат
информацию о внутреннем диаметре подшипника, его серии, типе,
конструктивных особенностях и классе точности.
Первые две цифры номера подшипника справа указывают
диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника; для
диаметров d — 20 -г 495 мм (за исключением магнетных) диаметр
отверстия определяют умножением этих цифр на 5. Это правило
не распространяется на подшипники с d < 20 мм; для них
две последние цифры справа соответствуют: 00 — d = 10 мм;
01 — d = 12 мм; 02 — d = 15 мм; 03 — d = 17 мм. Третья и седьмая
цифры указывают серию подшипников (кроме малых
диаметров, до 9 мм) и характеристику его по ширине (например,
1 - особолегкая, 2 — легкая, 3 — средняя, 4 — тяжелая); тип
подшипника указьюается в условном обозначении четвертой
цифрой справа (например, 0 — радиальный шариковый, 1 —
радиальный шариковый сферический, 2 - радиальный с короткими
роликами).
Конструктивные особенности подшипника указывают в
условном обозначении пятой цифрой или двумя цифрами
(пятой и шестой) (подшипник с канавкой на наружном
кольце, с защитными шайбами, с упорным бортом на наружном
кольце и т. п.).
Класс точности подшипника (ГОСТ 520 — 71) указывается
одной цифрой перед условным обозначением подшипника
(нормальный класс обозначается цифрой 0, повышенный - 6,
высокий - 5, прецизионный — 4, сверхпрецизионный - 2).
Некоторые подшипники изготовляют по специальным техническим
требованиям; чтобы их можно, было отличить от стандартных,
к условному обозначению подшипника добавляют справа
дополнительные знаки в виде цифр и букв русского
алфавита.
Значения некоторых дополнительных знаков:
все или часть деталей из коррозионно-стойкой стали - Ю;
детали подшипников из теплостойких сталей — Р;
сепаратор из черных металлов — Г;
сепаратор из пластических материалов — Е;
специальные требования к подшипнику по шуму — Ш;
подшипники закрытого типа при заполнении смазочным
материалом ЦИАТИМ-221-С1.
Примеры условных обозначений:
179

6-206 — подшипник шариковый радиальный однорядный,
внутренний диаметр d = 30 мм @6 х 5); легкой серии; класс
точности — 6;
— 2311 — подшипник роликовый радиальный с короткими
цилиндрическими роликами; внутренний диаметр d = 55 мм
A1 х 5); средней узкой серии; класс точности - 0.
§ 9.2. СХЕМЫ УСТАНОВКИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Для предотвращения заклинивания тел качения,
вызываемого температурным удлинением вала или неточностью
изготовления деталей подшипникового узла, применяют две основные
схемы установки подшипников:
1) с фиксированной и плавающей опорой (рис. 9.9-9.13);
2) с фиксацией враспор.
По схеме 1 в одной опоре устанавливают подшипник,
фиксирующий положение вала относительно корпуса в обоих
направлениях; он жестко крепится в осевом направлении как
на валу, так и в расточке корпуса (см. рис. 9.9). Опора
А — фиксирующая; она воспринимает радиальную и
двустороннюю осевые нагрузки. Внутреннее кольцо второго
подшипника Б жестко (с помощью разрезного кольца) крепится на валу
в осевом направлении;- .внешнее кольцо может свободно
перемещаться вдоль оси стакана (опора Б — плавающая). Для
свободного перемещения внешнего кольца подшипника в
стакане необходимо назначить соответствующую посадку с
зазором, а также обеспечить соответствующий зазор (а).
й $
Рис. 9.9. Вал установлен иа радиальных подшипниках;
ванный, левый — «плавающий»
180
правый — фикснро-

Рис. 9.10. Вал установлен на радиальных подшипниках: правый —
фиксированный, левый — «плавающий»
Рис. 9.11. Вал установлен на радиальных подшипниках: крышки — врезные,
правый подшипник — «плавающий»
Рнс. 9.12. Вал установлен на двух радиально-упорных шарикоподшипниках;
левый подшипник — «плавающий»
181

Рис. 9.1Э. Червячный вал установлен на двух конических роликоподшипниках;
правый подшипник — «плавающий» (радиальный однорядный)
В качестве плавающей опоры (Б) выбирают ту, которая
воспринимает меньшую радиальную нагрузку (рис. 9.10, 9.11).
При значительных расстояниях между опорами для увеличения
жесткости фиксирующей опоры часто устанавливают два
однорядных радиальноупорных шарикоподшипника (рис. 9.12) или
два конических роликоподшипника (рис. 9.13). Такая установка
характерна для червячных редукторов (для вала червяка).
В узлах, спроектированных по схеме 2, наружные кольца
подшипников упираются в торцы крышек, а торцы внутренних
колец — в буртики вала (рис. 9.14, 9.15, 9.16).
Во избежание защемления тел качения от температурных
деформаций предусматривают зазор (а), превышающий тепловое
удлинение
а> А/
где а = 12-10 — коэффициент линейного расширения стали
1/°С; t0 — начальная температура вала и корпуса, °С; tt -
рабочая температура вала и корпуса, °С; / — расстояние между
опорами, мм.
Рис. 9.14. Вал-шестерня установлен на радиальных подшипниках (враспор)
182

Рис. 9.15. Вал установлен на радиальных подшипниках; крышки врезные
Рис. 9.16. Промежуточный вал редуктора установлен на радиальных
шарикоподшипниках; крышки врезные
Для радиальных шарикоподшипников при обычном перепаде
температур вала и окружающей среды принимают а « 0,2 -f-
•?• 0^5 мм. Регулируют зазор с помощью мерных прокладок (б)
между торцовыми поверхностями корпуса и крышками
(рис. 9.14). Схема 2 имеет ряд преимуществ: корпус может
быть выполнен со сквозной расточкой с одной установки,
без заплечиков, стаканов и уступов, что обеспечивает
большую точность посадочных мест; число деталей в узле
сокращается; удобен монтаж и регулировка узла. Следует
отметить и недостатки данной схемы: необходимость
назначения более жестких допусков на линейные размеры,
возможность защемления тел качения при больших
температурных деформациях.
В узлах на рис. 9.15, 9.16 подшипники крепят закладными
крышками; необходимый зазор а регулируют компенсаторным
кольцом б.
183

Рис. 9.17. Вал-шестерня установлен на радиалыю-упоркых
шарикоподшипниках (враспор)
Схему 2-е осевой фиксацией подшипников враспор —
следует применять для сравнительно коротких валов,
используя радиально-упорные шариковые или роликовые
подшипники (регулируемые). Такие подшипники (без предварительного
натяга) допускают регулирование осевых зазоров в
необходимых пределах при их монтаже и в процессе эксплуатации.
Тепловые удлинения вала не должны полностью выбирать
осевые зазоры. Конструкция таких опор представлена на
рис. 9.17, 9.18, 9.19. В узлах рис. 9.17, 9.18 осевой зазор
регулируется комплектом металлических прокладок б толщиной
0,05—0,5 мм, установленных между корпусом (стаканом) и
крышкой.
Регулировки осевого зазора в узле рис. 9.19 осуществляются
винтом 2, шайбой стопорной 2 и шайбой-упором 3.
Подшипниковые узлы с радиально-упорными
подшипниками, поставленными враспор, рекомендуется применять при
Рве. 9.18. Вал конического редуктора установлен на конических
роликоподшипниках, поставленных враспор
184

Рис. 9.19. Вал установлен на конических роликоподшипниках; крышки врезные
Рис. 9.20. Установка двух радиально-упорных подшипников, поставленных:
а — враспор; б — врастяжку
Рис. 9.21. Важ-шестерня на конических роликоподшипниках, поставленных
врастяжку
отношении //d = 6 ¦? 8 (рис. 9.18, 9.19). Жесткость опор с
радиально-упорными подшипниками в большой степени
зависит от схемы установки их в узле.
На рис. 9.20 показаны две схемы установки радиально-
упорных подшипников, поставленных враспор и врастяжку. При
185

одинаковом размере Б величина опорной базы L2 значительно
больше Lt. На рис. 9.21 представлен узел входного вала-
шестерни конического редуктора: подшипники поставлены
врастяжку. За счет увеличения базового размера L
обеспечивается большая жесткость узла. Ориентировочно можно
принимать L/1 = 2 -г 3.
§ 9.3. КРЕПЛЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ
НА ВАЛУ И В КОРПУСЕ
Выбор рационального способа крепления подшипников на
валу и в корпусе зависит от типа подшипника, величины и
направления действующих нагрузок, частоты вращения, условий
монтажа и демонтажа и т. п. В тех случаях, когда на
подшипник не действует осевая нагрузка и необходимо
предотвратить только случайное смещение подшипника, осевое
крепление на валу осуществляется только соответствующей
посадкой без применения дополнительных устройств.
Некоторые наиболее распространенные способы осевых креплений
внутренних и наружных колец подшипников на валу и в корпусе
даны на рис. 9.22-9.25.
На рис. 9.22, а кольцо поджимается к буртику вала
специальной гайкой со стопорной шайбой, внутренний выступ
которой входит в паз вала, а наружный отгибается в один
из пазов гайки. Размеры гаек и шайб даны в табл. 9.1 и 9.2.
На рис. 9.22,6 внутреннее кольцо прижимается к буртику
¦
и ||
И
\ /
/ \ а
Рис. 9.22. Способы крепления
внутренних колец под
ков «а валу
186

Рис. 9.23. Способы крепления
наружного кольца в корпусе
(уступ корпуса - крышка)
Рис. 9.24. Крепление
наружного кольца подшипника в
2 корпусе (пружинным кольцом)
Рис. 9.25. Крепление
подшипника между двумя врезными
крышками
вала резьбовым кольцом с прорезью. Стопорение
осуществляется с помощью винта 1.
На рис. 9.22, в кольцо поджимается к буртику вала плоской
торцовой шайбой и винтом, а также стопорной шайбой.
Рис. 9.22, г — крепление упорным стопорным пружинным
кольцом 1 прямоугольного сечения. Для удобства монтажа и
демонтажа установлено также компенсаторное кольцо 2.
Размеры стандартных колец и канавок даны в табл. 9.3, 9.4.
На рис. 9.22, д кольцо закрепляется корончатой гайкой с
шайбой и шплинтом; применяют при действии больших осевых
ударных нагрузок.
Рис. 9.23 — наружное кольцо подшипника зажимается между
выступом крышки и упорным буртиком корпуса.
Рис. 9.24 — наружное кольцо закреплено между буртиком
корпуса упорным кольцом 1 и пружинным стопорным кольцом 2,
вставленным в канавку корпуса.
Размеры стопорных колец и канавок даны в табл. 9.5,
9.6. Рис. 9.25 — наружное кольцо закрепляется в разъемном
корпусе двумя закладными (врезными) крышками и кольцом-
компенсатором б.
На рис. 9.26 — 9.28 представлены некоторые способы
крепления и регулировки радиально-упорных подшипников.
В узле на рис. 9.26 зазоры в подшипнике регулируют
винтом 1 (с мелкой резьбой), шайбой 2 и стопорной планкой
3; в узле на рис. 9.27 — гайкой 1 и стопорной шайбой 2,
187

\
d
10
12
14
16
18
20
22
24
27
30
33
36
39
42
45
48
52
56
60
64
9.1.
Круглые
fist
Шаг
резьбы
1,25
1,25
1,5
гайки шлицевые
Размеры,
D
22
26
28
30
32
34
38
42
45
48
52
55
60
65
70
75
80
85
90
95
1
(по ГОСТ 1
мм
Су
—а*4Ь*
Г.
—¦»• —
15
18
20
22
24
27
30
34
34
39
42
48
48
56
56
64
64
72
72
80
—
— та
с
л a
0,6
0,6
1,0
1,0
1,0
1,6
1871-80)
Ум
д
Н
8
10
12
12
¦ц*1
JJ
Ъ
4
5
6
8
. 8
к
2,0
2,5
3
4
4
188

Продолжение табл. 9.1.
d
68
72
76
80
85
90
96
100
Шаг
резьбы
2
D
100
105
ПО
115
120
125
130
135
Я,
80
90
90
100
105
110
ПО
120
с
1,6
Я
15
18
b
10
12
h
5
6
Пример обозначения гайки нормальной точности с диаметром а? =64 мм,
с шагохм резьбы 2 мм с полем допуска 6#, из стали 35Х с
покрытием 01 толщиной 9 мкм:
Гайка М64Х2, 6Н.35Х.019 ГОСТ 11871-80
9.2. Стопорные многолапчатые шайбы (по ГОСТ 11872-80)
Размеры, мм
Диаметр
резьбы
10
12
14
d
10,5
12,5
14,5
?\ =a
•*—•
D
26
28
30
1
16
18
20
h
R
b
3,5
3,8
3,8
h
3
\
/
7
9
11
r
0,2
1
189

Продолжение табл. 9.2.
Диаметр
резьбы
16
18
20
22
24
27
30
33
3.6
38
42
45
48
52
56
60
64
68
72
76
80
85
90
95
100
d
16,5
18,5
20,5
22,5
24,5
27,5
30,5
33,5
36,5
39,5
42,5
45,5
48,5
52,5
57
61
65
69
73
77
81
86
91
96
101
D
32
34
37
40
44
47
50
54
58
62
67
72
77
82
87
91
97
102
107
112
117
122
127
132
137
22
24
27
30
33
36
39
42
45
48
52
56
60
65
70
75
80
85
90
95
100
105
ПО
115
120
Ь
4,8
5,8
7,8
9,5
11,5
h
3
4
5
6
7
Пример обозначения стопорной многолапчатой i
шлицевой гайки с диаметром резьбы 64
покрытием 0,5:
/
13
15
17
19
21
24
27
30
33
36
39
42
45
49
53
57
61
65
69
73
76
81
86
91
96
наибы
мм, из материала
Шайба 64.01.05 ГОСТ 11872-80
г
0,5
л с
0,5
0,8
1,0
S
1
1,6
2,0
для круглой
группы 0,1 с
перемещающей внутреннее кольцо левого подшипника вдоль
вала.
Следует обратить внимание на закрепление внутренних
колец конических роликоподшипников (см. рис. 9.28), сепаратор
которых выступает под торцом внутреннего кольца и не дает
возможность довернуть гайку до торца: необходимо между
стопорной шайбой и внутренним кольцом ставить промежуточное
кольцо /; зазоры в этом узле регулируют набором
металлических колец б.
т

9.3. Кольца пружинные упорные плоские наружные
эксцентрические и канавки для них
Размеры, мм
Диаметр
вала d
20
22
23
24
25
26
28
29
30
32
34
35
36
37
38
40
-42
45
46
48
50
52
54
55
56
58
(t.
M
ff -
V
s
i
• -
ч.
Г" X
If J ^ ' ¦ -
Г
, V
9—*-
Канавка
dx
18,6
20,6
21,5
22,5
23,5
24,5
26,5
27,5
28,5
30,2
32,2
33,0
34,0
35,0
36,0
37,5
39,5
42,5
43,5
45,5
47,0
49,0
51,0
52,0
53,0
55,0
Допускаемая
осевая
сила кН
10
11
12
13
14
14
16
16
17
21
22
26
27
28
29
38
39
42
43
45
57
59
61
62
64
66
В
1,4
1,9
2,2
2,2
гнаиб
0,1
0,2
0,2
?
г
1
Кольцо
S
1,2
1,7
2,0
2,0
Ъ
3,2
3,6
4,0
-4,4
4,9
5,5
6,0
6,0
6,5
/
3
6
6
191

Продолжение табл. 9.3
Диаметр
вала d
60
62
65
68
70
72
75
Канавха
dx
57,0
59,0
62,0
65,0
67,0
69,0
72,0
Допускаемая
осевая
сила, кН
68
71
74
78
80
82
86
В
2,2
2,8
0,2
0,3
Кольцо
S
2,0
2,5
Ъ
6,5
7,0
/
6
Пример обозначения кольца для вала диаметром </ = 30 мм:
Кольцо 30 ГОСТ 13942-68
9.4. Кольца пружинные упорные плоские наружные
концентрические и канавки для них
Размеры, мм
Диаметр
вала d
20
22
23
24
25
Кольцо
18,2
20,2
21,1
22,1
23,1
1,2
3,2
Канавка
5,0
18,6
28,6
21,5
22,5
23,5
1,4
Допускаемая
осевая
нагрузка, кН
10,4
11,5
12,5
13,4
14,0
192

Продолжение табл. 9.4
Диаметр
, вала d
26
28
29
30
32
34
35
36
37
38
40
42
45
46
48
50
52
54
55
56
58
60
62
65
68
70
Кольцо
24,0
25,8
26,8
29,8
«-29,5
31,4
32,2
33,0
34,0
35,0
36,5
38,5
41,5
42,5
44,5
45,8
47,8
49,8
50,8
51,8
53,8
55,8
57,8
60,8
63,6
65,5
S
1,2
1,7
2,0
2,5
Ь
4,0
5,0
6,0
7,0
Канавка
/
6,0
8,0
10,0
24,5
26,5
27,5
2S,5
30,2
32,2
33,0
34,0
35,0
36,0
37,5
39,5
42,5
43,5
45,5
47,0
49,0
51,6
52,0
53,0
55,0
57,0
59,0
62,0
65,0
67,0
bi
1,4
1,9
2,2
о о
2,8
Допускаемая
осевая
нагрузка, кН
14,50
15,7
16,6
16,9
21,6
22,0
26,2
26,9
27,7
28,4
38,2
39,0
42,0
43,0
45,0
55,9
58,3
60,5
61,7
62,9
65,1
67,5
69,8
73,3
76,7
79,0
Пример условного обозначения кольца для диаметра отверстия d — 30 мм
из стали
рованньш
марки 65Г с кадмиевым покрытием толщиной
: Кольцо АЗО 65Г
кд 15
хр ГОСТ 13940-68
15 мкм, хроми-
Вид А
Рис. 9.26. Способ крепления и
регулировки радяалыю-упорного
подшипника
Рис. 9.27. Способ фиксации опоры вала
(конические роликоподшипники
поставлены врастяжку)
193

9.5. Кольца пружинные упорные плоские внутренние эксцентрические
и канавки для них
Размеры, мм
Диаметр

отверстия в
корпусе
d

Диаметр

канавки
a S
Диаметр

отверстия в
корпусе
d

Диаметр

канавки
«5 *
40
42
45
46
47
48
50
52
54
'55
56
58
60
61
65
68
70
72
75
42,5
44,5
47,5
48,5
49,5
50,5
53,0
55,0
57,0
58,0
59,0
61,0
63,0
65,0
68,0
71,0
73,0
75,0
78,0
12
40,42
4,2
47,23
4,5
14
62,91
1,9
5,1
16
74,67
86,43
6Д
18
78
80
82
85
88
90
92
95
98
100
102
105
108
ПО
112
115
120
125
130
81,0
83,5
85,5
88,5
91,5
93,5
95,5
98,5
101,5
103,5
106
109
112
114
116
119
124
129
134
112,0
18
118,97
6,1
125,83
2,2
139,40
2,3
70
175,80
8,5
2,8
191,34
206,97
9,7
Примечания: %. Толщина кольца S
для d= 75 * 100; S= 2,5 для </= 100 * 130.
2. Радиус скруглений канавки г = 0,2 для rf,
if, =-103,5* 134.
3. Пример обозначения кольца для отверстия d=50 мм;
1,7 для rf=10-r-75; ?'= 2,0
от 42,5; г = 0,3 для

Кольцо 50 ГОСТ 13943-68
194

9.6. Кольца пружинные упорные плоские внутренние
концентрические и канавки для них
Размеры, мм
1 f%*
для d 08 мм J
ос
Диаметр
отверстия
d
40
42
45
46
47
48
50
52
54
55
56
58
60
62
65
68
70
72
75
78
80
82
85
Ж±5«
d>58MM Г
Вариант Вариант
'тщ^\штампо8кЬ набивки х**~
d-г^Л
•к-
{< Z—
i10
•of
1 f (Г
8-5
' J
Кольцо
4
43,5
45,5
48,5
49,5
50,6
51,6
54,2
56,2
58,2
59,2
60,2
62,2
64,2
66,2
69,2
72,5
74,5
76,5
79,5
82,5
85,5
87,5
90,5
1,7
2,0
Ь
4,0
5,0
6,0
12,0
14,0
16,0
18,0
20,0
)
-~н
i
43
Канавка
42,5
44,5
47,5
48,5
49,5
50,5
53,0
55,0
57,0
58,0
59,0
61,1
63,0
65,0
68,0
71,0
73,0
75,0
78,0
81,0
83,5
85.5
88,5
1,9
2'
**>
Г
0,2

Допускаемая осевая
нагрузка,
кН
39,7
42,2
44,4
44,8
46,3
47,3
59,5
61,7
63,5
65,2
66,2
68,2
71,1
73,3
76,7 ,
80,2
82,6
84,8
88,3
91,7
109,9
112,7
* ж**> •
116,7
195

Продолжение табл. 9.6
Диаметр
отверстия
d
88
90
92
95
98
100
102
105
108
ПО
112
115
120
Кольцо
d2
93,5
95,5
97,5
100,5
103,5
105,5
108,0
111,0
114,0
116,0
118,0
121,5
126,5
S
2,0
2,5
b
6,0
7,0
/
20,0
22,0
Канавка
*\
91,5
93,5
95,5
98,5
101,5
103,5
106,0
109,0
112,0
114,0
116,0
119,0
124,0
Ь\
2,2
2,8
г
0,2
0,3

Допускаемая осевая
нагрузка,
кН
120,7
123,4
126,4
130,9
134,8
136,8
160,0
164,0
170,2
172,5
175,3
180,0
187,0
Пример условного обозначения кольца для диаметра отверстия d = 47 мм
из стали .марки 65Г с кадмиевым покрытием толщиной 15 мкм,
хромированным:
Кольцо А 47 65Г кд хр ГОСТ 13941-68
Рис. 9.28. Способ крепления опоры вала (конические подшипники поставлены
враспор)
§ 9.4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ОПОРНЫХ УЗЛОВ
РЕДУКТОРОВ
В цилиндрических прямозубых передачах нет
постоянных осевых усилий, однако они могут возникнуть случайно.
В связи с этим рекомендуется одну из опор в узле
фиксировать. В редукторах с цилиндрическими косозубыми колесами
действует постоянная осевая нагрузка возрастающая при увели-
196

Рис. 9.29. Плавающий вал-шестерня (шевронного редуктора)
чении угла наклона зубьев. Радиальные однорядные
подшипники следует выбирать в тех случаях, когда осевая нагрузка
Fa составляет менее O,35Fri (FfI — суммарная радиальная
реакция).
В передачах с шевронными колесами или. сдвоенными
косозубыми, образующими шеврон, осевые усилия отсутствуют.
Однако из-за неточности изготовления и сборки в зацепление
может входить только один шеврон; при этом в нем возникает
осевая сила, которая стремится переместить вал-шестерню
вдоль оси. В связи с этим один из валов (обычно
входной — быстроходный) делают плавающим; он
самоустанавливается по колесу более тихоходного вала (рис. 9.29).
Для удобства сборки и регулировки ведущие валы и
подшипники конических редукторов обычно монтируют в стаканах;
конические роликоподшипники обеспечивают большую
жесткость, чем шарикоподшипники, но потери на трение в них в
3—4 раза выше, чем в шарикоподшипниках. Для валов
червячных редукторов при межосевом расстоянии aw > 180 мм
целесообразно червяк устанавливать на два радиаль-
но-упорных подшипника с а = 26 -~ 36°, а другую опору
выполнять плавающей (см. рис. 9.12, 9.13). Валы червячных
колес следует монтировать на радиально-упорных шариковых
или конических роликоподшипниках с углом контакта
а = 12 -f-17°.
Конструкция стаканов дана на рис. 9.30; материал-серый
чугун (СЧ 15).
Соотношения размеров стаканов: h «0.1D; ht &h;h2 « 1,2А;
«-<*.; /-A,0-1,2)<*в; 8 » Л - A-s-1,5) мм, D2=D1+D-
197

vZ&ZL
в, ^
Рис. 9.30. Стакан
Рис. 9.32. Крышки сквозные:
а — для h < 15 мм'; 6 — А > 15 мм
Рис. 9.33. Крышки закладные:
а — глухая; б — сквозная
Рис. 9.31. Крышки глухие:
а — с удлиненным бортом; б — с
бортом А < 15 мм
7X45°
-г 4,5L; #i » 1»2#; В2 « A,3 ~ 1,5)В; В - ширина кольца
подшипника; йь = 6 -=-12 мм («0,Ш). Число винтов от 4 (при
D ^ 80 мм) до 6 при (D > 80 мм).
Толщину стенки стакана h принимают в зависимости от
диаметра D отверстия стакана по следующим зависимостям:
D, мм . . . . До 52 Св. 52 до 80 Св. 80 до 120 Св. 120 до 170
*, мм , . . . 4-5 6-8 8-10 10-12,5 ,
Конструкции прижимных глухих крышек показаны на
рис. 9.31. Конструкция сквозных крышек (с отверстиями) дана
на рис. 9.32.
В корпусах редукторов с горизонтальным разъемом
предпочтительны врезные крышки (рис. 9.33): 5 « 8 -г 12 мм; для
198

9.7. Размеры канавок в валах, мм
Св. 10 до 50
Св. 50 до 100
rf-0,5
1
1,5
0,5
0,5
9.8. Размеры канавок в отверстиях корпусов, мм
I
D
Св. 10 до 50
Св. 50 до 100
Св. Ш0
%t
i
к
ъ
d2
2L-0,5
0 + 0,5
D + 1
6
3
5
8
/г
1
1,5
2
*i
0,5
0,5
1,0
9.9. Шероховатость посадочных поверхностей валов
и отверстий корпусов
Посадочные поверхности
Валов и отверстий
корпусов
Торцов заплечиков
Валов и корпусов
Класс
точности
0
6 и 5
0
6 и 5
Rat мкм, для номинальных
диаметров, мм
до 80
1,25
0,63
2,5
1,25
более S0 до 500
2,5
1,25
1,25
1,25

Do = 50 + 150 мм 5»5-г7 мм; е = @,9 -г 1,0M; Do - диаметр
отверстия под подшипник.
Для выхода шлифовальных кругов на валах и в корпусах
рядом с заплечиками делают канавки (табл. 9.7, 9.8), однако
они ослабляют вал, вызывая концентрацию напряжений,
поэтому их можно выполнять только в валах, имеющих
большой запас прочности. В тяжело нагруженных валах
целесообразнее делать галтели.
Шероховатость посадочных мест назначают по табл. 9.9.
§ 9.5. КЛАССЫ ТОЧНОСТИ И ПОСАДКИ
ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
ГОСТ 520 — 71 устанавливает пять классов точности
подшипников качения, обозначаемых в порядке повышения
точности: 0; 6; 5; 4; 2.
Подшипники высоких классов точности E, 4, 2)
относительно дороги. Например, подшипник 2-го класса
приблизительно в 10 раз дороже аналогичного подшипника 0-го класса.
Допуски на наружные и внутренние кольца зависят от типа
подшипника, его размеров и класса точности.
Применяются, когда
вращается корпус
Поле допуска
наружного кольца
W///////A
Поля допусков
отверстии 3 корпусах для
соединения их с
подшипниками качения
Поля допускоб валов для
соединения их с
подшипниками качения
Применяются,
когда
вращается вал
Поле допуска
внутреннего
кольца
Применяются, когда
вращается корпус
Рис. 9.34. Схема расположения полей допусков на внутренний и внешний
диаметры подшипников качения (на вал и корпус)
200

Расположение полей допусков колец подшипников показано
на рис. 9.34 (по ГОСТ 520-71).
Посадку наружного кольца в корпус или стакан
выполняют в системе вала.
Посадку внутреннего кольца подшипника на вал
осуществляют по системе отверстия, поле допуска на диаметр
отверстия внутреннего кольца подшипника расположено не в
тело кольца, как это имеет место ддя основного отверстия,
а «в воздух».
Сопряжение наружного кольца подшипника с отверстием
корпуса или стакана выполняется обычно по переходным
посадкам, обеспечивающим весьма малые натяги или
небольшие зазоры, позволяющие кольцу при работе несколько
проворачиваться относительно своего посадочного места. Это
обеспечивает при местном нагружении более равномерный
износ беговых дорожек, так как под место действия силы
будут попадать все новые участки кольца. Посадку
подшипников выбирают так, чтобы кольцо, сопрягаемое с вращающейся
деталью, имело натяг (неподвижное соединение), а другое кольцо,
сопрягаемое с неподвижной деталью, — небольшой зазор
(проскальзывание).
Различают следующие виды нагружения колец: местное,
циркуляционное и колебательное.
При местном нагружении результирующая радиальная
нагрузка постоянно воспринимается лишь ограниченным
участком дорожки и передается соответствующему участку
посадочной поверхности вала или корпуса. Такой вид нагружения
имеет место при постоянном направлении вектора FrU
приложенного к неподвижному кольцу подшипника, или при
вращении вектора силы 1\ вместе с кольцом подшипника в
одном направлении с одинаковой угловой скоростью.
При циркуляционном нагружении результирующая
радиальная нагрузка последовательно воспринимается всей
окружностью дорожки качения и передается также последовательно
на всю окружность посадочной поверхности вала или корпуса.
Такое нагружение наблюдается, когда кольцо вращается
относительно постоянной по направлению радиальной нагрузки
или когда направление нагрузки изменяется (вращающаяся
нагрузка) по отношению к неподвижному кольцу.
При колебательном иагружении на подшипник совместно
действуют нагрузка Fru постоянная по направлению, и
вращающаяся нагрузка ?гЪ причем равнодействующая этих
нагрузок не совершает полного оборота, а колеблется на
определенном участке невращающегося кольца f на некоторый угол)
201

9.10. Посадки радиальных шарико- и роликоподшипников классо!
Нагружение кольца
Местное
Циркуляционное
Колебательное
Поля допусков
валов
отверстий
При нагружении
внутреннего кольца
уА /гб, g6, /б
кб, тб, иб, js6
тб, кв> js6
наружного кол
/А /,7, Я
//7, М7, А
#7, /,7, /'
9.11. Посадки радиально-упорных шарико- и роликоподи
Вид нагружения колец
Циркуляционное

Местное
Кольцо
перемещается по посадочной
поверхности
Кольцо не
перемещается по
посадочной поверхности
Регулируемое
кольцо
Пол*
валов
Л,
А6
А6
отверст
корпус
ю
Ml, К
HI
9.12. Подшипники шариковые и о
и шариковые радиалыю-упоонь
Интервалы номинальных
диаметров
Св. 10 до 18
» 18 » 30
» 30 » 50
» 50 » 80
» 80 » 120
» 120 » 180
Класс 0
Предельные отклонет
внутреннего
нижнее
-8
-10
-12
-15
-20
-25
верхнее
0
202

9.13. Подшипники шариковые и роликовые радиальные
и шариковые радиалыю-упорные, кольца наружные
Интервалы номинальных
диаметров
Св. 18 до 30
» 30 » 50
» 50 » 80
» 80 » 120
» 120 » 150
» 150 » 180
» 180 » 250
Класс 0
Класс 6
Предельные отклонения, мкм,
наружного кольца
нижнее
-9
-11
-13
-15
-18
-25
-30
верхнее
0
нижнее
-8
-9
-11
-13
-15
-18
-20
верхнее
0
Рекомендации по назначению посадок подшипников даны в
табл. 9.10,9.11. Предельные отклонения внутреннего и наружного
колец шариковых и роликовых подшипников (классов точности
0 и 6) даны в табл. 9.12, 9.13.
§ 9.6. СМАЗЫВАНИЕ И УПЛОТНЕНИЕ
ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Для смазывания подшипников применяют пластичные и
жидкие нефтяные смазочные материалы (табл. 9.14, 9.15).
Требуемую вязкость масла можно определить по номограмме
9.14. Пластичные смазочные материалы
Наименование
и марка смазки
тс\гт
1 V-J^ 1
Температура
эксплуатации, °С
Гидратированные кальциевые солидолы
Солидол синтетический
(солидол С)
Пресс-солидол С
Солидолы жировые,
пресс-солидол
Литол-24
4366-76
4366-76
1033-79
Многоцелевые
21150-75
От -20 до +65
Ог -30 до +50
От -25 до +65
От -40 до +130

Температура кап-
лепаде-
ния, °С
85-105
85-95
75
180
203

Продолжение табл. 9.14
Наименование
и марка смазки
ГОСТ
Температура
эксплуатации, °С

Температура кап-
лепаде-
ния, °С
Морозостойкие (тугоплавкие)
ЦИАТИМ-201
ЦИАТИМ-203
6267-74
8773-73
От -60 до +901 175
От -50 до +90 150
Натриевые и натриево-кальциевые
Консталины жировые
УТ-1
ВНИИ НП-242
ЭШ-176, марка А
1957-73
Литиевые
20421-75
ТУ 38 10196-
-76
От -20 до 120
От -40 до +100
От -25 до 100
Термостойкие (комплексные кальциевые)
ЦИАТИМ-221С ГГУ 38 101419-
I -73
От -60 до 180
Вакуумные антифрикционные
ВНИИ НП-274
19337-73
От -80 до 160
130-150
170-205
170-200
203-207
190-200
9.15. Жидкие смазочные материалы
Наименование
и обозначение масла
Индустриальные:
И-8А
И-12А
И-20А
И-25А
И-30А
И-40А
И-50А
И-70А
ГОСТ
20799-75
Вязкость,
10~6 М2/С
при
50 °С
6-8
10-14
17-23
24-27
28-30
35-45
47-55
65-75
при
100 °С
-

Температура,. °С

вспышки
130
165
180
180
190
200
200
200


вердевания
-20
-30
-15
-15
-15
-15
-20
-10
204

Продолжение табл. 9.15
Наименование
и обозначение масла
Авиационные:
МС-14
МС-20С
МК-22
мс~21
Турбинное:
22
30
46
57
П-28 (для прокатных
станов)
Трансмиссионное
Автомобильное:
для коробок передач
для гипоидных
передач
Цилиндровое 38
Цилиндровое 52
ГОСТ
21743-76
32-74
6480-78
—
—
6411-76
6411-76
Вязкость,
ю-6
при
50 °С
—
22-23
28-32
44-48
55-59
_
-
—
—
—
М2/С
при
100 °С
14
20
22
20,5
—
26-30
8
20-32
14
38-44
44-59

Температура

вспышки
200
250
230
200
180
180
195
195
285
200
-
—
300
310
, °с


вердевания
-30
-18
-14
-18
-15
-10
-10
-
-10
-25
-20
-25
-17
-5
(рис. 9.35): через точку пересечения вертикальной линии,
соответствующей внутреннему диаметру подшипника d, с наклонной
(соответствующей данной частоте вращения п) провести горизон-
таль (вправо или влево) до пересечения с вертикалью,
которая соответствует рабочей температуре t. Через эту точку
пересечения проводят наклонную прямую параллельно линиям
частот вращения. Пересечение этой наклонной с вертикальной
линией номограммы, соответствующей температуре 50 °С, на
которой нанесены величины кинематической вязкости в м2/с
при t = 50 °С, определяет рекомендуемую вязкость. Например,
радиальный однорядный шарикоподшипник . (d = 60 мм при
и — 1000 об/мин и Г 5= 75 °С) рекомендуется смазывать маслом,
имеющим вязкость 42 мм2/с при * = 50°С. В редукторах
применяют следующие методы смазывания подшипниковых
узлов: погружением подшипника в масляную ванну (рис. 9.36);
фитилем (рис. 9.37), разбрызгиванием (картерная), под давлением
205

ю-'
100
90
80
70
60
50
30
20
10
9
8
7
6
Ч^
ч
чК
Ч
х.
\
\
ч
Ч
\
N
к
\
ч
N
\
\
^ N
ч.
\
Ч
N
\
s
л
чт"
>*
ч_
х^
\
ч
ч
ч
\
ч
х
V
ч
ч
\
Ч
\
ч.
V
йч
ч^
ч
(
х. \
> 1
х^
X >
ч.
ч
^^
_ . _N
к 1
^_
\ч
К
с
t
1 1
1
[Ч
Ч "Stu
X
1ч
sb
ч
_J
ч
Хг
ч
к
Xi
#
ч^
1
Xj
ч! i
X
к
ч
Ч
Ч
ч
ч1
50 60 70 80 90 100 t,°C
Рис. 9.35. Номограмма для выбора вязкости масла
Уровень
Рис. 9.36. Смазывание do
(масляная ванна)
Рис. 9.37. Фитильное смазывание
подшипника
206

(циркуляционная); масляным туманом (распылением). Масляную
ванну применяют при dcpn < 200-103 мм-об/мин для
горизонтальных валов, когда подшипник изолирован от общей системы
смазки. Масло заливается в корпус через масленку, верхний
уровень которой расположен по заданному уровню масла в
корпусе.
Смазывание с помощью фитилей (рис. 9.37) применяют для
горизонтальных и вертикальных валов при dcpn ^
^ 60 • 103 мм • об/мин. Смазывание разбрызгиванием применяют,
когда подшипники установлены в корпусах, не изолированных
от общей системы смазки узла. Вращающиеся детали
(зубчатые колеса, диски и пр,), соприкасаясь с маслом, залитым в
картер, при вращении разбрызгивают масло, которое попадает
на тела качения и беговые дорожки колец подшипников.
Для защиты подшипников от обильных струй масла (которые
создают быстроходные косозубые шестерни или червяки) и
от попадания в них продуктов износа ставят защитные шайбы
(рис. 9.38).
Смазывание под давлением через форсунки применяют для
редукторов, работающих продолжительное время без перерывов,
а также для опор высокоскоростных передач, в которых
необходимо обеспечить интенсивный отвод теплоты.
Смазывание масляным туманом применяют для
высокоскоростных легконагруженных подшипников. С помощью
специальных распылителей под давлением в узел подается струя
воздуха* которая увлекает частицы масла. Этот метод позволяет
маслу проникнуть в подшипники, расположенные в
труднодоступных местах, создает проточное смазывание при
минимальном расходе масла, обеспечивает хорошее охлаждение
подшипника, а давление предохраняет узел от загрязнения.
Рис. 9.38. Подшипники с маслоотража-
телькыми кольцами
Рис. 9.39. Мазеудерживающее кольцо
а=6-9 мм
* 2-3мм
207

Пластичные смазочные материалы применяют в узлах при
dcpn < 300 • 103 мм • об/мин, когда окружающая среда содержит
вредные примеси или температура узла резко изменяется.
Предельная температура узла должна быть не менее, чем
на 20 °С ниже температуры каплепадения. Для отделения
узла от общей смазочной системы применяют мазеудер-
живающие кольца (рис. 9.39), братающиеся вместе с валрм;
кольцо имеет от двух до четырех канавок; зазор между
кольцом и корпусом (стаканом) 0,1—0,3 мм. Кольцо должно
быть установлено так, чтобы его торец выходил за стенку
корпуса (стакана) на 1 — 2 мм (рис. 9.40).
В условиях высокого вакуума, интенсивного
ионизирующего излучения, высоких и низких температур, газовых и
агрессивных сред применяют твердые смазочные материалы:
дисульфид молибдена, фторопласт, графит; их наносят тонким
слоем на трущиеся поверхности.
Уплотняющие устройства по принципу действия разделяют
на контактные (манжетные), лабиринтные и щелевые;
центробежные и комбинированные.
Манжетные уплотнения (табл. 9.16) разделяют на два
основных типа: тип I применяют при скорости скольжения
v < 20 м/с; тип II (с пыльником) применяют при
v < 15 м/с. Поверхность вала под уплотнением должна быть
закаленной до твердости HRC 40, иметь шероховатость
Ra ^ 0,32 мкм, а для отверстия Ra = 2,5 мкм. Допуск вала
под уплотнение должен соответствовать Ml.
Для извлечения манжет в крышках делают 2 — 3 отверстия.
Ресурс манжет — до 5000 ч; они надежно работают как
при пластичных, так и при жидких смазочных материалах
при перепадах температур от —45° до -Ь15О°С.
Рис. 9.40. Узел подшипника с
использованием пластичного
смазочного материала
Рис. 9.41. Узел подшипника с
манжетным уплотнением
(открытые)
208

9.16. Макжетгы резиновые армированные (но ГОСТ 8752-79)
Размеры, мм
TunI Тип Л
с пыльником
1
ft»
ж
1
1
?1
с
Яаоооба
1
ft*
i
LA
It
II
1
EC
-c *' >
d
10; 11
12; 13; 14
15; 16
17
18; 19
20; 21; 22
24
25
26
30; 32
35; 36; 38
40
42
45
48; 50
52
55; 56; 58
60
63; 65
70; 71
75
80
85
90; 95
100
105
D
26
28
30
32
35
40
41
42
45
52
58
60
62
65
70
75
80
85
90
95
100
105
110
120
125
130
7
10
12
1*2
—
14
16
На рис. 9.41 показана установка открытой манжеты,
рекомендуемая только при давлении внутри узла, близком к
атмосферному. При высоком давлении в узле следует
применять закрытые уплотнения (рис. 9.42), так как они не
выдавливаются из крышки.
При работе узла в особо пыльной среде ставят
двойные уплотнения (рис. 9.43, а) или двухкромочные манжеты
с пыльником (рис. 9.43,6).
Лабиринтные уплотнения применяют при любых скоростях.
Осевое уплотнение для разъемных корпусов показано на
рис. 9.44; радиальное — на рис. 9.45 и щелевое — на рис. 9.46.
Зазоры заполняют пластичным смазочным материалом, темпе-
209

