Text
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие • 3
Глава 1. Выбор электродвигателя. Кинематические расчеты........................................... 4
Глава 2. Расчеты зубчатых и червячных передач , , . , ........................................... 9
§ 1. Расчеты зубчатых передач............................................................... 9
Этапы расчета, общие для цилиндрических и конических передач (9).
Этапы расчета для цилиндрических зубчатых передач (11), Этапы
расчета для конических зубчатых передач (19).
§ 2. Расчеты червячных передач ...... 26
Этапы расчета передачи (26).
Глава 3. Эскизное проектирование 33
§ 1. Расстояния между деталями передач ..................................................... 34
§ 2. Диаметры валов............................................. 35
•§ 3. Выбор типа подшипника................................................................. 39
§ 4. Схемы установки подшипников................................ 40
§ 5. Примеры эскизных проектов.............................................................. 41
Глава 4. Конструирование зубчатых, червячных колес, червиков, шкивов
и звездочек........................................................... 43
§ 1. Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления....... 43
§ 2. Цилиндрические зубчатые колеса внутреннего зацепления .... 46
§ 3. Блоки зубчатых колес................................... . 48
§ 4. Конические зубчатые колеса............................................................. 48
§ 5. Валы-шестерни ......................................................................... 51
§ 6. Червячные колеса...................................................................... 51
§ 7. Конструктивные формы червяков.......................................................... 54
§ 8. Установка колес на валах............................................................... 55
§ 9. Регулирование осевого положения колес................................................... 57
§ 10. Управление передвижными шестернями..................................................... 59
Переводные камни и вилки (60). Направляющие скалки. Рычаги,
оси и рукоятки управления (61). Устройства для фиксирования
подвижных деталей (64).
§ 11. Конструирование шкивов................................................................. 64
§ 12. Конструирование звездочек цепных передач............................................... 69
Глава 5. Соединения вал-ступица.................................................................. 71
§ 1. Шпоночные соединения................................................................... 71
§ 2. Шлицевые соединения.................................................................... 72
§ 3. Соединения с натягом................................................................... 74
Глава 6. Конструирование подшипниковых узлов . .................................................. 80
§ 1. Определение сил, нагружающих подшипники................................................ 80
§ 2. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности .... 84
Примеры подбора подшипников (86)
§ 3. Выбор посадок подшипников................................. 89
§ 4. Монтаж и демонтаж подшипников.......................................................... 91
§ 5. Крепление подшипников на валах......................................................... 93
§ 6. Крепление подшипников в корпусе........................................................ 95
§ 7. Регулирование подшипников.............................................................. 97
§ 8. Конструирование опор валов конических шестерен....... 101
§ 9. Конструирование опор валов-червяков................................................... 101
§ 10. Опоры плавающих валов ................................................................ 103
(§11. Опоры соосно расположенных валов....................................................... 104
§ 12. Конструктивное оформление посадочных мест............................................. 106
§ 13. Вычерчивайие внутренней конструкция подшипников..... 107
§ 14. Конструирование стаканов.............................................................. 109
§ 15. Конструирование крышек подшипников ............. 110
335
Глава 7. Конструирование валов....................................... 115
§ 1. Концевые участки валов...................................... 115
§ 2. Установка деталей на концевых участках валов................. ИЗ
§ 3. Конструкции валов........................................... 120
§ 4. Расчеты валов на прочность.................................. 124
Глава 8. Смазочные устройства и уплотнения........................... 129
§ 1. Смазка зубчатых и червячных передач......................... 129
§ 2. Смазка подшипников.......................................... 132
§ 3 Смазочные устройства........................................ 134
§ 4. Уплотнительные устройства . . <............................. 137
Глава 9. Корпусные детали............................................ 142
§ 1. Корпуса цилиндрических редукторов........................... 144
§ 2. Коническо-цилиндрические и конические редукторы............. 151
§ 3. Червячные редукторы......................................... 151
§ 4. Корпуса коробок передач..................................... 157
§ 5. Сварные корпуса............................................. 157
Глава 10. Примеры конструкций узлов зубчатых и червячных передач . . 157
§ 1. Входные (быстроходные) валы................................. 159
§ 2. Промежуточные валы.......................................... 166
§ 3. Выходные (тихоходные) валы.................................. 170
Глава 11. Планетарные передачи....................................... 176
Глава 12. Расчет и конструирование волновых передач.................. 185
§1. Основные схемы передач...................................... 185
§ 2. Выбор параметров зацепления................................. 186
§ 3. Конструкции гибких, жестких колес и генераторов воли........ 188
§ 4. Соединение генератора с валом............................... 192
§ 5. Тепловой режим и смазка волновой передачи................... 192
§ 6. Примеры конструкции волновых передач........................ 194
Глава 13. Конструирование муфт....................................... 195
§ 1. Установка полумуфт на валах................................. 195
§ 2. Компенсирующие муфты........................................ 19&
§ 3. Предохранительные муфты..................................... 214
§ 4. Комбинированные муфты....................................... 219
Глава 14. Конструирование узлов подшипников скольжения............... 221
Глава 15. Натяжные устройства........................................ 226
Глава 16. Выполнение чертежей деталей................................ 235
§ 1. Общие положения............................................. 23S
§ 2. Способы задания размеров.................................... 23|
§ 3. Предельные отклонения размеров............................... 2У
§ 4. Допуски формы и расположения поверхностей................... 246
§ 5. Шероховатость Поверхностей................................. 24''
§ 6. Обозначения термической обработки........................... 24f
§ 7. Обозначение сварных швов.................................... 249
§ 8. Расположение на чертеже детали: размеров, обозначений баз, до-
пусков формы, шероховатости и технических требовании .... 252
§ 9. Рабочие чертежи типовых деталей............................. 25Q
Глава 17. Оформление проекта......................................... 27С
§ 1. Оформление чертежа редуктора, коробки передач............... 279
§ 2. Составление спецификаций .................................. 28.'
§ 3. Составление расчетно-пояснит'ельной записки................. 286
Глава 18. Справочные таблицы ........................................ 294
Литература......................................................... 374
Глава 1
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЕ
РАСЧЕТЫ
Курсовое проектирование начинают с ознакомления с заданием
на проект. Затем подбирают электродвигатель, определив сначала
его мощность и частоту вращения ротора.
Подбор электродвигателя зависит от задания на проект. На
рис. 1.1, а—г приведено несколько из возможных схем заданий. В этих
случаях в задании сообщают окружную силу Ft на барабане привода
ленточного конвейера или звездочке привода пластинчатого конвейера.
Кроме того, в задании приводят скорость движения ленты или цепи V,
а также диаметр барабана £>б или число зубьев z3B и шаг рзъ тяговых
звездочек.
По этим данным учащийся определяет потребляемую мощность
привода (мощность на выходе)
Psu,<. — FtV.
Задание на проект может представлять собою индивидуальный
привод, состоящий из электродвигателя и редуктора или коробки
передач, соединенных муфтой (рис. 1.2, а, б). Индивидуальный привод
может состоять также из электродвигателя, ременной или цепной
передачи и редуктора или коробки передач (рис. 1.2, в).
В таких заданиях в качестве исходных данных чаще всего приводят
вращающий момент Гвых(Н-м) и частоту вращения выходного вала
пвых (об/с или об/мин).
Мощность и вращающий момент связаны зависимостью
Р = Та>.
При пвых (об/с) <в=2лп; при пвых (об/мин) <в=2лп/60.
После вычисления мощности /’^(Вт) определяют потребную
мощность электродвигателя
Л. потр =^>вых/Лобщ>
где Лобщ=Л1Л 2Лз. • . •
Здесь т]1, т]2, т]3 — КПД отдельных звеньев кинематической цепи,
ориентировочные значения которых с учетом потерь в подшипниках
можно брать из табл. 1.1.
4
Таблица 1.1
Тип передачи п Тип передачи п
Зубчатая (с опорами): цилиндрическая коническая Планетарная: одноступенчатая двухступенчатая 0,96...0,98 0,95...0,97 0,9...0,95 0,85...0,9 Червячная, при передаточном числе: свыше 30 свыше 14 до 30 свыше 8 до 14 Ременная (все типы) Цепная Муфта соединительная Подшипники качения (одна пара) 0,7...0,8 0,75. ..0,85 0,8...0,9 0,94...0,96 0,92...0,95 0,98 0,99
Если на данном этапе работы над проектом затруднительно опре-
делить передаточное число червячной передачи, предварительно
следует принимать т] « 0,8.
Рис. 1.1
Мощность электродвигателя в справочниках дана в киловаттах
(кВт). Полученную расчетом мощность Р8. потр в ваттах следует пере-
вести в киловатты; 1 кВт=103 Вт.
5
После определения потребной мощности электродвигателя нужно
подобрать частоту вращения вала электродвигателя.
Обычно кинематическая схема приведена в задании. Тогда частота
вращения вала электродвигателя
в Ивых uiua> • • • 1
где иъ и2,. . . — передаточные числа кинематических пар изделия *.
Если в задании указаны скорость движения ленты или тяговой
цепи и, а также диаметр D6 барабана или шаг р цепи и число зубьев
гзв тяговой звездочки, то частота вращения приводного вала
^ВЫХ — 60o/nZ)g, ^вых — 000и/2звРзв>
где D6 — диаметр барабана; v — скорость движения ленты (цепи);
рав — шаг тяговой цепи; гзв — число зубьев тяговой звездочки.
Рекомендуемые значения передаточных чисел ult и2, . . , прини-
мают из табл. 1.2.
Таблица 1.2
Вид передачи Твердость зубьев НВ или HRC Передаточное число
ирек “пред
Зубчатая цилиндрическая тихоходная < НВ 350 2,5. ..5 6,3
ступень во всех редукторах (нт) HRC40...56 2,5. . .5 6,3
HRC56...63 2. ..4 5,6
Быстроходная ступень в редукторах < НВ 350 3,15. ..5 8
с разнернутой схемой (нБ) HRC40...56 3,15. . .5 7,1
HRC56...63 2,5. ..4 6,3
Быстроходная ступень в соосном ре- <НВ 350 4. ..6,3 10
дукторе (иБ) HRC40...56 4. ..6,3 9
HRC56...63 3,15. . .5 8
Коробка передач любая 1. ..2,5 3,15
Коническая зубчатая < НВ 350 1. ..4 6,3
Ss HRC 40 1. ..4 5
Червячная — 16. ..50 80
Цепная — 1,5. ..4 10
Ременная 2. ..4 8
* Передаточные отношения кинематических пар для всех типов передач будем
условно называть передаточными числами и обозначать и.
6
После этого по табл. 18.36 подбирают электродвигатель с мощно-
стью Р и частотой вращения ротора п (об/мин) ближайшими к полу-
ченным ранее Р9> потр и пэ.
Пример. На рис. 1.3 приведена'схема задания на проект. Исходные данные:
£7=9800 Н; о=0,63 м/с; £>б=0,5 м. Термообработка колес — улучшение (твердость
НВ <350).
Подобрать электродвигатель:
Мощность на выходе
Рвых = Г'1о=9800-0,63 = 6174 Вт.
Общий КПД привода
_ „ „2 „ „
Чобщ— Лц. пЛз. пЛмЛоп,
где Чц. п — КПД цепной передачи; т]3. п — КПД зубчатой передачи; ци — КПД
муфты; т]оп — КПД опор.
По табл. 1.1 т]ц. п=0,93; т]3. п=0,97; т]м=0,98; т]оп=0,99;
т]о6щ = 0,93-0,972.0,98-0,99 = 0,836.
Потребная мощность электродвигателя
₽в. потр = />вых/т1об1ц==6174/0,836 = 7385 Вт или 7,38 кВт.
Частота вращения приводного вала (на выходе)
пвых = 60о/л£>б=60'0,63/(3,14.0,5)=24 об/мин.
Подставляя в формулу для п9 из табл. 1.2 средние значения передаточных чисел цеп-
ной и двух зубчатых передач, получим
лэ=пвых«ц.«т.«6=24-2,5-4-4,5 = 1080 об/мин,
где «ц— передаточное число цепной передачи; «г и «6 — передаточные числа тихо-
ходной и быстроходной ступеней зубчатых передач.
По полученным данным под-
бираем электродвигатель по
табл. 18.36 Р=7,5 кВт; п=975
об/мин.
После выбора электродвига-
теля определяем общее переда-
точное число привода
Иоб щ = пв/пв ы х •
Полученное «общ распреде-
ляют между типами и ступени- р . „
ми передач. Если по кинемати- ”ис’
ческой схеме, кроме зубчатых (червячных), имеются цепная или ременная
передачи, то, принимая по табл. 1.2 передаточное число цепной «ц или ременной «р
передачи, находят передаточное число редуктора Пред—«об/“ц(“р)- Если в схеме
привода отсутствуют ременная или цепная передача, то передаточное число редуктора
Пред—Иоб-
Передаточиые числа одноступенчатых редукторов, проектируемых для серийного
производства, должны иметь стандартные значения (ГОСТ 21426—75):
и
1-й ряд 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3
2-й ряд 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6
1-й ряд значений следует предпочтнть 2-му; не рекомендуется применять для одно-
ступенчатых редукторов передаточные числа «>5,0.
Передаточные числа «6 быстроходной н «т тихоходной ступеней двухступенчатых
редукторов определяют по соотношениям, приведенным в табл. 1.3.
Частота вращения валов коробок передач представляет собой геометрический
ряд со знаменателем прогрессии <р. Поэтому если минимальная частота вращения вала
П], то и2=и1<р; n3=nlq>2=n2<p; n4=ni<p3=n3<p; . . . , П(=пг •ф/“1=л/_1ф.
Наиболее употребительны значения <р=1,41; 1,34; 1,25; 1,18.
7
Таблица 1.3
Схема Передаточное число Схема Передаточное число
редуктора “Б «т редуктора “Б | “т
^ред/^т
0,88 /иред
^ред/^т
0,95 )Л/ред
Иред/^Б
ред/^т
Планетарные
двухступенча-
тые редукторы
Цред 25
Upea свыше 25
до 63
Нред свыше 63
4
“рвд/6,3
иред/4
6,3
10
0,1Иред
Пример. Из предыдущего примера (рис. 1.3) имеем:
явых = 24 об/мин, пэ = 975 об/мин,
тогда иоб=пэ/пвых=975/24=:40,7.
Принимаем передаточное число цепной передачи нц=2,5 (см, табл. 1.2),
Тогда передаточное число редуктора
“ред = «об/“ц = 40,7/2,5 « 16,3.
По формуле из табл. 1.3
нт = 0,88 К^7=0,88 /‘16^ = 3,55;
г/Б = Цред/и1= 16,3/3,55 = 4,6.
После определения передаточных чисел ступеней редуктора (коробки передач)
находят частоты вращения и вращающие моменты на валах передачи.
Частота вращения вала колеса тихоходной ступени
MgT = Пвых^р (иц)'
Если в схеме задания на проект отсутствуют ременная или цепная передачи,
ТО П2Т=ПВЫХ-
8
Частота вращения вала колеса быстроходной ступени
и2б==и2Т"мТ»
Момент на приводном валу (на выходе)
^'вых==^'4,^б (^sb)/2j
где Ff — окружная сила на барабане или тяговой звездочке (см, рис. 1.1); Dg—
диаметр барабана; D3B=zaBpaBm — диаметр тяговой звездочки.
Момент1 на валу колеса тихоходной ступени редуктора
7’2т==7'вых/[т]циц (т]рыр)]»
где т]ц, rjp, «ц> «р — КПД и передаточное число цепной или ременной передачи.
При отсутствии этих передач в схеме привода Тм—Твыв,. Вращающий момент на
валу колеса быстроходной ступени редуктора
Тгв = ^гт/ПзПтэ
где Из — КПД зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора,
Глава 2
РАСЧЕТЫ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
После определения вращающих моментов на валах колес тихоход-
ной и быстроходной ступеней выполняют основные проектные расчеты
передач.
§ 1. РАСЧЕТЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Исходными данными для расчета являются: вращающий момент
на колесе Т2, Н *м; передаточное число и; схема передачи, срок службы
Lh, ч, и требования к размерам передачи.
Этапы расчета, общие для цилиндрических
и конических передач
1. Выбор материала и термической обработки. Материалы для из-
готовления зубчатых колес подбирают по табл. 2.1. Для повышения
механических характеристик материалы колес подвергают терми-
ческой обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требова-
ний к габаритным размерам передачи применяют следующие материалы
и варианты термической обработки (Т.О.):
I — марки сталей, одинаковые для колеса н шестерни: 45, 40Х,
40ХН, 35ХМ, 45ХЦ. Т.О. колеса — улучшение. НВ235. . .262. Т.О.
шестерни — улучшение. НВ269. . .302;
II — марки сталей, одинаковые для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН,
35ХМ и 45ХЦ. Т.О. колеса — улучшение. НВ269.. .302. Т.О. шестер-
ни — улучшение и закалка ТВЧ. HRC45. . .50, 48. . .53, 50. . .56
(зависит от марки стали);
III — марки сталей, одинаковые для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН
35ХМ и 45ХЦ. Т.О. колеса и шестерни — улучшение и закалка ТВЧ.
HRC45. . .50, 48. . .53 или 50. . .56 зависит от марки стали;
IV — марки сталей для колеса: 40Х, 40ХН, 35ХМ и 45ХЦ. Т.О.
колеса — улучшение и закалка ТВЧ. HRC45. . .50, 48. . .53 или 50. . .
56 (зависит от марки стали).
9
Частота вращения вала колеса быстроходной ступени
и2б==и2Т"мТ»
Момент на приводном валу (на выходе)
^'вых==^'4,^б (^sb)/2j
где Ff — окружная сила на барабане или тяговой звездочке (см, рис. 1.1); Dg—
диаметр барабана; D3B=zaBpaBm — диаметр тяговой звездочки.
Момент1 на валу колеса тихоходной ступени редуктора
7’2т==7'вых/[т]циц (т]рыр)]»
где т]ц, rjp, «ц> «р — КПД и передаточное число цепной или ременной передачи.
При отсутствии этих передач в схеме привода Тм—Твыв,. Вращающий момент на
валу колеса быстроходной ступени редуктора
ТгБ — Т2т/Т]3ит,
где Из — КПД зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора,
Глава 2
РАСЧЕТЫ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
После определения вращающих моментов на валах колес тихоход-
ной и быстроходной ступеней выполняют основные проектные расчеты
передач.
§ 1. РАСЧЕТЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Исходными данными для расчета являются: вращающий момент
на колесе Т2, Н *м; передаточное число и; схема передачи, срок службы
Lh, ч, и требования к размерам передачи.
Этапы расчета, общие для цилиндрических
и конических передач
1. Выбор материала и термической обработки. Материалы для из-
готовления зубчатых колес подбирают по табл. 2.1. Для повышения
механических характеристик материалы колес подвергают терми-
ческой обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требова-
ний к габаритным размерам передачи применяют следующие материалы
и варианты термической обработки (Т.О.):
I — марки сталей, одинаковые для колеса н шестерни: 45, 40Х,
40ХН, 35ХМ, 45ХЦ. Т.О. колеса — улучшение. НВ235. . .262. Т.О.
шестерни — улучшение. НВ269. . .302;
II — марки сталей, одинаковые для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН,
35ХМ и 45ХЦ. Т.О. колеса — улучшение. НВ269.. .302. Т.О. шестер-
ни — улучшение и закалка ТВЧ. HRC45. . .50, 48. . .53, 50. . .56
(зависит от марки стали);
III — марки сталей, одинаковые для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН
35ХМ и 45ХЦ. Т.О. колеса и шестерни — улучшение и закалка ТВЧ.
HRC45. . .50, 48. . .53 или 50. . .56 зависит от марки стали;
IV — марки сталей для колеса: 40Х, 40ХН, 35ХМ и 45ХЦ. Т.О.
колеса — улучшение и закалка ТВЧ. HRC45. . .50, 48. . .53 или 50. . .
56 (зависит от марки стали).
9
Таблица 2.1
Марка стали Размеры, мм Твердость °т» МПа Термообработка
®пред е пред сердце- вины НВ поверхности НВ и HRC
45 125 80 80 50 235...262 269...302 НВ235...262 НВ269...302 540 650 Улучшение »
ЧОХ 200 125 125 125 80 80 235...262 269...302 269...302 НВ235.. .262 НВ269...302 HRC45.. .50 640 750 750 » Улучшение и закалка ТВЧ
40ХН 35ХМ 315 200 200 200 125 125 235...262 269...302 269...302 НВ235.. .262 НВ269...302 HRC48...53 630 750 750 Улучшение » Улучшение и закалка ТВЧ
45ХЦ 315 200 200 200 125 125 235...262 269...302 269...302 НВ235...262 НВ269...302 HRC50...56 660 780 780 Улучшение » Улучшение и закалка ТВЧ
20Х 20ХНМ 18ХГТ 12ХНЗА 25ХГНМ 200 125 300...400 HRC56...63 800 Улучшение, цементация и закалка
Марки сталей для шестерни: 20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХНЗА,
25ХГНМ. Т.О. шестерни—улучшение,цементация изакалка.НКСбб. ..
63;
V — марки сталей, одинаковые для колеса и йгестерни: 20Х,
20ХНМ, 18ХГТ, 12ХНЗА, 25ХГНМ. Т.О. колеса и шестерни одина-
ковые — улучшение, цементация и закалка. HRC56. . .63.
Применяют также нитроцементацию и азотирование, при которых
образуется тонкий поверхностный упрочненный слой. Зубья колес
после такой химико-термической обработки незначительно искажают
геометрическую форму и не требуют шлифования.
Чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше до-
пускаемые контактные напряжения и тем меньше размеры передачи.
Поэтому для редукторов, к размерам которых не предъявляют вы-
соких требований, следует применять дешевые марки стали типа
45 и 40Х с термообработкой по варианту I или II.
2. Допускаемые напряжения. Определяют допускаемые контакт-
ные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса
[о]ш и и шестерни [о!ш и [ст]г1 по формулам
Ия — Khl Mho! Mr—Кfl Мго-
Здесь _______
= Т/ —— коэффициент долговечности при расчете по кон-
10
тактным напряжениям, /СЯ£^2,6 при Т.О. колеса — улучшение,
при Т.О. колеса — закалка /СЯ1=1,0 при N7^Nm',
т /~4 • 10е -
KFL= Т/ -------коэффициент долговечности при расчете по изгибу,
/<Г£^2,08 при Т.О. колеса— улучшение, ^£^1,63 при Т.О.
колеса — закалка, KFL=1 при М^4-106;
-[ст]яо и [o]f0 — допускаемые напряжения, соответствующие числу
циклов перемены напряже-
ний Nm и Nn=4-106; N—
действительное число цик-
лов перемены напряжений
для колеса N 2=573-a>2Lh,
для шестерни Ni=N2 -и,
где со 2 — угловая скорость
колеса, рад/с; Lh —время
работы передачи;
т — показатель степени
в уравнении кривой уста-
лости, при /п=6дляТ.О.—
улучшение, при т=9 для
Т.О.— закалка.
Значения [о!Я0 и [o]f0
МПа; 1 МПа= 106 Па при-
нимают по табл. 2.2; Nm —
число циклов перемены
напряжений принимают по графику (рис. 2.1) по средней твердости
НВср или HRCcp.
Значения [о]Я0 и [o)f0 определяют по средней из двух пре-
дельных твердостей, данных в вариантах термообработки и в табл. 2.1.
При расчете зубчатых передач цилиндрических косозубых, шев-
ронных и конических с круговым зубом в расчетную формулу под-
ставляют при II варианте Т. О. среднее допускаемое контактное
напряжение
[ct]h = 0>45 ([h]hi4-[h]h2)-
Это напряжение не должно превышать:
для цилиндрических косозубых и шевронных колес 1,23 [о]яа;
для конических колес 1,15
При I, III, IV и V вариантах термообработки, а также для пря-
мозубых цилиндрических и конических колес в расчетную формулу
вместо [п]я подставляют меньшее из [о]Я1 и [о]я2.
Этапы расчета для цилиндрических
зубчатых передач
3. Межосевое расстояние. Межосевое расстояние подсчитывают
по формуле
aw>Ka(u±\)
Г Фа«2 [°1 Н
11
Таблица 2.2
Термообработка Марка стали [а]н„. МПа [a]Fo, МПа
Улучшение 45, 40Х, 40ХН 35ХМ, 45ХЦ 1,8НВср+67 1,03НВср
Закалка ТВЧ по контуру зубьев (т 3 s 3 мм) 40Х, 40ХН 35ХМ, 45ХЦ 14HRCcp+170 370
Закалка ТВЧ сквозная (т<3 мм) 310
Цементация и закалка 20Х 20ХНМ 18ХГТ 12ХНЗА 25ХГНМ 19HRCcp 480
Т а б л и ц а 2.3
Расположение шестерни относительно опор Коэффициент
Твердость зубьев НЕ колес а
0,2 0,4 0,6 0,8 1,2
Консольное, опоры — шарикопод- шипники <350 1,08 1,17 1,28 — —
> 350 1,22 1,44 — — —
Консольное, опоры—роликопод- шипники <350 1,06 1,12 1,19 1,27 —
> 350 1,Н 1,25 1,45 — —
Симметричное <350 1,01 1,02 1,03 1,04 1,07
> 350 1,01 1,02 1,04 1,07 1,16
Несимметричное <350 1,03 1,05 1,07 1,12 1,19
> 350 1,06 1,12 1,20 1,29 1,48
12
где знак «+» для передач внешнего, а «—» для передач внутреннего
зацепления; /Са=4950 — для прямозубых колес; /Со=4300 — для косо-
зубых н шевронных колес; Кнц — коэффициент концентрации на-
грузки, принимают в зависимости от коэффициентаtyd=b2/ch (табл. 2.3).
Так как ширина колеса Ь2 и диаметр шестерни dt еще не определены, то
ф^=0,5фа(ы± 1),
где принимают в зависимости от положения колес относительно
опор:
Фа
При симметричном расположении...................0,4...0,5
При несимметричном расположении.................0,25...0,4
При консольном расположении одного или обоих колес 0,2...0,25
ТТ Л Л 1
Для передач внутреннего зацепления .............0,2 -—
Для шевронных передач............................0,4. ..0,63
Для коробок передач..............................0,1... 0,2
Меньшие значения фо принимают для передач с твердостью зубьев
колеса ^HRC 45.
Значения фо принимают из ряда стандартных 0,1; 0,15; 0,2; 0,25;
0,315; 0,4; 0,5; 0,63.
Вычисленное межосевое расстояние aw округляют в большую сто-
рону до стандартного: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160,
180, 200, 220, 250, 280, 315 мм.
4. Предварительные основные размеры колеса. Делительный диа-
метр d2=2awul (и±1), ширина Ь2=^аат.
Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторо-
ну до стандартного (см. табл. 18.1).
5. Модуль передачи. Модуль передачи
ОТ>..2М^
=^da62[a]r ’
где коэффициент Кт принимают для колес: прямозубых — 6,8; косо-
зубых — 5,8; шевронных — 5,2.
Вместо [o]f в расчетную формулу подставляют меньшее из значений
[ol/n и [o]fa.
Значение модуля передачи, полученное расчетом, округляют
в большую сторону до стандартного из ряда чисел:
1-й ряд—1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10
т, мм
2-й ряд—1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9
При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.
6. Угол наклона и суммарное число зубьев. Минимальный угол
наклона "зубьев: косозубых колес [3min=arc sin 4m/b2, шевронных ко-
лес Pmin=25°.