Рис. 9.42. Узел подшипника с
манжетным уплотнением
(закрытые)
Рис. 9.43. Способы установки
манжетных уплотнений
Рис. 9.44. Лабиринтное (осевое) уплот-
Рис. 9.45. Лабиринтное (радиальное)
уплотнение
Рис. &46. Щелевое уплотнение
ратура каплепадения которого должна быть выше
температуры узла. Размеры канавок и зазоры лабиринтных и
щелевых уплотнений даны в табл. 9.17. Одна из конструкций
9.17. Размеры лабиринтных и щелевых уплотнений, мм
(см. рис. 9.45 и 9.46)
d вала
10-45
50-75
80-110
е
0,2
03
0,4
Л
Ч
h
1,5
?
t
4,5
t\
3
3
4
г
1,5
2
210

Рмс. 9.47. Комбинированные уплотнения
Рис. 9.48. Уплотнение центробежного типа
узла подшипника с комбинировав
ным уплотнением представлена на
рис. 9.47.
Уплотнения центробежного типа показаны на рис. 9.48:
масло, попадающее на вращающиеся детали, отбрасывается
центробежной силой обратно в подшипник.
§ 9.7. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Основные критерии работоспособности подшипника
качения — его динамическая и статическая грузоподъемность.
Метод подбора подшипников по динамической
грузоподъемности применяют в случаях, когда частота вращения
кольца и > 1 об/мин. При п = 1 -г 10 об/мин в расчетах
следует принимать п = 10 об/мин. Подбор подшипников по
статической грузоподъемности здесь не рассматривается (см.
[16]).
Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в
миллионах оборотов
L= -^
(9.1)
где С — динамическая грузоподъемность по каталогу; Р —
эквивалентная нагрузка; р — показатель степени: для
шарикоподшипников р = $; для роликоподшипников р = 10/3.
Номинальная долговечность в часах
60«
_ 106 /СУ
~ 60n\PJ '
(9.2)
211

При расчетах следует строго следить за тем, чтобы в
формулах С и Р были выражены в одних и тех же единицах.
Для однорядных и двухрядных сферических радиальных
шарикоподшипников, однорядных радиалыю-упорных шарико-
<а роликоподшипников эквивалентная нагрузка
:бКт; (9.3)
<е P=VF,K6Kn (9.4)
VFr
при
VFr
где V'— коэффициент; при вращении внутреннего кольца V= 1,
при вращении наружного - V = 1,2; Fr - радиальная нагрузка;
Fa - осевая.
Значения X и У см. в табл. 9.18 и табл. П4 приложения.
Значения К& — в табл. 9.19; значения Кт - в табл. 9.20.
9.13. Значения X и У для подшипников
Радиальные однорядные и двухрядные
Fa
Со
0,014
0,028
0,056
0,084
0,11
0,17
0,28
0,42
0,56
VFr
X
I
Y
0
Fa ^c
VFr
X
0,56
Y
2,30
1,99
1,71
1,55
1,45
1,31
1,15
1,04
1,00
e
Радиально-упорные конические и радиальные
самоустанавливающиеся роликоподшипники
Однорядные
Fa
VF
X
1
t
Y
0
F« -с
VFr
X
0,4
Y
0,4ctga
.Двухрядные
Fr
X
1
Y
0,45ctga
VFr
X
0,67
Y
0,67 ctg a
0,19
0,22
0,26
0,28
0,30
0,34
0,38
0,42
0,44
e
l,5tga
212

Продолжение табл. 9.18
«•
12
15
is,
19!
20
24,
25,
26
30
35, 36
40
a
0,014
0,029
0,057
0,086
Р,И
0,17
0,29
0,43
0,57
0,015
0,029
0,058
0,087
0,12
0,17
0,29
0,44
0,58
Однорядные
Fa <e
VFr
X
Y
Fa >e
VFr
X
Y
Двухрядные
Fa
VFr
X
Y
Fa
VFr
X
Радиально-упорные шарикоподшипники
1
1
1
Примечание
0
0
0
0,45
0,44
0,43
0,41
0,39
0,37
0,35
1,81
1,62
1,46
1,34
.1,22
1,13
1,04
1,01
1,00
1,47
1,40
1
1,30
1,23
1Д9
1,12
1,02
1,00
1,00
1,00
0,87
0,76
0,66
0,57
. i — число рядов тел
1
1
1
2,08
1,84
1,60
1,52
1,39
1,30
1,20
1,16
,16
1,65
1,57
1,46
1,38
1,34
1,26
1,14
1,12
1,12
0,02
0,92
0,78
0,66
0,55
качения.
0,74
0,72
0,70
0,67
0,63
0,60
0,57
Y
2,94
2,63
2,37
2,18
1.98
1,84
1,69
1,64
1,62
2,39
2,28
2,11
2,00
1,93
1,82
1,66
1,63
1,63
1.63
1,44
1,24
1,07
0,93
e
0,30
0,34
0,37
0,41
0,45
0,48
0,52
0,54
0,54
0,38
0,40
0,43
0,46
0,47
0,50
0,55
0,56
0,56
0,57
0,68
0,80
0,95
1,14
213

9.19. Значение коэффициента
Нагрузка
на подшипник
Спокойная без толчков
Легкие толчки,
кратковременные перегрузки до 125 %
номинальной (расчетной)
нагрузки
Умеренные толчки,
вибрационная нагрузка,
кратковременная перегрузка до
150% номинальной
(расчетной) нагрузки
То же, в условиях
повышенной надежности
Нагрузки со значительными
толчками и вибрацией,
кратковременные перегрузки до
200% номинальной
(расчетной) нагрузки
Нагрузки с сильными
ударами, кратковременные
перегрузки до 300%
номинальной (расчетной)
нагрузки
6
1,0
1,0-1,2
1,3-1,5
1,5-1,8
1,8-2,5
2,5-3,0
Примеры
использования
Ролики ленточных
конвейеров
Прецизионные зубчатые
передачи, металлорежущие
станки (кроме строгальных и
долбежных), блоки,
электродвигатели малой и средней
мощности, легкие
вентиляторы и воздуходувки
Буксы рельсового
подвижного состава, зубчатые
передачи 7-й и 8-й степеней точ-.
ности, редукторы всех
конструкций, винтовые
конвейеры
Центрифуги, мощные
электрические машины,
энергетическое оборудование
Зубчатые передачи 9-й
степени точности, дробилки и
копры, кривошипно-шатун-
ные механизмы, валки
прокатных станов, мощные
вентиляторы и эксгаустеры
Тяжелые ковочные машины,
лесопильные рамы, рабочие
рольганги у крупносортных
станов, блюмингов и
слябингов
9.20. Значение коэффициента Кт
Рабочая температура
подшипника, °С
Температурный
коэффициент Кг
125
1,05
150
1,10
175
1,15
200
1,25
225
1,35
250
1,40
350
1,45
214

Эквивалентная нагрузка для однорядных и двухрядных
подшипников с короткими цилиндрическими роликами (без
бортов на наружном или внутреннем кольцах)
Р = FrVK6Kr. (9.5)
Эквивалентная нагрузка для упорных подшипников
(шариковых и роликовых)
Р ** FaK6KT. (9.6)
Для рйдиально-упорных шарикоподшипников с
номинальным углом контакта а = 15° и конических роликоподшипников
коэффициенты радиальной (X) и осевой (У) нагрузки выбирают
в зависимости от отношения Fa/VFn коэффициента осевого
нагружения е и угла контакта а. Величины X и У для
радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников с углом
а < 15° выбирают по величине отношения осевой нагрузки к
его статической грузоподъемности: FJC0. При выборе У
следует применять линейную интерполяцию.
При подборе радиальных и радиально-упорных
шарикоподшипников, а также конических роликовых подшипников
необходимо учитывать, что осевая нагрузка не оказывает
влияния на величину эквивалентной нагрузки до тех пор,
пока значение Fa/VFr не превысит определенной величины е
(значение е выбирают по таблицам или формулам).
Учитывая указанное выше, в формуле для определения
эквивалентной нагрузки при FJVFr < e следует принимать
У = 0.
Для шариковых радиально-упорных подшипников с углом
контакта а = 12° величину е определяют по формуле
lg-^-1,144
(9Л)
Для тех же подшипников с углом контакта а = 15?
lg-?- 1,766
*" 7^63 •
Для подшипников с углами контакта а < 18° величину е
можно также определить из графика (рис. 9.49). При подборе
двухрядных радиально-упорных шариковых или конических
роликовых подшипников надо иметь в виду, что даже
небольшие осевые усилия влияют на величину эквивалентной
215

0,5
Ы=18°
/
1/
(?=15°
У
Рис. 9.49. График для определения
е в зависимости от Fr/CQ и а
0,2 О,* 0,6 0,8 FrI/C0
нагрузки. Следует
учитывать, что при расчете
динамической грузоподъемности
и эквивалентной
динамической нагрузки узла,
состоящего из сдвоенных радиально-
упорных подшипников, установленных узкими или широкими
торцами наружных колец друг к другу, пару одинаковых
подшипников рассматривают как один двухрядный радиально-
упорный подшипник.
Сдвоенные радиально-упорные шариковые или конические
роликовые подшипники при отношении FJFr < e рассчитывают
как двухрядные.
Если Fa/Fr > е, то в двухрядных подшипниках будет
работать только один ряд тел качения, и величину
динамической грузоподъемности следует принимать такой же, как
для однорядного подшипника.
В радиально-упорных подшипниках при действии на них
радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S,
определяемые по формулам:
S = O,83dFV ) — для конических роликоподшипников,
Г (9-9)
S = eFr J Для радиально-упорных
шарикоподшипников.
Осевые нагрузки, действующие на радиально-упорные
конические подшипники, определяют с учетом схемы действия
внешних усилий в зависимости от относительного
расположения подшипников (рис. 9.50). Если радиально-упорные
2-Н
* ^У
\Fr fa
1
Рис. 9.50. Схема действия сил в радиально-упорных подшипниках, установленных:
а — враспор; б — врастяжку
216

подшипники установлены по концам вала враспор или
врастяжку, то результирующие осевые нагрузки каждого подшипника
определяют с учетом действия внешней осевой нагрузки
(осевое усилие червяка, осевые усилия косозубых или
конических зубчатых колес и пр.); должны быть учтены
осевые составляющие от радикальных нагрузок, действующие на
каждый подшипник.
Результирующие осевые нагрузки подшипников определяют
по табл. 9.21. Ориентировочные рекомендации по выбору
подшипников даны в табл. 9.22.
t
2.
1
2
3
Si
Fa
Si
Fa
Si
Fa
>sn;
>o
<sn;
>sn
<Sn;
<Sn
9.21.
-Si
-Si
Формулы для расчета
Условия нагружения
| >i
, 1;, *
осевых нагрузок
1
1
Осевые
нагрузки
^1 = ^1
Fall = ^1 + Fa
Fai = -S'ii ~ Fa
Fall — ^Ii
9.22. Рекомендации по выбору радиально-упорных
шарикоподшипников

Отношение
Fa

Конструктивное
обозначение и угол
контакта
Осевая
составляющая
радиальной
нагрузки S в
долях от Fr\
Примечание
0,35-0,8
0,81-1,2
Св. 1,2
36000;
а =12°
46000;
а = 26°
66000;
а = 36°
0,3 Frl
0,6 Frl
0,9 Frl
Допустимо использование особо
легкой и сверхлегкой серий
При весьма высоких скоростях
легкая серия предпочтительнее
Для высоких скоростей
подшипник с данным углом контакта
непригоден
Примечание. При
шариковые подшипники.
< 0,35 применяют однорядные радиальные
217

При определении осевых нагрузок двухрядных (сдвоенных)
радиально-упорных подшипников осевые составляющие S не
учитывают.
В радиально-упорных подшипниках радиальные реакции
считаются приложенными к валу в точках пересечения
нормалей, проведенных к серединам контактных площадок.
Расстояние а (см. рис. 9.17 и 9.20) между этой точкой и торцом
подшипника для однорядных радиально-упорных
шарикоподшипников
(9.10)
для однорядных роликовых конических подшипников
Если в двухрядных радиально-упорных подшипниках
работают оба ряда тел качения, то считают, что радиальная
реакция приложена посередине подшипника. Если же работает
только один ряд, то радиальные реакции, как и для
однорядных подшипников, смещаются на расстояние
._„(» +й+й,.), „.,2,
для двухрядных конических роликоподшипников
ЗГ {d + D)e
а~Т+ б •
Величины В, dy T, а, е выбирают из таблиц приложения.
Подшипники, воспринимающие нагрузку в неподвижном
состоянии или при п < 1 об/мин, подбирают по статической
грузоподъемности Со и по эквивалентной статической нагрузке
Ро так, чтобы Ро < Со* Для радиальных и радиально-упорных
шарико- и роликоподшипников Ро определяют как наибольшее
значение из двух формул:
Для радиальных роликоподшипников с короткими
цилиндрическими роликами Ро — ^г
Значения коэффициентов Х09 Yo даны в табл. 9.23.
Подшипники для переменных режимов работы подбирают
по эквивалентной нагрузке и условной частоте вращения. Если
218

9.23. Значения коэффициентов радиальной Хо и осевой Уо нагрузок
Тип
подшипника
Шарикоподшипники радиальные
Шарикоподшипники радиаль-
но-упорные с а°:
18
19
20
25
26
30
35
36
40
Шарикоподшипники
самоустанавливающиеся и
роликоподшипники самоустанавли-.
вающиеся и конические
Однорядные
подшипники
0,6
0,5
0,5
Го
0,5
0,43
0,43
0,42
0,38
0,37
0,33
0,29
0,28
0,26
0,22 ctg a
Двухрядные
Подшипники
*0
0,6
1
1
^0
0,5
0,86
0,86
0,84
0,76
0,74
0,66
0,58
0,56
0,52
0,44 ctg а
Примечание. Для пары одинаковых однорядных радиально-упор-
ных подшипников, установленных узкими или широкими торцами
колец друг к другу, следует применять те же значения коэффициентов
Хо и Fo, что и для одного двухрядного. Для двух и более
одинаковых однорядных радиально-упорных шарикоподшипников,
установленных последовательно (по схеме «тандем»), следует применять те же
значения коэффициентов Хо, Yq, что и для одного такого же
подшипника.
йагрузка меняется по линейному закону от JPmin до Ртлх (при
постоянной частоте вращения), то эквивалентная нагрузка
Р 4- 9Р
р = п у • <914)
Если нагрузка и частота вращения изменяются по более
сложным законам, то эквивалентная нагрузка
(9.15)
219

где Pi9 P2, P$>..., Рп — постоянные нагрузки, действующие в
течение Lb L2, L3,...,Ln миллионов оборотов; L — общее число
миллионов оборотов, в течение которого действуют указанные
нагрузки.
Значения Lft, ч, даны в табл. 9.24, 9.25.
По ГОСТ 16162—85 минимальная долговечность
подшипников для зубчатых редукторов 1^ = 10000 ч, червячных
I* = 5000 ч.
Q
9.24. Величина отношения — для шариковых подшипников в
Долговечность
Lb ч
200
3200
4000
5000
6300
8000
10000
12500
16000
20000
25000
32000
40000
Частота вращения»
10
,06
,24
,34
,45
,56
,68
,82
1,96
2,12
2,29
2,47
2,67
2,88
9.25. Величина
Долговечность
2000
3200
4000
5000
6300
8000
10000
12500
16000
20000
25000
32000
40000
25
1,45
1,68
1,82
1,96
2,12
2,29
2,47
2,67
Z,oo
3,11
3,36
3,63
3,91
63
1,96
2,29
2,47
2,67
2,88
3,11
3,36
3,63
3,91
4,23
4,56
4,93
5,32
отношения
100
2,29
2,67
2,88
3,11
3,36
3,63
3,91
4,23
4,56
4,93
5,32
5,75
6,20
С
- для
160
2,67
з.и
3,36
3,63
3,91
4,23
4,56
4,93
5,32
5,75
6,20
6,70
7,23
200
2,88
3,36
3,63
3,91
,4,23
4,56
4,93
5,32
5,75
6,20
6,70
7,23
7,81
роликовых
320
3,36
3,91
4,23
4,56?
4,93
5,32
5,75
6,20
6,70
7,23
7,81
8,43
9Д1
400
3,63
4,23
4,56
4,93
5,32
5,75
6,20
6,70
7,23
7,81
8,43
9,11
9,83
подшипников
Частота вращения,
10
1,05
1,21
1,30
1,39
1,49
1,60
1,71
1,83
1,97
2,11
2,26
2,42
2,59
25
1,39
1,60
1,71
1,83
1,97
2.П
2,26
2,42
2,59
2,78
2,97
3,19
3,42-
63
1,83
2,11
2,26
2,42
2,59
2,78
2,97
3,19
3,42
3,66
3,92
4,20
4,50
100
2,11
2,42
2,59
2,78
2,97
3,19
3,42
3,66
3,92
4,20
4,50
4,82
5,17
160
2,42
2,78
2,97
3,19
3,42
3,66
3,92
4,20
4,50
.4,82
5,17
5,54
5,94
200
2,59
2,97
3,19
3,42
3,66
3,92
4,20
4,50
4,82
5,17
5,54
5,94
6,36
320
2,97
3,42
3,66
3,92
4,20
4,50
4,82
5,17
5,54
5,94
6,36
6,81
7,30
400
3,19
3,66
3,92
4,20
4,50
4,82
5,17
5,54
5,94
6,36
6,81
7,30
7,82
220

Подбор подшипников шариковых и радиальных с
цилиндрическими роликами при действии на них только радиальных
нагрузок ведут в таком порядке:
а) выполняют эскизную компоновку узла и приближенно
намечают расстояние между подшипниками;
б) определяют реакции опор;
в) определяют эквивалентные нагрузки подшипников;
г) задавшись долговечностью 1^ наиболее нагруженного
зависимости от долговечности Ь\г и частоты вращения п
об/мин
500
3,91
4,56
4,93
5,32
5,75
6,20
6,70
7,23
7,81
8,43
9,П
9,83
10,6
630
4,23
4,93
5,32
5,75
6,20
6,70
7,23
7,81
8,43
9,11
9,83
10,6
11,5
в зависимости
800
4,56
5,32
5,75
6,20
6,70
7,23
7,81
8,43
9,11
9,83
10,6
11,5
12,4
1000
4,93
5,75
6,20
6,70
7,23
7,81
8,43
9,11
9,83
10,6
11,5
12,4
13,4
1250
5,32
6,20
6,70
7,23
7,81
8,43
9,11
9,83
10,6
П,5
12,4
13,4
14,5
от долговечности Lh и
1600
5,75
6,70
7,23
7,81
8,43
9,11
9,83
10,6
11,5
12,4
13,4
14,5
15,6
частоты
2000
6,20
7,23
7,81
8,43
9,11
9,83
10,6
11,5
12,4
13,4
14,5
15,6
16,8
2500
6,70
7,81
8,43
9,11
9,83
10,6
11,5
12,4
13,4
14,5
15,6
16,8
18,2
вращения п
3200
7,23
8,43
9,11
9,83
10,6
11,5
12,4
13,4
14,5
15,6
16,8
18,2
19,6
об/мин
500
3,42
3,92
4,20
4,50
4,82
5,17
5,54
5,94
6,36
6,81
7,30
7,82
8,38
630
5966
4,20
4,50
4,82
5,17
5,54
5,94
6,36
6,81
7,30
7,82
8,38
8,98
800
3,92
4,50
4,82
5,17
5,54 «
5,94
6,36
6,81
7,30
7,82
8,38
8,98
9,62
1000
4,20
4,82
5,17
5,54
5,94
6,36
6,81
7,30
7,82
8,38
8,98
9,62
10,3
1250
4,50
5,17
5,54
5,94
6,36
6,81
7,30
7,82
8,38
8,98
9,62
10,3
11,0
1600
4,82
5,54
5,94
6,36
6,81
7,30
7,82
8,38
8,98
9,62
10,3
11,0
11,8
2000
5,17
5,94
6,36
6,81
7,30
7,82
8,38
8,98
9,62
10,3
11,0
11,8
12,7
2500
5,54
6,36
6,81
7,30
7,82
8,38
8,98
9,62
10,3
11,0
11,8
12,7
13,6
3200
5,94
6,81
7,30
7,82
8,38
8,98
9,62
10,3
11,0
11,8
12,7
13,6
14,6
221

подшипника, вычисляют по формуле (9.2) требуемую
динамическую грузоподъемность его С;
д) подбирают по диаметру посадочного места номер
подшипника, начиная с легких серий, находят его
динамическую грузоподъемность и проверяют выполнение условия
С < [С], где [С] — значение динамической грузоподъемности
по табл. ПЗ —П5 приложения или по каталогу.
Если это условие не выполнено, то переходят от легкой
серии к средней или тяжелой (при том же диаметре цапфы
d). Если подшипник по своим габаритам применить в данном
узле нет возможности, то следует перейти к другому типу
подшипника (например, от шариковых к роликовым) или к другой
схеме расположения их на валу. При осложнениях в выборе
радиально-упорных подшипников (при наличии больших осевых
нагрузок и др.) рекомендуется переходить на подшипники с
большим углом контакта (а = 26 -г 36°). В некоторых случаях
может оказаться, что все эти меры не дадут желаемого
эффекта, тогда следует увеличить диаметр посадочного места и
проверить подшипник большего номера.
Если [С] значительно выше С даже при применении
подшипника легкой серии (что часто имеет место для тихо*
ходных валов редукторов с цилиндрическими прямозубыми
колесами и для валов колес червячных редукторов), то
диаметр цапфы вала уменьшать ни в коем случае не следует,
так как он определен из расчета на прочность; расчетная
долговечность подшипника будет намного больше
регламентированной.
Выбор радиально-упорных шариковых и конических
роликовых подшипников ведут в другой последовательности:
а) учитывая условия эксплуатации, конструкцию узла,
диаметр цапфы, намечают типоразмер подшипника;
б) выполняют эскизную компоновку узла, определяют точки
приложения радиальных реакций (размер а, который зависит
от е);
в) определяют суммарные реакции опор;
г) вычисляют эквивалентные нагрузки подшипников
(коэффициенты X и Y зависят от величины е, для нахождения
которой необходимо знать типоразмер подшипника);
д) по таблицам приложения или по каталогу определяют
динамическую грузоподъемность намеченного подшипника;
е) по эквивалентной нагрузке и динамической
грузоподъемности вычисляют теоретическую долговечность подшипника,
которая не должна быть меньше требуемой; если это условие
222

не обеспечивается, то выбирают подшипники других серий и
типов, увеличивают диаметр цапфы вала.
Примеры подбора подшипников приведены в гл. XII.
§ 9.8. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ
Исходными данными для проектирования опор скольжения
служат следующие показатели: нагрузка на опору — ее величина,
направление и график изменения; частота вращения вала;
диаметр цапфы, определяемый из предшествующего расчета
вала и его конструкции; условия эксплуатации.
В соответствии с этими данными конструктор намечает тип
подшипника, руководствуясь стандартами и нормалями;
определяет основные размеры его, выбирает материал вкладыша,
виды смазывания.
В курсовых проектах, выполняемых в техникумах,
подшипники скольжения проектируют для опор валов редукторов
в виде встроенных в корпус конструкций. Материал
вкладышей выбирают из группы антифрикционных сплавов (табл. 9.26
и 9.27), порошковой металлокерамики (пористые бронзо- и
желез ографит).
9.26. Антифрикционный чугун для подшипников скольжения
Марка
АЧС-1*
АЧС-2*
АЧС-3
АЧВ-1*
АЧВ-2
Твердость
НВ
180-240
190-229
160-190
210-260
167-197
[Pi
МПа
0,05
9
0,1
6,0
0,1
6
0,5
12
0,5
12
vy м/с
2
0,2
3
0,75
3
0,75
5
1
1
5
\pvl
МПа м/с
0,1
1,8
0,3.
4,5
0,3
4,5
2,5
12,
2,5
12
* Термообработка вала — закалка, или нормализация.
Примечание. Для уменьшения износа вала следует
выбирать марку чугуна, имеющую твердость ниже, чем у вала.
223

Смазывание — непрерывное, жидким смазочным материалом
высокой вязкости, в основном смазочными маслами марок
И-40А, И-50А, И-70А. В зависимости от толщины
смазочного слоя, образующегося между трущимися поверхностями,
различают следующие виды смазок:
гидродинамическая смазка, осуществляемая при высокой
скорости скольжения, сравнительно небольшой удельной нагрузке
и соответствующей вязкости смазочного масла;
гидростатическая смазка, применяемая для опор, несущих
большую нагрузку при малой скорости скольжения;
смазочная жидкость, подаваемая под давлением, разделяет трущиеся
поверхности при любом режиме работы; расчет опор для
этих двух видов смазки см. [17];
граничная и полужидкостная смазки характеризуются тем,
что тонкий слой жидкого смазочного материала,
образующийся между трущимися поверхностями, не отделяет их
полностью друг от друга; такой процесс происходит в опорах
при малой скорости скольжения, например, в периоды пуска
и останова, при реверсе и колебаниях нагрузки. Указанные
особенности типичны для опор валов редукторов. Для
уменьшения сил трения и ограничения изнашивания трущихся
поверхностей проектируемый подшипник должен удовлетворять
двум условиям: удельная нагрузка на единицу расчетной
поверхности вкладыша не должна превышать допускаемой
величины:
р=4^И; (916)
9.27. Бронза для вкладышей подшипников скольжения
Марка
БрО5Ц5С5
БрОФ 6,5-0,15
БрА9ЖЗЛ
БрА10ЖЗМц2
БрАЖС7-1, 5-1,5
Заготовка
Отливки
Отливки
Пруток, поковка
Отливки
Пруток, поковка
Отливки
!>], МПа
6
15
20
20
8
[pv],
МПа-м/с
10
15
12
15
12
Примечание. Буквы означают элементы, входящие в сплав: О —
олово, Ц — цинк, С - свинец, Ф — фосфор, Ж — железо, Мц — марганец; цифры
означают процентное содержание элементов в сплаве.
224

второе условие связано с ограничением нагрева: произведение
величины р на скорость скольжения v не должно превышать
дрлускаемого значения:
pv < ipvl (9.17)
Здесь р — в МПа (соответствует численно Н/мм2); нагрузка
на подшипник F — в Н; проекция опорной поверхности на
плоскость, перпендикулярную вектору F, Л — в мм2. Значения
[р] и [ру] приведены в табл. 9.26 и 9.27.
Опорная поверхность круглоцилиндрических подшипников,
несущих радиальную нагрузку (рис. 9.51,а; 9.52 и 9.53),
А~Ы\ средние значения Ъ = @,5 ч-1,2) d. При больших
значениях Ь вкладыши надо выполнять самоустанавливающимися.
Рис. 9;5t. Схема нагружения подшипников:
а — радиального; б — упорного (подпятника)
А-А
Рис, 9.52. Подшипник скольжения для радиальной- нагрузки (без осевой фиксации
вала)
225

Аля термометра -р
\ . 77
Рис. 9.53. Подшипник для радиальной нагрузки, фиксирующий вал в осевом
направлении
Опорная поверхность подшипника, несущего осевую
нагрузку (рис. 9.51,6),
При проверке кольцевой опорной поверхности по фактору
pv определяют среднюю скорость скольжения Uq, на
приведенном радиусе пяты
= 0,33
d3-dl
(9.18)
Вкладыш подшипника, нагружаемого радиальной и осевой
силами, выполняют с буртиком (рис. 9.54) толщиной
s = 0,(Ш + A -г 3) мм; высота буртика Я = l,2d + C ¦*- 5) мм.
Рис. 9.54. Подшипник для радиальной и осевой нагрузок
22'

Рис. 9.55. Способы фиксации вкладыша в корпусе:
а — закрепительной втулкой; б — штифтом
_ HI Я8 Я9
Посадка вкладыша в корпус — с натягом: ——» ——, —3-; со-
ро nf So
пряжение с валом — с зазором:
Н9
Для предотвращения проворачивания вкладыша ставят
закрепительную втулку или штифт (рис. 9.55) диаметром
dt «0,2d и длиной /«0,3^. Диаметр болтов или шпилек,
крепящих крышку подшипника, d2 & 0,3d, но не меньше
М10 во избежание
повреждения резьбы при
нерегулируемой
затяжке гайки.
Пример. Рассчитать
подшипник скольжения
вала червячного колеса
редуктора (рис. 9.56);
радиальная нагрузка на
подшипник Fr = 11 кН,
осевая Fa = 4,4 кН,
диаметр цапфы вала d =
= 80 мм, частота
вращения п = 115 об/мин.
Рис. 9.56. Червячный редуктор
с ведомым валом на
подшипниках скольжения

Решение. Принимаем ширину вкладыша Ь$ = 0,84 =
= t^8-80 = 64 мм; учитывая фаски, примем рабочую ширину
вкладыша Ь = 60 мм; для определения скорости
скольжения вычисляем предварительно угловую скорость вала
пп 3,14-115 .
Скорость скольжения v = 0,5ood = 0,5 • 12 • 80 • 10" = 0,48 м/с.
Среднее давление на рабочую поверхность вкладыша
F, 1ЬЮЭ _
pm"WV
Произведение
pv = 2,3-0,48 » 1,1 МПа > м/с.
По табл. 9.2в выбираем материал для вкладыша —
антифрикционный чугун АЧС-1, для которого при v = 2 м/с
имеем
[р] « 0,05 МПа; [>] = 0,1 МПам/с;
при v = 0,2 м/с имеем [р] = 9 МПа; \jpv\ = 1,8 МПа • м/с.
Для вычисленной выше скорости скольжения v - 0,48 м/с
находим методом интерполирования значение [pv] =
в 1,54 МПа»м/с, следовательно,
Условия (9.16) и (9Л7) выполнены.
Осевая сила Fa = 4,4 кН воспринимается торцовой
поверхностью вкладыша. Принимаем толщину вкладыша s =
« 0,03i/ + A -s- 3) мм = 0,03 • 80 + 2,6 мм = 5 мм; высота
буртика Я = 1,25 + C ч-5) мм = 1,2-5 + 4 = 10 мм.
Наружный диаметр буртика D = d + 2Н = 80 + 2 • 10 =
= 100 мм.
Внутренний диаметр кольцевой торцовой поверхности
вкладыша определяем с учетом радиуса галтели р = 2 мм
d0 = d + 2p = 80 + 2-2 = 84 мм.
Опорная поверхность торца Ат = 0,25я (D2 — dl) = 0,25 х
х 3,14A002 - 842) = 2300 мм2; среднее давление
Приведенный радиус торцовой поверхности по формуле
(9Л8;
228

0,33^1=0,33^^ = 45 мм.
Скорость скольжения на приведенном радиусе
v = <оЯпр = 12-45-10~3 = 0,54 м/с.
Следовательно,
pv = 1,920,54» 1,04 МПам/с.
Методом интерполирования находим при vr = 0,54 м/с
значение [ри] = 1,48 МПа^м/с, следовательно,
Для торцовой поверхности вкладыша условия ^ [р] и
pv < \jpv] также выполнены.

ГЛАВА X
КОНСТРУИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРОВ
§ ЮЛ. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ
И ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС И ЧЕРВЯКОВ
Конструкции цилиндрических и конических зубчатых колес
представлены на рис. 10.1 — 10.5; рекомендации по
определению размеров отдельных элементов колес даны в табл. 10.1.
Зубчатые колеса состоят из обода, несущего зубья;
ступицы, насаживаемой на вал, и диска, соединяющего обод со
ступицей.
Зубчатые цилиндрические стальные колеса малых диаметров
выполняют обычно коваными (см. рис. 10.1); при диаметрах
до 500 мм — коваными или штампованными (см. рис, 10.2); при
больших диаметрах — литыми с диском (см. рис. 10.3) или со
спицами.
Штампованные заготовки по форме соответствуют
готовым деталям; механическая обработка нерабочих
поверхностей не требуется.
Для заполнения полостей штампа разогретым металлом и
выемки заготовки полость должна иметь уклоны не менее 5°
(см. рис. 10.2,г) и радиусы закруглений г«0fi5h + 1 мм;
R « 2,5г + 1 мм.
Зубчатые конические стальные
колеса при диаметрах до 500 мм
изготовляют ковкой или штамповкой (см.
рис. 10.4); при диаметрах, больших
300 мм, конические колеса можно
изготовлять либо из стального, либо
из чугунного литья (см. рис. 10.5).
Шестерни конструируют в двух
исполнениях: отдельно от вала
(насадная шестерня) и за одно целое с
валом (вал-шестерня; рис. 10.6).
Рис. ЮЛ. Цилиндрическое зубчатое кованое
колесо при da < 200 мм
230

Рис. 10.2. Цилиндрические зубчатые
колеса при da < 500 мм:
а — кованые; бив —
штампованные; г — заготовка, полученная
штамповкой в двухстороннем
штампе
Рис 10.Э. Цилиндрическое
зубчатое литое колесо при da < 600 мм
Ў
^ Ъ
231

Рис. 10.4. Конические зубчатые колеса ври dae < 500 мм:
а — штампованные; б — кованые
Рис. 10.5. Коническое зубчатое литое колесо при dae > 300 мм
Рис. 10.6.
а — цилиндрическая
Валы-шестерни:
шестерня; б — к
коническая

ЮЛ. Определение размеров зубчатых металлических колес
(см. рис. 10.1-10.5)
Параметры
Диаметр ступицы стальных колес
То же, чугунных колес
Длина ступицы
Толщина обода цилиндрических
колес
То же, конических колес
Толщина диска кованых колес
То же, штампованных колес
» литых колес
» конических колес
Диаметр центровой окружности
Диаметр отверстий (в шестернях
малых размеров отверстия не
делают)
Толщина ребер
Фаска
Формула
</ст«1,6</в
</ст «1,8я?в
/ст«A,2-г!,5)</*
50 = B,5-r4,0)mw; ) но не
\ менее
5О=C -r-4)w, I 8 мм
С = 0,36 J
С = @,2 4-0,3N
С = 0,2 Ь
С = @,1 -г-0,17)Де
Яотв = 0,5@0 + ^)
d — 1 ° ст 1
"отв ^ 1 д 1
s = 0,8 С
w & 0j5/wn
* В массовом производстве цилиндрические колеса при нарезании зубьев
обрабатывают «пакетами» по два и более
ступать за то^ец венца, т. е. /^ < Ь.
Обозначения: </в — диаметр вала
средний окружной модуль; b — ширина i
стояние;* Z>0 —внутренний диаметр обода
. При этом ступица не должна вы-
l; m„ — модуль нормальный; т —
»енца; Re — внешнее конусное рас-
Вал-шестерню выполняют в тех случаях, когда расстояние
от впадины зуба до шпоночного паза оказывается меньше
указанного на рис. 10.7.
Витки червяков выполняют в большинстве случаев за одно
целое с валом (рис. 10.8): фрезерованием при d0 > dfl или
нарезанием на токарных станках при do<dfU чем
обеспечивается свободный выход резца.
Червячные колеса изготовляют обычно составными: венец —
бронзовый, центр — чугунный, чугун марки СЧ 15. Венцы
соединяют с центрами либо посадкой с натягом (рис. 10.9, а и б), либо
болтами, поставленными без зазора в отверстия из-под
развертки (рис. 10.9, в).
Обод червячного колеса, выполненного целиком из чугуна
(без насадного венца), показан на рис. 10.9, г.
Натяг бронзового венца на чугунном центре во время
233

Рис. 19.7. Минимальное расстояние х от
впадины зуба до шпоночной канавки:
а — для цилиндрических колес х > 2,5 mt;
б — для конических колес х'> 1,6 mte
работы червячного колеса
уменьшается, так как коэффициент
линейного расширения бронзы
больше, чем чугуна. Во избежание
смещения венца относительно
центра на стыке устанавливают
4—6 винтов (рис. 10.9, а и д), их
проверяют на срез [xj = 0,25стт.
Стенки отверстий проверяют на
смятие: для бронзы [стсм]=0,Зстт
и для чугуна [а^] « 0,4аи.
Соединение венца с центром можно осуществить отливкой
бронзового венца в литейную форму, в которую заранее
устанавливают чугунный центр. Во избежание проворота венца
на боковых поверхностях центра делают пазы, заполняемые
металлом венца при отливке (рис. 10.10).
Рис. 10.8. Червяки:
а — с фрезерованными витками; б-с витками, нарезанными на токарном
станке
234

, ь, .
Рис. 10.9. Червячные колеса:
а и б — с напрессованным венцом; в — с привернутым венцом; г — цельнолитое;
д — с фиксацией напрессованного венца винтом: С = 0,25 Ь2\ Ьх = Ъ2—2т;
1,8) 4; /ст «A,2 4- 1,7) ав; Аинт = AД -s- 1,4) т; /виет - @,3 -ь 0,4) Ъ2;
На рис. 10.11 и 10.12 приведены рабочие чертежи
цилиндрического и конического зубчатых колес в соответствии с
требованиями ЕСКД (ГОСТ 2.403-75), а на рис. 10.13 и 10.14
рабочие чертежи червяка и червячного колеса (ГОСТ 2.406 — 76).
Стандарт устанавливает обозначение архимедова червяка —
ZA.
Об условных обозначениях допусков, посадок и
шероховатости поверхностей см. в § 10.6 и 10.7.
ш
Рис. 10.10. Венцы, отлитые на чугунных центрах:
а-с боковыми скосами; б-с прорезями. Размеры Ьг и 62 см. рис. 10.9
235

яг 20/
во
„ 50 _
Rz80
2 фаски.
Тшаски
модуль нормальный
Число зубьев
Угол наклоне зиба
Направление зиба
Исходный контур
коэффициент
смещения исходного контира
степень точности
по ГОСТ 1643-81
делительный
диаметр
тп
г
—
X
-
й
1.5
118
9°4Z'
\ЛеВ08
13755*81
0
7-С
294,18
1W10
I Термообработка, улучшение НВ215,..1Ш
2. Неуказанные предельные отклонения
разнероО отберстий H14f Ьалаб h 14
Рис. 10.11. Рабочий чертеж зубчатого цилиндрического колеса
Вид б подернута
MZ-1
Число зубьгд
Тип зуда
Исходный контур
коэффициент смсцет
исходного нонтцра
Угол велительноео
квниса
Угол конуса Опадин
Степень точности
по ГОСТ 17S8-91
Обозначение чертежа
сопряженной шестерни
*е
г-
-
6
-
-
60
Прямой
гтщы
0
71*35*
6940*
7-С
....
/. Термообработка, улучшение
не 180. ..205
2. Острые кромки притупить A*0,3
3. Неуказанные предельные
отклонения размеров отверстии
h14, валов Пщ
Зубчатое колесо
коначеское
Сталь 45
ГОСТ 1050-ЧЬ
тшташт
1 листбТ
Рис. 10.12. Рабочий чертеж зубчатого конического колеса
236

Число битков червяка
Делительный иеол подъема
Степень точности
яо ГОСТ 3675-91
t. Термообработка-витки калить ГВЧ HRC45...S
2. Острые кромки притупить /t&ffi,J
д. Неуказанные предельные отклонения размеров г
Валов tin, остальных ± 17Ufa
Сталь US
ГОСТ №0* 74
Рис. 10.13. Рабочий чертеж архимедова цилиндрическою

Зотв.мв сверлить и нарезать после, на прессовка венца
После затяжки выступающую часть спилить а раскернить
Рис. 10.14. Рабочий чертеж червячного колеса
§ 10.2. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСОВ РЕДУКТОРОВ
В корпусе редуктора размещаются детали зубчатых и
червячных передач. При его конструировании должны быть
обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы
валов.
Для повышения жесткости служат ребра, располагаемые у
приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют
разъемным, состоящим из основания (его иногда называют
картером) и крышки (рис. 10.15). Плоскость разъема проходит
через оси валов. В вертикальных цилиндрических редукторах
разъемы делают по двум и даже по трем плоскостям. При
конструировании червячных и легких зубчатых редукторов
иногда применяют неразъемные корпуса со съемными
крышками (рис. 10.16). На рис. 10.17 показаны основание и
крышка литого корпуса червячного редуктора.
Материал корпуса обычно чугун СЧ 10 или СЧ 15. Сварные
конструкции из листовой стали Ст2 и СтЗ применяют редко,
главным образом для крупногабаритных редукторов
индивидуального изготовления. Толщина стенок сварных корпусов на
20—30% меньше, чем чугунных.
23S

Рис. 10.15. Литые корпус и крышка двухступенчатого цилиндрического
редуктора с разъемом по осям валов
Рис. 10.16. Цельнолитой корпус зубчатого
цилиндрического редуктора без разъема
Рис. 10.17. Основание корпуса и крышка
червячного редуктора
Ориентировочные размеры элементов литых корпусов
(рис. 10.18) приведены в табл. 10.2 и 10.3. При
конструировании таких корпусов следует придерживаться установленных
литейных уклонов (табл. 10.4), радиусов галтелей и переходов.
Радиусы галтелей выбирают из ряда: 1, 2, 3, 5, 8, 10, 15, 20,
25, 30, 40 мм.
239

мл
Варианты лапы корпуса
без бобышки с бобышкой
Отжиннои
болт
Рис. 10.18. Конструктивные
элементы корпуса из чугуна