Суммарное число зубьев
zx=2awcos|3min/m.
13
Полученное значение zs округляют в меньшую сторону до целого и
определяют действительное значение угла р
Р == arccos z2m/(2aw).
Для косозубых колес Р=8. . .18°. Точность вычисления до пятого
знака после запятой.
7. Число зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни
l)>zlmin.
Значение Zf округляют в ближайшую сторону до целого; zlmin=
= 17 — для прямозубых колес; zlmin=17 cos3P—для косозубых и
шевронных колес.
Число зубьев колеса: внешнего зацепления z2=zs—Zi, внутреннего
зацепления z2=z2+zi.
8. Фактическое передаточное число. Фактическое передаточное
число «4,=za/zt. Отклонение от заданного передаточного числа
Дц —1^Ф=Д1100<4%.
9. Диаметры колес (рис. 2.2). Делительные диаметры: шестерни
d!=Zi/n/cosP, колеса внешнего зацепления d2=2aw—dlt внутреннего
зацепления d2=2aw+ch.
Рис. 2.3
Рис. 2.2
Точность расчета до третьего знака после запятой.
Диаметры окружностей вершин da и впадин зубьев df.
шестерни doi=dj+2m; dfl=di—2,5 т,
колеса внешнего зацепления с?аа=с?аЧ-2пг; di2=d2—2,5 т,
колеса внутреннего зацепления da2=d2—2nv, df2=d2+2,5 т.
10. Пригодность заготовок колес. Чтобы получить при Т. О. при-
нятые для расчета механические характеристики материала колес,
размеры заготовки колес не должны превышать предельно допустимых
величин.
Условия пригодности заготовок колес
^заг ^пред’ ^заг (*^заг) *^пред*
Значения D33r, Сзаг, S3ar, мм, вычисляют (рис. 2.3) для цилиндри-
14
ческой шестерни
D3ar=da + 6 мм.
Для колеса с выточками принимают меньшее из двух
Сзаг = 0>б&2; *$ззг = 8т-
Для сплошного колеса, без выточек (см. рис. 2.2) S3ar=&2+4 мм.
Предельные значения £>пред и Snpea приведены в табл. 2.1.
При невыполнении неравенств из-
меняют материал деталей или вид
термической обработки.
11. Силы в зацеплении (рис. 2.4)
окружная Ft—2T2ldt‘, радиальная
Fr=Fttga/cos р (для стандартного
угла a=20°, tg а=0,364); осевая Fa=
=Ft-tgp.
12. Проверка зубьев колес по на-
пряжениям изгиба. Расчетное напря-
жение изгиба в зубьях колеса
(Т/?2 — КрсУфКр^КруУFi^
Расчетное напряжение изгиба в
зубьях шестерни
e ар/Уpi/Ypi-
Puc. 2.4
Расчетные напряжения могут от-
клоняться от допускаемых в пределах <тг=(0,8. . .1,1)
Для прямозубых колес К>а=1, для колес с P>0Q принимают!
Kfo, ............. 0,72 0,81 0,91 1,0
Степень точности ...... ,6 7 8 9
Степень точности передач принимают по табл. 2.4 в зависимости от
окружной скорости вращения колеса v=0,5 <a2d2.
Таблица 2.4
Степень точности Окружные скорости v, м/с, вращения колес
прямозубых непрямозуб&х
цилиндрических конических цилиндрических конических
6 ДО 15 до 12 до 30 до 20
7 » 10 » 8 » 15 » 10
8 » 6 » 4 » 10 » 7
9 » 2 » 1,5 » 4 » 3
Коэффициент вычисляют по формуле Ур=1—Р7140.
Значение коэффициента Крр принимают по табл. 2.5.
15
Таблица 2.5
Расположение шестерни относительно опор Коэффициент Крр
Твердость зубьев НВ Коэффициент
0,2 0,4 0,6 0,8 1,2
Консольное, опоры—шарикопод- <350 1,16 1,37 1,64 — —
шипники > 350 1,33 1,7 — —- —-
Консольное, опоры—роликопод- <350 1,1 1,22 1,38 1,57 —
ШИПНИКИ > 350 1,2 1,44 1,71 — —
Симметричное <350 1,01 1,03 1,05 1,07 1,14
> 350 1,02 1,04 1,08 1,14 1 ,з
<350 1,05 1,1 1,17 1,25 1,42
Несимметричное > 350 1,09 1,18 1,3 1,43 1,73
Значение коэффициента KFV принимают:
Для прямозубых колес:
при твердости зубьев < НВ350 ..................1,4
при твердости зубьев > НВ350 . ............... 1,2
Для косозубых колес:
при твердости зубьев < НВ350 ................. 1,2
при твердости зубьев > НВ350 ............... 1,1
Коэффициент формы зуба YP принимают по zv=z/cos3$ (табл. 2.6).
Таблица 2.6
2 ИЛИ 17 20 22 24 26 28 30 35 40 45 , 50 65 5=80
Yf 4,27 4,07 3,98 3,92 3,88 3,81 3,80 3,75 3,7 3,66 3,65 3,62 3,61
13. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчет-
ные контактные напряжения
о„ = 376.10з /кнакн(1кНРи-^-^.
Они должны быть он=(0,8. . .1,1) [о]н, где КНа — коэффициент
распределения нагрузки между зубьями (для прямозубых колес Кна=
= 1,0, для косозубых и шевронных колес КНа=\,\у, — прини-
мают по табл 2.3; KHV — коэффициент динамической нагрузки, кото-
рый принимают:
для прямозубых колес при твердости зубьев колеса
НВ350 К//у==1,2;
> НВ350 &hv— 1,1»
для косозубых и шевронных колес ври твердости зубьев колеса
<НВ35О Kz/V=l,l;
> НВ350 Кяг=1,05.
16
Пример. Рассчитать тихоходную ступень цилиндри-
ческой косозубой передачи по следующим данным (рис.
2 5): вращающий момент 72=1700 Н-м передаточное чис-
ло и=3; угловая скорость колеса ш2= 10,46 рад/с; время
работы передачи Lft=2000 ч.
1. Выбор материала и термической обработки. При-
мем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант тер-
мообработки II (см. табл. 2.1):
колесо—улучшение; НВ 269. . .302; от=75040’,
шестерня — улучшение и закалка ТВЧ, HRC48. . .53.
2. Допускаемые напряжения. Число циклов перемены
напряжений: для колеса М2=573 (o2LA=573-10,46-2000=
=-12- 10е;
для шестерни Mi=u.M2=342 406=3640^.
Число циклов перемены напряжений, соответству-
ющее пределу контактной выносливости, определяем по
графику (см. рис. 2.1)
для колеса HBCn=0,5(269+302)=285; N//02=20406,
для шестерни HRCcp=0,5(48-j-53)=50,5; ;V//01=100-108.
Коэффициенты долговечности:
для колеса
Кн1л=¥ 20-106/(12-106)= 1,09, Кга2=у/4.106/(12406) = 1;
для шестерни
К ни = V 100-ю /(36-106) = 1,18, Кги = к/Г4.106/(36.106) = 1.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба, соответствующие
числу циклов Nт и 4 40е (см. табл. 2 2).
для колеса
[о]яо2 = 1.8 НВСр + 67= 1,8.285 + 67 = 580 МПа;
[o]F02=l,03 НВср= 1,03-285 = 293 МПа,
для шестерни
[°Jhoi = 14-HRCcp+ 170= 14-50,5+ 170=877 МПа;
[o]F01 = 370 МПа,
полагая, что модуль передачи мм.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба с учетом времени
работы передачи:
для колеса
(° 1/72 = ^+/.2• [°]/702 = 1,09.580 = 632 МПа;
[o]f2 = Kf£2,[o]fo2== 1-293=293 МПа,
для шестерни
[о] hi = Кнм• [о]Я01 = 1,18.877 = 1035 МПа;
[o]F1 = Krai [o]FOi = 1-370 = 370 МПа.
Среднее допускаемое контактное напряжение
[о=0,45 ([о]Н1 + [о] //2) = 0,45 (1035 + 632) = 750 МПа}
1,23 [о]Н2= 1,23-632 = 777 МПа.
Окончательно принимаем в паскалях (Па)
[о]я=750.106 Па; [o]F2 = 293- 10е Па; [o]n = 370.106 Па.
3. Межосевое расстояние. Примем фа=0,4 (см. с. 13). Тогда ф<г=0,5'фа(;/й:1)=
=0,5-0,4(3+1)=0,8.
По табл. 2.3 коэффициент /</тр=1,12.
Тогда межосевое расстояние
в«- Ка (и ± 1) =4300 (3+1) У orKSw==0'1686 М*
т Фа“2[а1Н ~ и,ч-о -(/ои-ю )
Округляя до стандартного значения, принимаем aw—180 мм.
4. Предварительные размеры колеса
d2 = 2awu/(u ± 1) = 2-180-3/(3+1) = 270 мм;
б2=‘фвав,=0,4-180 = 72 мм.
Принимаем ближайшее стандартное &2=71 мм.
5. Модуль передачи. Коэффициент Кт=5,8 (см. с. 13)
Модуль передачи
2КиТ2 2-5,8-1700 „
d2b2[o]F 0,27-0,071-293-Ю»—0,00'5bl '
Округляя, принимаем из 2-го ряда т=3,5 мм.
6. Угол наклона и суммарное число зубьев.
Минимальный угол наклона зубьев
Рпйп = arosin 4m/b2 = arcsln 4-3,5/71 = 11,37°;
cos₽=cos 11,37° = 0,98.
Суммарное число зубьев
z^ = 2aw cos ₽/m = 2-180-0,98/3,5= 100,8,
Округляя, принимаем zs=100.
Действительное значение угла наклона зубьев
P = arocos (zsm/2ae,) = arccos (100-3,5/(2-180)] = 13°32'10",
cos ₽ = cos 13°32'10’= 0,9722,
tg ₽ = tg 13°32'10"=0,2400.
7. Число зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни
2l = zz/(u+ 1) = 100/(3-4-1)=25.
Число зубьев колеса
z2 = z2—?i= 100 —25 = 75.
8. Фактическое передаточное число
«4>—za/zi=75/25=3;
Ди=|«ф—«|-100/«=| 3—31-100/3 = 0,
9. Диаметры колес. Делительные диаметры:
шестерни
dl = zlm/cos 0=25-3,5/0,9722 = 90 мм;
колеса
d2=2aw—^ = 2-180—90 = 270 мм.
Диаметры окружностей вершин и впадин
шестерни
dal = ++2m = 90+2-3,5=97 мм;
dfi = di—2,5m = 90—2,5-3,5 = 81 Д5 мм,
колеса
da2 = da+2m=270 + 2-3,5 = 277 мм;
df2 = d2 - 2,5m = 270—2,5- 3,5 = 261,25 мм.
10. Пригодность заготовки колес
Дзаг=da + 6=97+6= 103 мм.
18
Если колесо с выточками, то
С8аг=0,5&2=0,5-71 =35,5 мм;
S3ar=8m=8-3,5 = 28 мм.
Если колесо без выточек, то Сзаг=62=71 мм.
По табл. 2.1 Dnpea=200 мм и 5пред=125мм.
Следовательно, условия DaaP<.D„velL и Сааг и S3ar<Snpes выполняются.
11. Силы в зацеплении. Окружная
Ft=2T2/d2=2.1700/0,27 = 12593 Н.
Радиальная '
Fr = Ft tg a/cos Р = 12 593-0,364/0,972 = 4716 Н.
^)сева я
Еа = Ft tg ₽ = 12 593-0,24 = 3022 Н.
12. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Коэффициент
ф4=/>2/^=0,071/0,09 = 0,788.
Окружная скорость колеса
о2=0,5 <й2<12=0,5-10-0,27=1,41 м/с. По табл. 2.4 степень точности передачи 9,
поэтому Кра=1,0. Коэффициент Кр= ,1—Р°/140=1—13,5/140=0,9.
По табл. 2.5 коэффициент Х>р=1,25. Коэффициент Кру= 1,2 (см. с. 16). Коэф-
фициент Y р2 по табл. 2.6 для 2y=z2/cos3P=75/0,9723= 81,7; У ръ=3,61.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса и шестерни
OF2=KfaKpKf₽KfVyf2Ft/(b2m) = 1.0,9.1,25-1,2-3,61 = 247,5.10» Па,
что меньше [о]/?2=293-106Па,
о л = оргУр-d YР2; zvt = Zi /cos3 ₽ = 25/0,9723 = 27,2,
По табл. 2.6 У/?1=3,85.
Тогда расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
О/?1=247,5-106-3,85/3,61=264-106, что меньше loj/?1=370-108. Следовательно,
прочность на изгиб зубьев колес обеспечена.
13. Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям. Значения коэффици-
ентов Кяа=1>1; /6/0=1,12; KHV=l,l.
Передаточное число и=3. По расчету имеем: 7^=12 593 Н, <4=90 мм, &2=71 мм.
Тогда расчетное контактное напряжение
„„-ЗИМО. /кн^„ек„га^Л-г =
-376.10. /|,l.l,|2.,.l.m5^?J=700.IO-,
что меньше [о]я=750-10в.
Этапы расчета для конических
зубчатых передач
3. Диаметр внешней делительной окружности колеса
de2> 1,65-10*
КнриТ2
Од[о]н’
где -&Н равно:
для прямозубых колес — 0,85;
для колес с круговым зубом: при твердости колеса и шестерни
СНВ350 — 1,85; при твердости колеса <НВ350 и шестерни
19
^HRC45— 1,5; при твердости колеса и шестерни ^HRC 45— 1,3.
Коэффициент Кнц принимают по табл. 2.3 в зависимости от коэффи-
циента который определяют по формуле
= 0,166 К «24-1.
4. Углы делительных конусов, конусное расстояние и ширина колес.
Угол делительных конусов колеса и шестерни
62 = arctg«; sin62= ;
6, = 90°—62; 0036,=
Точность вычислений до пятого знака после запятой.
Конусное расстояние Re=de2/(2sin 62).
Ширина колес &=0,285/?е.
5. Модуль передачи. Внешний торцовый модуль передачи
те (mte)
&fde2b [о]/?
Рис. 2.7
Z,=Z2/H.
(те — для колес с прямыми зубьями, mte — для колес с круговыми
зубьями).
Точность вычисления до четвертого знака после запятой.
Коэффициент концентра-
ции нагрузки принимают
по табл. 2.5 из графы «Рас-
положение шестерни консоль-
ное, опоры — роликоподшип-
ники» .
Для прямозубых колес
•&f=0,85; для колес с круго-
вым зубом -&F= 1,0. Модуль
передачи после его вычисле-
ния переводят в мм. Округле-
ние модуля до стандартной
величины можно не произ-
водить.
Для колес с круговыми
зубьями pm=35°, cos =
= cos35°=0,819.
6. Число зубьев колес.
Число зубьев колеса
Z2 = de2!•
Число зубьев шестерни
После вычислений число зубьев округляют в ближайшую сторону
до целого числа.
20
На практике применяют также метод определения чисел зубьев и модуля колес,
отражающий опыт фирмы «Глиссон».
Определяют предварительное значение делительной окружности шестерни
del = de2/u.
Затем по одному из графиков (рнс. 2.6 или 2.7) находят число зубьев шестерни zj.
Графики построены для прямозубых колес (рис. 2.6) и колес с круговыми зубья-
ми (рис. 2.7) при твердости зубьев колеса и шестерни S=HRC45.
Если твердость зубьев шестерни ^HRC 45, а колеса <НВ 350, то найденное по
графику число зубьев гг увеличивают в 1,3 раза. Если же твердость зубьев и шестер-
ни, и колеса <НВ 350, то число зубьев шестерни гг из графика увеличивают в
1,6 раза. Число зубьев колеса г2=гги.
После вычислений число зубьев шестерни г± н колеса z2 округляют до целых
чисел.
Внешний окружной модуль передачи
те (mte) = de2/z2.
7. Фактическое передаточное число.
ЧИСЛО Ыф=22/21.
Отклонение от заданного передаточ-
ного числа не должно быть больше
4%, т. е.
Ди = I и* — и !•100 4 о/
и '
8. Окончательные значения размеров
колес (рис. 2.8).
Точность вычислений до третьего знака
после запятой.
Углы делительных конусов колеса и
шестерни
62 = arctgtz = ; cos62= ;
61 = 90°—62 = ; sin 61= ; cos6i= .
Фактическое передаточное
Делительные диаметры колес:
прямозубых del=meZr, de2~mez2,
с круговым зубом dei=mi^zl-, de2—mtez2.
Внешние диаметры колес:
прямозубых
daei = 4i + 2 (1 4-хе1) те cos б/, daei = de2 -f- 2 (1 ->хе2) те cos 62,
с круговым зубом
daei—4i +1 ,64 (1 + ха) mte cos 62;
4е 2 = 4г +1.64 (1 4-хи2) mte cos 62.
Коэффициенты смещения xet и хп1 принимают по табл. 2.7 и 2.8.
21
Таблица 2.7
Z. Хе1 ПРИ передаточном числе и
1,0 1,25 1.6 2,0 2,5 3,15 4,0 5,0
12 0,50 0,53 0,56 0,57
13 — — 0,44 0,48 0,52 0,54 0,55
14 — 0,34 0,42 0,47 0,50 0,52 0,53
15 ___ 0,18 0,31 0,40 0,45 0,48 0,50 0,51
16 0,17 0,30 0,38 0,43 0,46 0,48 0,49
18 0,00 0,15 0,28 0,36 0,40 0,43 0,45 0,46
20 0,00 0,14 0,26 0,34 0,37 0,40 0,42 0,43
25 0,00 0,13 0,23 0,29 0,33 0,36 0,38 0,39
30 0,00 0,11 0,19 0,25 0,28 0,31 0,33 0,34
40 0,00 0,09 0,15 0,20 0,22 0,24 0,20 0,27
Таблица 2.8
xni при передаточном числе «
г. 1.0 1,25 1.6 2,0 2.5 3, 15 4,0 5,0
12 0,32 0,37 0,39 0,41 0,42
13 __ 0,30 0,35 0,37 0,39 0,40
14 0,23 0,29 0,33 0,35 0,37 0,38
15 0,12 0,22 0,27 0,31 0,33 0,35 0,36
16 __ 0,11 0,21 0,26 0,30 0,32 0,34 0,35
18 0,00 0,10 0,19 0,24 0,27 0,30 0,32 0,32
20 0,00 0,09 0,17 0,22 0,26 0,28 0,29 0,29
25 0,00 0,08 0,15 0,19 0,21 0,24 0,25 0,25
30 0,00 0,07 0,11 0,16 0,18 0,21 0,22 0,22
40 0,00 0,05 0,09 0,11 0,14 0,16 0,17 0,17
Для передач, у которых zt и и отличаются от указанных в табл. 2.7
и 2.8, коэффициенты хе1 и хп1 принимают с округлением в большую
сторону.
Коэффициенты смещения инструмента для колес
^2“ %е1> %пг=
9. Пригодность заготовок колес. Для конической шестерни и ко-
леса вычисляют размеры заготовок
Озаг = del + 2m 4- 6 мм; S3ar = 8те
Полученные расчетом D3ar и 5заг сравнивают с предельными разме-
рами DnpeB и 5пред, данными в табл. 2.1.
22
Условия пригодности заготовок колес
^заг ^пред> “-*заг ^пред*
10. Силы в зацеплении (рис. 2.9). Окружная сила на среднем
диаметре колеса
&27'2/d/B3,
где dm2=0,857de2.
Осевая сила на шестерне: прямозубой Fel=Fttg a sin 63; с круговым
вубом Fai=Ftya.
Радиальная сила на шестерне: пря-
мозубой Frl=Fttg a cos 6,; с круго-
вым зубом Frl=Ftyr.
Осевая сила на колесе Fai—Frl.
Радиальная сила на колесе
F r»=Fai.
Коэффициенты уа и уг определяют
для угла рт=35°.
Полученные вычислением коэффи-
циенты уа и уг подставляют в фор-
мулы со своими знаками. Чтобы из-
Рис. 2.9
бежать заклинивания зубьев, надо,
чтобы сила Fal была направлена к основанию делительного кону-
са ведущей шестерни. Для этого направление вращения шестерни
(смотреть со стороны вершины делительного конуса) и направление
наклона зубьев выбирают одинаковыми.
Тогда
уа = 0,44 sin + 0,7 cos yr = 0,44 cos 6t—0,7 sin 63.
Таблица 2.9
z или Yp при коэффициенте смещения инструмента
-0,5 —0,4 —0,3 -0,2 -0,1 0 +0,1 + 0,2 + 0,3 + 0,4 + 0,5
12 3,9 3,67 3,46
14 — — — 4,24 4,00 3,78 3,59 3,42
17 — — — 4,5 4,27 4,03 3,83 3,67 3,53 3,40
20 —— 4,55 4,28 4,07 3,89 3,75 3,61 3,50 3,39
25 — 4,6 4,39 4,20 4,04 3,90 3,77 3,67 3,57 3,48 3,39
30 4,6 4,32 4,15 4,05 3,90 3,80 3,70 3,62 3,55 3,47 3,40
40 4,12 4,02 3,92 3,84 3,77 3,70 3,64 3,58 3,53 3,48 3,42
50 3,97 3,88 3,81 3,76 3,70 3,65 3,61 3,57 3,53 3,49 3,44
60 3,85 3,79 3,73 3,70 3,66 3,63 3,59 3,56 3,53 3,50 3,46
80 3,73 3,70 3,68 3,65 3,62 3,61 3,58 3,56 3,54 3,52 3,50
5=100 3,68 3,67 3,65 3,62 3,61 3,60 3,58 3,57 3,55 3,53 3,52
23
11. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Напряжения
изгиба в зубьях колеса
<Тр2 = fzFt/(bmftp) [®]р2«
Напряжения изгиба в зубьях шестерни
оЛ = tjp^YPl/Yр2
Значение коэффициента Кр$ принимают по табл. 2.5; коэффициента
Кру по рекомендации на с. 16. Значение коэффициентов YF2
и Ypi принимают по табл. 2.9 по эквивалентным числам зубьев
COS3PmCOS62 ’ COS3 COS бх
12. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. С целью
проверки правильности расчета определяют расчетное контактное
напряжение
оя<2,12.103
Пример. Выполнить расчет конической зубчатой передачи с круговыми зубьями
по следующим данным: вращающий момент на колесе Т2=465 Н -м; передаточное
число и=3,55; срок работы передачи не ограничен (М>М0). Опоры валов на кониче-
ских роликовых подшипниках.
1. Выбор материала и термической обработки. Примем для колеса и шестерни
сталь 40ХН с термообработкой обоих колес (вариант III), улучшение и закалка ТВЧ,
HRC 48...53.
2. Допускаемые напряжении. По условию К hl— 1 и К/?£=1. Тогда [<т]//=Мяо
и Средняя твердость зубьев колес HRCcp=0,5(48+53)=50,5.
Тогда по табл. 2.2
[<Пда= Mtf2=14-HRCcp+170= 14.50,5+170 « 880 МПа = 880.10« Па.
Полагая, что модуль передачи т > 3 мм,
[a]Ei = Mr2 = 370 МПа = 370.10а Па. .
3. Диаметр внешней делительной окружности колеса. Коэффициент
фй = 0,166 Уй^+1 =0,166 УЗ,Ь52+1 =0,61.
Тогда по табл. 2.3 Кнр=1,45.
Диаметр внешней делительной окружности колеса при«7/=1,3 (см. с. 19, 20)
. се 1л413/1,45-3,55.465
+2fel,65.10 |/ ^^—1,65.10 у 1>3(880.10в)2 в0>219 м-
Округляя, принимаем de2=0,220 м.
4. Углы делительных конусов, конусное расстояние и ширина колес. Угол де-
лительного конуса колеса:
62=arctg u=arctg3,55=74,268e.
sin 62=sin 74,268°=0,96254.
Угол делительного конуса шестерни:
6Х=90°—62 = 90°—74,268° = 15,732°;
cos6x = cos 15,732°=0,96254.
d 220
Конусное расстояние «е=2^=2^96254= 114.28 мм*
Ширина колес 6=0,285/?в=0,285-114,28=32,57 мм~32 мм,
24
5. Модуль передачи. Коэффициент df=l (см. с, 20). По табл, 2,5 коэффициент
Ккр=1,71.
Внешний торцовый модуль передачи
=ГЛ^плзд4^ .„„=0,0042737 м=4,2737 мм.
[<?]/? 1 «0,22*0,032* 370* 10е
6. Число зубьев колес. Число зубьев колеса z2=de2/mfe=220/4,2737=51,48.
Округляя, принимаем z2=52. Число зубьев шестерни z1=z2/rz; Zi=52/3,55= 14,65.
Округляя, принимаем zt=15.
7. Фактическое передаточное число. h$=z2/zi=52/15=3,466.
. |3,466 —3,551.100 „ яв,
Отклонение Ди=4--------=-==—5-----=2,4%, что меньше 4%.
о,оа
8. Окончательные размеры колес. Углы делительных конусов колеса и шестерни:
62 = arctg и = arctg 3,466 = 73°54'22", cos 62 = 0,27721;
б1=90о—62 = 90°—73°54'22"= 16°5'38", cos =0,96081;
sin 6Х = 0,27721.
Делительные диаметры колес:
dei = mfez1 = 4,2737-15=64,105 мм;
cte2 = m<ez2 = 4,2737-52 = 222,232 мм.
Коэффициент смещения (табл. 2.8)
x„i = 0,36, хп2 =—0,36.
Внешние диаметры колес
deei=dei+1,64 (1 +xnl) mte cos 6t = 64,105+1,64 (1 +0,36).4,2737-0,96081 =
= 73,264 мм;
dae2 =de2 +1,64 (1 +x„2) mte cos 62 =222,232 +1,64(1 —0,36).4,2737.0,27721 =
=223,476 мм.
9. Пригодность заготовок колес. Размеры заготовок:
£,aar=dei+2/n+6 = 64,105+2-4,2737 + 6 = 78,6 мм;
S3ar = 8mte = 8-4,2737 = 34,2 мм.
По табл. 2.1 £>пред=200 мм и 5пред=125мм. Следовательно, условия £)заг<
‘^Ппред и 5заг^5пред выполняются.
10. Силы в зацеплении. Окружная сила на среднем диаметре колеса:
Ft=2T2/dm2-, ^ = 0,857^2 = 0,857-222,232=190,45 мм,
Ft =2-465/0,19045 = 4883 Н.
Осевая сила на шестерне Fal=Ftya. По табл. 2.9
уа=0,44 sin 6t+0,7 cos 6i=0,44 -0,27721+0,7-0,96081=0,79.
Тогда Fal=4883X 0,79=3858 Н.
Радиальная сила на шестерне Fn=Ftfr.
=0,44 cos Si—0,7 sin 61 = 0,44-0,96081 -0,7-0,27721 =0,23.
Тогда Fri=4883 -0,23=1123 Н.
Осевая сила на колесе Fa2= 1123 Н.
Радиальная сила на колесе Ff2=3858 Н.
11. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Коэффициент
i|^=6/dml; dmi =0,857dei = 0,857-64,105 = 54,94 мм; ф^ = 32/54,94 = 0,582.
По табл. 2.5 коэффициент К>р=1,71. Коэффициент KFlr=l,l (см. с. 16).
Число зубьев:
2^2 = z2/(cos3pm cos 62) = 52/(0,8193-0,27721) =341,5;
Zyt = Zi/(cos3pm cos 61) = 15/(0,8193-0,96081) =28,5.