10.2. Основные элементы корпуса из чугуна
(см. рис. 10.18)
Параметры
Толщина стенки корпуса и
крышки редуктора:
одноступенчатого
цилиндрического
одноступенчатого конического
одноступенчатого червячного
двухступенчатого
Толщина верхнего пояса (фланца)
корпуса
Толщина нижнего пояса (флан
ца) крышки корпуса
Толщина нижнего пояса корпуса;
без бобышки
при наличии бобышки
Толщина ребер основания
корпуса
Толщина ребер крышки
Диаметр фундаментных болтов
(их число > 4)
Диаметр болтов:
у подшипников
соединяющих основание
корпуса с крышкой
Размеры, определяющие
положение болтов d2
Высота бобышки h$ под болт
d2
Ориентировочные соотношения
(размеры, мм)
Во всех случаях 8 > 8 мм
и 8} > 8 мм
8 = 0,025а+ 1; 8^ 0,02а+ 1
8 « 0,05Re + 1; 8, » 0,04 Д, + 1
8 = 0,04а + 2; 8^0,032*1 + 2
8 « 0,025ат + 3; Ь{ = 0,02ат + 3
6=1,58
Ьх = l,58t
/> = 2,358
р! » 1,56; р2 = B,25 + 2,75)8
т = @,85 4-1)8
mi «(Q.8S+ l)St
^=@,03 4-0,036)аТ + 12;
dt ш 0,072Де + 12
<*2= @,7 +0,75)^;
^=@,5-5-0,6)^
е «A -г 1,2)d2; q > 095d2 + d*;
d4 — крепление крышки подшил
ника
/i6 выбирают конструктивно так,
чтобы образовалась опорная
поверхность под головку болта и
гайку* Желательному всех
бобышек иметь одинаковую высоту
h
241

10.3. Дополнительные элементы корпуса из чугуна
(см. рис. 10.18)
Параметры
Гнездо
под


шипник
Размеры
штифта
Диаметр отверстия в
гнезде
Винты крепления крышки
подшипника d4
Число винтов и
(предпочтительны врезные
крышки без винтов)
Диаметр гнезда
Длина гнезда
Диаметр
Длина
Наименьший зазор между
наружной поверхностью
колеса и стенкой корпуса:
по диаметру
по торцам
Параметры
к.
с,
Мб
22
12
М8
24
13
мю
28
16
М12
33
18
Ориентировочные соотношения
(размеры, мм)
Dn — по наружному диаметру
подшипника или стакана
М8-М12
4-6
D2 — диаметр фланца крышки
подшипника
/* = о- + С2 + Дб + C ч-5);
R6>\9ld2
dm &</з(РазмеРыпотабл- Ю.5)
Л^Ц-f-1,2M
Ах «А (на чертеже не
показан)
Болты
М16
39
21
М20
48
25
М24
54
34
М27
58
36
МЗО
65
50
* Для удобства механической обработки торцов бобышек и
проверки перекоса осей отверстий, размер Е обычно принимают
одинаковым для всех опор, поэтому и
гнезд одинаковым.
эазмер / принимают для всех
242

10.4. Рекомендуемые литейные уклоны
л
<
Уклон
a:h
1:5
1:10
1:20
1:50
1:100

Величина
т
11°30'
5°30'
3°
1°
30'
Рекомендуемое
применение
Для стали
Для
цветных
металлов
h < 25 мм
Л = 25ч-
4-500 мм
h > 500 мм
—
10.5. Штифты конические (по ГОСТ 3129-70)
J
d
4
5
6
8
с
0,6
0,8
1,0
1,2
Тип1
Интервалы
длин
16-70
16-90
20-110
25-140
L
Размеры, мм
d
10
12
16
20
е
1,6
1,6
2,0
2,5
Интервалы
длин
30-180
36-220
40-280
50-280
а
Тип 2.
к
1
i
so
к
\
25
32
40
50
Примечания: 1. Ряд длин L 16, 20, 25, 30,
60, 65, 70, 80, 90, 100, 110, 120, 140, 160, 180, 200
2. Материал (рекомендуемый) — сталь 45, 15, А12.
с
3,0
4,0
5,0
6,3
Интервалы
длин
60-280
80-280
100-280
120-280
36, 40, 45, 50, 55,
, 220, 250, 280 мм,
Основание корпуса и крышку фиксируют относительно
друг друга двумя коническими штифтами (табл. 10.5),
устанавливаемыми без зазора до расточки гнезд под подшипники.
Основание и крышку корпуса соединяют болтами йъ для
обеспечения герметичности. Ориентировочно принимают
расстояние между осями болтов ~A0 -г 15) йъ.
Для предотвращения протекания масла плоскости разъема
смазывают спиртовым лаком или жидким стеклом. Ставить
241

Вид А
Рис. 10.19. Крышки корпуса редуктора:
а — с крюками; б — с петлями
Рис. 10.20. Крышка смотрового отверстия (размеры, мм):
А
100
150
200
в
75
100
150
150
190
250
120
140
200
С
125
175
230
К
100
120
180
R
12
12
15
Размер
винта
М8х22
М8 х22
М10 х 22
Число
винтов
4
4
6
244

прокладку между основанием и крышкой нельзя, так как при
затяжке болтов она деформируется, и посадка подшипников
нарушается.
Для захватывания редуктора при подъеме делают под
фланцем основания приливы в виде крюков. Для снятия крышки
делают крюки или петли на ней (рис. 10.19).
Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса имеется
окно, закрываемое крышкой (рис. 10.20). В редукторах с
большим выделением тепла (червячных) предусматривают
отдушину, соединяющую внутреннюю полость редуктора с атмосферой.
Установка отдушины повышает надежность уплотнений (при
отсутствии отдушины незначительное повышение давления
внутри корпуса редуктора может привести к выдавливанию
смазки через уплотнения). Простой отдушиной может быть
ручка крышки смотрового отверстия (см. рис. 10.20) или пробка
с отверстиями (рис. 10.21). Отдушина с сетчатым фильтром и ее
размеры даны в табл. 10.6.
Для удаления загрязненного масла и для промывки
редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под
пробку с цилиндрической или конической резьбой (табл. 10.7).
10.6. Отдушина с сеткой
Размеры, мм
Д
Ж
и
к
л
м
н
п
М27х2
М48хЗ
-30
-45
-45
-70
245

; i
Ряс. 10.21. Пробка-отдушина
Рис. 10.22. Корпус редуктора с уменьшенным
числом выступающих элементов
10.7. Пробки к маслоспуекным отверстиям
L
d
M16xl,5
M20x2
M22x2
M27x2
M30x2
M33x2
i» а Ъ ^
>-
X
* N
i
у
К
Размеры,
b
12
15
18
20
m
8
9
10
12
14
a
3
4
Ф
MM
L
23
28
29
34
36
38
)-
D
26
30
32
38
45
48
s
17
22
27
32
19,6
25,4
31,2
36.9
246

Под цилиндрическую пробку ставят уплотняющую прокладку
из кожи, маслостойкой резины, алюминия или меди.
Надежнее уплотняет коническая резьба.
Маслоспускное отверстие выполняют на уровне днища или
несколько ниже его. Желательно, чтобы днище имело наклон
1 — 2° в сторону маслоспускного отверстия.
Для облегчения отделения крышки от основания корпуса
при разборке на поясе крышки устанавливают два
отжимных болта (см. рис. 10.18).
Подшипники закрывают крышками глухими и сквозными,
через которые проходят концы валов. По конструкции
различают крышки врезные и на винтах (см. гл. IX); материалом
служит обычно чугунное литье СЧ 10 или СЧ 15.
Редуктор и электродвигатель обычно устанавливают на
литой плите или на сварной раме. Диаметр
фундаментных болтов и их число выбирают по табл. 10.3.
При конструировании корпусов редукторов в некоторых
случаях стремятся к устранению выступающих элементов с
наружных поверхностей (рис. 10.22). Бобышки подшипниковых
гнезд убирают внутрь корпуса; крепежные болты размещают
в нишах, располагая их вдоль длинных сторон (там, где
есть бобышки). Крышки подшипниковых гнезд врезные.
§ 10.3. УСТАНОВОЧНЫЕ РАМЫ И ПЛИТЫ
При монтаже следует соблюдать определенные требования
точности положения одной сборочной единицы относительно
другой, например электродвигателя и редуктора. Для
обеспечения этого требования механизмы привода устанавливают на
сварных рамах или литых плитах. Рамы выполняют сварными
из листовой стали (рис. 10.23) и профильного проката —
уголков или швеллеров (рис. 10.24). На рис. 10.25 показана
литая плита из серого чугуна СЧ 15.
При выполнении сварных рам из швеллеров их
располагают для удобства постановки болтов полками наружу. На
внутреннюю поверхность полки накладывают косые шайбы (по
ГОСТ 10906-78) или наваривают косые накладки, которые
выравнивают опорную поверхность под головки болтов
(рис. 10.26 и 10.27).
Опорные поверхности — платики, на которые устанавливают
редукторы и электродвигатели, создаются привариванием узких
полосок стали высотой 5 — 6 мм.
В случаях, когда болт проходит через обе полки швеллера,
жесткость увеличивают ребрами, угольниками (рис. 10.28, а) или
трубками (рис. 10.28,6).
247

Рис. 10.23. Установка привода на сварной раме из листовой стали: ,
/-сварная рама; 2-червячный редуктор; 5-муфта; 4 - электродвигатель
Рис. 10.24. Установка привода на сварной раме из швеллеров*
/-сварная рама: 2 - коническо-цилиндрический редуктор; 3 — муфта; 4-
электродвигатель

Рнс. 10.25. Литая установочная плита
1
Рис. 10.26.
Установка косой шайбы
Рис. 10.27. Косая
накладка
Рве. 10.28. Увеличение
жесткости полок швеллера
Так как рама при сварке коробится, то все опорные
поверхности, на которые устанавливают механизмы привода,
обрабатывают после сварки.
Литые плиты дороже сварных рам и поэтому
распространены меньше. Для облегчения плит без ослабления
жесткости их делают пустотелыми и усиливают ребрами. Толщину
249

Рис. 10.29. Крепление
сборочной единицы к плите болтами.
Рис. 10.30. Крепление
сборочной единицы к плите шпиль-
стенок S чугунной плиты рекомендуют определять
ориентировочно в зависимости от габарита отливки, обозначаемого
жт 2/ + Ъ + h
где / - длина, Ъ — ширина, h — высота плиты, м.
N 12468
S, мм 10 12 20 26 30
Опорные поверхности плиты должны обрабатываться, и
их следует отделять от черных (необрабатываемых)
поверхностей. Поэтому в этих местах толщину стенки надо
увеличивать, предусматривая необходимые приливы, аналогичные
платикам в сварных рамах.
Сборочные единицы крепят к плите болтами (рис. 10.29) или
шпильками (рис. 10.30). Крепление шпильками затрудняет
сборку, так как требует, чтобы редуктор и электродвигатель
устанавливались в сборе с муфтой. Крепление болтами позволяет
устанавливать редуктор и электродвигатель последовательно.
§ 10.4. СМАЗЫВАНИЕ РЕДУКТОРОВ
Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и
подшипников* уменьшает потери на трение, предотвращает
повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали
от коррозии. Снижение потерь на трение обеспечивает
повышение КПД редуктора.
По способу подвода смазочного материала к зацеплению
различают картерное и циркуляционное смазывание.
Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых и
червячных колес (или червяков) в масло, заливаемое внутрь
корпуса. Это смазывание применяют при окружных скоростях
* Смазывание подшипников в редукторах рассмотрено в гл. IX*
250

Брызговик
Рис. 10.31. Редуктор с брызговиками
в зацеплении зубчатых передач до v ^ 12 м/с, в зацеплении
червячных передач при окружной скорости червяка до
v < 10 м/с. При большей скорости масло сбрасывается
центробежной силой.
Зубчатые и червячные колеса погружают в масло на высоту
зуба, а червяк (расположенный внизу) — на высоту витка, но
не выше центра нижнего тела качения подшипника. Если
условия нормальной работы подшипников не позволяют
погружать червяк в масло, то применяют брызговики,
забрасывающие масло на червячное колесо (рис. 10.31); в реверсивных
передачах устанавливают два брызговика.
Зубья конических колес погружают в масло на всю длину.
В многоступенчатых редукторах часто не удается погружать
зубья всех колес в масло, так как для этого необходим
очень высокий уровень масла, что может повлечь слишком
большое погружение колеса тихоходной ступени и даже
подшипников в масло. В этих случаях применяют смазочные
шестерни (рис. 10.32) или другие устройства. При v ^ 0>5 м/с
колесо погружают в масло до */в его радиуса. При
смазывании окунанием объем масляной ванны редуктора принимают
из расчета ~ 0,5 —0,8 л масла на 1 кВт передаваемой
мощности.
В косозубых передачах масло выжимается зубьями в одну
сторону, а в червячных редукторах червяк, погруженный в
251

Рис. 10.32. Смазочная шестерня из текстолита
доасло, гонит масло к подшипнику. В том и другом случае
для предотвращения обильного забрасывания масла в
подшипники устанавливают маслозащитные кольца (см. .гл. IX).
Циркуляционное смазывание применяют при окружной
скорости v > 8 м/с. Масло из картера или бака подается насосом
jb места смазывания по трубопроводу через сопла
(рис. 1О,33,я) или при широких колесах через коллекторы
1
Рис. 10.33. Циркуляционное смазывание
252

(рис. 10.33,6). Возможна подача масла от централизованной
смазочной системы, обслуживающей несколько агрегатов.
Назначение сорта масла зависит от контактного давления
в зубьях и от окружной скорости колеса. С увеличением
контактного давления масло должно обладать большей вяз-
10.8. Рекомендуемые значения вязкости масел
для смазывания зубчатых передач при 50 °С
Контактные
напряжения сг#,
МПа
До 600
Св. 600 до 1000
» 1000 » 1200
Кинематическая вязкость, 10 ^•м2/с, при окружной
скорости 1?, м/с
до 2
34
60
70
св. 2 до 5
28
50
60
св. 5
22
40
50
10.9. Рекомендуемые значения вязкости масел
для смазывания червячных передач при 100 °С
Контактные
напряжения о#,
МПа
До 200
Св. 200 до 250
>> 250 » 300
Кинематическая вязкость, 10 **м2/с, при скорости
скольжения, vs, м/с
до 2
25
32
40
св. 2 до 5
20
25
30
св. 5
15
18
23
10.10. Масла, применяемые для смазывания зубчатых и червячных
передач
Сорт масла
Индустриальное
Авиационное
Цилиндровое
Марка
И-12А
И-20А
И-25А
И-30А
И-40А
И-50А
И-70А
И-100А
МС-14
МС-22
МС-20
52
Кинематическая вязкость,
10~бм2/с
10-14 ^
17-23
24-27
28-33
35-45
47-55
65-75
90-118,
лри 50 °С
14 ]
22 V при 100 °С
20,5 J
44-59 при 100 °С
253

костью; с увеличением окружной скорости вязкость масла
должна быть меньше.
Выбор сорта масла начинают с определения необходимой
кинематической вязкости масла: для зубчатых передач-в
зависимости от окружной скорости (табл. 10.8), для червячных
передач — от скорости скольжения (табл. 10.9). Затем по
найденному значению вязкости выбирают соответствующее
масло по табл. 10.10.
Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора,
производят с помощью маслоуказателеи.
Простейший жезловый маслоуказатель показан на рис. 10.34;
для возможности контроля уровня масла во время работы
редуктора применяют закрытые жезловые маслоуказатели
(рис. 10.35).
Фонарный маслоуказатель и его размеры приведены на
рис. 10.36. Через нижнее отверстие в стенке корпуса масло
проходит в полость маслоуказателя; через верхнее отверстие
маслоуказатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора.
Рис. 10.34. Жезловый маслоуказатель:
а —установка в нижней части корпуса редуктора; б - установка в крышке
корпуса; в-примерные размеры маслоуказателя для небольших редукторов
254

Рис. 10.35. Жезловые маслоуказатели
закрытые:
а — в трубке; б - за перегородкой
Размеры в мм
Ah до
Н
35
во
80
125
Рис. 10.36. Фонарный
маслоуказатель (размеры, мм):
d
32
50
D
60
80
49
69
/
12
16
Рис. 10.37. Маслоуказатель с труб-
ком из оргстекла
На рис. 10.37 показан трубчатый маслоуказатель, сделанный по
принципу сообщающихся сосудов.
§ 10.5. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРОВ
При работе редуктора потери мощности, вызванные трением
в зацеплении и в подшипниках, перемешиванием и
разбрызгиванием масла, приводят к нагреву деталей редуктора и масла.
При нагреве вязкость масла резко падает, что приводит к
нарушению режима смазывания. Нормальная работа редуктора
255

будет обеспечена, если температура масла не
допускаемой
Рассматриваемый ниже метод расчета обязателен для
червячных и зубчато-червячных редукторов. Для зубчатых
редукторов малой и средней мощности в нем нет
необходимости, так как КПД их высок и тепловыделение невелико.
При установившемся режиме работы редуктора все
выделяющееся тепло отдается через его стенки окружающему воздуху;
этому соответствует определенный перепад температур между
маслом и окружающим воздухом. Условие работы редуктора без
перегрева
к,А
[А*],
где tM — температура масла, °С; tB — температура окружающего
воздуха, °С (принимают обычно tB = 20 °С); Рч - подводимая
мощность (или мощность на валу червяка), Вт; г| — КПД
редуктора (см. гл. I); kt — коэффициент теплопередачи
\kt « 11 -г 17 Вт/(м2'°С)]; А — площадь теплоотдающей
поверхности корпуса редуктора, м2 (при подсчете А площадь днища
не учитывают, если оно не обдувается воздухом); [At] =
= 40 -т- 60 °С «г допускаемый перепад температур между маслом
и окружающим воздухом (меньшие значения — для редукторов
с верхним расположением червяка).
Если At > [At], то следует увеличить теплоотдающую
поверхность ребрами (рис 10.38 и 10.39), вводя в расчет 50 % их
Ряс. 10.38. Червячный редуктор с
охлаждающими ребрами
256
Рис. 10.39. Профиль
охлаждающих ребер:
# = D-г-5)о; р = 6;. , г,= .
= 0,55; г&» 0,255; * = 25

Паять
Рис. 10.40. Червячаьш редуктор со змеевиком для охлаждения масла
поверхности; можно уменьшить At, увеличив /с,. Для этого
применяют обдув корпуса (см. рис. 10.31), повышающий kt
на 50—100%. Если оба указанных способа оказываются
недостаточно эффективными, следует установить в масляной
ванне змеевик, по которому пропускают охлаждающую воду
(рис. 10.40).
§ 10.6. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ДЕТАЛЕЙ ПЕРЕДАЧ
Единая система допусков и посадок — ЕСДП (ГОСТ 25346 —
82 и ГОСТ 25347 — 82) регламентирована стандартами СЭВ
и в основном соответствует требованиям Международной
организации по стандартизации — ИСО.
Основные термины и обозначения ЕСДП приведены ниже.
Номинальным размером называют размер изделия,
полученный по расчету или выбранный по конструктивным
соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют
некоторые отклонения от номинальных размеров.
Для того чтобы изделие отвечало своему целевому
назначению, его размеры должны выдерживаться между двумя
допустимыми предельными размерами, разность которых
образует допуск. Зону между наибольшим и наименьшим
предельными размерами называют полем допуска
257

1
1 0
%y////.
V/////A
0
. •»,
1 ¦
a}
¦i
' Kr:r:'r*yr•: vA$::. ;V-%J
«
Рис. 10.41. Поля допусков отверстия и вала:
в —отверстие и вал с полями допусков; б — упрощенная схема полей
допускав r Anax и Anin "~ наибольший и наименьший предельные размеры
отверстия;, Т1> - допуск отверстия; drmx и ^nin - наибольший, в наименьннш прет
дельные размеры вала; Td— допуск вала; 0Q — нулевая линия, пол«шение
которой соответствует номинальному размеру; ES и es — верхние отклонения
отверстия н вала; El и d — нижние отклонения отверстия и вала
На рис. 10.41 показан графический способ изображения
допусков и отклонений (поле допуска отверстия —
охватывающая деталь — заштриховано клеткой* а поле допуска вала —
охватываемая деталь — заштриховано точками). На рис. 10.41, а
изображены отверстие и вал и их тюш допусков; на
рщс 10.41,6 — только поля' допусков (упрощенная схема).
К различным соединениям предъявляют неодинаковые
требования в отношении точности. Поэтому система допуск©®
шй^)жжг 19 квалктетов: 01, 0г 1, 2, З,...,!?, расположенных
в порядке убывания точности. Характер соединения, деталей
называют посадкой. Характеризует посадку разностьр&змеь
ров, деталей до сборки.
Посадки могут обеспечйштъ в соединении зазар S шш
натяг N. Переходные посадки могут иметь или зазора или
натяг; они характеризуются наибольшим зазором SmAX и
наибольшим натягом №тш.
Разнообразные: посадки удобно получать,, изменяя» положение
поля допуска или вала, или отверстия», оставляй да» взеех
258

Рис. 10.42. Поля допусков
посадок поле допуска одной детали неизменным (рис. 10.42).
Деталь, у которой положение поля допуска остается без
изменения и не зависит от вида посадки, называют
основной деталью системы. Если этой деталью является
отверстие, то соединение выполнено в системе отверстия
(рис. 10.42, а); если основной деталью является вал —
в системе вала (риа 10.42,6). У основного отверстия
нижнее отклонение EJ = 0. После допуска направлено в сторону
увеличения номинального размера. У основного вала верхнее
отклонение es = 0. Поле допуска направлено в сторону
уменьшения номинального размера.
Основные отклонения обозначают буквами латинского
алфавита: для отверстий прописными А, В, С и т. д.; для валов
строчными а„ Ъ, с и т. д. Преимущественно назначают посадки
в системе отверстия с основным отверстием Н, у которого
?/ = 0.
Ддя посадок с зазором рекомендуют применять неосновные
валы/, д, ft; для оереходных посадок -;s, k, m, n; для посадок
с натягом — р, г, s.
Посадки обозначают комбинациями условных обозначений
Н 7
полей допусков. Например, 0 -—- означает соединение двух
деталей с номинальным диаметром 35 мм, обработанных по
полям допусков Н7 и^/7, в системе отверстия,Цифры означают
номер квалитета. Та же посадка в системе вала будет иметь
F7
обозначение 035—f.
hi

Прт назначении посадок следует пользоваться следующими
рекомендациями: при неодинаковых допусках отверстия и
вала больший допуск должен быть у отверстия ( например,
допуски отверстия и вала могут отличаться не более
—V
чем на 2 квалитета.
В табл. 10.11 и 10.12 приведены отклонения основных
отверстий и отклонения валов для наиболее распространенных
квалитетов и размеров от 18 до 180 мм.
10.11. Предельные отклонения основных отверстий
(по ГОСТ 25347-82)
Интервал
размеров, мм
Св. 18 до 30
Св. 30 до 50
Св. 50 до 80
Св. 80 до 120
Св. 120 до 180
Поля допусков и предельные
отклонения, мкм
т
+ 13
0
+16
0
+ 19
0
+22
0
+25
0
#7
+ 21
0
+25
0
+ 30
0
+ 35
0
+40
0
т
+ 33
0
+ 39
0
+46
0
+ 54
0
+63
0
Рекомендуемые посадки основных деталей редукторов,
шкивов, звездочек и муфт см. в табл. 10.13.
Пример. Построить схему полей допусков для посадок:
Ml ТП
а) с зазором 040-Fr\ б) переходной 040——; в) с натягом
Решение.
1. Из табл. 10.11 выписываем для основного отверстия HI:
верхнее отклонение для 040 ES = +25 мкм,
нижнее отклонение для 040 ЕJ = 0.
2. Из табл. 1012 выписываем значения отклонений валов,
мкм, для 040:
260

Отклонения
Верхние
Нижние
-25
-41
пб
+ 33
+ 17
гб
+ 50
+ 34
3. Предельные размеры, мм:
Отверстие
Апах
Я7
40,025
40,000
Валы
"max
fb
39,975
39,959
пб
40,033
40,017
гб
40,050
40,034
4. Зазоры и натяги, мм:
Параметры
$ШХ
^min
-**max
Посадки
с зазором
40,025 - 39,959 =
= 0,066
40,000 - 39,975 =
« 0,025
-
-
переходная
40,025 - 40,017 »
« 0,008
40,000 - 40,033 =
= -0,033
-
с натягом
-
40,000-40,050 =
= -0,050
40,025 - 40,034 =
= -0,009
5. Схема полей допусков для этих трех посадок показана на
рис. 10.43.
Рис. 10.43. Поля допусков для
посадок с зазором, переходной и
с натягом, выполненных в системе
отверстия
261

10.12. Цредельиые отклонения вы
Интервал
размеров, мм
Св. 18 до 30
Св. 30 до 50
Св. 50 до 65
Св. 65 до 80
Св. 80 до 100
Св. 100 до 120
Св. 120 до 140
Св. 140 до 160
Св. 160 до 180
IOB (МКМ) ДЛЯ б-ГО И
7-го
квалитетов
(по ГОСТ
25347-82)
Поля допусков
-20
-33
-25
-41
-30
-49
-36
-58
-43
68
*6
-7
-20
-9
-25
-10
-29
-12
-34
-14
-39
Л6
0
-13
0
-16
0
-19
0
-22
0
-25
Лб
+ 6,5
-6,5
+ 8,0
-8,0
+ 9,5
-9,5
+ 11
-11
+ 12,5
-12,5
кв
+ 15
+2
+ 18
+2
+21
+2
+25
+ 3
+28
+ 3
тб
+21
+8
•+25
+9
+30
+ 11
+35
+ 13
+40
+ 15
+28
+ 15
+33
+ 17
+ 39
+20
+45
+23
+ 52
+27
рб
+ 35
+22
+42
+26
+ 51
+ 32
+ 59
+ 37
+68
+43
гб
+41
+28
+50
+34
+60
+41
+62
+43
+73
+51
+76
+54,
+88
+63
+90
+65
+93
+68
-5-6
+48
+ 35
+59
+43
+72
+53
+78
+59
+93
+71
+ 101
+79
+ 117
+92
+ 125
+ 100
+ 133
+ 108
Л
-20
-41
-25
-50
-30
-60
-36
-71
-43
-83
hi
0
-21
0
-25
0
-30
0
-35
0
-40
+ 10
-10
+ 12
-12
+ 15v
-15
+ 17
-17
+20
20
kl
+ 23
+2
+27
+2
+32
+ 2
+38
+ 3
+43
+ 3
ml
+29
+ 8
+34
+ 9
+41
+ 11
+48
+ 13
+55
+ 15
nl
+ 36
+ 15
+42
+ 17
+ 50
+ 20
+ 58
+23
+67
+ 27
si
+ 56
+ 35
+68
+43
+ 83
+ 53
+ 89
+ 59
+ 106
+71
+ 114
+79
+ 132
+92
+ 140
+ 100
+ 148
+ 108

10.13. Посадки основных деталей передач
Рекомендуемые
посадки
HI u H7
HI HI
рб гб
Н7т HI, HI
пб' тб9 кб
Н7 HI v HI
у,6 ; !гб ' hi
гв
HI . HI
Л6 ; h6
m
№
Отклонение вала кб
Отклонение отверстия
HI
Отклонение вала тб, пб
Пример соединения
Зубчатые и червячные колеса на валы при
тяжелых ударных нагрузках
Зубчатые и червячные колеса и зубчатые
муфты на валы; венцы червячных колес
на центр
Зубчатые колеса при частом демонтаже;
шестерни на валах электродвигателей;
муфты; мазеудерживающие кольца
Стаканы под подшипники качения в
корпус; распорные втулки
Муфты при тяжелых ударных нагрузках
Шкивы и звездочки
Распорные кольца; сальники
Внутренние кольца подшипников качения
на валы
Наружные кольца подшипников качения
в корпусе
Внутренние кольца подшипников качения
свыше 100 мм при тяжелых ударных
нагрузках
Примечание. Для подшипников качения указаны отклонения валов и
отверстий, а не обозначения полей допусков соединений, потому что
подшипники являются готовыми изделиями, идущими на сборку без
дополнительной обработки.
§ 10.7. ДОПУСКИ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ.
ШЕРОХОВАТОСТЬ ПОВЕРХНОСТИ
Погрешности формы и расположения поверхностей
возникают при обработке деталей вследствие деформаций
оборудования, инструмента и деталей, неоднородности материала
заготовки и других причин.
263

{ fif I 0,010
1 I 0,012 | 7
0,008
ш
Рис. 10.45. Соединение- рамки с
поверхностью:
а - допуск цилиндричности формы.; б —
допуск перпендикулярности поверхности
Рис. 10.44. Обозначение
допусков в рамке:
а — допуск формы; б — допуск
расположения
[опуски формы и рас-
>жения поверхностей
ывают на чертежах
вными обозначения-
в соответствии с
ГГ 2.308-79. Эти
начения состоят из графического символа, обозначающего
вид допуска (Q — допуск кругл ости формы; 0 — допуск
цилиндричности формы; //—допуск параллельности
поверхностей; JL — допуск перпендикулярности поверхностей; © —
допуск соосности поверхностей и др.), числового значения
допуска в миллиметрах и буквенного обозначения базы
или поверхности, с которой связан допуск расположения.
На чертежах условное обозначение указывают в,
прямоугольных рамках. На рис. 10.44, а условно изображен
допуск цилиндричности формы 0,010 мм, а на рис. 10.44, б —
допуск перпендикулярности поверхности 0,012 мм относительно
базы А.
С элементом, к которому относится допуск, рамку
соединяют сплошной тонкой линией, оканчивающейся стрелкой; эту
линию называют соединительной линией (рис. 10.45).
Базы обозначают зачерненным равносторонним
треугольником, высота которого равна высоте размерных чисел. Если
базой является поверхность, то основание треугольника
располагают на контурной линии или на ее продолжении, а
и
\о,О5
\А
(
\
0,0S | 4|
Рис. 10.46. Обозначение допуска по
отношению к поверхности и по
отношению к оси симметрии:
а — допуск-по отношению к
поверхности ; б - допуск по отношению к
оси симметрии
264

соединительная лшшя не-должна быть продолжением
размерной линии. Если базой является ось или плоскость
симметрии, то, наоборот, соединительная линия должна быть
продолжением размерной (рис. 10.46).
10.14. Допуск формы цилиндрических поверхностей, мкм
Интервал
размеров, мм
Св. 10 до 18
» 18 » 30
» 30 » 50
» 50 » 80
» 80 » 120
» 120 » 180
» 180 » 250
Квалитеты
6
3
4
5
6
6
8
8
7
5
6
8
10
10
12
12
8
8
10
12
16
16
20
20
9
12
16
20
25
25
30
30
Примечание. Числовые значения допуска должны быть округлены
в ближайшую сторону до стандартных по ГОСТ 24643 — 81 из ряда, мкм:
1; 1,2; 1,6; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16f-20; 25; 30; 40; 50; 60.
10.15. Допуски параллельности и перпендикулярности, мкм
(по ГОСТ 24643-81)
Интервал
размеров, мм
Св. 16 до 25
» 25 » 40
» 40 » 63
» 63 » 100
» 100 » 160
» 160 » 250
» 250 » 400
Степень точности
6
6
8
10
12
16
20
25
7
10
12
16
20
25
30
40
8
16
20
25
30
40
50
60
9
25
30
40
50
60
-80
100
10.16. Допуски соосности, мкм
Интервал
размеров, мм
Св. 18 до 30
» 30 » 50
» 50 » 120
» 120 » 250
» 250 » 400
Подшипники
конические
роликовые
10
12
16
20
25
Зубчатые
колеса
Червячные
колеса
7-й и 8-й степеней
точноси
16
20
25
30
40
25
30
40
50
60
П одшипники
шариковые
радиальные
и радиально-
упорные
25
30
40
50
60
265

10.17. На
тров шероховатости поверхностей деталей
Параметры

шероховатости, мкм
Л*
—
—
-
2,5;
2,0;
1,25
Rz
—
—
320; 250
200; 160
169; 125
100; 80
80; 63;
50; 40
40; 32;
25; 20
20; 16;
12,5; 10
Обозначение

шероховатости
поверхности
nz32th
йгвО/
V
ЛгЩ
V
Поверхность
Вид обработки поверхности не
оговаривается
Черные, но ровные поверхности
отливок, поковок, проката. Обработка без
снятия стружки
Зачищенные поверхности отливок,
поковок и пр.
Поверхности отверстий из-под сверла,
зенковок, фасок и пр. Нерабочие
поверхности. Посадочные, нетрущиеся
поверхности изделий не выше 12-го ква-
литета
Точно прилегающие поверхности.
Отверстия после черновой развертки.
Поверхности под шабрение.
Посадочные нетрущиеся поверхности изделий
не выше 8-го квалитета
Отверстия в неподвижных соединениях
всех квалитетов точности. Отверстия в
трущихся соединениях 11-го и 12-го ква»
литетов. Боковые поверхности зубьев
зубчатых колес 8-й и 9-й степеней
точности
Отверстия в трущихся соединениях
6—8-го квалитетов. Отверстия под
подшипники качения. Поверхности валов в
трущихся соединениях 11-го и 12-го
квалитетов. Поверхности червяков и
ходовых винтов. Боковые поверхности
зубьев зубчатых колес 7-й степени
точности
266

Продолжение табл. 10.17
Парметры

шероховатости, мкм
Ra
1,25;
1,00;
0,63
0,63;
0,50;
0,32
0,32;
0,25;
0,16
Rz
—
—
Обозначение

шероховатости
поверхности
'>%
Поверхность
Поверхности валов в трущихся
соединениях 6—8-го квалитетов.
Поверхности валов под подшипники качения.
Боковые поверхности зубьев зубчатых
колес 7-й и 6-й степени точности
То же» для более ответственных
поверхностей. Поверхности валов под
подшипники качения
Весьма ответственные трущиеся
поверхности валов либо других охватываемых
деталей
Примечание. Оценка шероховатости по ГОСТ 2789 —73*
производится несколькими параметрами. Основные параметры обозначены Ra и Rz;
Ra — среднее арифметическое абсолютных значений отклонений профиля в
пределах базовой длины; Rz — сумма средних арифметических абсолютных
отклонений пяти наибольших максимумов и пяти наибольших минимумов
профиля в пределах базовой длины.
Величину параметров шероховатости Ra или Rz проставляют над
знаком у/ в мкм. Величину Ra указывают без символа, а Rz — с символом.
В табл. 10.14, 10.15 и 10.16 приведены рекомендации по
определению допусков формы и допусков расположения
поверхностей [8].
Шероховатость поверхности (см. рекомендации в табл. 10.17)*
посадки и допуски формы и расположения поверхностей
показаны на рабочих чертежах (см. рис. 10.11, 10.12, 10.13 и 10.14).

ГЛАВА XI
МУФТЫ
В заданиях на курсовое проектирование деталей машин в
техникумах предусматривается не проектирование муфт для
соединения валов, а выбор их из числа стандартных
конструкций с учетом особенностей эксплуатации привода и с
последующей проверкой элементов муфты на прочность.
Здесь приведены краткие сведения о муфтах наиболее
распространенных типов — для постоянного соединения валов и
предохранительных. О муфтах сцепных, обгонных, шарнирных и
др. см. работу [15].
§ 11.1. МУФТЫ ДЛЯ ПОСТОЯННОГО СОЕДИНЕНИЯ
ВАЛОВ
Если соосность соединяемых валов в процессе монтажа
и эксплуатации строго выдерживается, то допустимо
устанавливать жесткие муфты: фланцевые (табл. 11.1) и втулочные
(табл. 11.2). Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала
и по величине расчетного вращающего момента
feTH
A1.1)
ПХМуфты фланцевые (по ГОСТ 20761-80, с сокращениями)
Размеры, мм
Ё
h
j!
к
г
Пи
L
268

Продолжение табл. 11Л
пг нм
16
31,5
63
125
250
400
630
1000
1600
2500
d
16; 18
16; 18
20; 22
20; 22
25; 28
25; 28
C0); 32; C5); 36
32; C5); 36
40; 45
C5); 36
40; 45; 50
45; 50; 55
60
50; 55
60; F3); 70
50
60; F3); 65; 70;
G5); 80
70; G5)
80; (85); 90; (95)
100
D
80
90
100
112
140
150
170
180
190
224
/, не более
L, не более
Исполнение
1
40
40
50
50
60
60
80
80
ПО
80
110
ПО
140
ПО
140
ПО
140
140
170
210
2
28
28
36
36
42
42
58
58
82
58
82
82
105
82
105
82
105
105
130
165
1
84
84
104
104
124
124
170
170
230
170
230
230
290
230
290
230
290
290
350
430
2
60
60
76
16
83
83
120
120
170
120
170
170
220
170
220
170
220
220
270
340
Примечания: 1. Значения [Г] указаны для муфт из стали 40 и 35Л;
для муфт из чугуна СЧ 20 значения [Т\ снижать в 2 раза.
2. Окружная скорость для стальных муфт (на наружном диаметре) до
70 м/с, для чугунных — до 35 м/с.
3. Исполнение 1 — для муфт, устанавливаемых на длинных концах
валов; исполнение 2 — для муфт на коротких концах валов.
4. В скобках приведены нерекомендуемые значения.
5. Пример условного обозначения муфты с Г = 400 Нм, с полумуфтами
диаметрами отверстий 40 и 45 мм, исполнений 1 и 2, материал - сталь 40
Муфта фланцевая 400-40-11-45-21 ГОСТ 20761-80
269

11.2 Муфты втулочные (по ГОСТ 24246-80, с сокращениями)
, мм
Исполнение Л
, к „.
Исполнение 3
Исполнение 4
2tO,S
[7], Н-м Дли ибполйений
i
d для исполнений
1-3
Z, для
исполнений
1-3
Крепежные детали для исполнения
1 со
штифтом
2-3
со Шпонкой
2-4 с
винтом
16
31,5
50
125
71
45
100
140
14-16
18; 20
20; 22; 24
16; 18
28
32
38
45
55
65
45
4x30
5x36
6x40
6x6x25
125
180
110
250
250
355
25
28
28
30
32
23
26
42
48
75
50
55
8x45
8x50
8x7x28
8x7x36
10x8x36
4x7,5
5x7,5
5x9
6x9
6х 10
8x10
8x11
Мб х 166

200
280
400
560
800
1120
1600
2240
3150
4500
2$0
400
5$)
800
1120
1600
2240
31^0
4500
6300
400
560
-
-
—
-
—
560
800
1120
1600
2240
3150
4500
6300
9000
12500
32
35; 36C8)
C8)
40D2)
D2)
45; D8)
D8); 50
E3)
55
60
60; 63; F5)
F5); 70;
71; G5)
G5K0; (85)
(85)90; (95)
100
26
28; 32
32
36
36
42
42
46
46
52
52; $6
62
72
82
92
55
60
70
80
90
100
ПО
120
130
140
105
120
140
150
170
180
200
220
240
280
65
80
90
100
ПО
120
130
150
170
190
10x60
10x65
10x65
12x80
12x90
16x100
16x110
20x120
25x140
10x8x45
10x8x^0
12x8x50
12x8x63
14x9x63
14x9x63
16x10x63
16x10x70
18хГ1х70
18x11x80
20x12x90
20x14x100
25x14x110
28x16x125
8x11
10x13
10x13
-
-
-
-
Мб х 10,66
М8х 12,66
МЮх 16,66
М10х 20,66
М12х 20,66
Примечания: 1. Муфты должны изготовляться в четырех исполнениях: 1 - со штифтами по ГОСТ 3129 - 70; 2 - со шпоночным
пазом по ГОСТ 23360—78; 3 — со шпоночным пазом по ГОСТ 24071 ^80; 4 — со шлицевым посадочным отверстием по ГОСТ 6033-80.
2. Материал втулок — сталь 45.
.3. Предельные отклонения отверстий #14, валов — А14.
4. 3 скобках приведены нерекомендуемые значения.
5. Пример условного обозначения муфты 1-го исполнения с 7^560 Н-м, с/-50 мм:
Муфта втулочная 1-56&-50 ГОСТ 24246-8Q

11.3. Значения коэффициента к, учитывающего условия
эксплуатации привода
Нагрузка
Постоянная, с
кратковременными
перегрузками до 120 %
номинальной
Переменная, с
колебаниями в пределах до
150 % номинальной
Со значительными
колебаниями — до 200 %
номинальной
Ударная, достигающая
300 % номинальной
Типы машин
Конвейеры ленточные,
станки токарные,
шлифовальные, фрезерные
Конвейеры цепные,
пластинчатые, винтовые;
станки деревообделочные;
центробежные насосы
Конвейеры скребковые и
ковшовые (элеваторы);
станки
металлообрабатывающие с
возвратно-поступательным движением;
реверсивные приводы
Поршневые насосы и
компрессоры; прессы и
молоты; дробилки, шаровые
мельницы
к
1,15-1,20
1,30-1,50
1,7-2,0
2,5-3,0
где к — коэффициент, учитывающий условия эксплуатации;
значения его приведены в табл. 11.3; допускаемые значения [Т]
указаны в табл. 11.1 — 11.9.
Хотя нет необходимости проверять стандартные муфты на
прочность, однако для учебных проектов рекомендуется
выполнение проверочных расчетов, например, для втулочных муфт
со штифтовыми соединениями — проверка штифтов на срез, со
шпоночными и шлицевыми соединениями — проверка этих
соединений по формулам главы VIII; при расчете болтовых
соединений фланцевых муфт следует учитывать, что половина
общего числа болтов устанавливается в отверстия без зазора,
поэтому достаточно проверить только их на срез по
условию прочности
2т„
где Ft — р — окружная сила, приходящаяся на один болт;
Doz1
Do — диаметр окружности расположения 6oAtob;zj — число
болтов, поставленных без зазора.
В некоторых учебниках рассматривается вариант установки
всех болтов с зазором и приводятся формулы для расчета
272