25
По табл. 2.9 коэффициенты Уг2=3,66 (при х„2=—0,36), /^=3,51 (прн хв1=
=0,36).
Коэффициент 0/?=1,0 (см. с. 20).
Напряжения изгиба в зубьях колеса
on = К F^KrvYpiFtl(bmte^p) = 1,71-1,1-3,66.4883/(0,032-0,0042737.1) =
= 246-10« Па.
Напряжения изгиба в зубьях шестерни
аЛ =246.10»-3,61/3,66=236-10» Па.
Расчетные напряжения изгиба в зубьях колеса и шестерни меньше допускаемых
(o]f=370-10e Па.
12. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетные контактные
напряжения
.«=2,12.10.=2,12.10. /''S”;”-859-10' Па-
что меньше допускаемых напряжений [о]//=880-10» Па.
§ 2. РАСЧЕТЫ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Исходными данными для расчета являются: вращающий момент
на колесе Т2, Н-м; угловая скорость вала колеса <о2, рад/с; переда-
точное число и; общее время работы передачи Lh, ч.
Этапы расчета передачи
1. Выбор материала червяка и колеса. Для червяков применяют
те же марки сталей, что и для зубчатых колес (см. табл. 2.1).
Термообработку — улучшение с твердостью НВ300 применяют
для передач малой мощности (до 1 кВт) и сравнительно малой длитель-
ности работы.
Для передач большей мощности при длительной их работе, с
целью повышения КПД применяют закалку до ^HRC45, шлифование
и полирование витков червяка.
Материалы для червячных колес условно сведем в следующие три
группы (табл. 2.10).
Группа I. Оловянные бронзы, применяемые при скорости сколь-
жения м/с.
Группа II. Безоловянные бронзы и латуни, применяемые при
скорости скольжения vs=2. .. 5 м/с.
Группа III. Мягкие серые чугуны, применяемые при скорости
скольжения va<C2 м/с.
Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольже-
ния, определяют предварительно ожидаемую скорость скольжения
и,«4,3«2« /Г2/10з.
2. Допускаемые напряжения. Допускаемые контактные напряже-
ния для материалов: I группа
[°]н = KniPv [°]но«
26
Таблица 2.10
Группа материала Наименование материала Способ отливки * Механические характеристики, МПа
ав °? авЯ
I Бр.ОФЮ-1 3 230 140
(os<25 м/с) м 250 200
Бр.ОНФЮ-Ы (iij<35 м/с) ц 290 170 —
Бр.ОЦС6-6-3 3 180
(us<12 м/с) м 200 90
Бр.ОЦС5-5-5 (i^<25 м/с) ц 220
II Бр.АЖ9-4 3 400
(о^<5 м/с) м 500
ц 500 200 —
Бр.АЖН10-4-4 м 600
(fj<5 м/с) ц 600
ЛАЖМц66-6-3-2 3 600
(t's<5 м/с) м 650 240
ц 700
ЛМцС58-2-2 (г/г <5 м/с) 3 340 140 —
СЧ12 __ 280
III СЧ15 3 —— — 320
СЧ18 (vs < 2 м/с) — 360
* Способы отливки: 3—в землю; М—в металлическую форму; Ц—центро-
бежный.
где Кнъ=У Ю/N — коэффициент долговечности; N — общее число
циклов перемены напряжений; W=573 <£>2Lh.
Если по расчету N 25-10’, то принимают М=25-107.
Коэффициент Cv учитывает интенсивность износа зубьев. Его при-
нимают в зависимости от скорости скольжения:
vs, м/с............5 6 7 ^8
Су................. 0,95 0,88 0,83 0,8
[о]Н0—допускаемое напряжение при числе циклов перемены
27
напряжений, равным 10’; [о1лв=(0,75. . .0,9)ств. Коэффициент 0,75—
для червяков при ^НВ350; 0,9 — для червяков при ^HRC45.
II группа
[°]н “= [а]//о—25п4,
где [о]Яо=250 МПа для червяков при твердости ^НВ350, [о1Я0—
=300 МПа для червяков при твердости ^HRC45.
Ill группа
[а]н = 175- 35v„
Допускаемое напряжение изгиба
[ст]л—К fl [°]f0,
где Кfi; — W/N — коэффициент долговечности; N — общее число
циклов перемены напряжений, определяемое по формуле на с. 27
(если по расчету получилось N 25-10’, то принимают М=25-10’);
[o]F0 — исходное допускаемое напряжение изгиба.
Для материалов
I и II групп [<t]fo=O,25 <ттЧ-0,08 ов,
III группы [<t]Fo=O,12 ови.
3. Межосевое расстояние. Межосевое расстояние передачи
aw>6100/7V№.
Полученное расчетом межосевое расстояние для передачи стандарт-
ного редуктора переводят в мм и округляют в большую сторону до
целого числа: 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280.
4. Подбор основных параметров передачи. Число витков чер-
вяка Zi зависит от передаточного числа и:
и . . . . свыше 8 до 14 свыше 14 до 30 свыше 30
гг . , . 4 2 ' 1
Число зубьев колеса z2=Ziiz.
Предварительные значения!
модуля передачи
т = (1,5 ... 1,7)-^;
v ’ z2
относительного диаметра червяка
В формулу для т подставляют коэффициенты 1,5 и 1,7, получая
таким образом интервал значений модуля.
В формулу для q подставляют стандартное значение tn, взятое из
табл. 2.11.
Полученное значение округляют до ближайшего стандартного, при-
веденного в этой таблице.
Минимально допустимое значение q из условия жесткости червяка
?min=0,212 z2.
Коэффициент смещения
х — (aw/m)—0,5 (z2 q).
28
Таблица 2.11
mt мм 2,5; 3,15; 4; 5 6,3; 8; 10; 12,5 16
<? 8; 10; 12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 14; 16; 20 8; 10; 12,5; 16
Если по расчету коэффи-
циент смещения получается
|х|>1, изменяют aw, q или z2.
Фактическое передаточное
число u^=z2/zt. Отклонение
Дм передаточного числа от
заданного
Дм — 1 Ц|Ь~“Ы90.. < 4 %.
и
5. Геометрические размеры
червяка и колеса (рис. 2.10).
Диаметр делительный червя-
ка di=qm.
Диаметр вершин витков
dai=d1+2m.
Диаметр впадин d/x=di—2,4 т.
Длина нарезанной части червяка при числе витков
?1=1,2 Ь^ (11 -|-0,06z2)/и;
2i = 4 frxX^.S-f-O.OSzJm.
Рис. 2.10
При твердости червяка ^HRC45 длину для выхода шлифоваль-
ного круга увеличивают на 3m.
Диаметр делительной окружности колеса d2=z2m.
Диаметр окружности вершин зубьев da2=d2+2(l+x)m.
Диаметр колеса наибольший da^^.d^+^mKZi+2).
Диаметр впадин df2=d2—2т (1,2—х).
Ширина венца:
b2^0,75dal при ?i = l и 2;
bz^.0,Q7dai при z1 = 4.
6. Проверочный расчет передачи на прочность. Определяют
скорость скольжения в зацеплении
= сД/COS у,
где щ=0,5 ©idi — окружная скорость на червяке; у — угол подъема
линии витка (табл. 2.12). По полученному значению уточняют
допускаемое напряжение (см. с. 28).
Расчетное напряжение
4,8.10s
d2
29
где К. — коэффициент нагрузки, /<=1 при ца<3 м/с; /<=1,1. . .1,3 при
va>3 м/с.
7. КПД передачи. Коэффициент полезного действия червячной пе-
редачи
П — tg T/tg <Т-Ьр'),
где р' — приведенный угол трения, определяемый экспериментально.
В него включены также относительные потери мощности в зацеплении,
в опорах и на перемешивание масла. Числовое значение угла трения
р' между червяком и колесом принимают по табл. 2.13. Меньшее зна-
чение для оловянной бронзы, большее значение для безоловянной брон-
зы, латуни и чугуна.
Таблица 2.12
Угол v при коэффициенте Q
8 10 12,5 14 16 20
1 7°7' 5°43' 4°35' 4с05' 3°35' 2°52'
2 14°2' 11°19' 9°05' 8°07' 7°07' 5°43'
4 26°34' 21°48' 17°45' 15с57' 14°02' 11°19'
Таблица 2.13
м/с 0,5 1.0 1.5 2,0 2,5 3 4 7 10 15
₽' 3°10' 2°30' 2°20' 2°00' 1°40' 1’30' Г 20' 1W 0°55' 0°50'
3°40' 3°10' 2°50' 2°30' 2°20' 2°00' 1°40' 1°30' 1°20' 1°10'
Таблица 2.14
tZ-Qj} мм 80 100 125 140 160 180 200 225 250 280
Л, м3 0,19 0,24 0,36 0,43 0,54 0,67 0,8 1.0 1,2 1.4
8. Силы в зацеплении (рис. 2.11). Окружная сила на колесе, рав-
ная осевой силе на червяке, Ftt—Fal—2Tt/dt.
Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе, Ffl=
=Fai=Ftiz1/(qn)-
30
Радиальная сила Fr=Ffatga.
Для стандартного угла a=20Q Fr=0,364 Ff2.
9. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба. Расчетное на*
пряжение изгиба
o,7YFKFt2 г ,
0F~—
где К — коэффициент нагрузки, значения которого приведены на
с. 30; YP— коэффициент формы зуба, который для zr2=za/cos3y при-
нимают по табл. 2.15.
10. Тепловой расчет. Червячный редуктор в
КПД и большим выделением теплоты проверяют
Мощность на червяке Р1=Т2ю2/т).
Температура нагрева масла без искус-
ственного охлаждения
/раб = (1 -П) 4- 20° < [/]ра(5.
То же, с охлаждением вентилятором
^>аб = (1—Л) Pi/[(0,7/CT +
+0,ЗКтв)Д]+20°<р]раб.
Поверхность охлаждения корпуса А, м2,
равна сумме поверхности всех его стенок,
кроме поверхности дна, которой он кре-
пится к плите или раме. Размеры стенок
корпуса можно взять по эскизной схеме.
Приближенно поверхность охлаждения
корпуса можно брать в зависимости от
межосевого расстояния передачи из табл.
2.14. Коэффициент теплоотдачи/<т=9. . .17
Вт/ (м2 -°C) (большие значения — при хороших
ния).
Коэффициент Лтв при обдуве вентилятором:
связи с невысоким
на нагрев.
Рис. 2.11
условиях охлажде-
й>в................. 75 100 150 300
Ктв................. 17 21 29 40
Здесь ©в — угловая скорость вала вентилятора; 1/1^6= 95” —
максимально допустимая температура нагрева масла.
Пример. Выполнить расчет червячной передачи по следующим данным: вращаю-
щий момент Т2=700 Н -м; угловая скорость колеса <о2=6,3 рад/с; передаточное число
п=22,83; общее время работы передачи £*=20 000 4.
1. Выбор материала червяка и колеса. Так как передача длительно работающая,
принимаем для червяка сталь 40 с термообработкой, вариант — улучшение и за-
калка ТВЧ, HRC45...50. Витки шлифованы и полированы.
31
Для выбора материала колеса определим ориентировочную скорость сколь-
жения
us=4,3<o2m 4,3-6,3-22,83 у/700-10"3 = 5,49 м/с.
Для колеса выбираем бронзу Бр. ОЦС6-6-3, отливка в металлическую форму.
Механические характеристики (см. табл. 2.10): ов=200МПа, от=90МПа.
2. Допускаемые напряжения. Выбранная бронза относится к материалам
I группы.
Допускаемое контактное напряжение [о]//=К//дС’у[о]//0.
Коэффициент долговечности Ю’/Л/.
Общее число циклов перемены напряжений
N = 573«2ЛЛ = 573 6,3 • 20 000 = 7,2-10’.
Тогда
К hl = V 10’/7,2-10’ = 0,78
Коэффициент Су=0,916 (интерполируя) (см. с. 27).
Исходное допускаемое контактное напряжение (при >HRC45)
[о]„0 = 0,9ов-106 = 0,9-200- 10е = 180- 10е Па.
Допускаемое контактное напряжение [о]/у=0,78-0,916-180-106= 128,6-10® Па.
Допускаемое напряжение изгиба [о]р=К^[о]р0.
Коэффициент долговечности 106/7,2-10’ = 0,625.
Исходное допускаемое напряжение изгиба [o]f0=(0,25oT+0,08oB)-106=(0,25X
X90+0,08 -200) -10®=38,5-10® Па.
Допускаемое напряжение изгиба ]o]F=0,625-38,5-10®=24-10® Па.
3. Межосевое расстояние. Межосевое расстояние передачи
а№5э6100 р/Т2/[о]я = 6100 у/700/(128,6-10s)2 =0,212 м.
Првмем межосевое расстояние, после округления его в большую сторону (см.
с. 28), ада=225 мм.
4. Подбор основных параметров передачи. Число витков червяка Zi=2; число
зубьев колеса z2=Zj«=2-22,83=45,66, округляя, получаем z2=46.
Модуль передачи
/п=(1,5... 1,7)—=(1,5 ... 1,7)?^=7,3 ...8,3 мм.
’ г2 ' ’ 7 46
Ближайшее стандартное значение (см. табл. 2.11) zn=8 мм.
Коэффициент диаметра червяка
2ада 2-225 _
9= —-г2=-8----------46=10,25.
Минимальное значение дт[п=0,212 г2=0,212-46=9,75. Принимаем (табл. 2.11)
fl= 10.
Коэффициент смещения инструмента
а 994
х=-^-°,5 (г2+<7)=^-0,5 (46+ 10) = 0,125.
Окончательно имеем следующие параметры передачи: aw=225 мм Zj=2, г2=46,
т—8 мм, <7=10, х=+0,125. Фактическое передаточное число «ф=г2/г1=46/2= 23.