с, Н.1. Кулачково-дисковая муфта
болтов с затяжкой, препятствующей проворачиванию полумуфт.
Практически такой случай исключен, и расчет болтов на
затяжку ие нужен.
Размеры болтов и число их в стандарте не указаны. Можно
руководствоваться такими соотношениями: диаметр стержня
болта d$«0,08d (с округлением до ближайшего большего
значения по ГОСТу); число болтов z = 4 при Г< 103 Нм и
z = 6 при Т> 103ТЬм.
Бели в процессе эксплуатации привода возможно некоторое
смещение валов, то их соединяют компенсирующими муфтами.
К их числу относят кулачково-дисковые муфты (рис. 11.1); они
допускают радиальное смещение валов порядка ОДШ и угловое
до 30'. Наружный диаметр муфты D порядка D-5) Ж Выбирают
муфту по ГОСТ 20720-81. Однако для курсовых проектов
муфты этого типа рекомендовать не следует, так как они
имеют большую массу, частоту вращения их приходится
ограничивать из-за возможного дисбаланса: при наружном
диаметре до 300 мм-до
250 об/мин, св. 300 мм - до
100 об/мин. Компенсирующие
муфты другого типа - цепные -
представлены в табл. 11.4.
Допускаемое угловое
смещение — до 1°, радиальное —
порядка 0,0Ы.
В приводах, испытывающих
ударные нагрузки, следует
устанавливать упругие муфты:
втулочно-палъцевые (МУВП),
технические данные их
приведены в табл. 11.5; муфты упругие
со звездочкой (табл. 11.6), муфты
с торообразной оболочкой Рис UJ MwA R M R
(табл. 11.7 и рис. 11.2) и др. РисЛ1-2-мУФ-^^ра,ноЯ обо-
273

114. Муфты цепные однородные (по ГОСТ 20742-51, с сокращениями)
?азм§Р?, мм
Тип % исполнения 1,2
V
та
г Тип 2, исполнения 1,2.
Тип 3

т.
Нм
63
125
250
500
1000
2000
d
20; 22
25; 28
25; 28
30; 32:
35; 36^
32; 35; 36
40; 45
40; 45;
50; 55
50; 55
60; 63;
70; 71
63; 70;
71; 75
80;85;90
D
110
125
140
200
210
280
L
/
Тип
1
2
1
2
Исполнение
1
206
206
278
278
280
354
354
424
2
102
122
122
162
162
222
222
224
284
284
344
1
IDS
128
128
168
168
228
228
230
200
290
352
2
80
92
92
124
124
172
172
174
220
220
272
1
-
80
80
ПО
110
ПО
140
140
170
1
36
42
42
58
58
82
82
82
105
105
130
1
39
45
45
61
61
85
85
85
108
108
134
2
25
27
27
39
39
57
57
57
73
73
94

Радиальное

смещение
Дг
0,15
0,20
0,40
0,60

Частота

вращения,
об/с
2?
23
17
13
12
Приводная
роликовая
цепь
ПР19, 0,5-3180
ПР2$, 4-6000
ПР31, 75-8S50
ПР38, 1-12700
ПР50, 8*22680
Число
зубьев

полумуфты
2
12
10
12
14
11
12
h
1.3
1,8
го
3,5
3,8

Продолжение тарл. 11.4
PI
Нм
4000
d
80; 85;
90; 95
100; НО
D
310
L
/
Тип
1
г
1
2
Исполнение
1
424
514
2
344
424
1
352
432
2
272
342
1
170
210
2
130
165
1
134
169ч
2
94
124

Радиальное

смещение
Дг
0,60

Частота

вращения,
об/с
12
Приводная
роликовая цепь
ПР50.8-22680
Число
зубьев

полумуфты
Z
14
h
3,8
Примечания: 1. Угловое смещение осей валов — до 1.
2. Размеры L и / муфт типов 3 и 4 такие же, как муфт типа 1 исполнения 2.
3. Стандартом установлено четыре типа муфт: 1-е цилиндрическим отверстием, 2-е коническим отверстием, 3-е от
верстиями на валы с эвольвентиыми шпицами; 4 — с отверстиями на валы с прямобочными шлицами. Исполнение 1 — на
длинные концы валов; 2 — на короткие концы.
4. Материал муфт —сталь марки не «иже 45, с твердостью рабочих поверхностей HRC 40—45.
5. Допускается сочетание полумуфт разных типов и исполнений с различными диаметрами отверстий в пределах одного Щ
6. Условное обозначение муфты с [7] = 1000 Нм, </=60 мм, типа 1, исполнения!:
Муфта цепная 1000-60-1.1 ГОСТ 20742-81

11.5. Муфгы упругие атулочйо-пальцевые (по ГОСТ 21424-75, с сокращениями)
Размеры, мм
Тип I
Тип Ж
1
. а
1 А
1
Нм
16
31,5
63
125
12; 14
16
16; 18
20; 22
25; 28
C0)
75
90
100
120
/, не более
/, не более
Тип
II
II
Исполнение
63
83
84
104
125
165
53
59
60
76
89
121
63
83
84
104
125
165
59
60
76
89
121
30
40
40
50
80
25
28
28
36
42
58
20
30
30
38
44
60
18
26
38
ятах»
об/мин
7600
6350
5700
4600
Смещение

радиальное
угловое
0,2
Г30'

Продолжение табл. 11.5
т
Нм
250
250
500
710
1000
2000
4000
8000
d
32; C5); 36; C8)
40; D2); 45
40; D2); 45
45; D8); 50;
E5); 56
50; E5); 56
F0);63;F5);70
63;F5);G0);71
80; (85); 90
80;(85);90;(95)
100; ПО; A20);
125
D
140
140
170
190
220
220
250
250
320
400
/, не более
/, не более
Тип
1
И
I
П
Исполнение
1
165
225
225
226
226
286
288
348
350
432
2
121
169
169
170
170
216
218
268
270
352
1
165
225
225
226
226
286
288
348
350
432
2
121
169
169
170
170
216
218
268
270
342
1
80
110
110
ПО
НО
140
140
170
170
210
2
58
82
82
82
82
105
105
130
130
170
1
60
Ь5
85
85
85
107
107
135
135
170
2
38
56
56
56
56
72
72
95
95
125
ятах»
об/ мин
3800
3600
3000
2850
2300
1800
1450
Смешение

радиальное
0,3
0,4
0,5
0,5
угловое
Iе
Примечания. 1. Материал полумуфт - чугун не ниже марки СЧ 20; пальце» - сталь не ниже марки 45.
2. Типы муфт: 1-е цилиндрическими отверстиями; 11-е коническими отверстиями; исполнение 1 - на длинные
концы валов, 2 — на короткие концы.
3. В скобках приведены нерекомендуемые значения.

11.6. Муфты упругие со звездочкой (яо ГОСТ 14084-76, с сокращениями)
Размеры, мм
L
1
к
1_1
ш
щ
w
Нм
16
31,5
63
125
250
400
d
12; 14
16; 18
16; 18
20; 22
20; 22
25
25; 28
C0); 32; C5); 36
32;C5);36;C8)
40; D2); 45
38
40; D2); 45; D8
D
53
71
85
105
135
166
J
]
1
81
101
101
121
128
148
148
188
191
251
196
256
Для му
Щ\
с
ftp/
1
1
пс
1
!
/
Исполнение
2
71
77
77
93
100
112
112
144
147
195
152
200
1
30
40
40
50
50
60
60
80
80
110-
80
ПО
2
25
28
28
36
36
42
42
58
58
82
58
82
А±
Для муд?т с
Тр'цоо-маоы
i
щ
1
В
9-м
\
|
7
об/мин
3750
3000
2250
2000
1500
1300
Смешение

радиальное
0,2
0,3
0,4

угловое
1°30'
Г00'
Примечания: 1. Муфты исполнения 1 предназначены для установки
на длинные концы валов, исполнения 2 — на короткие концы.
2. Допускается сочетание полумуфт исполнений 1 и 2 с различными
внутренними диаметрами в пределах одного значения [7].
3. Размер с = 3 мм.
4. В скобках приведены нерекомендуемые значения.
279

11.7. Муфта упругая с торообразной оболочкой (по ГОСТ 20884-82, с сокращениями)
Размеры, мм
а
20
40
80
125
d
16; 18
18
20; 22
25
22
25; 28
30
25; 28
30;32;C5);36
D
100
125
125
160
180
щ
Ш
1
л
L
у
L
-,
1
Исполнение
1
130
140
160
180
170
190
230
195
230
2
110
115
130
140
140
150
185
155
190
з '
120
125
145
165
155
175
220
180
220
4
95
100
120
130
130
140
170
145
175
1
42
42
52
63
52
63
82
63
82
2
30
30
38
44
38
44
60
44
60
3
32
32
40
46
40
40
63
46
63
4
20
to to
ON О
28
26
28
40
28
40
Частота

вращения,
об/с
50
50
41
Допускаемое смещение

осевое
1,0
2,0
ради
альное
1,0
1,6

угловое
Г

200
250
315
500
800
1250
2000
3150
32;35;36;C8)
40
32; 35; 36; C8)
40; 42, 45
35; 36; C8)
40; 45
40; 45; 50; 55
50; 55
60; 63
55
60; 63; 70
63; 70; G5)
80; (85); 90
80; (85); 90; (95)
100
200
220
250
280
320
360
400
450
245
305
250
310
260
325
325
340
400
340
400
420
480
485
565
200
250
205
255
215
270
270
280
330
280
330
350
400
405
475 ,
230
290
230
295
240
310
310
325
380
290
330
340
390
405
475
185
235
185
240
195
250
250
270
310
230
260
270
320
325
385
82
112
82
112
82
112
112
112
143
112
143
143
172
172
214
60
84
60
84
60
84
84
84
108
84
108
108
132
132
168
63
88
63
88
63
88
88
88
ПО
88
ПО
ПО
135
135
170
40
60
40
60
40
60
60
60
75
60
75
75
96
96
126
41
33
26
2,5
3,0
3,6
4,0
4,5
2,0
2,5
3,0
3,6
4,0
Г
1°30'
Примечания: 1. Полумуфты должны изготовляться четырех исполнений: 1 -с цилиндрическими отверстиями на длинные концы валов; 2 - то же,
на короткие концы валов; 3-е коническими отверстиями на длинные концы валов; 4 — то же, на короткие концы валов. 2. Допускается сочетание
полумуфт разных исполнений с отверстиями различных диаметров в пределах одного номинального момента [Г]. 3. Допускается кратковременная
перегрузка ТткХ»{2 -ьЗ) [Г]. 4. В скобках приведены нерекомендуемые значения. 5. Пример условного обозначения муфты с [7] = 200 Н-м, </ = 40 мм,
исполнения 1:
Муфта упругая с торообразной оболочкой 200-40-1 ГОСТ 20884-82
То же, с полумуфтами: исполнения 1 с d = 36 мм, исполнения 2 с d = 40 мм:
Муфта упругая с торообразной оболочкой 200-36.1-403 ГОСТ 20884-82

§ 11.2. ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Для предохранения приводных устройств от повреждений
при возникновении случайных перегрузок, превышающих
расчетную нагрузку, применяют муфты, автоматически
размыкающие приводную линию. Из большого количества конструкций
предохранительных муфт, описанных в работе [13], ниже
рассмотрены наиболее распространенные их типы сравнительно
простой конструкции.
Для аварийного одноразового выключения привода при
непредусмотренном резком повышении нагрузки применяют
муфты с разрушающимися элементами; включение привода
возможно лишь после замены разрушенного элемента, 'что
затрудняет эксплуатацию. Поэтому такие муфты
устанавливают в тех передачах, для которых аварийные ситуация
маловероятны.
Простейшая муфта данного типа — со срезным штифтом
(рис. 11.3); материал штифта — сталь 45, закаленная до
твердости HRC 38-43; втулки из стали 40Х, HRC 48-53;
расстояние R от оси вала до оси штифта порядка B—2,5)</вала.
Диаметр штифта определяют из условия среза его силой
Ртлта возникающей при аварийной нагрузке Fmax= TmJiJR;
площадь поперечного сечения штифта в месте среза (с
учетом ослабления ее риской, если она предусмотрена)
%и ш г тах .
Л AU)
где Гтах принимают на 5 — 10% выше расчетного Тр = кТН0М
(значения к см. табл. 11.3); предел прочности на срез для
указанной стали хвср =
= 400 МПа* Полученный
по расчету диаметр
штифта округляют по ГОСТ
3128 — 70 и уточняют
размер R так> чтобы было
выполнено условие
Rnd\
ьвср>
A1.4)
[но не [tj!]
Рис. 11.3. Муфта со срезным штифтом
282

Наружный диаметр втулки dBt« C -г 5)dm; длина втулок i
каждой полумуфте I « dBT + 3 мм.
В передачах, испытывающих переменные нагрузки, следует
устанавливать предохранительные муфты многократного
действия: при критической нагрузке они должны срабатывать, г
при снижении передаваемого момента до расчетной величины -
автоматически включать передачу.
К числу таких муфт относят муфты предохранительны
кулачковые (табл. 11.8) и шариковые (табл. 11.9). При значитель-
11.8. Муфты предохранетельные кулачковые
(по ГОСТ 15620-77, с сокращениями)
Размеры, мм
Вид А
Исполнение 2 Исполнение 3
[Т\,
Нм
Исполнение
1
2иЗ
Частота
вращения,
об/с
16
25
40
63
100
160
16*
16; 18**
20; 22
20; 22; 25
25; 28
28
32
48
56
56
65
80
80
56
71
71
85
100
125
80
85
105
НО
140
160
40
40
50
50
60
80
28
28
36
36
42
_42_
58
18
21
24
28
32
J6_
36
17
13
13
10
8
283

Продолжение табл. 11.8
ft
250
400
d
38
40
38
40; 42
45
90
90
105
D
140
140
180
** Для исполнения 3 d= 15 мм.
**' Для исполнения 3 d— 15 мм
L
180
180
190
\
Исполнение
1
80
110
80
ПО
НО
и </== 17 мм.
2 и 3
58
82
58
82
82
42
42
48
48
48
Частота
вращения,
об/с
7
5
Примечания: 1. Стандартом установлено три исполнения: 1-е
гладким отверстием и шпоночным пазом; 2-е прямобочными шлицами;
3-— с эвольвентными шлицами.
2. Условное обозначение муфты с номинальным моментом [7] = 250 Н*м,
*/=40 мм, исполнения 1:
Муфта предохранительная кулачковая 250-40-1 ГОСТ 15620 — 77
11.9. Муфты предохранительные шариковые
(по ГОСТ 15621-77," с сокращениями)
Размеры, мм
Вид А
Исполнение 1 Исполнение 2
Исполнение S
Нм
16
Исполнение
16
50
56
90
Исполнение
1
40
2иЗ
28
Частота
з ращения,
Ъб/с
17
284

Пр
in
Нм
25
40
63
100
160
250
400
d
Исполнение
1
16; 18
-
3
17
20; 22
22
25
25 и 28
28
32
38
40
38
40;
45
42
48
45
d,
65
65
70
85
85
100
100
D
71
71
80
95
100
125
155
L
100
120
120
150
190
220
260
1
Исполнение
1
40
50
50
60
60
60
80
80
ПО
80
ПО
2иЗ
28
36
42
42
42
58
58
82
58
82
21
24
28
32
36
42
48
Частота
вращения,
об/с
13
13
10
8
&
7
5
Примечания: 1. Стандартом установлено три исполнения: 1-е
гладким отверстием и шпоночным пазом; 2-е прямобочными шлицами;
3 — с эвольвентными шлицами.
2. Условное обозначение муфты с [7] — 250 Нм, d = мм, исполнения 1:
Муфта предохранительная шариковая 250-40-1 ГОСТ 15621 — 77
ных колебаниях нагрузки и частых срабатываниях в муфтах
возникают большие динамические нагрузки, поэтому область
их применения ограничена до частот вращения порядк;
300—400 об/мин. Более удобны в эксплуатации муфты
предохранительные фрикционные дисковые (табл. 11.10). Момент
срабатывания таких муфт под действием критической нагрузки
регулируют пружинами, создающими осевую силу Fa;
предельное значение ее определяют из условия, чтобы давление не
диски не превышало допускаемой величины [р]:
A1.5
где [р] = 0,25 МПа для несмазываемых муфт с асбестовым
обкладками на дисках; для смазываемых муфт со стальными
28;

дисками fjr] = 6,8 МПа; то же, с бронзовыми дисками
|j>3 ч= 0,5 МПа; Dx и Вг - наружный и внутренний диаметры
гожцевой поверхности трения дисков.
Предельный момент Тпр начала срабатывания муфты
определяют из условия равенства его моменту от сил трения на
дисках
Tw = T19=fFJlz9 A1.6)
тде / — коэффициент трения; для смазываемых бронзовых и
стальных дисков со смазкой/ = 0,08; для дисков с асбестовой
обкладкой / = 0,3; R — приведенный радиус кольца трения,
Предельный момент Тпр принимают на 5 —10% выше
расчетного Тр = &ГНОМ, где к — коэффициент по табл. 11.3.
1.1*0. Муфты предохранительные фрикционные
(по ГОСТ 15622-77, с сокращениями)
Размеры, мм
Испвпнение J
Нм
16
25
40
Исполнение
16
16; 18
18
16
18
15
15; 17
17
45
45
50
95
130
83
90
95
Испол-
40
40
2иЗ
28
28
28
18

Угловая

скорость,1
рад/с!
250
150
150
286

РЪ
Нм
40
63
100
160
250
400
630
1000
1600
2500
4000
d
Исполнение
1
2 3
20; 22
20; 22
25
25; 28
за
-
30
28
32
36
4а
38
-
38
40
38
42; 45; 48
45; 50; 55
50; 55
I 60; 63-
63; 65;
70; 75
70;. 75
80;85;90
80;85;90
100
42; 48
48; 54
54
60
65; 72
72
82; 92
82; 92
102
, 42; 45
45; 50; 55
50; 55
60
60; 65;
> 70-; 75
70- 75
80;85;90
80;85;90
100
55
65
та
70
90
95
170
14а
150
160
D
150
165
180
185
205
220
7.60
290
315
Продолжение табл.
L
120
125
150
160
180
,240
770
285
330
155
/

Исполнение
1
50
50
60
60
80
60
80
80
ПО
80
па
ПО
по
140
Ш
140
170
170
210
2и1
36
36
42
42
58
42
58
58
82
58
82
82
. 82
105
105
105
130
130
165
24
28
32
»
42
48
56
67
75
90
170
IL10

Угловая

скорость,
рад/с
100
100
Ш
60
40
40
35
35
35
Примечания: 1. Стандартом установлено три исполнения: 1-е
гладким отверстием и шпоночным пазом; 2 — с прямобочными
шлицами ; 3 — с эвольвентными шлицами.
2. Условное обозначение муфты с [7] = 400 Нм, d-45 мм,
исполнение 1:
Муфта предохранительная фрикционная 400-45-1 ГОСТ 15622—77
287

Искомое число пар трения
Полученный результат округляет до четного числа и
находят число ведущих дисков zA = 0,5z и ведомых z2 — zt + 1.
Пример. Рассчитать предохранительную фрикционную
дисковую муфту для соединения валов диаметром d = 40 мм,
передаваемый номинальный момент Гн = 200 Н-м, частота
вращения п = 600 об/мин.
Решение. По табл. 11.10 находим наружный диаметр
муфты D = 185 мм, Тн = 200 Н-м. Принимаем коэффициент
запаса сцеплеция р = 1,25; расчетный момент Гр = ргн =
= 1,25 • 200 = 2f5O Н-м. Диски стальные, ведущие — с
асбестовыми обкладками; коэффициент трения/ « 0,3; [р] < 0Д5 МПа.
Диаметры кольца трения: наружный Dt =C,5 -г 4)d~
= C,5 — 4) • 40 = 140 -~ 160мм; принимаем Dt = 150мм;
внутренний D2 = 2,5d в 2,5 • 40 = 100 мм.
/K — оъ
Приведенный радиус кольца трения R = ^ттё—?Ь\
5 {Ui — U2)
1503 - 1003
63,5 мм.
3A502- 1002),
Допускаемая
0Д53,14A502~1002)
Допускаемая осевая сила [Fj = [p] ~j(D\ — D\) ¦
4
250* 103
Число пар трения z = jfe- 03,2460,63M = 5-3- Округ-
ляем до четного числа z = 6.
Число дисков: ведущих zt = z/2 = 3; ведомых z2 = zt + 1 = 4.
Т 250 • 103
Уточняем Fa = ^« ^ . „ * в 2200 Н; Условие F« <
/ Z/v \),3 * О • О J, J
< [Fe] вьшолнёно.

ГЛАВА XII
ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА И ПРОЕКТИРОВАНИЯ
ПРИВОДОВ
§ 12.1. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА
С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ КОСОЗУБЫМ
РЕДУКТОРОМ И ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цшшнд
рический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к
ленточному конвейеру (рис. 12.1).
Полезная сила, передаваемая лентой конвейера, Fn =
= 8,55 кН; скорость ленты vn = 1,3 м/с; диаметр приводного
барабана ?)б = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен
для длительной эксплуатации; работа односменная; валы уста
новлены на подшипниках качения.
Формулы для расчета зубчатых колес см. гл. III, цепной
передачи — гл. VII, валов — гл. VIII, подшипников —
гл. IX.
ш.
WWW/7/?y//
Рйс. 12.1. Привод ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной
передачей:
/ - электродвигатель; 2 — муфта; 3 — одноступенчатый редуктор; 4 - цепная
передача; 5 - приводной барабан; б - лента конвейерная
289

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
(рис, 12.2)
По табл. 1.1 примем:
КПД пары цилиндрических зубчатых колес r\t = 0,98;
•коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения,
Т]2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи т]3 = 0,92; КПД,
учитывающий потери в опорах вала приводного барабана,
гц = 0,99.
Общий КПД привода
Л = Л1Л2Л3Л4 = 0,98-0,992-0,92-0,99 = 0,875.
Мощность на валу барабана Рб = Fnvn = 8,55 • 1,3 == 11,1 кВт.
Требуемая мощность электродвигателя
Р - б -
тр "~ « ""
0,875
=.12,7 кВт.
Угловая скорость барабана
Частота вращения барабана
30©б 30-6,5
3,14
= 62 об/мин.
А — вал
290
974 од/мин@)^101,5рад/с)
Рис. 12.2. Кинематическая схема привода:
; В — вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; С — 2-й вал
редуктора

В табл. П.1 (см. приложение) по требуемой мощности
Pip = 12,7 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из
цилиндрического редуктора и цепной передачи (см, § 1.3, гл. I,
возможные значения частных передаточных отношений для
цилиндрического зубчатого редуктора ip = 3 -г- 6 и для цепной
передачи *ц = 3 ч- 6, *общ = ipiu = 9 4- 36), выбираем
электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый,
обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин
4А 160 Мб УЗ, с параметрами Рдв = 15,0 кВт и скольжением
2,6% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения
идв = Ю00 — 26 = 974 . об/мин, а угловая скорость содв =
тшдв 3,14-974
— дв —
= 101,5 рад/с.
30 30
Проверим общее передаточное отношение:
. Од, 101,5
6,5
15,65,
что можно признать приемлемым, так как оно находится
между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).
Частные передаточные числа (они равны передаточным
отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 — 66
(см. с. 36) мр = 5, для цепной передачи иц = —9-— = 3,14.
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и
приводного барабана:
Вал
Вал
Вал
В
С
А
«б=62
|да= 974
974
5
об/мин
об/мин
194 об/мин
(см. выше)
0
= <одв= 10
?>! 101,5
Ир 5
соб= 6,5
1,5 рад/с
- = 20,3 рад/с
рад/с
Вращающие моменты:
на валу шестерни
101,5
= 125 Н.м=125.103 Н-мм;
на валу колеса
1251035 = 625103 Нмм.
291

II • Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении
габаритов передачи, выбираем материалы со средними
механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3): для шестерни
сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость
НВ 230; для колеса — сталь 45, термическая обработка —
улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения [формула C.9)]
1>J
где 0яшпь ~ предел контактной выносливости при базовом
числе циклов.
По табл. 3.2 гл. III для углеродистых сталей с
твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической
обработкой (улучшением)
= 2НВ + 70;
Khl — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения
больше базового, что имеет место при длительной
эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности
[5н] = МО.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное
напряжение по формуле C.10) гл. III
г .. BНВХ + 70) KHL К2.230 + 70) 1
для шестерни [ctHi] = f^T ~ П
«482 МПа;
г п BЯБ2 +70) XHl B-200+70I
для колеса [аЯ2] = f^ = -
[5я] 1Д
«428 МПа.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
[<7Я] = 0,45D82 + 428) = 410 МПа.
Требуемое условие [ct#] ^ 12-3 [^яг] выполнено.
Коэффициент Кяр, несмотря на симметричное расположение
колес относительно опор (см. рис. 12.2), примем выше
рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной
передачи действуют силы, вызывающие дополнительную
деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев.
Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несим-
292

метричного расположения колес, значение Кн$ - 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца
по межосевому расстоянию \|/Ьв = — = 0,4 (см. с. 36).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости
активных поверхностей зубьев по формуле C.7) гл. III
з з
;2-0,4
& 198 мм,
где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего
редуктора и = мр = 5.
Ближайшее значение межосевого расстояния по
ГОСТ 2185-66 aw = 200 мм (см. с. 36).
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей
рекомендации:
тп « @,01 -г 0,02) aw « @,01 *0,02J00 = 2т4мм;
принимаем по ГОСТ 9563-60* тп = 2,5 мм (см. с. 36).
Примем предварительно угол наклона зубьев р = 10° и
определим числа зубьев шестерни и колеса [см. формулу
C.16)]:
2awcosp 2.200-coslO° 400-0,985
Zl (и+1I11. E+1J,5 15
Принимаем zt = 26; тогда z2 = Z\U = 26'5 = 130.
Уточненное значение угла наклона зубьев
Р = 12°50'.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
„ ^i + d2 66,66 + 333,34 „ЛЛ
Проверка: aw = = = 200 мм;
диаметры вершин зубьев:
dai = dt + 2щя = 66,66 + 2-2,5 « 71,66 мм;
<2й2 = ^2 + 2тй = 333,34 + Ъ 2,5 = 338,34 мм;
293

ширина колеса b2 = v|w*w = 0,4-200 = 80 ым;
ширина шестерни Ьх = Ъ2 + 5 мм = 85 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи
При такой скорости для косозубых колес следует принять
8-ю степень точности (см. с. 32).
Коэффициент нагрузки
Значения Кщ даны в табл. 3.5; при \|/м = 1,275, твердости
НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно
опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной
передачи Кяр «1,155.
По табл. 3.4 гл. III при v = 3,38 м/с и 8-й степени
точности КНа«1,08. По табл. 3.6 для косозубых колес при
v < 5 м/с имеем KHv = 1,0. Таким образом, Кн = 1,155 х
х 1,08 х 1,0 = 1,245.
Проверка контактных напряжений по формуле C.6):
_ 270]/Г2Кя(цЧ-1K _ 270 ] /62У- Юэ -1,245 E + IK
°Н~ aw ]/ М2 "" 200 ]/ 8СГ25 ""
= 392 МПа < [ая].
Силы, действующие в зацеплении [формулы (8.3) и (8.4)
гл. VIII]:
_ 2ТХ 2125103
окружная Ft = —±- = ———— = 3750 Н;
«1 ОО,ОО
радиальная F, . Ft-&L = 3750 ^g- - 1400 Н;
осевая Fa = F,tg p = 3750tg 12°50; = 830 Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
по формуле C.25):
Здесь коэффициент нагрузки XF = К^рХ^у (см. с. 42). По
табл. 3.7 при \|/м = 1,275, твердости НВ < 350 и несиммет-
294

ричном расположении зубчатых колес относительно опор
KF$ = 1,33. По табл. 3.8 KFv = 1,3. Таким образом, коэффициент
KF = 1,33 • 1,3 = 1,73; YF — коэффициент, учитывающий форму
зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv [см.
гл. III, пояснения к формуле C.25)]:
26
у шестерни zvi
НО.
v2 .__
YPi = 3,84 и YF2 = 3,60 (см. с. 42).
Допускаемое напряжение по формуле C.24)
G FMmb
По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости
НВ < 350 a°Fшь = 1ШВ.
Для шестерни a°Flimb = 1,8-230 = 415 МПа; для колеса
«Лить = 1,8 • 200 = 360 МПа. [5f] = [Sp]' [Sf]" - коэффициент
безопасности [см. пояснения к формуле C.24)], где
[SFJ — 1,75 (по табл. 3.9), [Sp]" = 1 (для поковок и
штамповок). Следовательно, [Sp] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
415
для шестерни [afi] = тчг^ 237 МПа;
для колеса [о>2] = тчт = 206 МПа.
1, /D
Находим отношения
237
для шестерни т^Г^^ МПа;
206 епг жжтт
для колеса у^г- = 57,5 МПа.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для
которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Ур и KFa [см. гл. III, пояснения
к формуле C.25)]:
295

для средних значений коэффициента торцового перекрытия
Еа =-1,5 и 8-й степени точности KFoL = 0,92.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле C.25):
гс -
3750 • 1,73 • 3,60 • 0,91 • 0,92
% 98 МПа < [стп] = 206 МПа.
80-2,5
Условие прочности выполнено.
III. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по
пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении
[хк] = 25 МПа по формуле (8.16) гл. VIII
3 3
« 29,3 мм.
Так как вал редуктора соединен муфтой с валом
электродвигателя (См. рис. 12.1), то необходимо согласовать диаметры
ротора */дв и вала dbi. Иногда принимают dBi = d-ab. Некоторые
муфты, например УВП (см. гл. XIX могут соединять валы
разных диаметров в пределах одного номинального момента.
У подобранного электродвигателя (см. табл. П2) диаметр вала
может быть 42 или 48 мм. Примем Лдв = 42 мм. Выбираем
МУВП по ГОСТ 21424—75 с расточками полумуфт под
dAb = 42 мм и dBi = 32 мм (рис. 12.3). Примем под
подшипниками dni = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом
(см. рис. 10.6). Иногда вал электродвигателя не соединяется
непосредственно с ведущим валом редуктора, а между ними
имеется ременная или цепная передача (рис. 12.4).
Рие. 12.Э. Конструкция ведущего вала

Рис. 12.4. Схема привода:
] — электродвигатель; 2 — клино-
ременная передача; 3 — редуктор
Ведомый вал (рис. 12.5). Учитывая влияние изгиба вала
от натяжения цепи, принимаем [тк] = 20 МПа.
Диаметр выходного конца вала
1/
16625.103
18
Рис. 12*5. Конструкция ведомого вала
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного
ряда [см. гл. VIII, пояснения к формуле (8.16)]: Лв2 = 55 мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dn2 = 60 мм, под
зубчатым колесом dK2 = 65 мм.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из
конструктивных соображений при компоновке редуктора.
IV. Конструктивные размеры- шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом (см.
рис. 10.6, а); ее размеры определены выше: dx = 66,66 мм;
dal = 71,66 мм; Ъг = 85 мм.
Колесо кованое (см. гл. X, рис. 10.2,а и табл. 10.1):
d2 = 333,34 мм; da2 « 338,34 мм; Ь2 = 80 мм.
Диаметр ступицы dCT = l,6dK2 = 1,6-65 = 100 мм; длина
ступицы /ст = A,2 ч-1,5)^2 = A,2 -- 1,5) • 65 = 78 ч- 98 мм, принимаем
/ст = 80 мм,
297

Толщина обода 50 = B,5 + А)тп = B, -^4)-2,5 = 6,25 -г- 10 мм,
принимаем 50 = 10 мм.
Толщина диска С = 0,3 Ь2 = 0,3 • 80 = 24 мм.
V. Конструктивные размеры корпуса редуктора
(см. рис. 10.18 и табл. 10.2 и 10.3)
Толщина стенок корпуса и крышки: 6 = 0,025а 4- 1 =
=• 0,025 • 200 +1=6 мм, принимаем 5 = 8 мм; bt = 0,02а +
+ 1 = 0,02-200 +1 = 5 мм, принимаем bt — 8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки
Ъ = 1,55 = 1,5-8 = 12 мм; bt = l,55i = 1,5-8 = 12 мм;
нижнего пояса корпуса
р = 2,355 = 2,35-8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.
Диаметр болтов: фундаментных d^ = @,03 -г 0,036)а + 12 =
= @,03 -г 0,36J00 + 12 = 18 -т-19,2 мм; принимаем болты с
резьбой М20;
крепящих крышку к корпусу у подшипников d2 =
= @,7 ч- 0,75)я\ = @,7 - 0,75J0 = 14 -г 15 мм; принимаем болты
с резьбой М16;
соединяющих крышку с корпусом йъ = @,5 •?• 0,6) dt =
= @,5 -г- 0,6J0 = 10 -г-12 мм; принимаем болты с резьбой М12.
VI. Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (см.
гл. VII, табл. 7.15).
Вращающий момент на ведущей звездочке
Т3 = Г2 = 625103 Нмм.
Передаточное число было принято ранее
щ = 3,14.
Число зубьев: ведущей звездочки [см. с. 148]
z3 = 31 -2мц = 31 -2-3,14 «25;
ведомой звездочки
24 = г3мц = 25*3,14 = 78,3.
Принимаем
z3 = 25 и z4 = 78.
298

Тогда фактическое
Отклонение
3,14 - 3,12
ЗД4
u -zJL-7i-312
Z3 25
100% = 0,636%, что допустимо,
Расчетный коэффициент нагрузки [см. гл. VII, формулу
G.38) и пояснения к ней]
К3 = кдкакнкРксмкп = 1 -1 -1 -1,25 • 1 • 1 = 1,25,
где /сд = 1 — динамический коэффициент при спокойной нагрузке
(передача к ленточному конвейеру); ка = 1 учитывает влияние
межосевого расстояния [ка = 1 при яц ^ C0 -г- 60) г]; к» = Л -
учитывает влияние угла наклона линии центров (/с„ = 1, если
этот угол не превышает 60°; в данном примере у = 45°, см.
рис. 12.1); /ср учитывает способ регулирования натяжения цепи;
кр = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи;
feCM = 1 при непрерывной смазке; кп учитывает
продолжительность работы в сутки, при односменной работе кп — 1.
Для определения шага цепи по формуле G.38) гл. VII
надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи. В
табл. 7.18 допускаемое давление [р] задано в зависимости от
частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для
расчета по формуле G.38) величиной [р] следует задаваться
ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения
оо230 20,3-30 ... _
п2 = —— = « 194 об/мин. Среднее значение
допускаете 71
мого давления при п « 200 об/мин [р] = 23 МПа.
Шаг однорядной цепи (т = 1)
Подбираем по табл. 7.15 цепь ПР-31,75-88,5О по ГОСТ 13568 -75,.
имеющую t = 31,75 мм; разрушающую нагрузку Q « 88,5 кН;
массу q = 3,8 кг/м; Аоп = 262 мм2.
Скорость цепи
*з*п3 25-31,75-194 . .. .
v == 1fi3 = ^0 1Пз ^ 2,56 м/с.
299

Окружная сила
625-20,3'
-^ =4950Н.
v v 2,56
Давление в шарнире проверяем по формуле G.39)
Р = ^=^^=23,6МП,
Уточняем по табл. 7.18 допускаемое давление [р] =
= 22 [1 + 0,01 (z3 - 17)] = 22 [1+ 0,01 B5 - 17)] = 23,76 МПа.
Условие р < [р] выполнено. В этой формуле 22 МПа —
табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при
п = 200 об/мин и t = 31,75 мм.
Определяем число звеньев цепи по формуле G.36)
Lt = 2at + 0,5zE + ,
at
гдеа,= ^ = 50 (см. с. 148); zL = z3 + z4 = 25 + 78 = 103;
A zt-z* 78-25 53
Д " ^~ ТЗД4Г " 6,28
Тогда
8 452
Lt = 2 • 50 + 0,5 • 103 + -^i- = 100 + 51,5 + 1,44 - 152,94.
Округляем до четного числа Lt = 152.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по
формуле G.37)
Оц = 0,25^ [Lt - 0,5z2 + ЩЦ - 0,5zEJ - 8A2] =
= 0,25• 31,75 [152 - 0,5• 103 + /A52 - 0,5-103J - 8-8,452] =
= 7,92[100,5 + |/l(XM02-5,75.102] =7,92A00,5 + 96,5)= 1562 мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем
возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 %, т. е. на
1562-0,004 «6 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек
[см. формулу G.34)]
t 31,75
. 180 . 180
sin sin
-= 253 мм;
25
i l = 31>75
я4 180 . 180
sin sin
78
300

0,7
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек
[см. формулу G.35)]
,7^-5,9,
где dx = 19,05 мм — диаметр ролика цепи (см. табл. 7.15);
йеЪ « 31,75 (ctg ^- + 0/Л - 5,9 - 267,1 мм;
De4 * 31,75 (ctg ^- + 0,7 J - 5,9 » 806,2 мм.
Силы, действующие на цепь:
окружная Fm = 4950 Н — определена выше;
от центробежных сил Fv = qv2 = 3,8 • 2,562 « 25 Н, где q »
= 3,8 кг/м по табл. 7.15;
от провисания Ff = 9,81^0,, = 9,81-1,5-3,8 -1,562 «= 88 Н,
где kf = 1,5 при угле наклона передачи 45° (см. с. 151).
Расчетная нагрузка на валы
FB = Fm + 2F/= 4950 + 2 - 88 = 5126 Н.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи [по
формуле G.40)]
_ 6 _ 88,5-103 88 500 _ _
S " FJcn + Fv + Ff~ 4950-1+ 25 + 88 " 5063 ~ J
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] «
« 9,4 (см. табл. 7.19); следовательно, условие s > [s]
выполнено.
Размеры ведущей звездочки:
ступица звездочки d^ = 1,6 • 55 = 88 мм; /ст = A,2 ~-1,6) 55 =
= 66-^88 мм; принимаем 1„ = 85 мм;
толщина диска звездочки 0,93Бвн = 0,93 • 19,05 « 18 мм, где
Бвн — расстояние между пластинками внутреннего звена (см.
табл. 7.15).
Аналогично определяют размеры ведомой звездочки.
VII. Первый этап компоновки редуктора
(рис. 12.6)
Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап
служит для приближенного определения положения зубчатых
колес и звездочки относительно опор для последующего
определения опорных реакций и подбора подшипников.
301

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции —
разрез по осям валов при снятой крышке редуктора;
желательный масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.
Примерно посередине листа параллельно его длинной
стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две
вертикальные линии - оси валов на расстоянии aw = 200 мм.
Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде
прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом;
длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает
за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней
стенкой корпуса Ах — 1,25; при наличии ступицы зазор берется
от торца ступицы;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса
до внутренней стенки корпуса А = 5;
в) принимаем расстояние между наружным кольцом
подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = 8;
если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется
больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А
надо брать от шестерни.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники
средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру
вала в месте посадки подшипников dn\ = 40 мм и && =
= 60 мм (см. рис. 12.3 и 12.5).
По табл. ПЗ имеем:
Условное
обозначение
подшипника
308
312
d
D
В
Размеры, мм
40
60
90
130
23
31
Грузоподъемность, кН
С
41,0
81,9
Q
22,4
48,0
Примечание. Наружный диаметр подшипника D — 90 мм оказался
больше диаметра окружности вершин зубьев daX = 71,66 мм.
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для
подшипников пластичный смазочный материал. Для
предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания
пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны
зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца (см. гл. IX,
рис. 9.47). Их ширина определяет размер у = 8-7-12 мм.
Измерением находим расстояния на ведущем валу /А =
= 78 мм и на ведомом /2 = 82 мм.
Примем окончательно 1г — 12 = 82 мм.
302

Рис. 12.6. Предварительная компоновка редуктора
Глубина гнезда подшипника /г«1,5В; для подшипника
312 В = 31 мм; /г = 1,5-31 =46,5 мм; примем /г = 46 мм.
Толщину фланца А крышки подшипника принимают
примерно равной диаметру d0 отверстия; в этом фланце А =
= 14 мм (рис. 12.7). Высоту головки болта примем 0,7d6 =
Рис. 12.7. Толщина фланца
крышки подшипника:
Размеры, мм
D
20-50
50-65
65-90
90-120
do
7
9
12
14
А
8
10
12
14
= 0,7 • 12 = 8,4 мм. Устанавливаем зазор между головкой
болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину
пальца / примем на 5 мм больше шага г. Таким образом,
/ = г + 5 = 31,75 + 5 = 36,75 мм.
Измерением устанавливаем расстояние /3 = 81 мм,
определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры
ведомого вала. Примем окончательно /3 = 82 мм.
303

VHL Проверка долговечности подшипника
(см. § 9 7)
Ведущий вал (рис. 12.8). Из предыдущих расчетов
имеем F, = 3750 Н, F, = 1400 Н и Fe = 830 Н; из первого
этапа компоновки /i = 82 мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
R -R - Ft - 375° - 1R7S Н-
в плоскости yz
А А
1400-82-
_ 830^-) = 532 Н.
Проверка: Ду1 + К2 —
Fr = 868 + 532 - 1400 = 0.
Суммарные реакции
= 2060 Н;
Рис. 12.8. Расчетная схема ведущего вала ОПОре 2.
304
ъ= 1960 Н.
Подбираем
подшипники по более нагруженной

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 (см,
приложение* табл. ПЗ): d = 40 мм; D = 9Q мм; В = 23 мм; С =•
= 41,0 кН и Со - 22,4 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)
в которой радиальная нагрузка Рп = 2060 Н; осевая нагрузка
ра = Fa = 830 Н; F= 1 (вращается внутреннее колыю);
коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров
Кб = 1 (см. табл. 9.19); Кт~ 1 (см. табл. 9.20).
F 830
Отношение ¦—- = ^ лпл « 0,037; этой величине (по табл.
Со 22 400
9.18) соответствует е^0,23.
Отношение -^- « ^~- = 0,403 > е; X = 0,56 и У = 1,88.
Рэ ="@,56 • 2060 + 1,88 • 830) « 2700 Н.
Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.1)]
Расчетная долговечность, ч
^"Ш 60-974 ^6° Ш %
что больше установленных ГОСТ 16162 — 85 (см. также с. 307)*
Ведомый вал (рис. 12.9) несет такие же нагрузки, как>
и ведущий:
F, = 3750 Н, F, = 1400 Н и Fa = 830 Н.
Нагрузка на вал от цепной передачи FB = 5126 Н.
Составляющие этой нагрузки
Fbx = Fsy = FB sin у = 5126 sin 45° = 3600 H.
Из первого этапа компоновки /2 = 82 мм и /3 = ^2 мм»
Реакции опор:
в плоскости xz
2 " 36°°'82) = 75 Н >
~-[F,/2+FBXB/2 + /3)] =
305

А -А
Рис. 12.9. Расчетная схема
ведомого вала
2-82
C750 • 82 + 3600 • 3 • 82) = 7275 Н.
Проверка: Rx3 + Rx4r - (Ft+FBX) = 75 + 7275 - C750 + 3600) =0;
в плоскости yz
_ 21 г
1400 ¦82 - 83°
3600-82 =1675 Н;
']¦
306

= 2tW(-140°-82-830^^+3600.382^3875 H.
Проверка: Ry3 + FBy - (Fr+Ry4) = 1675 + 3600 - A400 + 3875) -
= 0.
Суммарные реакции
Ргг = VRx3 + Ry3 ш j/752 + 16752 = 1680 Н;
Pr4 = l/jR24 + ^y4 = 1/72752 + 38752 = 8200 H.
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии (см.
табл. ПЗ): d = 60 мм; D = 130 мм; В - 31 мм; С = 81,9 кН
и Со = 48,0 кН.
Р 830
Отношение -~« .о^а =0,0172; этой величине (по табл.
С© 4о 000
9.18) соответствует е«0,20 (получаем, интерполируя).
Р 830
Отношение -~- = я = 0,105 < е; следовательно, X = 1,
У = 0. Поэтому Рэ = Pr4FX6Kr = 8200-1. U • 1 = 9840 Н.
(Примем Кб = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает
неравномерность нагружения.)
Расчетная долговечность, млн. об.
\3 / fit Qf\C\ \3
& 570 млн. об.
Расчетная долговечность, ч
L106 570-10б
-" 60.п ; 60-194 ^5О1°ЗЧ;
здесь п = 194 об/мин - частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников
может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора),
но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая
долговечность подшипника). В нашем случае подшипники
ведущего вала 308 имеют ресурс Lh « 60«103 ч, а подшипники
ведомого вала 312 имеют ресурс Lh «50«103 ч.
IX. Второй этад компоновки редуктора
(рис. 12.10)
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно
оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы
307

Рис. 12.10. Второй этап компоновки редуктора
и подготовить данные для проверки прочности валов и
некоторых других деталей.
Примерный порядок выполнения следующий.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным
размерам, найденным ранее (см. п. IV). Шестерню выполняем за
одно целое с валом.
Конструируем узел ведущего вала:
а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора
на расстояние 1Х. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в
разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну
половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);
б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью
стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца (см.
рис. 9.39). Их торцы должны выступать внутрь корпуса на
1-^2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут
выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец.
Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем
на тот же диаметр, что и подшипники @ 40 мм). Фиксация
308

их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала
и торцами внутренних колец подшипников;
в) вычерчиваем крышки подшипников (см. рис. 9.31—9.33) с
уплотнительными прокладками (толщиной ~1 мм) и болтами.
Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем
свидетельствует вырыв на плоскости разъема.
Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным
образом в узлах, заполненных пластичной смазкой.
Уплотнения манжетного типа широко используют как при
пластичных, так и при жидких смазочных материалах (см. § 9.5);
г) переход вала 0 40 к присоединительному концу 0 32 мм
выполняют на расстоянии 10—15 мм от торца крышки
подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки
болтов крепления крышки.
Длина присоединительного конца вала 0 32 мм
определяется длиной ступицы муфты.
Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим
внимание на следующие особенности:
а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении
предусматриваем утолщение валарс одной стороны и
установку распорной втулки - с другой; место перехода вала от
0 65 мм к 0 60 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь распорной
втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудержнваю-
щего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!);
б) отложив от середины редуктора расстояние /2, проводим
осевые линии и вычерчиваем подшипники *;
в) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки
подшипников с прокладками и болтами;
г) откладываем расстояние /3 и вычерчиваем звездочку
цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну
сторону для того, чтобы вал не выступал за пределы
редуктора на большую длину.
Переход от 0 60 мм к 0 55 мм смещаем на 2-3 мм
внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие
кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!).
Это кольцо — между внутренним кольцом подшипника и
ступицей звездочки - не допускает касания ступицы и сепаратора
подшипника;
д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу
торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы
одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмот-
* Если нет особых указаний, то можно располагать оси
подшипников ведущего и ведомого валов на одной прямой линии.
309

реть зазор между торцом вала и шайбой в 2 — 3 мм для
натяга.
На ведущем и ведомом валах применяем шпонки
призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5 — 10 мм меньше
длин ступиц.
Непосредственным измерением уточняем расстояния между
опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых
колес и звездочки относительно опор. При значительном
изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь
проверяем долговечность подшипников.
X. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скругленными торцами Размеры
сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360—78
(см. табл. 8.9).
Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22)
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
[сгсм] - 1004-120 МПа, при чугунной [сгсм] = 50*70 МПа.
Ведущий вал: d = 32 мм; Ъ х h = 10. х 8 мм; гх = 5 шл;
длина шпонки I = 70 мм (при длине ступицы полумуфты
МУВП 80 мм, см. табл. 11.5); момент на^ ведущем валу
Ti = 125.103 Нмм;
2-125-103 .. _
G = 43'5
GcM = 32(8-5)GО-1О)
(материал полумуфт МУВП — чугун марки СЧ 20).
Ведомый вал.
Из двух шпонок — под зубчатым колесом и под
звездочкой — более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому
меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем
шпонку под звездочкой: d = 55 мм; b x h — 16 х 10 мм; tx =
= 6 мм; длина шпонки / = 80 мм (при длине ступицы
звездочки 85 мм); момент Г3=625-103 Нмм;
(обычно звездочки изготовляют из термообработанных
углеродистых или легированных сталей). Условие асм < [аш]
выполнено.
310

XI. Уточненный расчет валов
Примем, 4f о нормальные напряжения от изгиба изменяются
по симметричному циклу, а касательные от кручения — по
отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов
запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их
с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность
соблюдена при s^\_s].
Будем производить расчет для предположительно опасных
сечений каждого из валов.
Ведущий вал (см. рис. 12.8).
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня
выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая
обработка — улучшение.
По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем
случае dal = 71,66 мм) среднее значение схв = 780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
а_ t « 0,43ав = 0,43.780 = 335 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных
напряжений
т.!» 0,58а-! =0,58-335 = 193 МПа.
Сечение А —А. Это сечение при передаче вращающего
момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на
кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие
шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
Т-1
S = 5Т =
—т„ + х|/тт
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
т -т - т"а* - Ti
v " т ~~ 2 ~~ 2W
*• zkkk нетто
При d = 32 мм; Ь = 10 мм; tl = 5 мм по табл. 8.5
3,14»323 10>5C2 - 5J goo 3 з.
—— — —— ^_ 3,0О • 1U ММ I
16 2-32
311

125-103
T»~Tm~ 2-5,88-103 '
Принимаем к, = 1,68 (см. табл. 8.5), ет« 0,76 (см. табл. 8.8)
и \|>, * 0,1 (см. с. 166).
* = 5Т = —= — 7,85.
-1—-10,6 + 0,1-10,6
U,/о
ГОСТ 16162 — 78 указывает на то, чтобы конструкция
редукторов предусматривала возможность восприятия
радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной
части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых
зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть
2,5]/тБ при 25-103 Н.мм<7Б<25(М03 Нмм.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под
муфту равной длине полумуфты / = 80 мм (муфта УВП для
валов диаметром 32 мм), получим изгибающий момент в сече-
нии Л — А от консольной нагрузки М = 2,5 |/l25 • 103 • — =
= 35,4103 Н-мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям
здесь опущены промежуточные выкладки (аналогичные выкяад-
тси см. ниже в расчете ведомого вала на с. 313).
Результирующий коэффициент запаса прочности
Vt ^ 16,6» 7,85 =?1
получился близким к коэффициенту запаса sx = 7,85. Это
незначительное расхождение свидетельствует о том, что
консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и
согласованные с расточками стандартных полумуфт,
оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит
существенных изменений. Надо сказать и о том, что
фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная
часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты,
312

что уменьшает значения изгибающего момента и
нормальных напряжений.
Такой большой коэффициент запаса прочности G,85 или 7,1)
объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при
конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом
электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б— Б
и # —В нет необходимости.
Ведомый вал (см. рис. 12.9).
Материал вала — сталь 45 нормализованная; ав = 570 МПа
(см. табл. 3.3).
Пределы выносливости О-х = 0,43-570 = 246 МПа и т-i =
= 0,58-246= 142 МПа.
Сечение А —4- Диаметр вала в этом сечении 65 мм.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной
канавки (см. табл. 8.5): fce=l,59 и fcx=l,49; масштабные
факторы ео= 0,775; ет=0,67 (см. табл. 8.8); коэффициенты
фо« 0,15 и\|/,« 0,1 (см. с. 163 и 166).
Крутящий момент Т2 = 625 • 103 Н • мм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (см.
рис. 12.9)
M' = Rx3l2 = 75-82 = 6,15-103 Нмм;
изгибающий момент в вертикальной плоскости
М" = RyZl2 + fJ±- = 1675 • 82 + 830 333>34 = 275 ¦ 103 Нмм;
суммарный изгибающий момент в сечении А — А
МА-А = |/FД5 • 103J + B75 • 103J « 276 • 103 Н - мм.
Момент сопротивления кручению (d = 65 мм; Ъ = 18 мм;
ti = 7 мм)
w
"квело
ЗД4-653 18-7F5 -7J » ,
= _.__ 2-65 -50,75-10 мм3.
Момент сопротивления изгибу (см. табл. 8.5)
ветто 32 1Л
- ЗД5-103 . 23,7- Ю3 мм3.
313

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
з «11,6 МПа; среднее напряжение ат=0.
МА_А 276103
= ~й =
Коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям
a-i 246
Коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения
А-А
,_**:_ 103-9,9 ж„
+ 9»
Сечение К —К. Концентрация напряжений обусловлена
посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7);
-^-=3,40 ц — = 2,44; принимаем \|/о = 0,15 и \|/t= 0,1.
Изгибающий момент
М4 = FB/3 = 5126-82 «420-103 Н-мм.
Осевой момент сопротивления
Амплитуда нормальных напряжений
М4 420 103 _
314

Полярный момент сопротивления
Wp « 2W = 2-21,2-103 = 42,4-103 мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
х^ Т2 625.103
" vm 2 2WP 2-42,4.103 "
Коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям
а_! 246
3,40-20
Коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям
к^ 2,44.7,4 + 0,1-7,4
7,60.
Результирующий коэффициент запаса прочности для
сечения К-К
3,46-7,60
Сечение Л— Л. Концентрация напряжений обусловлена
переходом от 0 60 мм к 0 55 мм: при —=—«1,1 и
г 225
_ — _1_ « о,О4 коэффициенты концентрации напряжений /со =
= 1,65 и fcT= 1,19 (см. табл. 8.2). Масштабные факторы (см.
табл. 8.8) га = 0,8; гт = 0,69.
Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения
К-К.
Осевой момент сопротивления сечения
???0з ммз
Амплитуда нормальных напряжений
420-103
315

Полярный момент сопротивления
Wp = 2 • 16,5 • 103 = 33,0 • 103 мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
625-Ю3
Коэффициенты запаса прочности
246
0,80
i^L 9,50+ 0,1-9,50
Результирующий коэффициент запаса прочности для
сечения Л-Л
Сечение Б — Б> Концентрация напряжений обусловлена нали*
чием шпоночной канавки (см. табл. 8.5): fce= 1,59 и kt = 1,49;
8ff = 0,8 ибт= 0,69.
Изгибающий момент (положим Xi = 60 мм)
= 5126 • 60 « 307.103 Н • мм.
Момент сопротивления сечения нетто при Ъ = 16 мм и
f! = 6 мм
И^о = Щ^-- 16'^5555-6J= 14,51 • 10* мм'.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Мк_к 307 -103
14,51-103 ~"** МПа-
Момент сопротивления кручению сечения нетто
— 2,09103 = 31Д1103 мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
316

_ 625 -103
Хр-тж- 2-31Д1103 =
Коэффициенты запаса прочности
246
10,01 МПа.
1,59
0,8
«5,85;
.21,1
142
1,49
0,69
-=6,5.
10,01 + 0,1 • 10,01
Результирующий коэффициент запаса прочности для
сечения Б-Б
5,85-6,5
5 = ; = 4,45.
]/5,852 + 6,52
Сведем результаты проверки в таблицу:
Сечение
Коэффициент запаса s
А-А
7,2
К-К
3,2
л-л
3,9
Б-Б
4,45
Во всех сечениях s > [s]. а 2,9 (*ят>ч %
XIL Вычерчивание редуктора
Редуктор вычерчивают в двух проекциях (рис. 12.11) на
листе формата А1 E94 х 841 мм) в масштабе 1:1с основной
надписью и спецификацией (см. с. 319 — 321).
XIII. Посадки зубчатого колеса,
звездочки S3 подшипников
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными
в табл. 10.13.
Посадка зубчатого колеса на вал —- по ГОСТ 25347 - 82.
рЬ
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора
Hl/hb.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением
вала /сб. Отклонения отверстий в корпусе под наружные
кольца по HI.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл.
10.13.
317

121
Рис. 12.11. Цилиндрический одноступенчатый зубчатый редуктор
318

Продолжение рис. 12.11
Вариант конструкции
крышки подшипника
ведущего вала с кассетным
уплотнением
Вариант конструкции
крышки подшипника
ведомого бала с кассетным
уплотнением
Поз.
1
2
3
4
5
б
7
8
9
10
и
12
13
14
15
16
17
18
19
20


значение
Наименование
Документация
Пояснительная записка
Сборочный чертеж
Детали
Вал-шестерня ведущий
Кольцо уплотнительное
Крышка подшипника сквозная
Прокладка регулировочная;
комплект
Кольцо мазеудерживающее
Крышка подшипника глухая
Кольцо уплотнительное
Шайба торцовая
Планка стопорная
Корпус редуктора
Крышка корпуса
Крышка смотрового окна
Прокладка
Крышка подшипника глухая
Маслоуказатель жезловый
Прокладка
Пробка
Звездочка ведущая
Крышка подшипника сквозная
Кольцо распорное
Кол.
1
1
1
1
1
2
2
1
Примечание
Сталь 45
Войлок
СЧ 15
Сталь 10
Сталь СтЗ
СЧ 15
Войлок
Сталь СтЗ
Сталь Ст2
СЧ 15
СЧ 15
СЧ 15
Картон
технический
СЧ 15
Сталь СтЗ
Резина масло-
стойкая
Сталь СтЗ
Сталь 40Х
СЧ 15
Сталь Ст2
Э19

Продолжение
Поз.
21
22
23
24
25
101
102
103
104
105
106
107
108
109
ПО
111
112
113
114
115
116
117


значение
Наименование
Кольцо мазеудерживающее
Втулка распорная
Колесо зубчатое
цилиндрическое
Вал ведомый
Прокладка регулировочная;
комплект
Стандартные изделия
Болт МЮх 30.58
ГОСТ 7798-70*
Шайба пружинная 10
ГОСТ 6402-70*
Болт Мб х 20.58
ГОСТ 7798-70*
Болт М16х 100.58
ГОСТ 7798-70*
Гайка Ml6.6
ГОСТ 5915-70*
Шайба пружинная 16
ГОСТ 6402-70*
Болт М16х 110.58
ГОСТ 7798-70*
Гайка Ml6.6
ГОСТ 5915-70*
Шайба пружинная 16
ГОСТ 6402-70*
Болт М12 х 30.58
ГОСТ 7798-70*
Гайка М12,6 ГОСТ 5915-70*
Шайба пружинная 12
ГОСТ 6402-70*
Болт МЮх32.58
ГОСТ 7798-70*
Болт М12х 30.58
ГОСТ 7798-70*
Шайба пружинная 12
ГОСТ 6402-70*
Шпонка 16x10x80
ГОСТ 23360-78
Шпонка 18x11 х 70
ГОСТ 23360-78
Кол.
2
1
1
1
2
8
8
4
4
4
4
4
4
4
4
4
4
1
12
12
1
1
Примечание
Сталь СтЗ
Сталь Ст2
Сталь 45
Сталь 45
Сталь 10
32а

Продолжение
Поз.
118
119
120
121
Изм.


значение
Лист
Разраб.
Пров.
Н. контр.
Утв.
Наименование
Подшипник 312
ГОСТ 8338-75
Подшипник 308
ГОСТ 8338-75
Штифт 10x35 ГОСТ 3129-70
Прочие изделия
Пресс-масленка М10 х 1
ГОСТ 20905-75
№ докум.
Подп.
Дата
Кол.
2
2
2
4
Примечание
Обозначение докуме!
по ГОСТ 2.201 -8(
Редуктор
косозубый

одноступенчатый
Лит.
Т
Лист
)
Масштаб
Индекс предприятия
(учебного заведения)
XIV. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием
зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до
уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на
10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета
0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: F=
= 0,25-12,7 «3,2 дм3.
По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При
контактных напряжениях ан = 392 МПа и скорости v = 3,38 м/с
рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна
28-10 м2/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное
И-30А (по ГОСТ 20799-75*).
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным
материалом УТ-1 (см. табл. 9.14), периодически пополняем его
шприцем через пресс-масленки.
11 Заказ 344
321

XV. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора
тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом
редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и
шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до
80-100°С;
в ведомый вал закладывают шпонку 18х11х70и
напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем
надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и
устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в
масле.
-Собранные валы укладывают в основание корпуса
редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно
поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для
центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух
конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку
к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо,
в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку,
ставят крышки подшипников с комплектом металлических
прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки
закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания
подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и
закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку
закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют
ее торцовым креплением; винт торцового' крепления стопорят
специальной планкой.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с
прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие
крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют
крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию
на стенде по программе, устанавливаемой техническими
условиями.
322

§ ПЛ. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО КОСОЗУБОГО
РЕДУКТОРА С КОЛЕСАМИ ИЗ СТАЛИ
ПОВЫШЕННОЙ ТВЕРДОСТИ
Проведем этот расчет для того, чтобы показать, как
влияет твердость зубьев на размеры редуктора. Все данные
для расчета примем такими же, как и в предыдущем примере
(см. § 12.1); изменим только материалы, из которых
выполнены зубчатые колеса.
ЗАДАНИЕ НА РАСЧЕТ
Рассчитать одноступенчатый горизонтальный
цилиндрический косозубый редуктор (см. рис. 12.1 и 12.2) для привода
к ленточному конвейеру по следующим данным: вращающий
момент на валу колеса Т2 = 625-103 Н-мм; передаточное
число редуктора и = 5.
Примем материалы: для шестерни сталь 40ХН,
термообработка — объемная закалка до твердости HRC 50; для колеса
та же сталь 40ХН, термообработка - объемная закалка до
твердости HRC 45 (см. табл. 3.3 и 3.9).
РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
Допускаемые контактные напряжения [см. формулу C.9)]
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов
для выбранного материала (см. табл. 3.2)
оИШЬ = 18HRC + 150.
Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации
редуктора, когда число циклов нагружения больше базового,
Kkl= 1; коэффициент безопасности при объемной закалке
[Sir] = U
Допускаемое контактное напряжение для шестерни
{IZHRC + 15O)KHL A8.50+150I
№ij = p^j = PS = 875 МПа;
допускаемое контактное напряжение для колеса
323

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное
напряжение [см. формулу C.10)]
[ая] - 0,45 ([аН1] + [ая2]) = 0,45 (875 + 800) = 755 МПа.
Коэффициент нагрузки для несимметричного расположения
зубчатых колес относительно опор (этим мы учитываем
натяжение от цепной передачи) при повышенной твердости зубьев
по табл. 3.1 примем Кн$ = 1,35.
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
принимаем \|/Ьв = — = 0,250 (см. с. 36). Для колес
повышенной твердости следует принимать значения \|/Ьа меньшие, чем
для коЛес нормальной твердости. В примере, разобранном
выше, для колес нормальной твердости был принят
коэффициент \|/Ьа = 0,4.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости
активных поверхностей зубьев [см. формулу C.7)]
3 3 .
625 • 10э • 1,35
7552-52- 0,250
= 160 мм.
Примем по ГОСТ 2185-66 (см. с. 36) aw =* 160 мм.
Напомним, что в примере, разобранном выше, межосевое
расстояние было aw = 200 мм.
Нормальный модуль зацепления
тп =• @,01 -rO,O2) aw = @,01 -ь0,02) 160 = 1,60 -г 3,20 мм.
По ГОСТ 9563-60 принимаем тп -2 мм (см. с. 36).
Примем предварительно угол наклона зубьев р = 10°
определим числа зубьев шестерни и колеса:
2aw cos p 2 • 160 - cos 10° 320.0,985
1 (и+1)тп E + 1J,0 12
принимаем zx = 26; тогда z2 = ztu — 26-5 = 130.
Уточняем значение угла наклона зубьев:
26,2;
cos р . <*i + *)»* . О**1*»** ш 0,9750; Р .
2п 2*1ои
Основные размеры шестерни и колеса.
Делительные диаметры
2,0-26
324

= = 2,0 130
 cos P ^2 "" 0,975
Проверка
dt+d2 53,25 + 266,75 ,„
aw — г = г = 160 мм.
2 2
Диаметры вершин зубьев
dai = dt + 2mn = 53,25 + 2-2,0 = 57,25 мм;
dal = d2 + 2mn = 266,75 + 2 • 2,0 = 270,75 мм.
Ширина колеса b2 = tybaaw = 0,25 • 160 = 40 мм.
Ширина шестерни bt = b2 + 5 мм = 45 мм.
В примере, разобранном выше, ширина колеса была Ь2
• 80 мм, а шестерни — Ьх = 85 мм.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колес
„^ _ 101,5-53,25
» - -у- 2Л65""" 2>? М/С'
где «>! = 101,5 рад/с.
При данной скорости и повышенной твердости принимаем
8-ю степень точности (см. с. 32).
Определяем коэффициент нагрузки для проверки
контактных напряжений
По табл. 3.5 при \)/ы = 0,85 для несимметричного
расположения колес повышенной твердости Кн§ = 1,23.
По табл. 3.4 для 8-й степени точности и скорости
2,7 м/с KHoL = 1,08.
По табл. 3.6 для косозубых колес при скорости 2,7 м/с
и повышенной твердости KHv = 1,0.
Таким образом,
Кн= 1,23.1,08-1 = 1,325.
Проверка контактных напряжений
270
325

625-1О31,325E + 1K
Ш]/ ^25 =712 МПа
Силы, действующие в зацеплении:
„ 272 2625-103 лпглчг
окружив F,= -т?-= —^rsnr—=4700 Н;
а 2 266,75
радиальная F, « Ft?± . 4700^^-= 1750 Н;
осевая Fe = Ft tg P = 4700 tg 12°507-w 1040 Н.
Проверка зубьев на выносливость но напряжениям изгиба
[см. формулу C.25)]
Коэффициент нагрузки Kr = KFpKFy (см. с, 42)..
По табл. 3.7 при фм = 0,85, несимметричном располсюжении
зубчатых колес относительно опор и повышенной твердости
= 1,31.
По табл. 3.8 для 8-й степени точности, скорости v = 2,7 м/с
и повышенной твердости KFv = 1,1.
Таким образом, KF = 1,ЗЫ,1 « 1,45.
Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF выбираем в
зависимости от эквивалентных чисел зубьев zvl и zv2 [см.
пояснения к формуле C.25)]:
для шестерни zvi ^
для колеса z.2 = -^?j- -^ « 140.
При этом YF1 == 3,84 и YF1 = 3,60 (см. с. 42).
Допускаемое напряжение
_о
Здесь по табл. 3.9 для стали 40ХН при объемной закалке
предел выносливости при отнулевом цикле изгиба ст^итл, =
« 500 МПа.
Коэффициент безопасности [SF] = [5^]'[й?]" = 1,80; по
табл. 3.9 [SFJ «1,80; для поковок и штамповок [SF]" = 1.
Допускаемые напряжения при расчете на выносливость для
шестерни и колеса
500 — МПа.

Находим отношения
Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как
для нее найденное отношение меньше.
Коэффициент Ур учитывает повышение прочности косых
зубьев по сравнению с прямыми [см. пояснения к формуле
C.25)]:
V 1 Р 1 12>8
Коэффициент KFa учитывает распределение нагрузки между
зубьями. По формуле, приведенной в ГОСТ 21354 — 75,
где еа - коэффициент торцового перекрытия ип- степень
точности зубчатых колес [см. формулу C.25) и пояснения к ней].
Примем среднее значение sa = 1,5; выше была принята
8-я степень точности. Тогда
-1)(8-5)
°'
Проверяем зуб шестерни по формуле C.25):
4700-1,45- 3,84.0,91-0,92
aF1 = ^-^ = 246 МПа
§ 12.3. РАСЧЕТ ПРИВОДА С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ
ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ КОСОЗУБЫМ РЕДУКТОРОМ
И КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
Передача гибкой связью (клиноременная) помещена перед
редуктором [в предыдущем примере передача гибкой связью
(цепная) располагалась после редуктора. Обратим внимание
на то, как это отразится на размерах редуктора].
ЗАДАНИЕ НА РАСЧЕТ
Рассчитать клиноременную передачу и одноступенчатый
горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор (рис. 12.12)
327

Рис. 12.12. Привод
ленточного конвейера с
цилиндрическим редуктором и клино-
ремешюй передачей:
1 — электродвигатель; 2 —
клиноременная передача; 3 —
одноступенчатый
цилиндрический редуктор; 4 — муфта;
5 — приводной барабан; б —
лента конвейерная
для привода к ленточному конвейеру по следующим данным
(они такие же, к^ак и в примере § 12.1): полезная сила на ленте
конвейера Fn = 8,55 кН; скорость ленты vn = 1,3 м/с; диаметр
приводного барабана D6 = 400 мм. Редуктор нереверсивный,
предназначен для длительной эксплуатации; работа
односменная; валы установлены на подшипниках качения.
РАСЧЕТ ПРИВОДА
I. Выбор электродвигателя
и кинематический расчет (рис. 12.13)
По табл. 1.1 коэффициент полезного действия пары
цилиндрических зубчатых колес т^ = 0,98; коэффициент, учитывающий
потери пары подшипников качения, ц2 = 0,99; КПД клиноре-
менной передачи V|3 = 0,95; коэффициент, учитывающий потери
в опорах приводного барабана, тц = 0,99.
Общий КПД привода
Л - Л1 ЛаЧзти = 0,98.0,992 • 0,95 • 0,99 = 0,90.
Мощность на валу барабана
Рб = Fnva = 8,55 •• 1,3 = 11,1 кВт.
Рис. 12.13. Кинематическая
схема привода:
А — вал электродвигателя;
В— 1-й вал редуктора; С —
2-й вал редуктора и вал
барабана
328

Требуемая мощность электродвигателя
р _ IL- ILL
- л 0,90 ~ ~5" КВТ-
Угловая скорость барабана
_ 2уя _ 2-1,3
Частота вращения барабана
ЗОсоб 30-6,5 „ • ,
п6 = — = '=а 62 об/мин.
По ГОСТ 19523-81 (см. табл. Ш приложения) по
требуемой мощности Рхр = 12,35 кВт выбираем электродвигатель
трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А
закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин
4А160М6УЗ с параметрами Рдв - 15,0 кВт и скольжением 2,6%.
Номинальная частота вращения ~п№ = 1000 — 26 = 974 об/мин,
пп 314-974
угловая скорость co^ == —^- = ' — = 101,5 рад/с.
Передаточное отношение
i .«д.. 1О1'5-15 65
' ~ сое " 6,5 ~ 15'65-
Намечаем для редуктора и = 5 (так же, как в примере,
разобранном в § 12.1); тогда для клиноременной передачи
Угловая скорость и частота вращения ведущего вала
редуктора (см. рис. 12.13; вал В)
= 6,5 • 5 = 32,5 рад/с;
пх = пф — 62-5 = 310 об/мин.
Частоты вращения и угловые скорости валов:
Вал А
Вал В
Вал С
идв= 974 об/мин
-
«2= щ— 62 об/мин
co^= 101,5 рад/с
g>i = 32,5 рад/с
@2= о)б= 6,5 рад/с
329

И. Расчет клиноременнои передачи (см. табл. 7.11)
Исходные данные для расчета: передаваемая мощность
Рхр = 12,35 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива
Ида = 974 об/мин; передаточное отношение ip = ЗД4; скольжение
ремня е = 0,015.
1. По номограмме на рис. 73 в зависимости от частоты
вращения меньшего шкива щ (в нашем случае щ = идв =
= 974 об/мин; см. вал А на рис. 12.13) и передаваемой
мощности Р = Ртр = 12,35 кВт принимаем сечение клинового
ремня Б.
2. Вращающий момент
Р 12 35-Ю5
Т= *г \ = 122 Нм = 122103 Н'мм,
сода 101,5
где Р = 12,35-103 Вт.
3. Диаметр меньшего шкива по формуле G.25)
di «C 4-4) ]/f= C -s-4) ^122-103 » 150 4-200 мм.
Согласно табл. 7.8 с учетом того, что диаметр шкива
для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм,
принимаем dt = 180 мм.
4. Диаметр большего шкива [см. формулу G.3)]
d2 = i/x A - s) = 3>14' 18° A ^ °>015) = 557 мм-
>'»Wl
Принимаем d2 = 560 мм (см. с. 133).
5. Уточняем передаточное отношение
d2 560
р <М1-б) 180A-0,015)
При этом угловая скорость вала В будет
со =3^= Ш>5 = 32 1
Расхождение с тем, что было получено по первоначальному
32 5 — 32 1
расчету, —* '—100% =1,23%, что менее допускаемого
на ±3%.
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов
dx = 180 мм и^ = 560 мм.
6. Межосевое расстояние ар следует принять в интервале
[см. формулу G.26)]
ашш = 0,55 (dt + d2) + То = 0,55(J80 + 560) + 10,5 = 420 мм;
330

ama* * dx + rf2 = 180 + 560 = 740 мм,
где То = 10,5 мм (высота сечения ремня по табл. 7.7).
Принимаем предварительно близкое значение ар = 800 мм.
7. Расчетная длина ремня по формуле G.7)
L= 2ap + 0,5я (dx + d2) + K 2 4au =
E60-180J
» 2.800 + 0,5.3,14A80+ 560)+
4' oUU
= 1600 + 1160 + ^г= 2802 мм.
Ближайшее значение по стандарту (см. табл. 7.7) L= 2800 мм.
8. Уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом
стандартной длины ремня L [см. формулу G.27)]
ар = 0,25 [(L- w) + j/(L- vvJ - 2у],
где w - 0,5я (^ + d2) = 0,5• 3,14A80 + 560) = 1160 мм; у =•-
« № - diJ = E60 - 180J = 14,6-104;
4 797 мм.
р
При монтаже передачи необходимо обеспечить
возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L- 0,01 -2800 =
— 28 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и
возможность увеличения его на 0,025L= 0,025-2800 = 70 мм для
увеличения натяжения ремней.
9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле G28)
В1 = 180° - 57UZ*L = 180° - 57 56° ' 18° - 153°.
яр 797
10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия
эксплуатации передачи, по табл. 7,10:
для привода к ленточному конвейеру при односменной
работе Ср = 1,0.
11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по
табл. 1.9:
для 'ремня сечения Б при длине L = 2800 мм коэффициент
CL= 1,05.
12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [см.
пояснения к формуле G.29)]: при о^ = 153° коэффициент
С« да 0,93.
331

13. Коэффициент,-учитывающий число ремней в передаче
[см. пояснения к формуле G.29)]: предполагая, что число ремней
в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент Cz = 0,90.
14. Число ремней в передаче по формуле G.29)
где Ро — мощность, передаваемая одним клиновым ремнем,
кВт (см. табл. 7.8); для ремня сечения Б при длине L =
= 2240 мм, работе на шкиве dx = 180 мм и i>3 мощность
Ро = 3,9 кВт (то, что в нашем случае ремень имеет другую
длину L= 2800 мм, учитывается коэффициентом CL);
_ 12,35-1
Z" 3,9.1,05-0,93-0,9 * '-'
Принимаем 2 = 4.
15. Натяжение ветви клинового ремня по формуле G.30)
85ОРСА
zvC
где скорость v = 0,5шдв^ = 0,5 • 101,5 • 180¦ 10 = 9,15 м/с; 0 -
коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил [см.
пояснения к формуле G.30)]; для ремня сечения Б коэффициент
Тогда
16. Давление на валы по формуле G.31)
FB = 2Foz sin Ц- = 2 • 339 - 4sin 76°30; = 2620 Н.
17. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12)
Вт = (z - 1)е + 2/= D - 1) 19 + 2-12,5 - 82 мм.
III. Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы для зубчатых колер такие же, как
в § 12.1. Для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение,
твердость НВ 230; для колеса сталь 45, термообработка —
улучшение, твердость НВ 200.
Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес
из указанных материалов [сг#] = 410 МПа.
332

Примем такой же, как и ранее, коэффициент ширины венца
*ы = 0,4.
Коэффициент KHfa учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1.
Несмотря на симметричное расположение колес относительно
опор (см. рис. 12.13), примем значение этого коэффициента,
как в случае несимметричного расположения колес, так как
со стороны клиноременнои передачи действует сила давления
на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая
контакт зубьев: Ки$ = 1,25.
Мощность на валу барабана (он же ведомый вал редуктора)
рб=:Р2= пд кВт (см. рис. 12.13 и пункт I расчета). Найдем
вращающий момент на этом валу
(*>2 6,5
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости
активных поверхностей зубьев по формуле C.7)
где Ка = 43 — для косозубых колес; и = 5 — принято ранее для
рассматриваемого редуктора.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ
2185-66 aw = 280 мм (см. с. 36).
Нормальный модуль
тп = @,01 4-0,02)aw = @,01 ^0,02J80 = 2,8-^5,6 мм;
принимаем по ГОСТ 9563 — 60 тп = 3,5 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев р = 10°.
Число зубьев шестерни [см. формулу C.12)]
= 2flwcosft _ 2 • 280 cos 10°
Zl~ A1+1I11, ~ E + 1K,5 ~6'2;
принимаем zx = 26. Тогда z2 = zxu = 26-5 = 130.
Уточняем значение угла наклона зубьев:
угол р = 12°50'.
Основные размеры шестерни и колеса.
Диаметры делительные
333

tn
cosp z 0,975
130 = 466,7 мм.
_ dt+d2 93,3 + 466,7 лол
Проверка: aw = ——- = — = 280 мм.
Диаметры вершин зубьев
dai «= dt 4- 2mn = 93,3 + 2 • 3,5 = 100,3 мм;
dai = d2 + 2mn = 466,7 + 2-3,5 = 473,7 мм.
Ширина колеса b2 = ^ыАу, = 0,4 • 280 =112 мм; ширина
шестерни hi = b2 + 5 мм =117 мм.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колес
32,5-93,3
Степень точности передачи: для косозубых колес при
скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки
По табл. 3.5 при фм = 1,25, твердости НВ < 350 и
несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноремен-
ной передачи) коэффициент Кщ « 1,165.
По табл. 3.4 при v = 1,52 м/с и 8-й степени точности
коэффициент КНл « 1,065.
По табл. 3.6 для косозубьк колес при скорости менее
5 м/с коэффициент KHv = 1Д
Таким образом, Кн = 1,165 • 1,065 -1,0 = 1,242.
Проверяем контактные напряжения по формуле C.6):
270]/Г2Хн(»+1K 270 1/1700-1031,242-63
\/~ш}/—тт> -387МПа.
что менее [ая] = 410 МПа. Условие прочности выполнено.
Силы, действующие в зацеплении:
_ 2Т2 2-170Q.103 _0ЙП
окружная г( =- —-— = TfZi = /280
334

радиальная F, = F,^_- 7280^^= 2720 H;
осевая Fa = Ft tg C = 7280 tg 12°50' = 1610 H.
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба
[см. формулу C.25)]:
Коэффициент нагрузки KF = KF$KFo (см. с. 42).
По табл. 3.7 при \|/м = 1,25, твердости НВ < 350 и
несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор
коэффициент KF$ »1,32.
По табл. 3.8 для косозубых колес 8-й степени точности
и скорости до 3 м/с коэффициент KFv =1,1.
Таким образом, KF = 1,32-1,1 = 1,45.
Коэффициент* учитывающий форму зуба, YF зависит от
эквивалентного числа зубьев zv [см. пояснения к формуле
C.25)];
26
у шестерни zvl =
у К0ЛеСа ^«—^.^.^ 140.
Коэффициенты YFl = 3,84 и YF2 = 3,60 (см. с. 42).
Определяем коэффициенты Ур и XFct [см. пояснения к
формуле C.25)]:
=0,92,
4га 4-1,5
где средние значения коэффициента торцового перекрытия еа =
= 1,5; степень точности п = 8.
Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют
по формуле C.24):
- Gflimb
По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной предел
выносливости при отнулевом цикле изгиба ар^тЬ = 1,8 НВ.
Для шестерни а?нть = 1,8-230 = 415 МПа;
для колеса oFlimb = 1,8-200 = 360 МПа.
335

Коэффициент безопасности [Sf] = [SF]' [S>]" [см. пояснения
к формуле C.24)].
По табл. 3.9 [Sp]' = 1,75 для стали 45 улучшенной;
коэффициент $8р]" = 1 для поковок и штамповок. Следовательно,
[Sf] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
415
для шестерни [ал] = ТЧ7~— 237 МПа;
1,/э
для колеса [<Т/?2] = 7S = 206 МПа.
Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого
колеса, для которого отношение L J меньше. Найдем эти
отношения:
237 «
для шестерни ^-7-== 62 МПа;
206 __ _ _ ___
для колеса ¦ = 57,5 МПа.
Проверку на изгиб проводим для колеса [см. формулу
C.25)]:
b2mn
-0,92
Условие прочности выполнено.
IV* Предварительный расчет валов
редуктора и выбор подшипников
Предварительный расчет валов, как уже было указано,
проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые
напряжения.
Ведущий вал (см, рис. 12.13; вал В),
Вращающий момент Ti = ~^-= —-—= 340 Н-м.
Допускаемое напряжение на кручение примем [тк] = 20 МПа.
Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий
вал испытывает изгиб от натяжения клиноременнои передачи.
Определим диаметр выходного конца вала [см. формулу
(8.16)]. Конструктивно ведущий вал будет напоминать вал,
336

изображенный на рис. 12.3, но размеры его будут другими;
там на выходной конец вала насаживалась полумуфта, а в
нашем случае — шкив клиноременной передачи:
1/16-340-Ю*
]/ 3,14-20 V
ММ.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного
ряда [см. пояснения к формуле (8.16)] dBl = 45 мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dn{ = 50 мм.
Ведомый вал (см. рис. 12.13; вал С).
Вращающий момент Т2 = 1700 Нм.
Допускаемое напряжение на кручение [тк] = 25 МПа [см.
пояснения к формуле (8.16)].
Определяем диаметр выходного конца вала. Конструктивно
ведомый вал будет напоминать вал, изображенный на рис. 12.5.
Там на выходкой конец вала насаживалась звездочка цепной
передачи, а в нашем случае — полумуфта:
( 16Т2 1/16-1700- 10° _л.
г { = / — п_—= 70,2 мм.
тс[тк] J/ 3,14-25
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного
ряда dBl = 75 мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dn2 = 80 мм.
Примем радиальные шарикоподшипники средней серии;
габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте
посадки подшипников dnl = 50 мм и dn2r — 80 мм. По табл. ПЗ
имеем:
Условное обозначение
подшипника
310
316
d
D
В
Размеры, мм
50
80
ПО
170
27
39
Мы провели два расчета редукторов в приводах по
одинаковым данным: в § 12.1 (см. рис. 12.1) цепная передача была
установлена после редуктора, а в § 12.3 (см. рис. 12.12) клино-
ременная передача установлена перед редуктором. Поэтому
угловые скорости валов редуктора во втором случае были
меньше, чем в первом, а вращающие моменты — больше.
337