. 123—22,831-100 Л„п,
Отклонение от заданного &и=--------’ ----«0,74%, что значительно меньше
22,оо
4%.
5. Геометрические размеры червяка и колеса. Делительный диаметр червяка
<4= qm= 10 -8= 80 мм.
Диаметр вершин витков dai=di+2m=80+2-8=96 мм.
Диаметр впадин dy]=d1—2,4 «=80—2,4-8= 60,8 мм.
Длина нарезанной части *152(11+0,06 z2)m= (11+0,06-46)-8= ПО,08 мм.
32
Так как витки шлифуют, то окончательно ft^l 10,08+3-8~ 134 мм.
Диаметр делительной окружности колеса d2=22m~46 -8=368 мм.
Диаметр окружности вершин зубьев da2=d2+2(l+x)/n=368+2 (1+0,125)-8=
=386 мм.
Диаметр колеса наибольший doM2<+i2+6 m/(z1+2)=386+6 -8/(2+2)=398 мм.
Ширина венца Ь2<0,75dal~0,75-96=71 мм.
6. Проверочный расчет передачи на прочность. По табл. 2.12 для 21=2 и д=10
угол у=11°19'. Угловая скорость червяка <о1=«<о2= 23-6,3= 144,9. Окружная ско-
рость на червяке и1=0,5 <o1d1=0,5-144,9 -0,08=5,796. Скорость скольжения vs=
=Vj/cos y=5,796/cos Ц°19'=5,91.
Коэффициент Су=0,886 (интерполируя) (см. с. 27). Допускаемое контактное на-
пряжение [ а]^=0,78-0,886 • 180 • 10*'= 124,4 -10®.
Окружная скорость на колесе v2=0,5 <0^=0,5-6,3 -0,368= 1,16. Тогда коэффи-
циент К— 1,0.
4,8-105-1/’ктГ 4,8-10»,/Т+ООГ ... ... „
Расчетное напряжение <Уц~—— I/ —т— = "Л оао ' V "(Гпя"=122'10 Па,
что меньше допускаемого.
7. КПД передачи. По табл. 2.13 угол трения (интерполируя) р'=1°7'. КПД
передачи
Tl=tgy/tg (v+p') = tg ll°19'/tg (11°19'+1°7') = 0,9.
8. Силы в зацеплении. Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке
ft2 = fel=2T2/d2 = 2-700/0,368 = 3804 Н.
Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе
Ffi = Fa2 = FtfbHfM) = 3804-2/(10-0,9) = 845 Н.
Радиальная сила Fr=0,364 Д/2= 0,364 -3804= 1385 Н.
9. Проверка зубьев колеса по иапряжевиим изгиба. Эквивалентное число зубьев
Zv2==Z2/cos3y=46/cos3(Ho19')=47,8. По табл. 2.15 коэффициент Ур=1,46. Окружная
скорость на колесе п2=0,5 <o2d2=0,5-6,3-0,368=1,16. Тогда коэффициент нагрузки
К=1 (см. с. 30).
Расчетное напряжение изгиба
0.7KFKFfe_0,7-1,46-1-3804
F mb2 0,008-0,071 ,S *
что меньше [о] F=24 • 10®.
10. Тепловой расчет. Мощность на червяке
Pi = Т2<и2,'Г] = 700.6,3/0,9 = 4900 Вт.
Поверхность охлаждения корпуса (см. табл. 2.14) .4=1,0 м2. Коэффициент /Ст=
=9...17.
Примем предположительно, что отвод теплоты будет происходить без искусствен-
ного охлаждения. Тогда температура масла
/ра6 = (1 — т|) Р1/(КтД)+20° = (1 —0,9)-4900/[(9.. .17)-1]+20°=74,4.. .48,8°С,
что является допустимым, так как ^раб+Мраб 95°С.
Глава 3
ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
После определения межосевых расстояний, диаметров и ширины
колес и размеров червяков приступают к разработке конструкции
редуктора, коробки передач. Первым этапом конструирования явля-
ется разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании
определяют расположение деталей передач, расстояния между ними,
ориентировочные диаметры ступеней валов, выбирают типы подшип-
33
ников и схемы их установки. Эти вопросы являются общими для
всех типов редукторов и коробок передач, поэтому с них и начнем гла-
ву, а некоторые особенности их эскизного проектирования осветим
позже.
§ 1. РАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ДЕТАЛЯМИ ПЕРЕДАЧ
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние
поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор а, мм
Рис. 3.1
Рис. 3.3
34
(рис. 3.1, а, б), который определяют по формуле
а ~ р/ L-J-3,
(3-1)
где L — наибольшее расстояние между внешними поверхностями де-
талей передач, мм.
После вычисления значения а округляют в большую сторону до
целого числа.
Расстояние Ьа между
дном корпуса и поверх-
ностью колес или червяка
для всех типов редукторов
и коробок передач прини-
мают
б0>4а. (3.2)
Расстояние с= (0,3. . .
0,5) а между торцовыми по-
верхностями колес двух-
ступенчатого редуктора,
выполненного по развер-
нутой схеме, определяют
по соотношению, приведен-
ному на рис. 3.1, б.
В двухступенчатых со-
Рис. 3.4
осных редукторах между торцовыми поверхностями шестерни быстро-
ходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два под-
шипника. Расстояние /S=3a-|-Bi+B2 (рис. 3.2). В этом соотношении
Рис. 3.5
§ 2. ДИАМЕТРЫ ВАЛОВ
Bf и В2 —ширина подшипни-
ков опор быстроходного и ти-
хоходного валов (табл. 18.15).
Расстояния между деталя-
ми конического и червячного
редукторов а, Ьо и L, приве-
денные на схемах рис. 3.3 и
3.4, определяют по соотно-
шениям (3.1) и (3.2).
Расстояние 10 между тор-
цовыми поверхностями колес
коробок передач определяют
по соотношениям, приведен-
ным на рис. 3.5.
Диаметры различных участков тихоходного и быстроходного ва-
лов одноступенчатых цилиндрических и червячных редукторов оп-
ределяют по формулам (рис. 3.6):
Для быстроходного вала
da^d^2t- d6a~da+3,2r.
35
Для тихоходного вала
dn~d+2t;
^бп =S^n ”1” 3,2г, dK ^бп»
где Тк — вращающий момент, Н -м.
Значения t и г см. в табл. 3.1.
Рис. 3.6
Если быстроходный вал приводится во вращение валом электро-
двигателя через стандартную муфту, то диаметр выходного конца этого
вала должен быть согласован с диаметром вала электродвигателя, т. е.
d = (0,8 ... 1,0)dt,
где di — диаметр вала электродвигателя (см. табл. 18.37).
Если проектируется двухступенчатый редуктор, то диаметры раз-
личных участков промежуточного вала определяют по формулам
(рис. 3.7):
dn=dK—-3,2г;
^бк—+ d6n=dn-|-3,2r <2dK.
Значения г и f см. в табл 3.1.
Диаметры ступеней валов после вычисления округляют в ближай-
шую сторону до стандартных величин (см. табл. 18.1).
36
Значения t, г и f даны в табл. 3.1 в зависимости от диаметра d
посадочной поверхности. Координата фаски г дана приближенно.
Точное значение координаты см. в табл. 18.28.
Таблица 3.1
мм
d 17—24 25—30 32—40 42—50 52—60 62—70 71—85
t 2 2,2 2,5 2,8 3 з,з 3,5
Г 1,6 2 2,5 3 3 3,5 3,5
f 1 1 1,2 1,6 2 2 2,5
На рис. 3.8 дан пример
шестерни.
Вершины делительных
конусов и конусов впадин
колеса и шестерни сходятся
в полюсе О пересечения
осей колес. Для того что-
бы обеспечить постоян-
ный радиальный зазор ме-
жду зубьями колеса и ше-
стерни на всей ширине, об-
разующие внешнего конуса
шестерни должны быть па-
раллельны образующим ко-
вычерчивания конических колес и вала-
Рис. 3.7
нуса впадин колеса, а образующие внешнего конуса колеса — па-
раллельны образующим конуса впадин шестерни.
Толщину венца зубчатого конического колеса принимают
б0« 2,5т/(?-[-2 мм.
Размеры отдельных участков вала конической шестерни определяют
по формулам (рис. 3.8, а):
d^d + 2t- 413 = ^ + (2...4);
d6n = 4 + 3,2r.
Расстояние а2 » 2,5 at.
При больших передаточных числах (и > 3,15) коническая шестерня
получается малых размеров. В этих случаях не удается создать упор-
ный буртик с размерами 0,5 mte и 0,4 mte (рис. 3,8, а) и его конструи-
руют по рис. 3.8, б.
37
Рис. 3.8
&0,5mte
§ 3. ВЫБОР ТИПА ПОДШИПНИКА
В соответствии с установившейся практикой проектирования и
эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим реко-
мендациям.
Для опор валов цилиндрических колес редукторов и коробок пере-
дач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники
(рис. 3.9, а).
Первоначально принимают подшипники легкой узкой серии. Ес-
ли при последующем расчете грузоподъемность подшипника легкой
серии окажется недостаточной, принимают подшипник средней
серии.
При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в ка-
честве опор валов цилиндрических колес применяют также подшипни-
ки конические роликовые (рис. 3.9, в).
Конические и червячные колеса должны быть точно и жестко
зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные под-
шипники обладают малой осевой жесткостью. Поэтому в силовых
передачах для опор ва-
лов конических и червяч-
ных колес применяют
конические роликовые
подшипники. Выбирают
первоначально легкую
узкую серию.
Для опор вала кони-
ческой шестерни приме-
Рис. 3.9
няют также роликовые
подшипники. При очень высокой частоте вращения вала-шестерни
(щ>1500 об/мин) применяют подшипники шариковые радиально-
упорные (рис. 3.9, г). Первоначально применяют также подшипники
легкой серии. Опоры червяка в силовых червячных передачах нагру-
жены значительными осевыми силами. Поэтому в качестве опор вала
червяка применяют в основном конические роликовые подшипники.
При длительной непрерывной работе червячной передачи, с целью сни-
жения тепловыделений, в качестве опор вала червяка применяют
шариковые радиально-упорные подшипники. Первоначально прини-
мают подшипники средней узкой серии.
Для опор плавающих валов шевронных передач применяют радиаль-
ные подшипники с короткими цилиндрическими роликами (рис. 3.9,6),
также первоначально легкой серии.
Подшипники качения выпускают следующих классов точности
(в порядке ее повышения): 0, 6, 5, 4 и 2. Обычно применяют подшип-
ники класса точности 0. Подшипники более высоких классов точности
применяют для опор валов, требующих повышенной точности враще-
ния или работающих при особо высоких скоростях вращения. С по-
вышением класса точности подшипника стоимость его заметно возра-
стает.
39
§ 4. СХЕМЫ УСТАНОВКИ ПОДШИПНИКОВ
В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы от осе-
вых смещений.
По способности фиксировать осевое положение вала опоры раз-
деляют на фиксирующие и плавающие. В фиксирующих опорах огра-
ничивается осевое перемещение вала в одном или в обоих направле-
ниях. В плавающих опорах осевое перемещение вала в любом на-
правлении не ограничивается. Фиксирующая опора воспринимает
радиальную и осевую нагрузки, а плавающая опора — только ради-
альную.
Рис. 3.10
В некоторых конструкциях применяют так называемые «плаваю-
щие» валы. Эти валы имеют возможность осевого смещения в любом
направлении и устанавливаются на плавающих опорах.
На рис. 3.10, а—г показаны основные способы осевого фиксирова-
ния валов. В схемах айв осевое фиксирование вала осуществляется
в одной опоре; в схеме а — одним радиальным подшипником, в схеме
в — двумя одинарными радиальными или радиально-упорными (на-
пример, по рис. 3.9, в, г) подшипниками.
В плавающей опоре применяют радиальные подшипники по
рис. 3.9, а, б.
Схемы 3.10, а, в применяют при любом расстоянии между опорами
вала. При этом схема в характеризуется большей жесткостью фикси-
рующей опоры.
Осевую фиксацию по схеме а широко применяют в коробках пере-
дач, редукторах и в других узлах для валов цилиндрических зубчатых
передач, а также для приводных валов ленточных транспортеров,
цепных конвейеров.
Подшипники обеих опор должны быть нагружены по возможности
равномерно. Поэтому если опоры нагружены кроме радиальной еще
и осевой силой, то для более равномерного нагружения подшипников
40
в качестве плавающей выбирают опору, нагруженную большей ради-
альной нагрузкой.
При температурных колебаниях плавающий подшипник перемеща-
ется в осевом направлении на величину удлинения (укорочения) вала.
Так как это перемещение может происходить под нагрузкой, поверх-
ность отверстия корпуса изнашивается. Поэтому при действии на опоры
вала только радиальных нагрузок в качестве плавающей выбирают
менее нагруженную опору.
Осевую фиксацию валов по схеме в применяют в цилиндрических,
конических зубчатых и червячных передачах.
' Выбор фиксирующей и плавающей опор производят по тем же со-
ображениям, что и в схеме а.
В схемах б и г осевое фиксирование вала осуществляется в двух
опорах, причем в каждой опоре в одном направлении. Эти схемы
применяют с определенными ограничениями по расстоянию между
опорами. И связано это с изменением зазоров в подшипниках вследствие
нагрева при работе. При нагреве зазоры в подшипниках уменьшаются,
адлина вала увеличивается. Чтобы не происходило защемления вала в
опорах в схеме «вр-аспор», предусматривают осевой зазор а. Величина
зазора должна быть несколько больше ожидаемой тепловой деформа-
ции вала. Схема установки подшипников «враспор» (б) конструктивно
наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких
валах. Из опыта эксплуатации известно, что в узлах с радиальными
шарикоподшипниками а=0,2. . .0,5 мм.