Сравним результаты расчетов:
Расчетный параметр, мм
Межосевое расстояние aw
Диаметры делительные:
Модуль нормальный т„
Ширина колес:
к
Диаметры выходных концов валов:
d*2
Диаметры валов под подшипники:
4,1
См. § 12.1
200
66,66
333,34
2,5
80
85
32
55
40
60
См. § 12.3
280
93,3
466,7
3,5
112
117,
45
75
50
80
Как показывает это сравнение, все параметры второго
редуктора оказались больше, чем первого.
Дальнейший расчет, вопросы компоновки, проверка
прочности валов и долговечности подшипников редуктора
проводятся аналогично тому, как это было проделано в § 12.1.
§ 12.4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА
С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ КОНИЧЕСКИМ ПРЯМОЗУБЫМ
РЕДУКТОРОМ И ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Спроектировать одноступенчатый горизонтальный
конический прямозубый редуктор и цепную передачу для привода
к ленточному конвейеру (рис. 12.14). Исходные данные те же,
что и в примере § 12.1: полезная сила на ленте конвейера
Fj, = 8,55 кН; скорость ленты vn = 1,3 м/с; диаметр барабана
D6 = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для
длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены
на подшипниках качения.
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
По табл. 1.1 примем:
КПД пары конических зубчатых колес r|i =0,97;
338

и),* 101,5 рад/с
Рис. 12.14. Привод ленточного конвейера с коническим редуктором и цепной
передачей:
1 — электродвигатель; 2 — муфта; 3 — одноступенчатый редуктор; 4 — цепная
передача; 5 - приводной барабан; б — лента конвейерная; А — вал барабана;
В — вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; С —2-й вал редуктора
коэффициент, учитывающий потери пары подшипников
качения, х\2 =0,99;
КПД открытой цепной передачи г|3 =0,92;
коэффициент, учитывающий потери в опорах вала
приводного барабана, г|4 = 0,99.
Общий КПД привода
Л = Л1Л2Л3Л4 = 0,97-0,992-0,92 0,99 = 0,869.
Мощность на валу барабана Рб = Fnvn = 8,55 • 1,3 = 11,1 кВт.
Требуемая мощность электродвигателя
тр
Л 0,869
Угловая скорость барабана
Частота вращения барабана
= 12,8 кВт.
339

ЗОШб
п
30-6,5
ЗД4
•• 62 об/мин.
По табл. П1 приложения по требуемой мощности Ртр =
= 12,8 кВт выбираем такой же электродвигатель, как и в
примере § 12.1: трехфазный короткозамкнутый серии 4А
закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 об/мин
4А 160 Мб УЗ с параметрами Рдв = 15,0 кВт и скольжением
2,6% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения
пп 314-974
идв = 1000 - 26 « 974 об/мин (а)Д8 - —f = -~r— = 101-5 рад/с).
Общее передаточное отношение привода
СОб O,J
Частные передаточные числа можно принять для редуктора
по ГОСТ 12289-76 (см. с. 49) мр = 3,15; тогда для цепной
передачи мц = - ? = 4,97.
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора
и приводного барабана:
Вал В
Вал С
Вал А
я, ss лда= 974 об/мин
п2 - И1 - 974 - 306 об/мин
мр 3,15
«6= 62 об/мин
ю1=о)дв= 101,5 ра,ц/с
Up J, ID
©б в 6,5 рад/с
Вращающие моменты:
на валу шестерни
Ргр _ 12,8 -103
со! " 101,5
на валу колеса
т -Pl
1 (O
126 Н*м»12б-10э Нмм;
Нмм.
П. Расчет зубчатых колес редуктора
Методику расчета, формулы и значения коэффициентов
см. §3.4.
Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали
с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки
шестерни не превысит 120 мм).
340

По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь 40Х
улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х
улучшенную с твердостью НВ 245.
Допускаемые контактные напряжения [по формуле C.9)]
Здесь принято по табл. 3.2 для колеса oHVmb = 2HB -f 70 =
= 2-245 4-70 = 560 МПа.
При длительной эксплуатации коэффициент долговечности
Коэффициент безопасности примем [S#] = 1,15.
Коэффициент Кщ при консольном расположении
шестерни - Ки$ = 1,35 (см. табл. 3.1).
Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему
конусному расстоянию \|/ья<? = 0,285 (рекомендация ГОСТ
12289-76).
Внешний делительный диаметр колеса [по формуле C.29)]
[ая]2 A-0,
в этой формуле для прямозубых передач Kd = 99;
передаточное число и = ир = 3,15;
з
Ь
400-Ю3-1,35-3,15
485гA-0,5-0,285)г-0,285
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное
значение de2 = 315 мм (см. с. 49).
Примем число зубьев шестерни zt = 25.
Число зубьев колеса
z2 = 2^=25-3,15 = 78,75.
Примем z2 = 79. Тогда
«-«3,16.
zt 25
Отклонение от заданного ' ' 100 = 0,32 %, что
меньше установленных ГОСТ 12289-76 3%.
Внешний окружной модуль
m — _?!_ — _^ — з 98 мм « 4 мм
z2 79
341

(округлять те до стандартного значения для конических
колес не обязательно).
Уточняем значение
de2 = mez2 = 4-79 = 316 мм.
Отклонение от стандартного значения составляет
316-315
—- 100 = 0,32 %, что допустимо, так как менее
допускаемых 2%.
Углы делительных конусов
ctgSteii-ЗЛб; 54 = 17°34';
52 « 90° - §! = 90° - 17°34' = 72°Ж
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба Ь:
Re = 0,5me]/z\ + zj = 0,5-A]/l52^T92 = 166 мм;
Ь = ФьяЛ = °'285'166 * 47'3 мм-
Принимаем b^4S мм.
Внешний делительный диаметр шестерни
dei =» w^i = 4-25 = 100 мм.
Средний делительный диаметр шестерни
<*!= 2 (Re -O^dnSi =
= 2 A66 - 0,5 • 48) sin 17°34' = 85,77 мм.
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам
зубьев)
dm = <**i + 2mecos5a = 100 + 2-4^cos 17°34' = 107,62 мм;
dae2 = ^2 + 2me cos 52 = 316 + 2 • 4« cos 72°26' = 318,41 мм.
Средний окружной модуль
dx 85,77 ...
w я- — — —__— — з,43 мм.
zx 25
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес
= 101^85,77
Для конических передач обычно назначают 7-ю степень
точности.
342

Для проверки контактных напряжений определяем
коэффициент нагрузки:
По табл. 3.5 при \|/м = 0,56, консольном расположении
колес и твердости НВ < 350 коэффициент, учитывающий
распределение нагрузки по длине зуба, Кщ = 1,23.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
прямыми зубьями, КЯя = 1,0 (см. табл. 3.4).
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в
зацеплении, для прямозубых колес при v ^ 5 м/с KHv = 1,05 (см.
табл. 3.6).
Таким образом, Кн = 1,23-1,0-1,05 = 1,30.
Проверяем контактное напряжение по формуле C.27):
335
*-0,56 У Ъи2
_ 335 /400- 10s-1,30|/C,162 + IK _
~ 166-0,5-48 |/ 48-ЗД62 *
« 470 < [ая] = 485 МПа.
Силы в зацеплении:
_ 2Т, 2 126-Ю3 _0ЛЛ
окружная Ft = -j- = —g^— == 2940 Н;
радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,
Frl = Fa2 = Ff tg a cos 5X = 2940 • tg 20° - cos 17°34; » 1020 H;
осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,
Fal = Fr2 = Ff tg a sin bt = 2940 - tg 20° • sin 17°34' » 322 H.
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
[см. формулу C.31).]:
Коэффициент нагрузки KF = KF^KFv.
По табл. 3.7 при \|/м = 0,56, консольном расположении колес,
валах на роликовых подшипниках и твердости НВ < 350
значения KF$ = 1,38.
По табл. 3.8 при твердости НВ < 350, скорости v = 4,35 м/с
и 7-й степени точности KFv = 1,45 (значение взято для 8-й
степени точности в соответствии с указанием на с. 53).
Итак, KF =1,38-1,45 = 2,00.
343

YF - коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эк-
Бивалентных чисел зубьев:
гх 25
для шестерни z = = я* 26:
Vl cos б, cos 17°34'
для колеса z = *а =? ^ « 262.
v2 cose, cos 72°26#
При этом Ул = 3,88 и YF2 = 3,60 (см. с. 42).
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на
выносливость по напряжениям изгиба
g Flimfr
По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости
НВ < 350 с%тЬ « 1,8 Я5.
Для шестерни a^limM в 1,8-270 % 490 МПа;
для колеса а0РПтЬ2 = 1,8-245 ~ 440 МПа.
Коэффициент запаса прочности [5f] — [SFJ [_SF~]". По табл.
3.9 [SFy в 1,75; для поковок и штамповок [Sf]" = 1. Таким
образом, [SF] = 1,75-1 « 1,75.
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на
выносливость:
490
для шестерни [pFi] = = 280 МПа;
. 1>'5
440
для колеса [сг/2] * —— = 250 МПа.
1,/j
Для шестерни отношение -Цр^ = -г^г- = 72,4 МПа;
[ап] 250 ^ЛЛ иж„
для колеса L „ = -5-777 = 69,9 МПа.
1> 3о0
>2
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как
полученное отношение для него меньше.
Проверяем зуб колеса:
IIL Предварительный расчет валов редуктора
Расчет выполняем на кручение по пониженным
допускаемым напряжениям.
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведущего Гк1 = Тх = 126 103 Нмм;
ведомого Tja = TKlu = 126 103 3,16 = 400 103 Н мм
344

Рас. 12.15. Предварительная
компоновка конического
редуктора
6-6 7
«/Ъ
*, I
V
Ми
Рис. 12.16. Расчетная схема ведущего
вала
Мх
Рис. 12.17. Расчетная схема
ведомого вала
345

Ведущий вал (рис. 12.15 и 12.16);
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении
[хк] = 25 МПа-
3 3
d 1/126103
т 1 I/ 0 2*25
Чтобы ведущий вал редуктора можно бьшо соединить с
помощью МУВП с валом электродвигателя </да = 42 мм,
принимаем ЛвГ = 32 мм.
Диаметр под подшипниками примем dnl = 40 мм; диаметр
под шестерней 4Ki = 30 мм.
Ведомый вал (рис. 12.17).
Диаметр выходного конца вала dB2 определяем при
меньшем [тк] = 20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от
натяжения цепи:
400-103 ...
——-г--= 46,5 мм.
Примем dB2 = 48 мм; диаметр под подшипниками dn2 =
= 55 мм, под зубчатым колесом d& = 60 мм.
IV. Конструктивные размеры
шестерни и колеса
Шестерня (см. рис. 10.4 и рис. 12.16).
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению
к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.
Длина посадочного участка (назовем его по аналогии /ст)
/ст « Ъ = 48 мм; примем /ст = 50 мм.
Колесо.
Коническое зубчатое колесо кованое (см. рис. 10.4, а и
табл. 10.1).
Его размеры: dae2 = 318,41 мм; b2 = 48 мм.
Диаметр ступицы dm « 1,6^к2 = 1,6-60 « 95 мм; длина
ступицы 1СТ = A,2-г 1,5Lг = (U +1,5N0=*72ч-90 мм; принимаем
4т = ^0 мм-
Толщина обода 50 = (Зч-4) т = C-г4L = 12-т-16 мм;
принимаем §а = 15 мм.
Толщина диска С = (ОД ~ 0,17)Re = (ОД ~ 0,17) 166 = 16,6 4- 28
мм; принимаем С = 20 мм.
346

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора
(см. рис. 10.18 и табл. 10.2 и 10.3)
Толщина стенок корпуса и крышки
5 = 0,05Де + 1 = 0,05 • 166 + 1 = 9,3 мм; принимаем 5 = 10 мм.
8Х = 0,04Яе + 1 = 0,04-166 + 1 = 7,6 мм; принимаем 5Х = 8 мм.
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки:
6 = 1,58 = 1,5-10=15 мм;
Ъх = 1,5$! = 1,5-8 = 12 мм;
нижнего пояса корпуса
р = 2,358 = 2,35-10 = 23,5 мм; принимаем р = 24 мм.
Диаметры болтов:
фундаментных dx = О,О55Де + 12 = 0,055 • 166 + 12 = 21 мм;
принимаем фундаментные болты с резьбой М20;
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2 =
= @,7~0,75)dj ==@,7-г0,75J0= 14-г-15 мм; принимаем болты
с резьбой М16;
болтов, соединяющих крышку с корпусом, ^з = @,5 -г 0,6)^ =
= @,5^-0,6J0= 10ч-12 мм; принимаем болты с резьбой М12.
VI. Расчет параметров цепной передачи
Полный расчет цепной передачи проведен в § 12.1. Здесь
же определим лишь те параметры, которые нужны для
дальнейшего расчета привода.
Методику расчета, формулы и значения коэффициентов
см. гл. VII; выбираем приводную роликовую однорядную цепь.
Вращающий момент на ведущей звездочке
03 Нмм.
Передаточное число цепной передачи иц = 4,97.
Число зубьев ведущей звездочки z3 = 31 — 2мц = 31 —-2• 4,97 «
«21.
Число зубьев ведомой звездочки z4 = z3wu = 21 • 4,97 = 104,37.
Принимаем z4 = 104,
Тогда
104
497-495
Отклонение ' 9—100 = 0,4%, что допустимо.
347

Расчетный коэффициент нагрузки [см. формулу G.38)]
примем таким же, как в примере § 12.1, Кэ = 1,25 (см. с. 299).
Шаг однорядной цепи
При п2 = 306 об/мин по табл. 7.18 принимаем среднее
значение допускаемого давления в шарнирах цепи [р] =
= 20 МПа. Тогда
з
У400
2
Принимаем до табл. 7.15 цепь с шагом t = 31,75 мм;
Q = 88,50 кН; q = 3,8 кг/м; Лоп « 262 Mto2 (ГОСТ 13568-75).
Скорость цепи
_ z3tn2 21-31,75-306
V ~~ 60-103 ~~ 60-Ю3
Окружная сила
Проверяем давление в шарнире: по формуле G.39) р =
е» гг ^ЙЛП. 1 95
~ - '*? э = г^т = 18,1 МПа; уточняем по табл. 7.18 до-
Аоп 262
пускаемое давление [р] == 19 [1 4- 0,01B1 - 17)] » 20 МПа;
условие р < [р] выдержано.
Межосевое расстояние
ац = 50* = 50-31,75 ^ 1588 мм - 1,588 м.
Силы, действующие на цепь:
окружная Ftn = 3800 Н;
от центробежных сил Fv = qv2 = 3,8 • 3,412 « 44 Н;
от провисания цепи [см. с. 154) при к f = 1,5; q ==
« 3,8 «г/м;
Fy = 9,81fe^au = 9,8 Ь 1,5 • 3,8 • 1,588 « 89 Н.
Расчетная нагрузка на валы
FB = Fm + 2Fr = 3800 + 2 • 89 = 3978 Н.
Диаметры ведущей звездочки:
делительной окружности
348

31,75 ...
— =211 мм;
sm sin
sin r
z3 21
наружной окружности
De3 = t (ctg ^- + <уЛ - 0,3dx =
- 31,75 f ctg i|p + 0,7 J - 0,3 • 19,05 = 226,3 мм,
= 19,05 - диаметр ролика (см. табл. 7.15).
Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение по
формуле G.40):
Q 88,5 -103
*~ FJin + F9 + Ff 3800-1 + 44 + 89
это больше, чем требуемый коэффициент запаса [s] = 9,4 (см.
табл. 7.19); следовательно, условие s ^ [^] выполнено.
Размеры ведущей звездочки:
Ступица звездочки dCT3 = 1,6-48 = 78 мм; /ст3 = AД+1,5L8 =
= 58-г72 мм; принимаем /ст3 = 70 мм.
Толщина диска звездочки 0,93Явн = 0,93-19,05 = 18 мм,
где Ввн = 19,05 мм — расстояние между пластинами внутреннего
звена (см. табл. 7.15).
VII. Первый этап компоновки редуктора
(см. рис. 12.15)
Цель и порядок компоновки изложены в § 12.1.
Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары —
окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников
пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание
принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален,
и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того,
раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания
вместе с маслом частиц металла.
Камеры подшипников отделяем от внутренней полости
корпуса мазеудерживающими кольцами.
Устанавливаем возможность размещения одной проекция —
разрез по осям валов — на листе формата А1 E94 х 841 мм).
Предпочтителен масштаб 1:1. Проводим посередине листа
горизонтальную осевую линию — ось ведущего вала. Намечаем
349

положение вертикальной линии — оси ведомого вала. Из точки
пересечения проводим под углом 8t = 17°34' осевые линии
делительных конусов и откладываем на них отрезки Re =*
= 166 мм.
Конструктивно оформляем по найденным выше размерам
шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу
колеса выполняем несимметричной относительно диска, чтобы
уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.
Подшипники валов расположим в стаканах.
Намечаем для валов роликоподшипники конические
однорядные легкой серии (см. табл. П7):
Условное
обозначение
подшипника
7208
7211
d
D | Т
мм
40
55
80
100
20
23
С
Со '
кН
46,5
65
32,5
46
е
0,38
0,41
Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив
предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии
х = 10 мм от торца шестерни и отложив зазор ^ежду
стенкой корпуса и торцом подшипника yt = 15 мм (для
размещения мазеудерживающего кольца).
При установке радиально-упорных подшипников
необходимо учитывать, что радиальные реакции считают
приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных
к серединам контактных площадок (см. табл. 9.21). Для
однорядных конических роликоподшипников по формуле (9.11)
_ Tt {dY +Z>i)ei _ 2^ D0 + 80) 0,38
п1~ ~Y+ 6 ~~2~+ 6
18 мм.
Размер от среднего диаметра шестерни до реакции
подшипника ft = 55 4- 18 = 73 мм.
Принимаем размер между реакциями подшипников
ведущего вала Ci «A,4-7-2,3)/; = A,4-^2,3O3 = 1024-168 мм.
Примем ct = 120 мм.
Размещаем подшипники ведомого вала, наметив
предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х = 10 мм
от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой
корпуса и торцом подшипника у2 = 20 мм (для размещения
мазеудерживающего кольца).
23 , E5 + 100H,41
Для подшипников 7211 размер аг — — Л ¦? «
« 22 мм.
350

Определяем замером размер А — от линии реакции
подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним
симметричным относительно оси ведущего вала и примем
размер А' = А = 115 мм. Нанесем габариты подшипников
ведомого вала.
Замером определяем расстояния /2 = 71 мм и с2 = 159 мм
(следует обратить внимание на то, что А' + А = с2 +/2).
Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив
зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5х,
т. е. 15 мм.
Намечаем положение звездочки (на расстоянии у2 от торца
подшипника) и замеряем расстояние от линии реакции
ближнего к ней подшипника /3 = 100 мм.
VIII. Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал (см. рис. 12.16).
Силы, действующие в зацеплении: Ft = 2940 Н; Frl = Fa2 =
* 1020 Н и Fal = Fr2 = 322 Н.
Первый этап компоновки дал /х = 73 мм и ct =120 мм.
Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю
осевую силу Fa, обозначим индексом «2»).
В плоскости xz
f 78
Rxz = F, f~ = 2940— = 1790 H;
Проверка: Rx2 ~Rxi+Ft = 1790 - 4730 + 2940 = 0.
В плоскости yz
* 2 '
ос 77
1020-73-322^—
Ry2 = той = 505 H;
_ 1020-193-13800
120
3S1

Проверка: Ry2 -г Ryi + F, = 505 - 1525 + 1020= 0.
Суммарные реакции
+ R2y2 = j/17902 + 5052 = 1860 H;
f R2yi =1/47302 + 15252 = 4970 H.
Осевые составляющие радиальных реакций конических
подшипников по формуле (9.9)
S2 = 0,83еР,2 = 0,83 - 0,38 • 1860 = 592 Н;
St = О,83еРг1 =0,83-0,38-4970 = 1590 Н;
здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагружения
е = 038.
Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21). В нашем
случае Si>S2;Fa> 0; тогда Pal = St = 1590 Н; Ра2 = St + Fa =
= 1590 + 322 = 1912 Н.
Рассмотрим левый подшипник.
Л Ра2 .1912 4М
Отношение -~ = - = 1,03 > е9 поэтому следует учи-
Рг2 1860
тывать осевую нагрузку.
Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)
для заданных условий К= К6 = КТ = 1; для конических под-
р
шипников при -^- > е коэффициент. X = 0,4 и коэффициент
У= 1,565 (см. табл. 9.18 и П7 приложения)
Эквивалентная нагрузка Рэ2 »@,4 • 1860 -Ь 1,565 • 1912) =*
« 3760 Н = 3,76 кН.
Расчетная долговечность, млн. об [ формула (9.1) ]
Расчетная долговечность, ч
где п = 974 об/мин — частота вращения ведущего вала.
Рассмотрим правый подшипник.
352

л Ра1 1590 л_
Отношение -~- = = 0,32 < в, поэтому при подсчете
эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.
Эквивалентная нагрузка
Рэ! = VPr{K6KT = 4970-111= 4970 Н.
Расчетная долговечность, млн. об.,
Расчетная долговечность, ч,
L106 1740-Ю6
Найденная долговечность приемлема.
Ведомый вал (см. рис. 12.17).
Из предыдущих расчетов Ft = 2940 Н; F, = 322 Н и Fa =
» 1020 Н.
Нагрузка на вал от цепной передачи FB = 3978 Н (см.
с. 34$). Составляющие этой нагрузки FBX = FB>, = F8 sin у =
= 3978sin45°«2800 H.
Первый этап компоновки дал /2 = 71 мм, с2 = 159 мм
и 13 = ЮО мм.
Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю
осевую силу Fa), обозначим четным индексом цифрой 4 и при
определении осевого нагружения этот подшипник будем
считать «вторым» (см. табл. 9.21).
Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала.
Реакции в плоскости xz:
КхЪ = 2100 И и Rx4 = 1960 Н.
Реакции в плоскости yz (для их определения следует знать
еще средний диаметр колеса d2 = mz2 = 3,43-79 = 271 мм):
Ry3 = 1700 HhR,4 = 4822 Н.
Эквивалентные нагрузки:
Рэ3 =3250 Н = 3,25 кН и Р^ «6250 Н «6,25 кН
351

Так как в качестве опор ведомого вала применены
одинаковые подшипники легкой серии 7211, то долговечность
определим для более нагруженного правого подшипника.
Р 1990
Отношение -~- = = 0,354 < е, поэтому осевые силы
не учитываем.
Эквивалентная нагрузка
Рз4 = VPr4K6KT= 5200-1 • 1,2-1 = 6250 Н = 6,25 кН.
Расчетная долговечность, млн. об.
Ю з
/ г >
L=
Расчетная долговечность, ч
L-106 = 2400-Ю6
^~ 60п 60-306
%130-Ю3 ч;
здесь и = 306 об/мин — частота вращения ведомого вала.
Полученная долговечность более требуемой. Подшипники
7211 приемлемы.
IX. Второй этап компоновки редуктора (рис. 12.18)
В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы
с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих
колец, установочных гаек и шайб, крышек и уплотнений
определяют по таблицам гл. IX; размеры шпонок — по
таблицам гл. VIII.
Диаметры участков валов под зубчатые колеса, подшипники
и пр. назначают в соответствии с результатами
предварительного расчета и с учетом технологических требований на
обработку и сборку.
Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной
втулкой и установочной гайкой М39 х 1,5 с
предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают @,1 ч-0,15)du;
принимаем ее равной 0,15-40 = 6 мм.
Сопряжение мазеудерживающего кольца со смежными
деталями вынесено на рис. 12.18 (места I и IV). Мазеудержи-
вающие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за
торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1 — 2 мм.
Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки
которого 6СТ = @,08 ч-0,12) Д где D - наружный диаметр
подшипника; примем 6СТ = 0,12-80 « 10 мм.
354

Рис. 12.18. Второй этап компоновки
Для фиксации наружных колец подшипников от осевых
перемещений у стакана сделан упор величиной К = 6 мм
(см. место /).
У второго подшипника наружное кольцо фиксируем
торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.
' Для облегчения посадки на вал подшипника,
прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5—1 мм на
длине, несколько меньшей длины распорной втулки.
Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя
величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки:
х = 10 мм, у2 = 20 мм и др.
Используя расстояния /2 и с2, вычерчиваем подшипники
(напомним, что радиальные реакции радиально-упорных
подшипников считают приложенными к валу в точках, которые
сдвинуты от клейменых торцов подшипников на расстояние а;
см. табл. 9.21).
Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны
в утолщение вала 0 68 мм (см. рис. 12.18, место //), а с
другой — в мазеудерживающее кольцо; участок вала 0 60 мм
делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо
0 55 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход
355

вала от 0 60 мм к 0 55 мм смещен на 2 — 3 мм внутрь
зубчатого колеса.
Наносим толщину стенки корпуса 5К = 10 мм и определяем
размеры основных элементов корпуса (см. гл. X).
Определяем глубину гнезда под подшипник 1Т « 1,5Т2 =
= 1,5 • 23 = 35 мм (Т2 = 23 мм — ширина подшипника 7211,
указанная на с. 350).
X, Проверка прочности шпоночных соединений
Шпоночные соединения проверяем на смятие так же, как
в § 12.1.
Здесь ограничимся проверкой прочности лишь одного
соединения, передающего вращающий момент от ведомого вала
к звездочке.
Диаметр вала в этом месте db2 = 48 мм. Сечение и длина
шпонки Ъ х h х / = 14 х 9 х 63, глубина паза tx = 5,5 мм по
ГОСТ 23360-78.
Момент на звездочке Тъ = 400 • 103 Н • мм.
Напряжение смятия
2Г3 2-400-103
°™ - 4.2<*-ti)(/-b)e 48(9-5,5)F3-14)= 97>
XL Уточненный расчет валов
Так же, как в примере § 12.1, считаем, что нормальные
напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу,
а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).
Материал валов — сталь 45 нормализованная; ств = 570 МПа
(см. табл. 3.3).
Пределы выносливости G-i = 0,43-570 = 246 МПа и т_! =
= 0,58246 = 142 МПа.
У ведущего вала определять коэффициент запаса
прочности в нескольких сечениях нецелесообразно; достаточно
выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса,
а именно сечение в месте посадки подшипника, ближайшего
к шестерне (см. рис. 12.16). В этом опасном сечении действуют
максимальные изгибающие моменты Му и Мх и крутящий
момент Тг = 7i.
Концентрация напряжений вызвана напрессовкой
внутреннего кольца подшипника на вал.
Изгибающие моменты в двух взаимно перпендикулярных
пдоскостях
356

Му = Rx2ct = 1790-120 = 215.103 Нмм;
Mx = Ry2ct = 505 • 120 = 60,5 • 103 H • мм.
Суммарный изгибающий момент
М « |/B15-103J + F0,5-103J = 225.103 Н. мм.
Момент сопротивления сечения
Амплитуда нормальных напряжений
225-103 _
36
Коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям
По табл. 8.7
-^-«2,6.
Полярный момент сопротивления
Wp = ^-= 2W= 2-6Д8 103 = 12,56-103 мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
т.™ Г Ту 126 103 К/Г_
%-Хп- —= Т йГ"= 2.12>56.шз * 5 МПа.
Коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям
s ~
'T~ h±.T ^х '
По табл. 8.7 -± = 0,6^- + 0,4 = 0,6.2,6 + 0,4 = 1,96;
коэффициент \|/т = 0,1;
Ш 142
* 1,96-5 + 0,15 ~ 11,3 ~U'X
357

Коэффициент запаса прочности
5<л 2,62 * 12,5
]/2,622 + 12,52
= 2,55.
Для обеспечения прочности коэффициент запаса должен
быть не меньше [s] = 1,5 -г 1,7. Учитывая требования жесткости,
рекомендуют [s] = 2,5 -г 3,0. Полученное значение s = 2,55
достаточно.
У ведомого вала следовало бы проверить прочность в
сечении под колесом йк2 = 60 мм и под подшипником dn2=55 мм
со стороны звездочки. Через оба эти сечения передается
вращающий момент Т2=400-103 Н-мм, но в сечении под
колесом действует изгибающий момент
= j/B100-159J + A700-159J = 430-103 Н-мм,
а под подшипником Ми3 = FB/3 = 3978-100 = 397,8-103 Н-мм.
Ми2 больше Ми3 всего на 7%, а момент сопротивления W2
больше Wb пропорционально (-~ I = F0/55K = 1,30, т. е. на
\«з/
30%. Поэтому заключаем, что из этих двух сечений более
опасно сечение под подшипником. Для него и проведем
расчет.
Изгибающий момент Ми3 = 397,8-103 Н-мм.
Момент сопротивления сечения
-г/ГЗ Ч 14. SS3
Амплитуда нормальных напряжений
Ми3 397,8-103
а а ^=^
Коэффициент запаса прочности по нормальным
напряжениям
5 246
Sa~ К " 3,4-24,5
где —=3,40 (см. табл. 8.7).
Полярный момент сопротивления
358

Wp = -^p-= 2W=2-16,2-103«32,4- Ю3 мм3.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
тм, 1 Т2 400-103
" m 2 2 Wp 2-32,4-103
Коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям
т., 142
fcT , " ,44-6,2+ 0,1-6,2
t + Vx
9QQ
где —=0,6-3,40 + 0,4 = 2,44 (см. табл. 8.7) и \|/т=0,1.
Коэффициент запаса прочности
s^, 2,94-9,00
= 2,80 > [s].
]/s2a + 5? ]/2,942 + 9,002
XII. Вычерчивание редуктора
Вычерчиваем редуктор в двух проекциях (рис. 12.19) в
масштабе 1:1с основной надписью и спецификацией.
Спецификацию составляем аналогично приведенной на с. 319.
Укажем некоторые конструктивные особенности
проектируемого редуктора.
Подшипники ведущего вала смонтированы в общем стакане.
Рассмотрим, как передается осевая сила. От шестерни осевая
сила передается через заплечик вала, мазеудерживающее
кольцо, внутреннее кольцо правого подшипника, распорную
втулку, левый подшипник, промежуточное кольцо, крышку
подшипника и болты. С болтов осевая сила передается на
корпус редуктора.
Подшипниковый узел ведущего вала уплотнен с одной
стороны мазеудерживающим кольцом, а с другой —
манжетным уплотнением.
Подшипники ведомого вала уплотнены так же, как
подшипники ведущего вала. Осевая сила от зубчатого колеса
передается через мазеудерживающее кольцо на внутреннее кольцо
подшипника, через ролики на наружное кольцо, далее через
промежуточную втулку, крышку подшипника и болты на
корпус редуктора.
359

Рис. 12.19. Конический одноступенчатый зубчатый редуктор
Радвдльно-упорные подшипники регулируют набором
металлических прокладок (см. рис. 12.19), устанавливаемых между
подшипниковыми крышками и фланцами стаканов.
Зубчатое зацепление регулируют набором металлических
прокладок, устанавливаемых между фланцем стакана ведущего
вала и бобышкой корпуса редуктора, а также прокладками
на ведомом валу, которые могут изменять расположение
зубчатого колеса.
360

Для осмотра зацепления и заливки масла служит окно в
верхней части корпуса редуктора. Окно закрыто крышкой; для
уплотнения под крышку окна помещают прокладку из
технического картона.
Маслоспускное отверстие закрывают пробкой и уплотняют
прокладкой из маслостойкой резины.
Уровень масла проверяется жезловым маслоуказателем.
Относительное расположение корпуса и крышки редуктора
фиксируется двумя коническими штифтами.
Редуктор крепят к фундаменту четырьмя болтами с резьбой
М20.
XIII. Посадки основных деталей редуктора
Посадки назначают так же, как и в примере § 12.1.
XIV. Выбор сорта масла
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием
зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до
погружения колеса на всю длину зуба.
По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При
контактных напряжениях ан = 470 МПа и средней скорости v =
= 4,35 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна
28-10 м2/с По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное
И-30А (по ГОСТ 20799-75*).
Подшипники смазьюаем пластичным смазочным
материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.
Сорт мази выбираем по табл. 9.14 — солидол марки УС-2.
XV. Сборка редуктора
Сборка конического редуктора аналогична сборке
цилиндрического редуктора (см. § 12.1).
Отличие состоит в необхбдимости регулировки роликовых
конических подшипников и конического зубчатого зацепления.
Для нормальной работы подшипников следует следить за
тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов
подшипников проходило легко и свободно и, с другой стороны,
чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров.
Соблюдение этих требований, т. е. роздание в подшипниках
зазоров оптимальной величины, производится с помощью
регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких
металлических прокладок (см. поз. / на рис. 12.19),
устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина
361

набора прокладок может быть составлена из тонких
металлических колец толщиной ОД; 0,2; 0,4; 0,8 мм.
Для регулирования осевого положения конической шестерни
обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана,
в котором обычно монтируют узел ведущего вала редуктора.
Это перемещение также осуществляется с помощью набора
металлических прокладок, которые устанавлиэают под фланцы
стаканов (см. поз. II на рис. 12.19). Поэтому посадка таких
стаканов в корпус должна обеспечивать зазор или в крайнем
* ~ Н7
случае небольшой натяг —г.
В рассматриваемом редукторе подшипники ведущего вала
установлены широкими торцами наружных колец наружу (см.
рис. 12.19). Схему такой установки называют установкой
Рис. 12.20. Установка вала конической шестерни на радиально-упорных
подшипниках:
а — расстояние сх < L; б — расстояние с[> L
362

<«распор»; она изображена на рис. 12.20, а. На этом рисунке
показаны заштрихованными те детали, которые участвуют
в передаче внешней осевой силы Fa. В радиально-упорных
подшипниках возникают радиальные реакции, которые считат
ются приложенными к валу в точках пересечения оси вала
с нормалями к контактным поверхностям подшипников.
Рациональна конструкция, в которой подшипники
установлены широкими торцами наружных колец внутрь. Схема такой
установки «врастяжку» изображена на рис. 12.20,6.
При консольном расположении шестерни повышается
неравномерность распределения нагрузки по длине зуба шестерни.
Это можно уменьшить за счет повышения жесткости узла.
Конструкция по схеме б является более жесткой, чем
конструкция по схеме а, за счет того, что при одном и том
же расстоянии L между подшипниками расстояние с\ > си
К недостаткам второй схемы (см. рис. 12.20,6) относится
то, что внешняя осевая сила Fa нагружает правый подшип-
.ник, на который действует большая радиальная сила Р'пр > Р'л.
В первой схеме (см. рис. 12.20, а) внешняя осевая сила Fa
нагружает левый подшипник, на который действует меньшая
радиальная сила Рл < Рпр. Поэтому неоднородность нагрузки
подшипников при установке по второй схеме возрастает,
§ 12.5. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА
С КРУГОВЫМИ ЗУБЬЯМИ
Проведем этот расчет для того, чтобы показать, как замена
прямых зубьев на круговые влияет на размеры конического
редуктора. Все данные для расчета примем такими же, как
и в предыдущем примере (см. § 12.4).
ЗАДАНИЕ НА РАСЧЕТ
Рассчитать одноступенчатый горизонтальный конический
редуктор с круговыми зубьями (см. рис. 12.14 и 3.5) для
привода к ленточному конвейеру. Исходные данные те же, что
и в примере § 12.4: "полезное усилие на ленте конвейера
Fn = 8,55 кН; скорость ленты ул = 13 м/с; диаметр барабана
D6 = 400 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для
длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены
на подшипниках качения.
РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
Принимаем те же материалы: для шестерни сталь 40Х
улучшенную с твердостью НВ 270 и для колеса сталь 40Х
улучшенную с твердостью НВ 245.
363

Допускаемые контактные напряжения
При длительной эксплуатации коэффициент долговечности
Khl— 1- Коэффициент безопасности примем [5Я] = 1,15.
По табл. 3.2 предел контактной выносливости при базовом
числе циклов amimb = 2HB + 70.
Тогда допускаемые контактные напряжения:
для шестерни [аЯ1] = ——-— = 530 МПа;
г п B-245 + 70I лос хжгт
для колеса [аЯ2] = ——-— = 485 МПа.
Для криволинейных колес (так же, как для косозубых)
принимаем расчетное допускаемое контактное напряжение [см.
формулу (ЗЛО)]
Оя] - 0,45 ([аЯ1] + [ая2]) - 0,45 E30 + 485) - 460 МПа.
Передаточное число редуктора и = 3,15.
Вращающие моменты:
на валу шестерни Тх = 126» 103 Н-мм;
на валу колеса Т2 = 400-103 Н-мм.
Коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине венца, при консольном
расположении одного из колес принимаем по табл. 3.1 Кщ =• 1,35.
Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему
конусному расстоянию (принимаем рекомендуемое Значение)
^ = ^=0,285.
Тогда внешний делительный диаметр колеса при
проектировочном расчете по формуле C.29)
з
где для колес с круговыми зубьями Kd •
3
4СХМ03-1,35-3,15
4602A- 0,5- 0Д85J 0,285
Принимаем по ГОСТ 12289-76 (см. а 49) ближайшее
значение de2 = 280 мм. Напомним, что в предыдупдем примере
для колес с прямыми зубьями внешний делительный
диаметр колеса был de2 = 315 мм.
364

Примем число зубьев шестерни zx = 25. Число зубьев
колеса z2 = zxu = 25 • 3,15 = 78,75.
Примем z2 = 79.
Тогда и = ^-=-§- = 3,16.
Z
Отклонение от заданного * о 1С?— 100% = 0,32%, что до-
3,16 - 3,15
3,15
пускается ГОСТ 12289 — 76 (по стандарту отклонение не
должно превышать 3%).
Внешний окружной модуль
del 280 , сс
ще = = -^- = 3,55 мм.
z2 /у
В конических колесах не обязательно иметь стандартное
значение ще. Это связано с технологией нарезания зубьев
конических колес. Оставим значение ще = 3,55 мм.
Углы делительных конусов
=и = 3,16; 5х = 17°34';
52 = 90° - Ьх = 90° - 17°34' = 72°26'.
Внешнее конусное расстояние Re и ширина венца b
0,5.3,55 ]/l9 + 792 = 147 мм;
b = ¦«.*« = 0,285.147 == 42 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни
del = Ще*1 = 3,55 • 25 = 89 мм.
Средний делительный диаметр шестерни
= 2 A47 - 0,5 • 42) sin 17°34' = 75,8 мм.
Средний окружной и средний нормальный модули зубьев
dx 75,8 . м
т = -i- = -^- = 3,03 мм;
zx 2.5
Шп = mcos р„ = 3,03 cos 35° = 2,48 мм.
Здесь принят средний угол наклона зуба ря = 35°.
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
365

Средняя окружная скорость и степень точности передачи
<МХ 101,5-75,8 ... ,
v = ~~= 2 =3,84 м/с.
Принимаем 7-ю степейь точности, назначаемую обычно для
конических передач.
Коэффициент нагрузки для проверки контактных
напряжений
Кн = KHpKHaKHv;
по табл. 3.5 KHfi = 1,23;
по табл. 3.4 КНа = 1,04;
по табл. 3 6 KHv = lJ0Q.
Таким образом, Кн = 1,23-1,04-1,00 = 1,28.
Проверка контактных напряжений [см. формулу C 27)]
270
/
147-0,5 42^427^6^ = 45
Окружная сила
2Tt 2rlCosP. 2 • 126 Ю3- cos 35°
tt — —-—= в a* 3320 H.
dx m^i 2,48 25
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Коэффициент нагрузки KF = KF$KFo = 1,375.
Здесь по табл. 3.7 KFfi = 1,375; по табл. 3.8 ^Fu = 1,0.
Коэффициент YF формы зуба выбирают так:
v cos 8 cos3
Для шестерни zvl = ^^з^ - оов17-34'(оовЗУ)*
z 79
Для колеса zv2 = —5^3^= cos72o26'(cos350K ж 4?6*
При этом If t = 3,665 и YF1 = 3,60 (см. с. 42).
Коэффициент Ур учитывает повышение прочности
криволинейных зубьев по сравнению с прямолинейными:
366

Коэффициент KFa учитывает распределение нагрузки между
зубьями. По аналогии с косозубыми колесами принимаем
4 + (е.-1)(п-5) 4+ A,3-1) G-5)
где и = 7 — степень точности передачи; еа = 1,3 (см. с. 53).
Допускаемое напряжение
'limb
По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости
НВ < 350 предел выносливости при отнулевом цикле изгиба
tf°Fiimb = 13 НВ; для шестерни а%тМ = 1,8-270 = 490 МПа;
для колеса a°flimM = 1,8*245 = 440 МПа.
Коэффициент безопасности [SF] = [5F]' [Sp]" = 1,75 (как и в
основном расчете, см. с. 344).
ГсгЛ
Допускаемые напряжения и отношения :
для шестерни [oF J = ^-= 280 МПа; %^ = ^=76,5 МПа;
1 /Э Ijrj JOO>
для колеса [<тп] = -^- - 250 МПа; Щ^- = |§-= 69,9 МПа.
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как
I>F2]
Проверяем зуб колеса:
«п - 33201-4^48°-75"-884 ¦ .04 МП, <
Расчет валов и подшипников и, эскизные компоновки
выполняем так же, как и в предыдущем примере.
§ 12.6. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО
ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА
ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Спроектировать одноступенчатый червячный редуктор с
нижним расположением червяка для привода к винтовому
конвейеру (рис. 12.21).
367

Рис. 12.21. Привод винтового конвейера с червячным редуктором:
/ -- электродвигатель; 2 — муфта; 3 — червяк; 4 — червячное колесо; 5 — муфта;
6 — головная стойка конвейера; 7 — желоб конвейера; 8 — разгрузочный
патрубок; А — вал электродвигателя и 1-й вал редуктора; В — вал конвейера и
2-й вал редуктора
Мощность, необходимая для работы конвейера, Рк = 4 кВт;
частота вращения вала конвейера пк = 74 об/мин (угловая
скопи, _ 3,14-74
зо - зо
рость сэк =
= 7,75 рад/с). Редуктор
нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа в две
смены; валы установлены на подшипниках качения.
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ
I, Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Примем предварительно КПД червячного редуктора с
учетом пояснений к формуле D.14) г| « 0,8.
Требуемая мощность электродвигателя
тр
0,8
5 кВт.
По табл. Ш приложения по требуемой мощности Ртр =
= 5 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамк-
нутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной
частотой вращения 1500 об/мин 4А112М4УЗ, с параметрами
Рдв = 5,5 кВт и скольжением 3,7 %. Номинальная частота
вращения Пда = 1500 — 0,037-1500 = 1444 об/мин, угловая скорость
яи™ 3,14-1444
По табл. П2 диаметр выходного конца вала ротора dm
' 32 мм.
Передаточное число (равное передаточному отношению)
пда шда 1444
пк шк 74
168

IL Расчет редуктора
Число витков червяка zt принимаем в зависимости от
передаточного числа: при и = 19,6 принимаем zt = 2 (см.
с. 55).
Число зубьев червячного колеса
Принимаем стандартное значение z2 =40 (см. табл. 4.1).
z2 40
При этом и = — = — = 20.
Z \ JL
Отличие от заданного
20 - 19,6
19,6
100% = 2,04%.
По ГОСТ 2144—76 допустимо отклонение <4%*
Выбираем материал червяка и венца червячного .колеса.
Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости
не менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Так как к редуктору не предъявляются специальные
требования, то в целях экономии принимаем для венца
червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песчаную
форму).
Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении
vs « 5 м/с. Тогда при длительной работе допускаемое
контактное напряжение [ая] = 155 МПа (табл. 4.9). Допускаемое
напряжение изгиба для нереверсивной работы [aOf] = KfL^GopJ. В ЭТОЙ
формуле KFL = 0,543 при длительной работе, когда число
циклов нагружения зуба iST2>25'107; [ctof]' = 98 МПа — по
табл. 4.8;
[a0F] = 0,543.98 - 53,3 МПа.
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка
4=10.
Вращающий момент на валу червячного колеса
Р2 _ Рк _ 4-Ю3
12 — — — —„ „„— = Э1 / И • М = Э1 / • 1U Г1 • ММ.
о>2 сок 7,75
Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К = 1,2.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной
выносливости [формула D.19)]:
369

517 • 103 -1,2 = 5,01/46,5 -10
= 180 мм.
Модуль
т —
2aw
2-180
= 7,20 мм.
z2 + q 40+10
Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.2) стандартные
значения m = 8 мм и q = 10. ъ&
Межосевое расстояние при стандартных значениях m й q
am_mto + ^_ 8A0 + 40) =2(Юмм
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка
dx=qm= 10-8 = 80 мм;
диаметр вершин витков червяка
dal = dt + 2m = 80 + 2 • 8 = 96 мм;
диаметр впадин витков червяка
dfl = dt - 2,4m = 80 - 2,4 • 8 = 60,8 мм;
длина нарезанной части шлифованного червяка [см.
формулу D.7)] С5П
г>! > A1 Ч- 0,06г2) т + 25 = A1 + 0,06 • 40) 8 + 25 = 132,2 мм;
принимаем bt = 132 мм; ^?1
делительный угол подъема витка у (по табл. 4.3): при zx = 2
и q = 10 у = 11°19\
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр червячного колеса
d2 = Z2?n = 40-8 = 320 мм;
диаметр вершин зубьев червячного колеса
dQ2 = d2 + 2m = 320 + 2 • 8 = 336 мм;
370

диаметр впадин зубьев червячного колеса
df2 = d2- 2Am = 320 - 2,4 • 8 = 300,8 мм;
наибольший диаметр червячного колеса
Ламг < da2 + ™7 = 336 + у-^у = 348 мм;
ширина венца червячного колеса [см. формулу D.12)]
Ь2 ^ 0,75^1 = 0,75 • 96 = 72 мм.
Окружная скорость червяка
то^Л! 3,14-80.10'3-1444
1 60 60
Скорость скольжения
= 6'06 м/а
6,06 ... .
= 6,15 м/с;
s cosy cos 11° 19'
при этой скорости [ая] « 149 МПа (см. табл. 4.9). с Л?
155 — 149
Отклонение — 100% = 4%; к тому же межосевое
расстояние по расчету было получено aw = 180 мм, а, после
выравнивания т и q по стандарту было увеличено до aw =
= 2.00 мм, т. е. на 10 %, и пересчет aw по формуле D.19) делать не
надо, необходимо лишь проверить ая. Для этого уточняем
КПД редуктора [см. формулу D.14)]:
при скорости vs = 6,15 м/с приведенный коэффициент
трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (см.
фтабл. 4.4) /'= 0,020-1,5 = 0,03 и приведенный угол трения
У р' = Г43'.
КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на
разбрызгивание и перемешивание масла
^0,96) ^^ = @,95 .0,96)
По табл. 4.7 выбираем 7-ю степень точности передачи. В
этом случае коэффициент динамичности Kv =¦ 1,1.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки
[формула D.26)]
где коэффициент деформации червяка при q= 10 и zt = 2 по
371

табл. 4*6 9 = 86. Примем вспомогательный коэффициент
х = 0,6 (незначительные колебания нагрузки, с. 65):
/40 V
к*в1 + (-Бг) A - 0,6) « 1,04.
Коэффициент нагрузки
К = Х^ = 1,04-1,1 «.1,14.
Проверяем контактное напряжение [формула D.23)]:
170
Mt+0'
мп,
Результат расчета следует признать удовлетворительным,
так как расчетное напряжение ниже допускаемого на 13,4%
(разрешается до 15%).
Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев
,.—* - ^° =42,4.
cos3 у (cosll°19'K
Коэффициент формы зуба по табл. 4.5 YF = 2,24.
Напряжение изгиба [см. формулу D.24)]
192T2KYF 1,2-517-103-1,14-2,24 О)
что значительно меньше вычисленного выше [<тОр] = 53,3 МПа.
III. Предварительный расчет валов редуктора
и конструирование червяка и червячного колеса
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведомого (вал червячного колеса)
Тк2= Г2 = 517-103 Нмм;
ведущего (червяк)
Т2 517-103
к1 ' иц 20-0,82
312
-32'4'10

$
"I
—
г
tt-s»
— к
i
1
-ЕЕ
\
Рис. 12.22. Червяк
Витки червяка выполнены за одно целое с валом (рис. 12.22
и 4.1).
Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на
кручение при [тк] = 25 МПа
18,7 мм.
Но для соединения его с валом электродвигателя примем
d*i — ^дВ = 32 мм; диаметры подшипниковых шеек dai = 45 мм.
Параметры нарезанной части: d/i = 60,8 мм; dx = 80 мм и dai —
= 96 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании
витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке,
протачивать до диаметра меньше dfv
Длина нарезанной части bt = 132 мм.
Расстояние между опорами червяка примем lt «daui —
= 340 мм;
расстояние от середины выходного конца до ближайшей
опоры /i = 90 мм.
Ведомый вал (см. рис. 12.26).
Диаметр выходного конца
з з
517-103
• 46,7 мм.
0,2-25
Принимаем dbl = 48 мм.
Диаметры подшипниковых шеек dn2 = 55 мм, диаметр вала
в месте посадки червячного колеса dfK2 = 60 мм.
Диаметр ступицы червячного колеса
den = A,6 -ь 1,8) dK2 = A,6 4-1,8) 60 = 96 4-108 мм.
Принимаем 4т2 = 100 мм.
373

Длина ступицы червячного колеса
/ст2 * A,2 4-1,8)^2 = A,2-М,8N0 = 724-108 мм.
Принимаем /ст2 = 90 мм.
IV. Конструктивные размеры корпуса редуктора
(см. рис. 10.17, 10.18 и табл. 10.2 и 10.3)
Толщина стенок корпуса и крышки:
5 = 0,04а + 2 = 0,04 • 200 + 2 = 8,00 + 2 = 10,00 мм,
принимаем 5 = 10 мм;
5i = 0,032а + 2 = 0,032 • 200 + 2 = 6,64 + 2 = 8,64 мм,
принимаем St = 10 мм.
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки
Ь = ЬХ = 1,55 = 1,5-10= 15 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек
Pl = 1,55= 1,5-10 =15 мм;
р2 = B,25 4-2,75M = B,25 4-2,75) 10 = 22,5 4-27,5 мм,
принимаем р2 = 25 мм.
Диаметры болтов:
фундаментных dt = @,03 4-0,036) а + 12 = @,03 4-0,036J00 4-12 =
= 18 4-19,2 мм.
принимаем болты с резьбой М20: диаметры болтов d2 = 16 мм
и d3 = 12 мм.
V. Первый этап компоновки редуктора
(рис. 12.23)
Компоновочный чертеж выполняем в двух проекциях —
разрез по оси колеса и разрез по оси чертежа; желательный
масштаб 1:1, чертить тонкими линиями!
Примерно посередине листа параллельно его длинной
стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельную
первой, проводим на расстоянии aw = 200 мм. Затем проводим
две вертикальные осевые линии, одну для главного вида,
вторую для вида сбоку.
Вычерчиваем на двух проекция* червяк и червячное колесо.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор {
между стенкой и червячным колесом и между стенкой и ступи-'
цей червячного колеса ~15 мм.
374

15
Рис. 12.23. Компоновка червячного редуктора:
lt = 340 мм; 12 = 125 мм; ах = 30 мм*; а2 =* 22 мм; 1^2 = 90 мм; aw = 200 мм;
dl = 80 мм; flf2 - 320 мм; bt = 132 мм; b2 ~ 72 мм
Вычерчиваем подшипники червяка на расстоянии | { =
= d«M2 = 340 мм один от другого, располагая их симметрично
относительно среднего сечения червяка.
Так же симметрично располагаем подшипники вала
червячного колеса. Расстояние, между ними замеряем по чертежу
12 = 125 мм.
В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают
значительные осевые усилия, примем радиально-упорные
подшипники: шариковые средней серии для червяка и роликовые
конические легкой серии для вала червячного колеса
(см. табл. П6 и П7):
Условное
обозначение
подшипника
46309
7211
d
о | в
Т
мм
45
55
100
100
25
21
25
23
С
кН
61,4
65
е
0,68
0,41
375

VI. Проверка долговечности подшипников
Силы в зацеплении (рис. 12.24):
окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на
червяке,
fB = fel = ^=2_lg^l = 3220H;
окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе,
2ТХ 2-32,40-103
80
= 810 Н;
радиальные силы на колесе и червяке
Fr2 = Frl = Ft2 tg ос = 3220 • tg 20° = 1160 H.
При отсутствии специальных требований червяк должен
иметь правое направление витков.
Направления сил представлены на рис 12.24; опоры,
воспринимающие внешние осевые силы, обозначим цифрами «2» и «4».
Вал червяка
Расстояние между опорами /1«ЛаМ2 = 340 мм. Диаметр
d{ = 80 мм. •
Рис. 12.24. Силы в
червячном зацеплении и опорные
реакции
376

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю
осевую силу Fal, обозначим цифрой «2»):
в плоскости xz
Rxi = Rx2 = -?-=-^—405 H;
в плоскости yz
1160-170 -3220-40
340
h
=205H;
*%yz*i * ri f\ *¦ al f\ — vj
_ 1160-170+3220-40
Ky2 ~ 340- ~ЭЪЪ *
Проверка: Ryl + Я^ - Frl = 205 + 955 - 1160 = 0.
Суммарные реакции
px = prl = |/я^ + Kji = j/4052 + 2052 = 454 H;
p2 = pr2 = ]/Rl2 + jR^ = 1/4052 + 9552 e 1040 H
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых
радиально-упорных подшипников по формуле (9.9).
Sx = ePrt = 0,68 • 454 = 309 Н;
S2 = ^Pr2 = 0,68 • 1040 = 710 Н,
где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом
а = 26° коэффициент осевого нагружения е = 0,68 (см. табл. 9.18).
Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21). В нашем
случае St < S2; Pai =Fa^S2- Si; тогда Pal = Sx = 309 H; Pa2 =
= Si + Fal = 309 + 3220 ^ 3529 H.
Рассмотрим левый («первый») подшипник.
Р 309
Отношение -=^-= ~ап~ ^^ = е> осевУю нагрузку не учи-
гг\ 454
тываем.
Эквивалентная нагрузка
Рэ1 = PrlVK6KT= 454• 1,3 = 590 Н,
где по табл. 9.19 для приводов винтовых конвейеров К$ = 1,3.
Коэффициенты V= 1 и Кг= 1.
377

Долговечность определяем по более нагруженному нод-
шипнику.
Рассмотрим правый («второй») подшипник.
- Ра2 3529 _Л
Отношение—=1Ж= 3,40 >,,
поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой;
= @,41.1040 • 1 + 0,87 • 3529) 1,3 = 4520 Н = 4,52 кН,
где X = 0,41 и У= 0,87 по табл. 9.18.
Расчетная долговечность, млн. об., по формуле (9.1)
\з
да 2480 млн. об.
*2880°4'
/с_у = / бм V
\Рз2) \4,52j
Расчетная долговечность, ч
L-106 2480 -10*
60-1444
где и = 1444 об/мин — частота вращения червяка.
Ведомый вал (см. рис. 12.24).
Расстояние между опорами (точнее, между точками
приложения радиальных реакций Р3 и Р4 - см. рис. 12.23) /2 = 125 мм;
диаметр d2 = 320 мм.
Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю
осевую силу Fe2, обозначим цифрой «4» и при определении
осейого нагружения будем считать ее «второй»; см. табл. 9.21).
В плоскости xz
t2 3220
^- = —— = 1610 Н.
В плоскости yz
-1160-62,5+ 810-160
125 = 451Н;
1 L\J\J \J4.)^ T^ U1V 1W ^.V/Д ^W .
2 tai 2
1160 • 62,5 + 810-160 _ 201500
125- ~ 125
Проверка: Ry3 - Ry4. + Fr2 = 451 - 1611 + 1160 = 0.
37»

Суммарные реакции
Р3 = Рг3 = ]/R2s3 + Ду23 = }/l6102 + 4512 = 1660 Н;
р4 = рг4 = |/jRs24 + jR24 = |/16102 + 16112 = 2260 Н.
Осевые составляющие радиальных реакций конических
подшипников — по формуле (9.9):
53 = 0,83еРг3 = 0,83-0,41 • 1660 = 565 Н;
54 = 0,83еРг4 = 0,83 • 0,41 • 2260 = 770 Н,
где для подшипников 7211 коэффициент влияния осевого нагру-
жения е = 0,41.
Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21) в нашем
случае S3 < ?4; Раз = Fa > S4 ~ $з; тогда РаЪ = S3 - 565 Н; Ра4 =
= 53 + Fa = 565 -h 810 = 1375 Н.
Для правого (с индексом «3») подшипника отношение
РЛз 565 _ Л. w
-— = = 0,34 < е9 поэтс}му при подсчете эквивалентной
д у3 lOOU
нагрузки осевые силы не учитываем.
Эквивалентная нагрузка
Рэ3 = Рг3КХбХг= 1660-1,3 = 2160 Н.
В качестве опор ведомого вала применены одинаковые
подшипники 7211. Долговечность определим для левого
подшипника («четвертого»), для которого эквивалентная нагрузка
значительно больше.
Для левого (индекс «4») подшипника -^- = = 0,610 > е;
Рр4 2260
мы должны учитывать осевые силы и определять эквивалентную
нагрузку по формуле (9.5); примем F= 1; Кб = 1,3 и Хг= 1;
р
для конических подшипников 7211 при ~^~> е коэффициенты
X = 0,4 и У= 1,459 (см. табл. 9.18 и П7);'4
рэ4 = @,4.2260 • 1 + 1,459 • 1375) • 1,3 • 1 « 3780 Н = 3,78 кН.
Расчетная долговечность по формуле (9.1), млн. об.
где С = 65 (см. с. 375).
379

Расчетная долговечность, ч
Ь 10б 13000-106
1
1>=Щ- 60.74 =3'1Оч>
где и = 74 об/мин - частота вращения вала червячного колеса.
Столь большая расчетная долговечность объясняется тем,
что по условию монтажа диаметр шейки должен быть больше
диаметра dB2 = 48 мм. Поэтому был выбран подшипник 7211.
Возможен вариант с подшипником 7210, но и для него долго*
вечность будет порядка 1 млн. ч. Кроме того, следует учесть,
что ведомый вал имеет малую частоту вращения п = 74 об/мин.
VII. Второй этап компоновки редуктора
Используем чертежи первого этапа компоновки (см.
рис. 12,23). Второй этап (рис. 12.25) имеет целью конструктивно
оформить основные детали — червячный вал, вал червячного
колеса, червячное колесо, корпус, подшипниковые узлы и др.
Смазывание зацепления и подшипников — разбрызгиванием
жидкого масла, залитого в корпус ниже уровня витков так, чтобы
набежать чрезмерного заполнения подшипников маслом,
нагнетаемым червяком. На валу червяка устанавливаем крыльчатки;
при работе редуктора они будут разбрызгивать масло и
забрасывать его на колесо и в подшипники.
Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами.
В крышке люка размещаем отдушину. В нижней части корпуса
вычерчиваем пробку для спуска масла и устанавливаем масло-
указатель с трубкой из оргстекла.
Конструируем стенку корпуса и крышки. Их размерь** были
определены в п. IV данного примера. Вычерчиваем фланцы и
нижний пояс. Конструируем крюки для подъема.
Устанавливаем крышки подшипников глухие (см. рис. 9.31)
ц сквозные для манжетных уплотнений (см. табл. 9.16). Под
крышки устанавливаем металлические прокчадкиг для
регулировки.
Конструкцию червячного колеса выполняем по рис. 10.9,
насаживая бронзовый венец на чугунный центр с натягом.
Посадка #7/р6 по ГОСТ 25347-82.
Вычерчиваем призматические шпонки: на выходном конце
вала червяка Ьхйх/=10х8х40 мм, на выходном конце
вала червячного колеса Ъ х h х / = 14 х 9 х 80 мм и под
червячным колесом b"X h х / = 18 х 11 х 80 мм (см. табл. 8.9).
380

К>
Рис. 12.25. Червячный редуктор с нижним расположением червяка

VIII. Тепловой расчет редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей
поверхности А «0,73 м2 (здесь учитывалась также площадь
днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает
циркуляцию воздуха около днища).
По формуле A0.1) условие работы редуктора без перегрева
при продолжительной работе
где Рч = 5 кВт = 5000 Вт - требуемая для работы мощность
на червяке.
Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая
циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи
fct=17 Вт/(м2.°С). Тогда
Допускаемый перепад температур при нижнем червяке
[Дг] = 60°,
Для уменьшения At следует соответственно увеличить тепло-
At
отдающую поверхность пропорционально отношению г _ =*
= 72,5/60, сделав корпус ребристым (см. рис. 12.25 и 10.38).
DC. Проверка прочности шпоночных соединений
Проверочный расчет на смятие производят так же, как и в
предыдущих примерах.
Здесь приведем проверку прочности лишь одного соединения,
передающего вращающий момент от вала червячного колеса
к муфте.
Диаметр вала в этом месте dB2 = 48 мм. Сечение и длина
шпонки Ьхйх/=14х9х80 мм, глубина паза ti = 5,5 мм.
Момент Гк2 = Г2 = 517 -103 Н • мм.
Напряжения смятия
2Т2 2-517.103
14), * '
"" dB2(h-h)(l-b) 48 (9-5,5) (80-14),
< Ьсм] (см. § 8.4).
3S2

X. Уточненный расчет валов
Червячный вал проверять на прочность не следует, так как
размеры его поперечных сечений, принятые при
конструировании после расчета геометрических характеристик (dx = 80 мм,
dai = 96 мм и dfl = 60,8 мм), значительно превосходят те,
которые могли быть получены расчетом на кручение. Напомним,
что диаметр выходного конца вала получился при расчете на
кручение 18,7 мм, а мы по соображениям конструирования
приняли его db\ = 32 мм (мы решили этот диаметр для
удобства соединения принять равным диаметру вала
электродвигателя).
Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка
'пр "
0,375 + 0,625
0,375 + 0,625
96
к625Ь)-
60,8
= 92'104 мм4
(формула известна из курсов «Сопротивление материалов» и
«Детали машин»).
Стрела прогиба
4SEJ
пр
__ 3403^8102Ч-11602 _
"" 48-2,1-105.92-10* "
= 0,00602 мм.
Допускаемый прогиб
[/] =@,005^- 0,01) т =
= @,0b5-г-0,01)8 =
= 0,04 ~ 0,08 мм.
Таким образом, жесткость
обеспечена, так как
/ = 0,00602 мм < [/].
Определение коэффициентов
запаса прочности в опасных
сечениях вала червячного коле-
W*
Рис. 12.26. Расчетная схема вала
червячного колеса
383

са (рис. 12.26) следует проводить аналогично тому, как
это выполнено для ведущего вала косозубого
цилиндрического редуктора (см. § 12.1 и рис. 12.8). <i^T> 34i
В данном примере запасы прочности больше [s], так как
диаметры участков вала, выбранные по условиям монтажа,
значительно превышают расчетные.
XI. Посадки деталей редуктора и оформление чертежа
Выполнение этих позиций производится аналогично тому,
как это сделано в примере § 12.1. Следует добавить посадку
бронзового венца на чугунный центр Н1/р6.
XII. Выбор сорта масла
Смазывание зацепления и подшипников производится
разбрызгиванием жидкого масла. По табл. 10.9 устанавливаем
вязкость масла. При контактных напряжениях a# ^ 129 МПа и
скорости скольжения vs = 6,15 м/с рекомендуемая вязкость масла
должна быть приблизительно равна 15 • 10~6 м2/с По табл. 10.10
принимаем масло авиационное МС-22.
XIII. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно
очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора
производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают
сборку с того, что на червячный вал надевают крыльчатки и
шариковые радиально-упорные подшипники, предварительно
нагрев их в масле до 80—100 °С. Собранный червячный вал
вставляют в корпус.
При установке червяка, выполненного за одно целое с валом,
следует обратить внимание на то, что для прохода червяка его
диаметр должен быть меньше диаметра отверстия для
подшипников. В нашем случае наружный диаметр червяка dal =
= 96 мм, а наружный диаметр подшипников 46309 D = 100 мм.
В начале сборки вала червячного колеса закладывают
шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем
надевают распорную втулку и устанавливают роликовые
конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал
укладывают в основании корпуса и надевают крышку корпуса,
покрывая предварительно поверхности стыка фланцев
спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус
с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.
Закладывают в подшипниковые сквозные крышки резиновые
манжеты и устанавливают крышки с прокладками.
384

Регулировку радиально-упорных подшипников производят
набором тонких металлических прокладок I и II (см. рис. 12.25),
устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.
Для регулировки червячного зацепления необходимо весь
комплект вала с червячным колесом смещать в осевом
направлении до совпадения средней плоскости колеса с осью червяка.
Этого добиваются переносом части прокладок I/ с одной
стороны корпуса на другую. Чтобы при этом сохранилась
регулировка подшипников, суммарная толщина набора
прокладок II должна оставаться без изменения.
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с
прокладкой и маслоуказатель. Заливают в редуктор масло и закрывают
смотровое отверстие крышкой с отдушиной.
Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде.
§ 12.7. РАСЧЕТ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО
ЧЕРВЯЧНОГО РЕДУКТОРА ОБЩЕГО ПРИМЕНЕНИЯ
Расчет основных параметров проведен при условии, что
редуктор может быть использован для работы от
определенного электродвигателя, а рабочая машина заранее неизвестна.
ЗАДАНИЕ НА РАСЧЕТ
Рассчитать червячный редуктор общего назначения от
электродвигателя 4А 132 М2 УЗ мощностью Рдв = 11 кВт с
синхронной частотой вращения 3000 об/мин и скольжением 2,3 %
к неизвестному потребителю (см. рис. 10.23).
Передаточное число редуктора и = 40.
РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
Номинальные частоты вращения и угловые скорости валов
редуктора
nt = Ид, = 3000 - 0,023 • 3000 = 2931 об/мин;
ппх 3,14-2931
=307 рад/с;
 2931 ,, */
 = — = ~4Q- = 73 об/мин;
Щ 307 пп
^"Т^Ж" >? Рад/С'
Вращающие моменты
385

Р 11• 103
7} = -2- = ——-—=35,8 Нм = 35,8 103 Й-мм:
сода 307
Т2 = Т^иц = 35,8 -103 • 40 • 0,75 = 1070 • 103 Н • мм,
где КПД ориентировочно принят г| = 0,75.
Материалы д!ля венца червячного колеса и червяка примем
по табл. 4.8, полагая, что будет большая скорость скольжения
{vs > 10 м/с), так как частота вращения червяка значительна —
29Э1 об/мин. В этом случае следует для венца червячного колеса
принять оловянную бронзу, для которой допускаемое
напряжение [ал] не зависит от скорости скольжения. Для венца
червячного колеса примем бронзу БрО1ОФ1, отлитую в кокиль; для
червяка - углеродистую сталь с твердостью HRC > 45. В этом
случае по табл. 4.8 основное допускаемое контактное напряжение
[сг#]' = 221 МПа. Расчетное допускаемое напряжение [ся] =
= [ая]'^я1,(см. с. 66)' где коэффициент долговечности примем
по его минимальному значению KHL=0,67 (см. с. 67).
Тогда
[ая] = 221 • 0,67 = 148 МПа.
Число витков червяка zx принимаем в зависимости от
передаточного числа: при и = 40 принимаем zx = 1 (см. с. 55).
Число зубьев червячного колеса
z2 = zxu = 1 -40 = 40.
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка
q == 10 и коэффициент нагрузки К = 1,2.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной
прочности [см. формулу D.19)]:
з
Модуль
2aw 2'236
m = ^L_ - — - 9,45 мм.
z2 + q 40+10
Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.1 и 4.2) стандартные
значения m = 10 мм и q = 10, а также z2 = 40 и zx = 1.
386

Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным
значениям m, q и z2:
Межосевое расстояние aw = 250 мм тоже получилось
стандартным.
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка
dt = qm = 10 -10 = 100 мм;
диаметр вершин витков червяка
dai = dt -W 2m = 100 + 2 • 10 = 120 мм;
диаметр впадин витков червяка
dfi = dt- 2,4m =100- 2,4 • 10 = 76 мм;
длина нарезанной части шлифованного червяка [см.
формулу D.7)]
bt ^ A1 + 0,06z2) т + 35 = (И + 0,06 • 40) 10 4- 35 « 170 мм;
делительный угол подъема у по табл. 4.3: при zt = 1 и ^ =
= 10 угол у = 5°43'.
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр червячного колеса
d2 = z2m = 40-10 = 400 мм;
диаметр вершин зубьев червячного колеса
dai = d2 + 2m = 400 + 2 • 10 = 420 мм;
диаметр впадин зубьев червячного колеса
df2 = d2- 2,4m = 400 - 2,4.10 = 376 мм;
наибольший диаметр червячного колеса
daMi ^ da2 + —^-=^420 + -r—pr = 440 мм;
ширина венца червячного колеса ?см. формулу D.12)]
Ь2 < O,75t/el = 0,75 • 120 = 90 мм.
Окружная скорость червяка
ndin, 3,14-100-10- 2931
V ^
387

скольжения
15,5 М/С.
cosy cos5°43'
Предположение, что скорость скольжения будет более
10 м/с; оправдалось. Поэтому для венца червячного колеса
была выбрана оловянная бронза.
Уточняем КПД редуктора [см. формулу D.14)].
По табл. 4.4 при скорости vs « 15,5 м/с при шлифованном
червяке приведенный угол трения р' « Г.
КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на
разбрызгивание и перемешивание масла
По табл. 4.7 выбираем 7-ю степень точности передачи и
находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,25 (в
таблице скорости скольжения приведены только до 12 м/с).
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки
[см. формулу D.26)]
В этой формуле:
коэффициент деформации червяка 0 — по табл. 4.6; в
зависимости от q = 10 и zx = 1 он равен 0 = 108. При
незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент
х = 0,6 (см. с. 65);
/ 40 V
)A°6) * 1>02-
Коэффициент нагрузки
К-^КрК,» 1,02-1,25 «1,27.
Проверяем контактное напряжение [см. формулу D.23)]:
170
Г2
+ 1
al 4 V 2503
1070» IP3* 1,27-53
f
_ 1360.103.125 42,5.36,8 11,2 17 500
— 42,5
15,8 • 103 • 103 3,97-31,7 126
= 139 МПа < [ая] = 148 МПа,
388

Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб*
Эквивалентное число зубьев
г - гг - *> —105
" cos^y (cos5°43'K '
Коэффициент формы зуба по табл. 4.5 YF —
Напряжение изгиба
h2T2KYF 1,2 • 1070-103-1,27-2,265 lfevr_
GF = -J^T 40-90-10* = ",8 МПа.
Основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной
работы по табл. 4.8 [а-^]' = 51 МПа.
Расчетное допускаемое напряжение [<t_if] = [<?-if]'jKfl»
Коэффициент долговечности примем по его минимальному
значению KFL= 0,543 (см. с. 67).
Таким образом [ct-if] = 51 «0,543 = 27,6 МПа. Прочность
обеспечена, так как gf < [a_if].
Расчет валов и подшипников и эскизные компоновки
выполняем так же, как и в предыдущем примере. При компоновке
учитываем, что в данном примере червячный редуктор имеет
верхний червяк и смазывание зацепления происходит путем
погружения зубьев червячного колеса в масло и разбрызгивания
его (в этом случае в крыльчатках нет необходимости). Следует
иметь в виду, что некоторые узлы редуктора с верхним
червяком отличаются от узлов редуктора, в котором червяк
расположен снизу.

ПРИЛОЖЕНИЯ
Ш. Электродвигатели асинхронные серии 4А, закрытые обдуваемые
(но ГОСТ 19523-81)

Мощность,
кВт
0,55
0,75
1,1
1,5
2,2
3,0
4,0
5,5
7,5
11,0
15
18,5
22
30
37
45
55
75
90
110
Синхронная частота вращения
3000

Типоразмер
63В2
71А2
71В2
80А2
80В2
90L2
100S2
100L2
119МЭ
1 1 XiVIZ
132М2
160S2
160М2
180S2
18ОМ2
200М2
200L2
225М2
250S2
250М2
280S2
i'
/о
8,5
5,9
6,3
4,2
4,3
43
3,3
3,4
2,5
2,3
2,1
2,1
2,0
1,9
1,9
1,8
1,8
1,4
1,4
2,0
2,0
1,6
1,4
1 л
1,2
1500

Типоразмер
71А4
71В4
80А4
80В4
90L4
100S4
100L4
112М4
1 JXij'T
132М4
160S4
160М4
1S0S4
180М4
200М4
200LA
225М4
250S4
250М4
280S4
s,
%
7,3
7,5
5,4
5,8
5,1
4,4
4,7
3,7
3,0
2,8
2,3
2,2
2,0
1,9
1,7
1,6
1,4
1,2
1,3
2,3
2,0
1,4
1,2
1000

Типоразмер
71В6
80А6
80В6
90L6
100L6
112МА6
112МВ6
132S2
132М6
160S6
160 Мб
180 Мб
200М6
200L6
225М6
250S6
250М6
280S6
280М6
315S6
, об/мин
s
У
/о
10
8,4
8,0
6,4
5,1
4,7
5,1
3,3
3,2
2,7
2,6
2,7
2,8
2,1
1,8
1,4
1,3
2,0
2,0
2,0
тп
2,0
1,2
Примечания. 1. Пример условного обозначения
мощностью 11
2.
Значение
750

Типоразмер
80В8
90LA8
90LB8
100L8
112МА8
112М8
132S8
132М8
160S8
160М8
180М8
200М8
200L8
225М8
250S8 -
250М8
280S8
280М8
315S8
315М8
о/
/о
9
8,4
7,0
7,0
6,0
5,8
4,1
4,1
2,5
2,5
2,5
2,3
2,7
1,8
1,5
1,4
2,2
2,2
2,0
2,0
тп
Тн
1,6
1,8
1,4
1,2
,, .,
1*0
элек тродви га теля
кВт, синхронная частота вращения 1500 об/мин.
Электродвигатель 4А132М4УЗ
i символов в условных обозначениях*
цифра
4 указывает по-
рядковый номер серии, буква А — род двигателя - асинхронный Следующие
за буквой А
вращения, мм,
длине
станины
числа (двух- или трехзначные) соответствуют высоте оси
буквы L, S и
М относятся к установочным размерам по
; буквы А и В - условные обозначения длины сердечника
статора.'Цифры 2
4, 6 и 8 означают число полюсов. Последние два
УЗ показывают, что двигатель
ренного климата.
3.
шени*
4.
табл.
В графе
i величин
знака
предназначен для эксплуатации в зоне уме-
s указано скольжение, % ; в графе -
г
— даны значения
г..
А н
пускового и номинального вращающих моментов.
Габаритные
П2.
отно*
и установочные размеры двигателей серии 4А даны в
390

112. Электродвигатели серии 4А.
Исполнение закрытое обдуваемое (по ГОСТ 19523-81)

Типоразмер
Число
полюсов
Габаритные
размеры, мм
L2 H
Установочные и
присоединительные размеры, мм
d2
Ь d
4AA50
4AA56
4AA63
4A71
4A80A
4A80B
4A90L
4A100S
4A100L
4АП2М
4A132S
4A132M
2; 4
2; 4
2; 4; 6; 8
174
194
216
198
221
250
142
152
164
112
128
138
80
90
100
5,8
5,8
285
330
201
170
19
19
40
45
90
112
2; 4; 6; 8
300
355
218
186
22
22
50
50
100
125
10
320
375
350
405
243
208
24
24
50
56
125
140
10
365
395
427
457
265
280
235
28
28
60
63
132
140
160
12
2; 4; 6; 8
452
534
310
260
32
32
80
70
140
190
480
530
560
610
350
302
38
38
80
89
178
216
4A160S
4A160M
624
737
4; 6; 8
430
358
667
780
4; 6; 8
178
42
110
108
254
15
210
4A180S
4A180M
662
778
4; 6; 8
470
410
702
818
4; 6; 8
203
48
110
121
279
241
391


Типоразмер
4А200М
4A200L
4А225М
4A250S
4А250М
Число
полюсов
2
4; 6; 8
2
4; 6; 8
2
4; 6; 8
2
4; 6; 8
2
4; 6; 8
Габаритные
размеры, мм
760
780
800
830
810
840
915
955
875
905.
915
945
925
985
1060
1100
Я
535
575
610
610
D
450
491
554
554
Продолжение
П2
Установочные и
присоединительные размеры, мм
55
60
55
60
55
65
65
75
65
75
4
55
55
60
65
70
65
70
НО
140
110
140
НО
140
140
140
h
133
133
133
149
168
168
h
767
305
311
349
b
318
356
406
406
19
19
19
19
24
ПЗ. Шарикоподшипники радиальные однорядные
Размеры, мм
, в ^
е
х
(по ГОСТ 8338-75)
100-200-300-400
(по ГОСТ 7242-81)
80100-80200
392

Продолжение ПЗ
Условное
обозначение
100
101
104
105
106
107
108
109
ПО
Ш
112
113
114
115
116
UT
118
119
120
200
201
202
203
204
205
206
207
208
209
209А
210
211
212
213
214
215
216
217
—
80104
—
80106
—
80108
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
80200
80201
80202
80203
80204
80205
80206
—
80208
80209
—
—
—
80212
80213
—
80215
—
—
d
D
В
Особолегкая <
10
12
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
10
12
15
17
20
25
30
35
40
45
45
50
55
60
65
70
75
80
85
26
28
42
47
55
62
68
75
80
90
95
100
ПО
115
125
130
140
145
150
8
8
12
12
13
14
15
16
16
18
18
18
20
20
22
22
24
24
24
г
серия
0,5
0,5
1
1
1,5
1,5
-1,5
1,5
1,5
2
2
2
2
2
2
2
2,5
2,5
25
Легкая серия
30
32
35
40
47
52
62
72
80
85
85
90
100
ПО
120
125
130
140
150
9
10
11
12
14
15
16
17
18
19
19
20
21
22
23
24
25
26
28
1
1
1
1
1,5
1,5
1,5
2
2
2
2
2
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
3
3
Грузоподъемность* кН

динамическая
С
4,62
5,07
9,36
11,2
13,3
. 15,9
16,8
21,2
21,6
28,1
29,6
30,7.
37,7
39,7
47,7
49,4
57,2
60,5
60,5
5,9
6,89
7,8
9,56
12,7
14,0
19,5
25,5
32,0
33,2
36,4
35,1
43,6
52,0
56,0
61,8
66,3
70,2
83,2

статическая
1,96
2,24
4,5
5,6
6,8
8,5
9,3
12,2
13,2
17
18,3
19,6
24,5
26,0
31,5
33,5
39,0
41,5
41,5
2,65
3,1
3,55
4,5
6,2
6,95
10,0
13,7
17,8
18,6
20,1
19,8
25,0
31,0
34,0
37,5
41,0
45,0
53,0
393

Лродалжение ПЗ
УСЛС
обоза
>вное
ачение
- 217А
218
219
219А
220
тт,
80218
—
—
80220
300
301
302
303
304
305
306
307
308
309
310
311
312
313
314
315
316
316К5
317
318
319
319К5
320
403
405
406
407
408
409
410
411
412
d
85
90
95
95
100
10
12
15
17
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
80
85
90
95
95
100
17
25
30
35
40
45
50
55
60
150
160
170
170
180
В
28
30
32
32
34
г
3
3
3,5
34
3,5
Средняя серия
35
37
42
47
52
62
72
80
90
100
ПО
120
130
140
150
160
170
170
180
190
200
-200
215
11
12
13
14
15
17
19
21
23
25
27
29
31
33
35
37
39
39
41
43
45
45
47
Тяжелая се$
62
80
90
100
ПО
120
130
140
150
17
21
23
25
27
29
31
33
35
1
1,5
1,5
14
2
2
2
2,5
2,5-
24
3
3
3,5
3,5
34
3,5
3,5
3,5
4
4
4
4
4
2
2,5
2,5
2,5
3
3
3,5
34
34
Грузоподъемность» кН

динамическая
С
89,5
95,6
108,0
115,0
124,0
8,06
9,75
11,4
13,5
15,9
22,5
28,1
33,2
41,0
52,7
65,8
71,5
81,9
92,3
104,0
112,0
124,0
130,0
133,0
143,0
153,0
161,0
174,0
22,9
36,4
47,0
55,3
63,7
76,1
87,1
100,0
108,0

статическая
Со
56,5
62,0
69,5
74,0
79,0
3,75
4,65
5,4
6,65
7,8
И,4
14,6
18,0
22,4
30,0
36,0
41,5
48,0
56,0
63,0
72,5
80,0
89,0
90,0
99,0
НО
120,0
132,0
11,8
20,4
26,7
31,6
36,5
4*,5
52,0
63,0
70,0
394

Продолжение ПЗ
Условное
обозначение
413
414
416
417
d
65
70
80
85
D
с> о о о
в
37
42
48
52
г
3,5
4
4
5
Грузоподъемность, кН

динамическая С
119,0
143,0
163,0
174,0

статическая Со
78,1
105,0
125,0
135,0
П4. Шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные
(по ГОСТ 5720-75)
Размеры, мм
Условное

обозначение
кН
1204
1205
1206
1207
1208
1209
1210
1211
1212
1213
1214
1215
1216
1217
1218
1220
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
100
47
52
62
72
80
85
90
100
ПО
120
125
130
140
150
160
180
Лепсая ;
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
28
30
34
1,5
1,5
1,5
2
2
2
2 '
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
3
3
3
3,5
узкая <
9,95
12,1
15,6
15,9
19,0
21,6
22,9
26,5
30,2
31,2
34,5
39,0
39,7
48,8
57,2
63,7
серия
3,18
4,0
5,8
6,6
8,55
9,65
10,8
13,3
15,5
17,2
18,7
21,5
23,5
28,5
32,0
37,0
0,27
0,27
0,24
0,23
0,22
0,21
0,21
од
0,19
0,17
0,18
0,18
0,16
0,17
0,17
0,17
2,31/3,57
2,32/3,6
2,58/3,99
2,74/4,24
2,87/4,44
2,97/4,6
3,13/4,85
3,23/5,0
3,41/5,27
3,71/5,73
3,51/5,43
3,6/5,57
3,94/6,11
3,69/5,71
3,76/5,82
3,68/5,69
2,42
2,44
2,7
2,87
3,01
3,11
3,28
3,39
3,57
3,68
3,88
3,77
4,13
3,87
3,94
4,81
395