В опорах схемы б могут быть применены и радиально-упорные
подшипники. Так как эти подшипники более чувствительны к изме-
нению осевых зазоров, то соотношение между величинами I и d для
радиально-упорных подшипников не должно превосходить Z/d=6. . .8.
Меньшие значения относятся к роликовым, большие — к шариковым
радиально-упорным подшипникам.
При установке вала по схеме г вероятность защемления подшипни-
ков вследствие температурных деформаций вала меньше, так как при
увеличении длины вала осевой зазор в подшипниках, установленных
по этой схеме, увеличивается. Схему г называют также осевой фикса-
цией «врастяжку». При установке опор вала врастяжку расстояние
между подшипниками может быть несколько больше, чем в схеме
враспор: l/d=8. ..10. Меньшие значения относятся к роликовым,
большие — к шариковым радиально-упорным подшипникам. Более
длинные валы устанавливать по схеме г не рекомендуется, так как
вследствие температурных деформаций вала могут появиться большие
осевые зазоры, недопустимые для радиально-упорных подшипников.
§ 5. ПРИМЕРЫ ЭСКИЗНЫХ ПРОЕКТОВ
После определения расстояний между деталями передачи, диамет-
ров ступеней валов, после выбора типа подшипников и схемы их уста-
новки приступают к вычерчиванию редуктора или коробки передач.
Предварительно для своего задания учащийся отдельно выписы-
вает следующие исходные данные для вычерчивания: межосевые рас-
41
Рис. 3.13
стояния, диаметры и ширину колес, модуль зацепления, расстояния
между деталями, диаметры посадочных поверхностей валов для колес
и подшипников, тип и основные размеры подшипников, которые берут
из табл. 18.29 и 18.37.
Эскизный проект выполняют в масштабе 1 : 1 на чертежной бумаге.
Однако удобнее это делать на миллиметровой бумаге.
Для получения представления о конструкции, размерах деталей
передачи и их относительном расположении достаточно двух проек-
ций.
Ниже, на рис. 3.11, 3.13, приведены примеры эскизных проектов
редукторов.
На рис. 3.11 показан эскизный проект одноступенчатого цилиндри-
ческого редуктора внешнего зацепления.
На рис. 3.12 показан эскизный проект одноступенчатого кониче-
ского редуктора.
На рис. 3.13 приведен эскизный проект червячного редуктора.
Глава 4.
КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ, ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС,
ЧЕРВЯКОВ, ШКИВОВ И ЗВЕЗДОЧЕК
По результатам разработки эскизного проекта вычерчиваются
контуры зубчатых или червячных колес и червяков. Следующим ша-
гом является конструктивная отработка их формы.
§ 1. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА
ВНЕШНЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Форма зубчатого колеса может быть плоской (рис. 4.1, а, 6} или с
выступающей ступицей (рис. 4.1, в). Значительно реже (в одноступен-
чатых редукторах) колеса делают со ступицей, выступающей в обе
стороны.
Торцы ступицы определяют положение колеса на валу. Торцы
зубчатого венца используют для установки заготовки при нареза-
нии зубьев.
На рис. 4.1, а—в показаны простейшие формы колес, применяемые
при единичном и мелкосерийном производстве. При небольших диа-
метрах колес их изготовляют из прутка, а при больших — заготовки
получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой.
Чтобы уменьшить объем точной механической обработки, на дисках
колес выполняют выточки (рис. 4,1, б, в). При диаметре da<80 мм
эти выточки, как правило, не делают (рис. 4.1, а).
Длину посадочного отверстия колеса /ст желательно принимать
равной ширине зубчатого венца (1СТ—Ь2). Длину ступицы согласуют
также с расчетами соединения (шпоночного, шлицевого или соединения
с натягом), выбранного для передачи вращающего момента с колеса
на вал, и с диаметром посадочного отверстия d
/ст = (0,8 ... 1,5)d.
43
Диаметр ступицы dCT и ширину торцов зубчатого венца принимают!
dCT= l,5d+Ю мм; 5 = 2,5/п + 2мм,
где т — модуль зацепления.
На торцах зубчатого венца выполняют фаски. Размеры фасок при-
нимают f та (0,6- • -0,7) tn с округлением до тандартного значения
(табл. 4.1). На прямозубых зубчатых колесах фаску выполняют под
углом аф=45°, на косозубых колесах при твердости рабочих поверх-
ностей <НВ350 под углом аф=45° (см. рис. 4.1, а, б), а при >НВ
350— аф=15° (см. рис. 4.1, в).
Острые кромки на торцах ступицы,углах обода притупляют фас-
ками, размеры которых принимают по табл. 4.1.
Таблица 4.1
мм
d Свыше 20 до 30 Свыше 30 до 40 Свыше 40 до 50 Свыше 50 до 80 Свыше 80 до 120 Свыше 120 до 150 Свыше 150 до 250 Свыше 250 до 500
f 1,0 1,2 1,6 2,0 2,5 3,0 4,0 5,0
При объеме годового выпуска более 100 шт. применяют двусторон-
ние штампы. Форму зубчатых колес для этих случаев проектируют
по рис. 4.2, а, б. Тонкими линиями показана заготовка колеса после
штамповки. Для свободной выемки заготовки колес из штампа прини-
44
мают значения штамповочных уклонов у 7° и радиусов закруглений
R 6 мм.
Для уменьшения влияния термической обработки зубчатых колес
на точность геометрической формы, в последнее время зубчатые колеса
делают массивными: С=(0,35. ..0,4)Ь3-
Рис. 4.3
45
Условия пластической деформации металла при штамповке улуч-
шаются, если выемки в дисках колес выполнять по рис. 4.3, а, б.
Радиусы закруглений принимают Л 20 мм, а штамповочные уклоны
у 12°. В зависимости от соотношения размеров колес выемки в
JHCf
Рис. 4.4
дисках оформляют одной дугой радиуса
Л (рис. 4.3, а) или двумя дугами ради-
уса Л и плоскостью (рис. 4.3, б). Тол-
щина диска в этом случае С « 0,5 Ь2.
В тех случаях, когда важно сниже-
ние массы конструкции (например, са-
молетостроение), колеса делают с более
тонким диском (С «0,25 Ь2), радиусы
закруглений принимают минимальными,
в дисках выполняют 4. . .6 отверстий.
Для быстроходных колес после механи-
ческой обработки проводят балансиров-
ку. С этой целью иногда производят ме-
ханическую обработку кругом, как по-
казано на рис. 4.2, а.
Таблица 4.2
т, мм 2 3 4 5 >6
alm 15 14 13 12 10
Шевронные зубчатые колеса отличаются от других цилиндрических
колес большей шириной. Наиболее часто шевронные колеса изготов-
ляют с канавкой посередине, предназначенной для выхода червячной
фрезы, нарезающей зубья. При известных размерах фрезы ширину
канавки а определяют прочерчиванием. Приближенно размер канавки
а можно определить по приводимому в табл. 4.2 отношению а!т.
Остальные конструктивные элементы шевронных колес принимают
по соотношениям (рис. 4.4): /с1=&+а; С= (0,3. . .0,35) (&+а); S==
=4/п+2; й=2,5т.
§ 2. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА
ВНУТРЕННЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Основные конструктивные элементы dCT, leT, S, f (рис. 4.5, а, б)
в колесах внутреннего зацепления принимают по соотношениям для
колес внешнего зацепления, которые приведены на с. 44. Конструктив-
ное исполнение колес внутреннего зацепления может быть выполнено
по одному из вариантов, показанных на рис. 4.5 и отличающихся распо-
ложением ступицы относительно зубчатого венца: ступица расположе-
на внутри колеса (рис. 4.5, а), что обеспечивает лучшие условия ра-
боты зацепления по сравнению с вариантом по рис. 4.5, б, в котором
ступица вынесена за контур зубчатого венца. Но первый вариант
46
(рис. 4.5, а) можно применять в том случае, когда расстояние от на-
ружной поверхности ступицы до внутренней поверхности зубчатого
венца больше наружного диаметра De долбяка, которым изготовляют
Рис. 4.5
зубья. Контур долбяка показан на рис. 4.5, а, б. В табл. 4.3 приведе-
ны диаметры De долбяка, ширина а канавки для выхода долбяка и
размещения стружки, образующейся при долблении зубьев (для пря-
мозубых колес).
Таблица 4.3
т 1,5 1,75 2,0 2,25 2,5 2,75 3,0 4,0 5 6 8
De 54 56 56 54 55 55 60 112 110 120 114
а 5 6 7 8 9
Ширину а канавки в косозубых колесах внутреннего зацепления
увеличивают на 30. . .40%. Глубину канавки во всех случаях прини-
мают /1=2,5 т. Толщина диска С а? (1, 2. . .1,5) S.
47
§ 3. БЛОКИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
В коробках передач автомобилей, тракторов и металлорежущих
станков применяют зубчатые колеса, имеющие два, три или четыре
зубчатых венца. Такие конструкции называют блоками зубчатых ко-
лес. Примеры конструкций показаны на рис. 4.6, а, б. Между отдель-
ными венцами предусматривают канавки для выхода инструмента
Рис. 4.6
(долбяка) при изготовлении зубьев. Ширину канавки а принимают в
зависимости от диаметра De долбяка по табл. 4.3.
Для размещения передвижных камней или вилок в блоках делают
кольцевые пазы шириной больше а. Ширину этих пазов обычно вы-
полняют с допуском по ZZ8, который в случае закалки колеса обеспе-
чивается шлифованием боковых стенок паза.
Зубья венцов блоков со стороны входа в зацепление скашивают под
углом ~ 15° (рис. 4.6, а) и закругляют (рис. 4.6, б, сечение А—.4).
В последнее время скашивание производят по криволинейному про-
филю (рис. 4.6, б, выносной элемент /).
§ 4. КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА
Конструктивные формы конических зубчатых колес с внешним диа-
метром вершин зубьев dae «С 120 мм показаны на рис. 4.7. При угле
делительного конуса 6 30° колеса выполняют по рис. 4.7, а, а при
угле 6 45° — по рис. 4.7, б. Если угол делительного конуса нахо-
дится между 30 и 45°, то допускаются обе формы конических колес.
Размер ступицы определяют по соотношениям для цилиндрических
зубчатых колес.
На рис. 4.8, а, б показаны формы конических зубчатых колес
при внешнем диаметре вершин зубьев dae > 120 мм. По рис. 4.8, а
конструируют колеса при единичном и мелкосерийном производстве.
При относительно небольших диаметрах колеса изготовляют из прутка,
48
при больших диаметрах заготовки получают свободной ковкой с пос-
ледующей токарной обработкой. По рис. 4.8, б конструируют кониче-
ские колеса при крупносерийном производстве. Тонкими линиями
показана заготовка, получаемая ковкой в двусторонних штампах.
Рис. 4.8
При любой форме колес внешние углы зубьев притупляют фаской
f, обрабатывая колеса по внешнему диаметру dae параллельно оси
посадочного отверстия. Торец зубчатого венца используют для установ-
ки заготовки при нарезании зубьев. Для уменьшения объема точной
механической обработки выполняют выточки глубиной 1. . .2 мм.
С целью экономии относительно дорогих сталей, идущих на изготов-
ление конических колес, при внешнем диаметре dae> 180 мм целе-
49
сообразно колеса выполнять составными. В зависимости от размеров
колеса зубчатый венец крепят к стальному центру болтами, установ-
ленными без зазора (под развертку) (рис. 4.9, а) или к фланцу вала
Рис. 4.9
заклепками (рис. 4.9, б); зубчатый венец располагают так, чтобы осевая
сила, возникающая в зацеплении, была направлена на опорный фла-
нец. Центрирование зубчатого венца чаще всего производят по диамет-
ру D, а не£>0. Точность центрирования по£> выше, так как при одной
и той же посадке допуски размеров D венца и центра, а также возмож-
ный посадочный зазор
меньше; технологически
проще получить точным
посадочное отверстие
гладкое, без уступа;
меньшие затраты време-
ни на обработку поверх-
ности меньшего диамет-
ра.
Однако при центри-
ровании по Do увеличи-
Рис. 4.10
вается жесткость стыка.
Поэтому наряду с центрированием по D встречаются конструкции, в
которых центрирование зубчатого венца осуществляется поО0. Состав-
ные конические колеса главных передач автомобилей ЗИЛ, «Жигули»,
«Москвич» имеют центрирование зубчатых венцов по диаметру D.
Широкое применение имеют конические колеса с круговыми зубья-
ми, которые нарезают резцовыми головками, закрепляя заготовку на
оправке. Чтобы такое нарезание можно было осуществить, необходимо
предусмотреть свободный выход инструмента, а 0,5 mte (рис. 4.10),
где mta — внешний окружной модуль.
50
§ 5. ВАЛЫ-ШЕСТЕРНИ
Возможны два конструктивных исполнения шестерен зубчатых
передач: вместе с валом (вал-шестерня) и отдельно от него (насадная
шестерня). Более рациональной конструкцией является вал-шестерня.
Изготовляют вал-шестерню из поковки. Качество вала-шестерни выше,
а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни. Именно
поэтому все шестерни редукторов выполняют вместе с валом. Насад-
ные шестерни применяют в тех случаях, когда по каким-либо причинам
их нельзя сделать вместе с валом (например, по условиям работы ше-
стерня должна быть подвижной вдоль оси вала).
При изготовлении вала-шестерни зубья цилиндрической зубчатой
передачи нарезают на валу. Конструкция вала в месте нарезания
зубьев зависит от передаточного числа и межосевого расстояния пере-
дачи (см. гл. 7, § 3).
На рис. 7.9, а показаны конструктивные варианты вала-шестерни
быстроходной ступени с небольшим передаточным числом и промежу-
точный вал тихоходной ступени двухступенчатого редуктора (см.
рис. 7.11, а). Размеры шестерни здесь такие, что возможно сквозное
нарезание зубьев со свободным выходом инструмента.