Продолжение П4
Условное
обозна
чение
кН
К*
1500
1506
1507
1508
1509
1510
1516
1517
1304-
1305
1306
1307
1308
1309
1310
1311
1312
1313
1314
1315
1316
1317
1605
1606
1607
1608
1609
1610
1611
1612
1613
1614
1616
10
30
35
40
45
50
80
85
30
62
72
80
85
90
140
150
Легкая широкая
14
20
23
23
23
23
33
36
1
1,5
2
2
2
2
3
3
7,28
15,3
21,6
22,5
23,4
23,4
48,8
58,5
серия
1,76
5,7
8,2
9,4
10,7
11,5
27,0
31,5
0,65
0,39
0,37
0,33
0,31
0,28
0,25
.0,25
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
52
62
72
80
90
100
ПО
120
130
140
150
160
170
180
Средняя
15
17
19
21
23
25
27
29
31
33
35
35
37
41
2
2
2
2,5
2,5
2,5
3
3
3,5
,3,5
3,5
3,5
3,5
4
узкая
12,5
17,8
21,2
25,1
29,6
37,7
43,6
50,7
57,2
61,8
74,1
79,3
88,4
97,5
серия
3,66
6,0
7,7
9,8
12,2
15,9
17,5
23,5
26,5
29,5
35,5
38,5
42,0
48,5
0,29
0,28
0,26
0,25
0,24
0,24
0,24
0,23
0,23
0,23
0,22
0,22
0,22
0,22
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
80
Средняя широкая
62
72
80
90
100
ПО
126
130
140
150
170
24
27
31
33
36
40
43
46
48
51
58
2
2
2,5
2,5
2,5
3
3
3,5
3,5
3,5
3,5
24,2
31,2
39,7
44,9
54,0
67,7
76,1
87,1
95,6
111,1
135,0
серия
7,5
10,0
12,9
15,7
19,4
23,6
28,0
33,0
38,5
44,5
58,0
0,47
0,44
0,46
0,43
0,42
0,43
0,41
0,4
0,38
0,38
0,37
0,97/1,5
1,59/2,47
1,69/2,62
1,9/2,99
2,06/3,18
2,2/3,41
2,39/3,85
2,48/3,84
2,17/3,35
2,26/3,49
2,46/3,8
2,57/3,98
2,61/4,05
2,54/3,93
2,69/4,14
2,7/4,17
2,8/4,83
2,79/4,31
2,81/4,35
2,84/4,39
2,92/4,52
2,90/4,49
1,34/2,07
1,43/2,22
1,36/2,11
1,46/2,25
1,51/2,33
1,48/2,29
1,53/2,36
1,56/2,41
1,65/2,55
1,68/2,59
1,68/2,61
1,02
1,67
1,77
1,99
2,16
2,31
2,61
2,60
2,27
2,36
2,58
2,69
2,74
2,66
2,8
2,82
2,93
2,92
2,95
2,97
3,06
3,04
1,4
1,5
1,43
1,52
1,58
1,55
1,6
1,63
1,73
1,76
1,76
F F
* Значения Y: в числителе для * ^ е, в знаменателе для —— > е.
VFr VFr
F F
Примечание. При —— < е Х= 1,0; при —— > е ^=0,65.
396

П5. Роликоподшипники радиальные с короткими
цилиндрическими роликами (по ГОСТ 8328-75)
Размеры, мм
Условное
обозначение
кН
32202А
32203А
32204А
32205А
32206А
32207А
32208А
32209А
32210А
32211А
32212А
32213А
32214А
32215А
32217А
32218А
32220А
Легкая узкая серия
15
17
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
100
35
40
47
52
62
72
80
85
90
100
ПО
120
. 125
130
140
150
160
180
11
12
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
28
30
34
1
1
1,5
1,5
1,5
2,0
2,0
2,0
2,0
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
3
3
3
3,5
0,5
0,5
1,0
1,0
1,0
1,0
2
2
2
2
2,5
2,5
2,5
2,5
3
3
3
3,5
12,5
17,2
25,1
28,6
38,0
48,4
53,9
60,5
64,4
84,2
93,5
106,0
119,0
130,0
138,0
165,0
183,0
251,0
6,4
7,1
12,6
15,2
19,6
26,5
29,5
35,0
37,5
49,0
53,5
66,5
71,0
81,5
87,0
108,0
120,0
170,0
397

Продолжение П5
ч Условное
обозначение
32306А
32307А
32308А
32309А
32310А
32311А
32312А
3231 ЗА
32314А
32315А
32316А
32317А
32318А
32319А
32320А
2505А
2506А
2508А
2509А
2510А
2511А
2512А
2513А
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
25
30
40
45
50
55
60
65
и
*
Средняя
72
80
90
100
110
120
130
140
150
160
170
180
190
200
215
19
21
23
25
27
29
31
33
35
37
39
41
43
45
47
узкая серия
2
2,5
2,5
2,5
3
3
3,5
3,5
3,5
3,5
3,5
4
4
4
4
2
2
2,5
2,5
3
3
3,5
3,5
3,5
3,5
3,5
4
4
4
4
Легкая широкая серия
52
62
80
85
90
100
ПО
120
18
20
23
23
23
25
28
31
1,5
1,5
2
2
2
2,5
2,5
2,5
1
1
2
2
2
2
2,5
2,5
С
с0
кН
51,2
64,4
80,9
99,0
110,0
138,0
151,0
183,0
205,0
242,0
260,0
297,0
319,0
, 374,0
391,0
26,0
35,0
44,5
56,0
70,5
87,5
98,0
197,0
124,0
149,0
163,0
190,0
260,0
222,0
250,0
34,1
38Д
56,1
73,7
* 78,1
99,0
128,0
147,0
18,8
28,0
42,0
45,5
48,5
64,0
85,0
100,0

Пб. Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные
(по ГОСТ 831-75>
ОН
П
X
в
.{
2 >
Условное

обозначение
d
D
Размеры,
В
Т
мм
г
С
Со
кН
36104
36105
35106
36107
36204
36205
36206
36207
36208
36209
36210
36211
36212
36214
36216
36217
36218
36219
20
25
30
35
Особолегкая серия, а =
42
47
55
62 ,
12
12
13
14
12
12
13
14
1
1
1,5
1,5
12°
0,5
0,5
0,5
0,5
10,6
11,8
15,3
19,1
20
25
30
35
40
45
50
55
60
70
80
85
90
95
Легкая узкая серия, а =
47
52
62
72
80
85
90
100
ПО
125
140
150
160
170
14
15
16
17
18
19
20
21
22
24
26
28
30
32
14
15
16
17
18
19
20
21
22
24
26
28
30
32
1,5
1,5
1,5
2
2
2
2
2,5
2,5
2,5
3
3
3
3,5
12°
0,5
0,5
0,5
1
1
1
1
1,2
1,2
1,5
1,5
1,5
2
15,7
16,7
22,0
30,8
38,0
31,2
43,2
58,4
61,5
80,2
93,6
101,0
118,0
134,0
5,32
6,29
8,57
11,3
8,31
9,10
12,0
17,8
23,2
25,1
27,0
34,2
39,3
54,8
65,0
70,8
83,0
95,0
399

Продолтсение П6
Условное
\j\J\J ЗИЛ
чение
36302
36303
36308
36318
46303
46304
46305
46306
46307
46308
46309
46310
46312
46313
46314
46316
46318
46320
66207
66211
66215
66219
66221
66309
66312
66314
66406
66408
66409
66410
d
15
17
40
90
17
20
25
30
35
40
45
50
60
65
70
80
90
100
35
55
75
95
105
45
60
70
30
40
45
50
D
Г
fi
ч
Средняя узкая серия, а — 12°
42
47
90
190
13
14
23
43
13
14
23
43
1,5
1,5
2,5
4
Средняя узкая серия, а =
47
52
62
72
80
90
100
ПО
130
140
150
170
190
215
14
15
17
19
21
23
25
27
31
33
35
39
43
47
1,5
2
2
2
2,5
2,5
2,5
3
3,5
3,5
3,5
3,5
4
4
0,5
0,5
1,2
2
= 26°
0,5
1
1
1
1,2
1,2
1,2
Ь5
2
2
2
2
2
2
Легкая узкая серия, а = 36°
72
100
130
170
190
17
21
25
32
36
2,5
2,5
2,5
3,5
3,5
Средняя узкая серия, а
100
130
150
25
31
35
3
3,5
3,5
Тяжелая узкая серия, а
90
ПО
120
130
23
27
29
31
2,5
3
3
3,5
1,2
1,2
1,2
2
2
= 36°
1,5
2
2
= 36°
1,2
1,5
1,5
2
С
Со
и
кН
13,6
17,2
53,9
189,0
16,10
17,8
26,9
32,6
42,6
50,8
61,4
71,8
100,0
113,0
127,0
136,0
165,0
213,0
17,0
46,3
71,5
121,0
148,0
60,8
93,7
119,0
43,8
72Д
81,6
98,9
6,80
8,70
32,8
145,0
8,0
9,0
14,6
18,3
24,7
31,1
37,0
44,0
65,3
75,0
85,3
99,0
122,0
177,0
14,7
28,4
49,0
85,0
108,0
36,4
58,8
76,8
27,0
42,3
47,3
60,1
400

Продолжение П6
Условное

обозначение
66412
66414
66418
d
60
70
90
D
150
180
225
В
35
42
54
Т
г
3,5
4
5
'1
2
2
2,5
С
Со
кН
125,0
152,0
208,0
79,5
109,0
162,0
П7. Роликоподшипники конические однорядные (по ГОСТ 333-79)
Размеры, мм

Условное

обозначение
кН
Особолегкая серия, а = 11 ч-15°
2007106
2007107
2007108
2007109
2007111
2007113
2007114
2007115
30
35
40
45
55
65
70
75
55
62
68
75
90
100
ПО
115
17
18
19
20
23
23
25.
25
16
17
18
19
22
22
24
24
14
15
16
16
19
19
20
20
1,5
1,5
1,5
1,5
2
2
2
2
0,5
0,5
0,5
0,5
0,8
0,8
0,8
0,8
27,0
32,0
40,0
44,0
57,0
61,0
77,6
78,3
19,9
23,0
28,4
34,9
45,2
64,5
71,0
75,0
0,24
0,27
0,33
0,30
0,33
0,3В
0,28
0,28
2,5
2,21
1,84
1,99
1,8
1,59
2,11
1,99
1,38
1,22
1,01
1,10
0,99
0,38
1,16
1,1
401


Условное

обозначение
2007116
2007118
2007119
2007120
7202
7203
7204
7205
7206
7207
7208
7209
7210
7211
7212
7214
7215
7216
7217
7218
7219
7220
7304
7305
7306
7307
7308
7309
7310
7311
7312
7313
7314
7315
7317
7318
d
80
90
95
100
15
17
20
25
30
35
40
45
50
55
60
70
75
80
85
90
95
100
20
25
30
35
40
45
50.
55
60
65
70
75
85
90
D
125
140
145
150
35
40
47
52
62
72
80
85
90
100
ПО
125
130
140
150
160
170
180
52
62
72
80
90
100
ПО
120
130
140
150
160
180
190
Т
29
32
32
32
В
27
30
30
30
Jlencat
11,75
13,25
15,25
16,25
17,25
18,25
19,25
20,75
21,75
22,75
23,75
25,25
27,25
28,25
30,50
32,50
34,50
37,00
11
12
14
15
16
17
19
20
21
21
23
26
26
26
28
31
32
34
с
23
26
26
26
г
2
2,5
2,5
2,5
i серия, а
9
11
12
13
14
15
16
16
17
18
19
21
22
22
24
26
27
29
1,0
1,5
1,5
1,5
1,5
2,0
2,0
2,0
2,0
2,5
2,5
2,5
2,5
3,0
3,0
3,0
3,5
3,5
Средняя серия,
16,25
18,25
20,75
22,75
25,25
27,25
29,25
31,5
33,5
36,0
38,0
40,0
44,5
46,5
16
17
19
21
23
26
29
29
31,
33
37
37
41
43
13
15
17
18
20
22
23
25
27
28
30
31
35
36
2,0
2,0
2,0
2,5
2,5
2,5
3,0
3,0
3,5
3,5
3,5
3,5
4,0
4,0
0,8
0,8
0,8
0,8
= 12
0,3
0,5
0,5
0,5
0,5
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
1,0
1,0
1,0
1,2
с
Продолжены*
/1
со
кН
102,0
128,0
130,0
132,0
4-18°
10,5
14,0
21,0
24,0
31,5
38,5
46,5
50,0
56,0
65,0
78,0
96,0
107,0
112,0
130,0
158,0
168,0
185,0
а = 10 -f- 14
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
1,0
1,0
U2
1,2
1,2
1,2
1,5
1,5
26,0
33,0
43,0
54,0
66,0
83,0
100,0
107,0
128,0
146,0
170,0
180,0
230,0
250,0
93,0
111,0
115,0
120,0
6,1
9,0
13.0
17,5
22,0
26,0
32,5
33,0
40,0
46,0
58,0
82,0
84,0
95,2
109,0
125,0
131,0
146,0
о
17,0
23,2
29,5
38,0
47,5
60,0
75,0
81,5
96,5
112,0
137,0
148,0
196,0
201,0
е
0,34)
0,34
0,36
0,37
Y
1,77
1,76
1,69
1,62
0,45
0,31
0,36
0,36
0,36
0,37
0,38
0,41
0,37
0,41
0,35
0,37
0,39
0,42
0,43
0,38
0,41
0,41
1,33
1,97
1,67
1,67
1,64
1,62
1,56
1,45
1,6
1,46
1,71
1,62
1,55
1,43
1,38
1,56
1,48
1,49
0,3
0,36
0,34
0,32
0,28
0,28
0,31
0,33
0,3
0,3
0,31
0,33
0,31
0,32
2,СЗ.
1,67
0,78
1,38
2,16
2,16
1,94
1,8
1,97
1,97
1,94
1,93
1,91
1,88
? П7
0,97
0,97
0,93
0,89
0,73
1,05
0,92
0,92
0,9
0,89
0,86
0,8
0,88
0,8
0,94
0,89
0,85
0;78
0,76
0*86
0,81
0,82
1Л1
0,92
0,98
1,03
1J8
U9
1,06
0,99
1,08
1,08
1,08
1,06
1,05
1,03
402


Условное

обозначение
7604
7605
7606
7607
7608
7609
7611
7612
7613
7614
7615
7616
7618
7620
7506
7507
7508
7509
7510
7511
7512
7513
7514
7515
7516
7517
7518
7519
7520
7506А
7509А
7510А
7511А
7512А
751 ЗА
d
20
25
30
35
40
45
55
60
65
70
75
80
90
100
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
95
100
30
45
50
55
60
65
D
Т
Средня!
52
62
72
80
90
100
120
130
140
150
160
170
180
215
62
72
80
85
90
100
110
120
125
130
140
150
160
170
180
22,25
25,25
28,75
32,75
35,25
38,25
45,5
48,5
51,0
54,0
58,0
61,5
67,5
77,5
Легкая
21,35
24,25
24,75
24,75
24,75
26,75
29,75
32,75
33,25
33,25
35,25
38,50
42,5
45,5
49,0
Легкая
62
85
90
100
ПО
120
21,25
24,75
24,75
26,75
29,75
32,75
В
с
i широкая
21,0
24,0
29,0
31,0
33,0
36,0
44,5
47,5
48,0
51,0
55,0
59,5
66,5
73,0
18,5
21,0
23,0
27,0
28,5
31,0
36,5
39,0
41,0
43,0
46,5
49,0
53,5
61,5
широкая
20,5
23
23,5
23,5
23,5
25
28
31
31
31
33
36
40
45,5
46,0
17
20
20
20
20
21
24
27
27
27
28
30
34
37
39
широкая
20
23
23
25
28
31
17
19
19
21
24
27
г
серия, а
2
2
2
2,5
2,5
2,5
3,0
3,5
3,5
3,5
3,5
3,5
4,0
4,0
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
1,0
1,2
1,2
1,2
1,2
1,2
1,5
1,5
серия, а =
1,5
2,0
2,0
2,0
2,0
2,5
2,5
2,5
2,5
2,5
3,0
3,0
3,0
3,5
3,5
0,5
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
1,0
1,0
1,0
1,2
1,2
серия, а =
1,5
2,0
2,0
2,5
2,5
2,5
0,5
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
с
Продолжение
с
кН
= 11 -г
31,5
47,5
63,0
76,0
90,0
114,0
160,0
186,0
210,0
240,0
280,0
310,0
370,0
460,0
= 12-г
36,0
53,0
56,0
60,0
62,0
80,0
94,0
110,0
125,0
130,0
143,0
162,0
190,0
230,0
250,0
= 12-г
47,3
74,8
76,5
99,0
120,0
142,0
16°
22,0
36,6
51,0
61,5
67,5
90,5
140,0
157,0
168,0
186,0
235,0
290,0
365,0
460,0
16°
27,0
40,0
44,0
46,0
54,0
61,0
75,0
98,0
101,0
108,0
126,0
141,0
171,0
225,0
236,0
16°
37,0
60,0
64,0
80,0
100,0
120,0
е
Y
0,3
0,27
0,32
0,3
0,3
0,29
0,32
0,3
0,33
0,35
0,3
0,32
0,3
0,31
2,01
2,19
1,88
2,03
2,03
2,06
1,85
1,97
1,83
1,71
1,99
1,89
1,99
1,91
0,36
0,35
0,38
0,42
0,42
0,36
0,39
0,37
0,39
0,41
0,40
0,39
0,39
0,38
0,41
1,64
1,73
1,57
1,44
1,43
1,67
1,53
1,62
1,55
1,48
1,49
1,58
1,55
1,56
1,49
0,37
0,4
0,43
од
0,4
0,4
1,6
1,5
1,4
1,5
1,5
1,5
• П7
1,11
1,21
1,03
1,П
1,11
1,13
1,02
1,08
1,01
0,94
1,20
1,04
1,2
1,65
0,9
0,95
0,87
0,79
0,78
0,92
0,84
0,89
0,85
0,81
0,82
0,85
0,85
0,85
0,82
0,9
0,8
0,8
0,8
0,8
0,8
403

Продолжение П7

Условное

обозначение
7515А
7516А
7517А
7520А
d
75
80
85
100
D
130
140
150
180
Т
33,25
35,25
38,5
49,00
В
31
33
36
46
с
27
28
30
39
г
2,5
3,0
3,0
3,5
0,8
1,0
1,0
1,2
кН
157,0
176,0
201,0
297,0
130,0
155,0
180,0
280,0
€
0,43
0,43
0,43
0,35
Y
1,4
1,4
1,4
1,7
У*
0,8
0,8
0,8
0,9
П8. Шарикоподшипники упорные. Размеры, мм
Тип 8000 по ГОСТ 6Й74-75
Тип 38000 по ГОСТ 7842-71
Условное
обозначение
И
кН
8104
8105
8106
8107
8108
8109
8110
8111
8112
8113
8114
8115
8116
8117
8118
8120
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
100
Особолегкая
35
42
47
52
60
65
70
78
85
90
95
100
105
110
120
135
10
11
11
12
13
14
14
16
17
18
18
19
19
19
22
25
серия
0,5
1
,5
1,5
U5
1,5
1,5
1,5
1,5
1,5
2,7
3,2
3,2
3,6
3,6
4,1
4,1
4,6
5
5,2
5,2
5,6
5,6
5,6
6,5
7,4
12,7
15,9
16,8
17,4
23,4^
24,2
25,5
30,7
35,8
37,1
38,0
38,0
39,7
40,0
50,7
74,1
21,2
25,7
29,0
36,5
50,0
55,0
60,0
81,5
90,0
102,0
111,0
116,0
120,0
129,0
157,0
214,0
404

Продолжение П8
Легкая серия
8000
38000
D
Н
кН
8204
8205
82G6
8207
8208
8209
8210
8211
8212
8213
8214
8215
8216
8217
8218
8220
38204
38205
38206
38207
38208
38209
38210
38211
38212
36214
38216
38217
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
100
55
40
47
52
62
68
73
78
90
95
100
105
ПО
115
125
135
150
14
15
16
18
19
20
22
25
26
27
27
27
28
31
35
38
1
1
i
1,5
1,5
1,5
1,5
1,5
1,5
1,5
1,5
1,5
1,5
1,5
2
2
Средняя серия
4
4,2
4,8
5
5,2
5,7
6,3
7,1
7,3
8,0
8,0
8,0
8,3
8,8
10,5
11,1
19,9
24,7
25,5
35,1
39,7
4Ь,0
43,0
63,7
65,0
66,3
70,0
71,5
80,0
85,0
108,0
133,0
8305
8306
8307
8308
8309
8310
8311
8312
8313
8314
8315
8316
8318
8320
—
—
—
—
—
—
38316
—
—
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
90
100
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
65
—
—
52
60
68
78
85
95
105
ПО
115
125
135
140
155
170
18
21
24
26
28
31
35
35
36
40
44
44
50
55
—
—
—
—
—
—
—
—
—
79
—
—
—
—
—
—
—
—
—
18
—
—
1,5
1,5
1,5
1,5
1,5
2
2
2
2
2
2,5
2,5
2,5
2,5
5
6
7
7,6
8,2
9,1
10,1
10,1
10,5
12
13
13
14,5
16
33,8
40,3
49,4
65,0
71,5
87,1
112,6
112,0
114,0
133,0
153,0
159,0
199,0
238,0
30,0
40,0
46,0
66,5
78,5
89,5
103,0
127,0
150,0
150,0
158,0
166,0
188,0
235,0
285,0
330,0
50,0
66,5
83,5
107,0
130,0
161,0
213,0
213,0
249,0
290,0
340,0
340,0
445,0
480,0
Примечание Размер dt^ d + 0,2 мм.
405

П9. Подшипники гибкие шариковые радиальные (по ГОСТ 23179—78)
Размеры, мм
Обозначения
подшипников
806
808
809
811
812
815
818
822
824
830
836
844
848
860
862
872
d
30
40
45
55
60
75
90
ПО
120
150
180
220
240
300
310
360
D
42
52
62
72
80
100
120
150
160
200
240
300
320
400
420
480
Ь
7
8
9
И
13*
15
18
24
30
35
45
48
60
72
г
0,5
1,0
1,5
2,5
3.5
Примечания: 1. Твердость колец подшипника должна быть:
внутреннего коль.ца HRC 61—65; наружного кольца HRC 55 — 60.
2. Остальные технические требования к подшипникам — по ГОСТ 520—71.
3. Наибольшее увеличение наружного диаметра подшипника по
большой осп кулачка от деформации при монтаже не должно превышать 0,02 его
номинальной величины.
Пример условного обозначения гибкого шарикового
радиального подшипника с й?= 60 мм, D — 80 мм и В — 13 мм:
Подшипник 812 ГОСТ 23179-78
П10. Основные размеры конических концов валов
с конусностью 1:10, мм (по ГОСТ 12081-72)
j
•те ¦
} >
ч
t>f:fO
И
п
1
А-А
lit"
й
1 ^
•W I
406

Продолжение П. 10

Номинальный
диаметр d
to to
to о
25
28
32
36
40
45
50
56
63
71
80
90
95
h
h
Исполнение
1
50
60*
80
ПО
110
170
2
36
42
58
82
105
130
1
36
42
58
82
105
130
2
22
24
36
54'
70
90
1
18, 20
20,20
22,90
25,90
29,10
33,10
35,90
40,90
45,90
51,90
57,75
64,75
73,50
83,50
88,50
2
18,90
20,90
23,80
26,80
30,20
34,20
37,30
42,30
47,30
53,30
59,50
67,50
75,50
85,50
90,50
b
4
4
5
6
6
10
12
12
14
16
18
20
22
h
4
4
5
6
6
8
8
8
9
10
11
12
14
t
2,5
2,5
3,0
3,5
3,5
5,0
5,0
5,0
5,5
6,0
7,0
7,5
9,0
h
M12xl,25
M16xl,5
M20xl,5
M24x2
M24x2
M30x2
МЗбхЗ
M42x3
M48x3
M56x4
M64x4

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Березовский Ю. Н., Чернкле&екий Д. В., Петров М. С. Детали
машин. М.: Машиностроение» 1983. 384 с.
2. Боков В. Н., Черяилевский Д. В., Будько П. П. Детали
машин: Атлас конструкций. М.: Машиностроение, 19-83. 575 с.
3. Волновые зубчатые передачи/Под ред. Д. П. Волкова,
А. Ф; Крайнева. Киев: Технжа, 1976, 216 с.
4. Готовцев А. А., Столбим Г. Б., Котенок И. П. Проектирование
цепных передач: Справочник. 2-е изд. М.: Машиностроение, 1982.
326 с.
5. Гузенков П. Г. Детали машин. 4-е изд, М,: Высшая школа,
1986. 360 с.
6. Детали машин: Атлас конструкций/Под ред Д. Н, Решетова.
М.: Машиностроение, 1979. 367 с.
7. Дружинин Н. С.» Цылбов П. П. Выполнение чертежей по ЕСКД.
М.: Изд-во стандартов, 1975. 542 с.
8. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое
проектирование. М.: Высшая школа, 1984. 336 с.
0. Иванов М* Н. Волновые зубчатые передачи. М.. Высшая
школа, 1981. 180 с.
10. Кузьмин А. В., Чернии И. М., Козинцев Б. П. Расчеты
деталей машин, 3-е изд.— Минск: Вышэйшая школа, 1986, 402 с.
11. Куклин Н. Г., Куклина Г. С. Детали машин. 3-е изд. М/.
Высшая школа, 1984. 310 с.
12. Мотор-редукторы и редукторы: Каталог. М.: Изд-во
стандартов, 1978. 311 с.
13. Пере ль Л. Я* Подши чения. М.: Машиностроение,
588 с.
4. Планетарные передачи: правочник/Под ред. В. Н. Кудряв-
м~«« и Ю. Н. Кирдяшева. Л.: машиностроение, 1977, 536 с.
15. Поляков В. С, Барбаш И. Д. Муфты. Л.: Машиностроение,
1973. 336 с.
16. Подшипники качения: Справочник-каталог/Под ред. Р. В. Ко-
росташевского и В. Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984.
280 С.
17. Проектирование механических передач /Под ред. С. А. Чер-
навского, 5*е изд. М. Машиностроение, 1984. 538 с.

ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
В
Валы - Конструирование 167,
168 - Нагрузки 158-161-
Размеры конических концов
валов с конусностью 1:10 406,
407 - Расчет 161 -167 -
Шероховатость посадочных
поверхностей 199
— гладкие 167
— ступенчатые 167, 168
Вал-шестерня 184, 185, 197, 232,
233
Волновые передачи зубчатые -
Генераторы волн деформации 109-
111
— Кинематические схемы, их
параметры 96, 98
— Конструкции гибких колес 108,
109
— Расчет 103-108,113-117 -см.
также Расчет волновой
зубчатой передачи
— Способы крепления гибкой
оболочки к ведомому валу 97
— Схемы генераторов волновых
передач 97
Гайки круглые шлицевые 188,
189
д
Допуск - Понятие 257
Допуски формы и расположения
поверхностей 264, 265
Зазор 258
Зубчатые передачи закрытые 27—
29 — Формулы для
проектировочного расчета 31, 32
— открытые 27-29
Зубчатые цилиндрические
передачи — Основные параметры
передач, выполняемых без
смещения 45
— косозубые — Силы в
зацеплении 158, 159-Формула для
проверочного расчета на
выносливость 31
— прямозубые — Силы в
зацеплении 158, 159 — Формула для
проверочного расчета на
выносливость 31
— шевронные — Силы в
зацеплении 158, 159 — Особенности
расчета на выносливость 46,
47
К
Клиноременные передачи 130-
139 — Алгоритм расчета 137,
138
*~ Номинальная мощность,
передаваемая одним клиновым
ремнем 132-134
— Способы регулирования
натяжения ремней 134
— Шкивы 138, 139
Колеса зубчатые -
Конструирование 230-233, 235, 236 -
Материалы 34, 35, 44, 45
Колеса зубчатые конические —
Модуль 36 — Расчет 47 — 53
— прямозубые — Геометрические
параметры 49, 50
— с косыми и круговыми
зубьями 51-53
Колеса зубчатые
цилиндрические — Модуль 36
— Последовательность
проектировочного расчета 35—41
409

— Предел контактной
выносливости при базовом числе
циклов 34
— Расчет зубьев на выносливость
йри изгибе 41—46
— Расчет на контактную
выносливость 29-35
— Формулы для геометрического
расчета 45
Колеса червячные —
Конструирование 233-235,
238-Материалы 65—68 — Модуль 56 —
Основные параметры 57 — 59
Кольца пружинные упорные
плоские внутренние концентрические
и канавки для них 195, 196
— эксцентрические и канавки для
них 194
Кольца пружинные упорные
плоские наружные концентрические
и канавки для них 192, 193
— эксцентрические и канавки для
них 191, 192
Коническая передача косозубая —
Силы в зацеплении 159 — 161
— прямозубая — Силы в
зацеплении 159
— с криволинейными зубьями —
Силы в зацеплении 159—161
КПД механических передач 5
М
Манжеты резиновые
армированные 209
Масла, применяемые для
смазывания зубчатых и червячных
передач 253 — Выбор сорта
масла 254 — Контроль уровня
масла 254, 255
Маслоуказатели 254, 255
Материалы смазочные жидкие 204,
205
— пластичные 203-205, 208
Мотор-редукторы 25, 26, 100-102
Муфты-втулочные 268, 270, 271
— компенсирующие 273
— кулачково-дисковые 273
Муфты предохранительные 282 —
288
— кулачковые 283-285
— фрикционные дисковые 285—
- шариковые 283-285
410
Муфты с торообразной
оболочкой 273, 280, 281
- упругие втулочно-пальцевые
273, 277, 278
- упругие со звездочкой 273,
279
- фланцевые 268, 269
- цепные 273-276
Натяг 258
Н
О
Отклонения предельные валов 262
— отверстий 260
П
Передачи волновые — см.
Волновые передачи зубчатые
— зубчатые — см. Зубчатые
передачи
— конические — см. Коническая
передача
— планетарные — см.
Планетарные передачи
— ременные — см. Клиноременные
передачи, Передачи
поликлиновыми ремнями,
Плоскоременные передачи
— цепные — см. Цепные передачи
— цилиндрические — см.
Зубчатые цилиндрические передачи
— червячные — см. Червячные
передачи
Передачи поликлиновыми
ремнями 139 —145 — Номограммы для
определения числа клиньев
поликлинового ремня 142 —144 —
Пример расчета 142—145
Планетарные передачи —
Кинематический расчет и
кинематические схемы 69 — 73
— Конструкции водил 89, 91
— Конструкции корпусов 91
— Конструкции сателлитов 89, 90
— Конструкции центральных
колес 87-89
— Пример расчета 93—95
— Расчет зубьев на прочность
80-87
— Смазывание 92, 93
— Условие вхождения зубьев в
зацепление при равных углах
расположения сателлитов 75

— Условие соосности 73, 74
— Условие соседства 74
Плоскоременные передачи 118-
129 - Последовательность
расчета 124-127 - Схема 118 —
Шкивы 124, 128-130
— открытые 118
Подшипники качения - Виды на-
гружения колец 201
— Выбор 211-223
— Классы точности 200
— Крепление на валу и в
корпусе 186-196
— Посадки 202
— Предельные отклонения колец
202, 203
— Расположение полей допусков
200
— Смазывание и уплотнение
203-211
— Схемы установки 180—186
— Условные-обозначения 179, 180
— Формулы для расчета осевых
нагрузок 217
Подшипники скольжения —
Исходные данные для проектирования
опор скольжения 223
— Материалы 223, 224
— Пример расчета 227 — 229
— Смазывание 224
— Схемы нагружения 225, 226
Поле докуска 257 - 259 -
Примеры построения полей
допусков 260, 261
Посадки - Обозначение 259,
260 - Понятие 258
— основных деталей передач 263
— подшипников качения 200—203
Привод — Передаточное
отношение 6 — 8 — Установочные рамы
и плиты 247—250
— с одноступенчатым
коническим прямозубым редуктором
и цепной передачей — Расчет
и конструирование 338 — 363
— с одноступенчатым
цилиндрическим косозубым редуктором и
клиноременной передачей —
Расчет 327-338
— с одноступенчатым
цилиндрическим косозубым редуктором
и цепной передачей —
Проектирование 289-322
Размер номинальный 257
— предельный 257
Рамы для установки привода
247-250
Расчет волновой зубчатой
передачи - КПД передачи 105
— Определение коэффициента
смещения производящего
контура 104
— Проверочный расчет на
прочность гибкого колеса 105 — 107
— Размеры колес 104, 105
Расчет зубчатых передач
проверочный 27
— проектировочный 27
Редукторы — Конструирование
опорных узлов 196 — 200
— Конструирование корпусов
238-247
— Общие сведения 9, 10
— Ориентировочные размеры
элементов литых корпусов 241,
242
— Смазывание 250 — 255
— Тепловой расчет 255-257
Редукторы волновые зубчатые
одноступенчатые 23 — 25
— зубчато-червячные
двухступенчатые 21, 22
— конические одноступенчатые
11-13
— конические с круговыми
зубьями - Расчет 363 - 367
— коническо-цилиндрические 17,
18
— планетарные 22, 23
— цилиндрические косозубые —
Расчет 323-327
— цилиндрические
двухступенчатые 13-17
— цилиндрические
одноступенчатые 10,11
— червячные 18-21 -КПД 58
— червячные двухступенчатые 21,
22
— червячные одноступенчатые —
Проектирование 367 — 385 .
—' червячные одноступенчатые
общего применения — Расчет
385-389
Ремни клиновые 131
— кожаные 119, 120
— поликлиновые 140
411

— резинотканевые 118, 119
— хлопчатобумажные 119, 120
Роликоподшипники конические 178
— конические однорядйые 401 —
404
— с короткими цилиндрическими
роликами 177, 397, 398
Смазывание картерное 250 — 252
— циркуляционное 252, 253
Соединения шлицевые 170—175
— шпоночные 168 — 171
Спецификация 319-321
У
Уплотнения комбинированные 211
-т лабиринтные 209, 210
— манжетные 208 — 211
— центробежного типа 211
— щелевые 209, 210
Устройства уплотняющие 208 - 211
Ц
Цепи приводные зубчатые 154—
157
— роликовые 146 — 154
Цепные передачи
146-157-Нагрузка на валы звездочек 161
— Пример расчета 151-154
— Расчет передачи приводными
роликовыми цепями 149 — 151
— Схема 148
Червяк - Конструирование 233,
234, 237 - Материалы 65-68 -
Основные параметры 55 — 57
— архимедов 56
Червячные передачи —
Кинематика передачи 54, 55
— Определение чисел зубьев 75 —
80
— Основные параметры 55 — 59
— Расчет зубьев червячных колес
на выносливость по
напряжениям изгиба 63, 64
— Расчет зубьев червячных колес
на контактную выносливость
60-63
Ш
Шайбы стопорные многолаачатые
189, 190
Шарикоподшипники гибкие
радиальные 406
— радиально-упорные 177, 178
— радиально-упорные
однорядные 399-401
— радиальные двухрядные
сферические 177, 395, 396
— радиальные однорядные 176,-
177, 392-395
— удорные 178, 179, 404, 405
Шероховатость поверхности —
Назначение параметров 266, 267
Шкивы для поликлиновых ремней
141
Шпонки призматические 169
— сегментные 171
Штифты конические 243
Электродвигатели — Выбор 5, 6 —
Определение мощности 4, 5
— асинхронные — Габаритные й
установочные размеры 391,
392 — Мощность и частота
вращения 390

ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 3
Г л а в а I. Кинематический расчет привода (С. А. Чернавский) . ¦ 4
§ 1.1. Определение требуемой мощности электродвигателя ¦ . 4
§ 1.2. Выбор электродвигателя 5
§ 1.3.-Передаточное отношение привода 6
Глава II. Сведения о редукторах (Я. М. Чертн) 9
§ 2.1. Общие сведения « 9
§ 2.2. Обзор основных типов редукторов 10
Глава III. Зубчатые передачи (И. М. Чернин) 27
§ 3.1. Общие сведения 27
§ 3.2. Расчет цилиндрических зубчатых колес на контактную
выносливость ' . . 29
§ 3.3. Расчет зубьев цилиндрических колес на выносливость
при изгибе ; 41
§ 3.4. Расчет конических зубчатых колес 47
Глава IV. Червячные передачи (Я. М. Чертн) 54
§ 4.1. Общие сведения и кинематика передачи . 54
§ 4.2. Основные параметры передачи . 55
§ 4.3. Расчеты на контактную выносливость и наг выносливость
при изгибе 59
§ 4.4. Коэффициент нагрузки. Материалы и допускаемые
напряжения ¦* . 64
Глава V. Планетарные зубчатые передачи (В, П. Козинцов) 69
§ 5.1. Общие сведения и кинематический расчет 69
§ 5.2. Условия собираемости соосных и многопоточных
передач _ 73
§ 5.3. Определение чисел зубьев колес 75
§ 5.4. Расчет зубьев планетарных передач на прочность ... ВО
§ 5.5. Конструкции планетарных передач 87
§ 5.6. Смазывание планетарных передач 92
§ 5.7. Пример расчета планетарной передачи 93
413

Глава VI. Волновые зубчатые передачи (Б. П. Козинцов) . . 96
§ 6.1. Общие сведения 96
§ 6.2. Расчет волновой зубчатой передачи 103
§ 6.3. Конструкции деталей волновых передач 108
§ 6.4. Пример расчета волновой передачи 113
Глава VII. Ременные и цепные передачи (С. А. Чернавский) 11В
§7.1. Плоскоременные передачи ИЗ
§.7.2. Клиноременные передачи 130
§ 7.3. Передачи поликлиновыми ремнями (Я. М. Чернин) ... 139
§ 7.4. Цепные передачи 146
Глава VIII. Валы (Г. М. Ицкович) Р .... 158
§-8.1. Нагрузки валов , 158
§ 8.2. Расчет валов 161
§ 8.3. Конструирование валов 167
§ 8.4. Шпоночные и шлицевые соединения 168
Глава IX. Опоры валов (К. Н. Боков) 176
§ 9.1. Опоры качения 176
§ 9.2. Схемы установки подшипников качения 180
§ 9.3. Крепление подшипников на валу и в корпусе 186
§ 9.4. Конструирование опорных узлов редукторов ..... 196
§ 9.5. Классы точности и посадки подшипников качения . . . 200
§ 9.6. Смазывание и уплотнение подшипниковых узлов . . . 203
§ 9.7. Выбор подшипников качения 211
§ 9.8. Подшипники скольжения (С. А. Чернавский) 223
Глава X. Конструирование деталей редукторов (Я. М. Чернин) 230
§ 10.1. Конструирование зубчатых и червячных колес и червяков 230
§ 10.2. Конструирование корпусов редукторов 238
§ 10*3. Установочные рамы и плиты 247
§ 10.4. Смазывание редукторов 250
§ 10.5. Тепловой расчет редукторов 255
§ 10.6. Допуски и посадки деталей передач 257
§ 10.7. Допуски формы и расположения поверхностей.
Шероховатость поверхности 263
Глава XI. Муфты (С. А. Чернавский) 268
§ 11.1. Муфты для постоянного соединения валов 268
§ 11.2. Предохранительные муфты 282
Глава XII. Примеры расчета и проектирования приводов
(Я. М. Чернин) 289
§ 12.1. Проектирование привода с одноступенчатым
цилиндрическим косозубым редуктором и цепной передачей . . 289
§ 12.2. Расчет цилиндрического косозубото редуктора с
колесами из стали повышенной твердости 323
414

§- 12.3. Расчет привода с одноступенчатым
цилиндрическим косозубым редуктором и клиноременной
передачей 327
§ 12.4. Проектирование привода с одноступенчатым коническим
прямозубым редуктором и цепной передачей .... 338
§ 12.5. Расчет конического редуктора с круговыми зубьями 363
Р 12.6. Проектирование одноступенчатого червячного
редуктора 367
§ 12.7. Расчет одноступенчатого червячного редуктора общего
применения 385
Приложения 390
Список литературы 408
Предметный указатель 409

Учебное пособие
Сергей Александрович Чернавский,
Кирилл Николаевич Боков,
Илья Моисеевич Чернин и др.
КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Редактор Т. С. Грачёва
Художественный редактор С. С. Водчнц
Обложка художника К. К. Федорова
Технический редактор Т. С. Старых
Корректоры О. Е. Мишина и Л. Я. Шабаиюва
ИБ № 4981
Сдано в набор 16.07.86. Подписано в печать 26.03.87. Формат 84 х 1081/32.
Бумага кн.-журн. Гарнитура тайме. Печать высокая. Усл. печ. л,
21,84. Усл. кр.-отт. 21,84. Уч.-изд. л. 22.4. Тираж 324000 экз.
C-й завод 244 001 - 324 000 экз.) . Заказ №422. Цена 1 'р.
Ордена Трудового Красного Знамени издательство "Машиностроение",
107076» Москва, Стромынский пер., 4.
Отпечатано в Ленинградской типографии № 6 ордена Трудового Красного
Знамени Ленинградского объединения Техническая книга" им» Евгении
Соколовой Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли. 193144,
Ленинград, ул. Моисеенко, 10, с диапозитивов, изготовленных в ордена
Октябрьской Революции, ордена Трудового Красного Знамени Ленинградском
производственно-техническом объединении "Печатный двор" имени
A.M. Горького Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли. 197136,
Ленинград, П-136, Чкаловский пр., IS.