При больших передаточных числах наружный диаметр шестерни,
как правило, мало отличается от диаметра вала и валы-шестерни кон-
струируют по рис. 7.9, б—д. В этом случае зубья нарезают на поверх-
ности вала. Выход фрезы определяют графически по известному наруж-
ному диаметру фрезы De, который принимают по табл. 7.7.
Выступающим концам валов-шестерен придают в основном кониче-
скую форму, хотя возможна и цилиндрическая.
§ 6. ЧЕРВЯЧНЫЕ КОЛЕСА
Основные геометрические размеры червячного колеса определены
из расчета (см. с. 29). Чаще всего червячные колеса изготовляют со-
ставными. Центр колеса — из серого чугуна или из стали, зубчатый
венец — из бронзы. Соединение венца с центром должно обеспечить
передачу большого по величине вращающего момента и сравнительно
небольшой осевой силы. Конструкция червячного колеса и способ
соединения венца с центром зависят от масштаба выпуска. При единич-
ном и мелкосерийном производстве, когда число изготовляемых чер-
вячных колес не превышает пятидесяти, зубчатые венцы соединяют о
центром посадкой с натягом. Конструктивно это соединение оформляют
так, как показано на рис. 4.11, а, б. При постоянном направлении
вращения червячного колеса на наружной поверхности центра преду-
сматривают буртик. Такая форма центра является традиционной.
Однако наличие буртика усложняет изготовление и центра и венца, a
никаких преимуществ при изготовлении или в сборке нет. Поэтому в
современных конструкциях соединение венца с центром следует выпол-
нять без буртика (рис. 4.11, б), а посадку выбирать по методике, изло-
женной в гл. 5. При этом устанавливать винты в стык зубчатого венца
и обода центра не требуется.
S1
При больших диаметрах колес (<4Л12 400 мм) крепление венца к
центру можно осуществлять болтами, поставленными без зазора
(рис. 4.11, в). В этом случае венец предварительно центрируют по на-
ружной поверхности центра. Сопряжение центрирующих поверхно-
стей выполняют по переходной посадке. Окончательно положение зуб-
чатого венца определяется сопряжением его отверстий со стержнями
болтов, поставленных без зазора. Следует отметить, что в таких кон-
струкциях нужно предусматривать надежное стопорение гайки от
самоотвинчивания.
Рис. 4.11
Червячные колеса вращаются с небольшой скоростью. Поэтому
нерабочие поверхности обода, диска, ступицы колеса оставляют необ-
работанными и делают конусными с большими радиусами закруглений.
Острые кромки на торцах венца притупляют фасками f « 0,5 т,
где т — модуль зацепления, с округлением до стандартного значения
(см. табл. 4.1).
Размеры других основных конструктивных элементов принимают
по соотношениям, приведенным на рис. 4.11.
Остальные конструктивные элементы червячных колес следует
принимать такими же, как для обычных зубчатых колес (см. с. 44).
Если изготовляется большая партия колес (100 шт. и более), то
экономически выгодно применять наплавленный венец. При этом сни-
жаются требования к точности обработки сопрягаемых поверхностей
венца и центра, не нужны мощные прессы для их соединения, не требу-
ется также дополнительное крепление винтами.
Чугунный или стальной центр закладывают в металлическую форму
52
(кокиль), подогревают ее и заливают расплавленной бронзой. При
остывании между центром и венцом возникает механическое сцепление,
вызываемое усадкой затвердевающего жидкого металла венца.
Конструктивные варианты исполнения наплавленных венцов по-
казаны на рис. 4.12, а—г.
Рис. 4.12
Зубья червячных колес имеют вогнутую форму. Поэтому оптимальна
форма венца, повторяющая форму зубьев.
Для обеспечения надежного сцепления венца с центром предусмат-
ривают 6. . .8 углублений различной формы на ободе центра. Залитая
в эти углубления бронза образует выступы, которые дополнительно
воспринимают как окружную, так и осевую силы.
Наружную поверхность центра получают либо механической об-
работкой, либо она формуется при отливке в кокиль.
На рис. 4.12, а, б, в показаны конструкции венцов, наплавленных на
механически обработанную поверхность центра. Вогнутую поверхность
центра (рис. 4.12, а и б) получают обработкой на токарном станке.
Различие между этими двумя вариантами — в форме поперечных
пазов. Пазы получают радиальной подачей фрезы. На рис. 4.12, а
ось вращения дисковой фрезы расположена перпендикулярно оси
вращения колеса. По рис. 4.12, б паз нарезается цилиндрической фре-
зой, ось вращения которой параллельна оси вращения колеса. С точки
зрения технологии и трудоемкости оба варианта равноценны. По
рис. 4.12, в углубления на ободе центра изготовляют засверловкой.
На рис. 4.12, г показана конструкция, в которой форма наружной
поверхности центра типична для получения отливкой в кокиль. Ме-
ханическую обработку этой поверхности не производят. Перед залив-
кой бронзой центр очищают от жировых пленок и окислов химической
обработкой. В представленной конструкции кокиль состоит из отдель-
53
пых сегментов, число которых соответствует числу пазов. Такая слож-
ная конструкция кокиля обусловлена тем, что при заданной форме
наружной поверхности центра извлечь заготовку после затвердевания
металла можно только при разборной конструкции кокиля.
При любой конфигурации зубчатого венца механическую обработку
и нарезание зубьев производят после соединения венца с центром.
Другие конструктивные элементы венца и центра принимают по
вависимостям, приведенным на рис.4.11.
§ 7. КОНСТРУКТИВНЫЕ ФОРМЫ ЧЕРВЯКОВ
Червяки выполняют стальными и чаще всего за одно целое с ва-
лом. Геометрические размеры червяка, в том числе длина нарезанной
части bj. и ориентировочное расстояние I между опорами, известны из
расчетов и эскизного чертежа редуктора. Поэтому при конструирова-
нии вала-червяка эти данные являются исходными.
Размеры выступающего из редуктора конца вала-червяка согласо-
вывают с соответствующими размерами вала электродвигателя и
соединительной муфты. Затем определяют диаметр вала в месте уста-
новки подшипников. Рекомендации по этим вопросам приведены в
гл. 3 и 7.
На рис. 4.13, а—в приведены возможные варианты конструкции
червяков. Одним из основных требований является конструктивное
54
обеспечение высокой жесткости червяка. С этой целью расстояние
между опорами стараются сделать как можно меньшим. Диаметр ва-
ла-червяка в ненарезанной части назначают таким, чтобы обеспечить
по возможности свободный выход инструмента при обработке витков и
необходимую величину упорного заплечика для подшипника.
На рис. 4.13, а, б диаметр вала-червяка перед нарезанной частью
удовлетворяет условию свободного выхода инструмента при обработке
витков. По рис. 4.13, а высота заплечика при этом оказывается доста-
точной для упора подшипника, а по рис. 4.13, б она мала. Поэтому для
упора подшипника предусмотрен специальный буртик.
При относительно малом диаметре червяк приходится выполнять
по рис. 4.13, в. В этом случае высоту упорного заплечика в местах
установки подшипников согласуют с наружным диаметром червяка.
При необходимости буртики выполняют так, как показано на
рис. 4.13, в.
§ 8. УСТАНОВКА КОЛЕС НА ВАЛАХ
Устанавливая колеса на валах, необходимо выбрать способ пе-
редачи вращающего момента от колеса к валу и обеспечить точную
установку колеса на валу.
Во время установки колес на валы с натягом трудно бывает совме-
стить паз в ступице колеса со шпонкой, которая заранее установлена
на валу. Для облегчения сборки необходимо или предусматривать
цилиндрический участок вала, на котором обеспечивается сопряже-
ние с колесом с зазором (рис. 4.14, а), или удлинять шпонку, выводя
ее за пределы посадочного места (рис. 4.14, б). В каждом из этих ва-
риантов вначале путем свободного поворота колеса относительно вала
производится совмещение шпоночного паза колеса со шпонкой, а ва-
Рис, 4.14
тем напрессовка колеса на вал.
Зубчатые и червячные колеса должны быть установлены на валах
без перекоса. Если /CT/d^0,8 (/ст — длина ступицы, d — диаметр от-
верстия), то цилиндриче-
ская поверхность отверстия
полностью определяет по-
ложение колеса относитель-
но вала (рис. 4.15, а). При
передаче вращающего мо-
мента соединением с натя-
гом колесо в этом случае ус-
танавливается на гладком
валу, осевая фиксация обес-
печивается силами трения.
Очень часто для опре-
деления осевого положе-
ния колеса на валу из-
готовляют буртик. Это упрощает установку колеса на вал — при сборке
колесо доводят до упора в торец буртика. При коротких ступицах, у
которых /CT/d <2 0,8, торец буртика не только определяет осевое поло-
65
жение колеса, но и точность его расположения относительно вала
(рис. 4.15, б). Поэтому и требования к точности изготовления буртика
в этом случае значительно выше. Нужно иметь в виду, что при переда-
че вращающего момента соединени-
ем с натягом и короткой ступице
(ZCT/d < 0,8) наличие упорного бур-
тика на валу обязательно. Рассмот-
рим некоторые способы осевой фик-
сации колес при передаче вращаю-
щего момента шпоночным соеди-
нением.
₽ис‘ 4,15 Если на валу не удается создать
буртик нужного размера, то можно
установить дополнительное кольцо (рис. 4.16, а). Иногда валы по раз-
ным причинам делают гладкими, без уступов. Тогда для упора колес
создают искусственные буртики (рис. 4.16, б—г). Упорным буртиком
может служить, например, пружинное кольцо (рис. 4.16, б). Для уве-
личения поверхности контакта перед пружинным кольцом устанавли-
вают кольцо / (рис. 4.16, в). В конструкции, изображенной на
рис. 4.16, г, упорный буртик создан двумя полукольцами, заложен-
ными в канавку вала. От выпадания полукольца удерживаются по-
верхностью отверстия колеса. Недостатком приведенных способов яв-
ляется наличие канавки — концентратора напряжений, снижающего
выносливость вала. Поэтому сечение вала по канавке должно быть
проверено расчетом на выносливость.
Следует отметить также, что искусственные буртики снижают точ-
ность расположения колес при ZCT/d < 0,8.
На валу коробки передач устанавливают несколько зубчатых колес.
Осевое фиксирование группы колес осуществляют упором колес и
распорных втулок с одной стороны в буртик вала, а с другой стороны —
в торец кольца подшипника (рис. 4.17, а). Зазор С выполняют для га-
рантии контакта торцов деталей. По рис. 4.17, б группа колес зафик-
сирована между торцами подшипников.
На рис. 4.18 показано фиксирование группы колес, устанавливае-
мых на шлицевом участке вала. Для предотвращения при передаче
нагрузки микроперемещений и уменьшения износа шлицевого соеди-
нения в местах контакта колес с валом необходимо фиксирование колес
56
производить с приложением осевой силы. При этом необходимо обес-
печивать в сопряжении колеса с валом по центрирующему диаметру
посадку с натягом. Сила, действующая со стороны гайки (рис. 4.18),
Рис. 4.17
передается на комплект колес через внутреннее кольцо подшипника.
Буртик вала, в который упирается дистанционная втулка, при необ-
ходимости может быть заменен любым искусственным буртиком (см.
рис. 4.16).
Рис. 4.18
§ 9. РЕГУЛИРОВАНИЕ ОСЕВОГО ПОЛОЖЕНИЯ КОЛЕС
Погрешности изготовления деталей по осевым линейным размерам
и погрешности сборки приводят к неточному осевому положению
колес в зубчатых передачах, а также червячного колеса в червячных
передачах.
В цилиндрических передачах редукторов для компенсации неточ-
ности относительного осевого положения колес ширину одного из
57
них обычно делают больше ширины другого. Чаще всего шестерня
имеет более высокую поверхностную твердость зубьев. Чтобы избежать
неравномерной по ширине выработки на сопряженном колесе, шестерню
выполняют большей ширины так, что она перекрывает с обеих сторон
зубчатый венец колеса. При этом на увеличение ширины шестерни
расходуется меньше металла, чем это потребовалось бы, если делать
большим по ширине зубчатый венец колеса.
Требуемую разность ширины шестерни и колеса наиболее точно
определяют по результатам расчета соответствующей размерной цепи.
Приближенные значения ширины шестерен можно принимать по при-
водимому соотношению brlb2, где Ьг и Ь2 — соответственно ширина
шестерни и колеса. В коробках передач, зубчатые колеса в которых
й2, мм ......... , до 30 свыше 30 свыше 50 свыше 80
до 50 до 80 до 100
Ь^Ьг................. 1,08 1,07 1,06 1,05
обычно закалены, ширину шестерни и колеса делают одинаковой.
В шевронных и косозубых передачах с раздвоенным силовым по-
током для передачи одинаковой нагрузки по потокам один из валов
фиксируют в осевом направлении, другой делают «плавающим». В этом
случае осевое положение колес регулируется автоматически. В ка-
честве «плавающих» выбирают промежуточные валы редукторов (см.
рис. 6.29), не связанные соединительными муфтами с валами других
узлов. Осевые перемещения таких валов ввиду меньшей массы деталей
осуществляются наиболее легко. Если в качестве «плавающего» дол-
жен быть выбран один из валов с выходным концом, то выбирают более
быстроходный вал с меньшей массой (обычно вал-шестерня), а соеди-
нительную муфту подбирают с хорошей осевой компенсацией (см.
рис. 10.3).
Рис. 4.19
В конических и червячных передачах погрешности изготовления
и сборки приводят к погрешностям осевого положения колес.
На рис. 4.19 показаны схемы возможного относительного положе-
ния пары зацепляющихся конических колес в плоскости, проходящей
через оси валов. На совмещение вершин конусов по двум координат-
ным осям, на иепересечение осей вращения и на угол между осями
валов назначаются вполне определенные требования точности
(СТ СЭВ 186—75).
Как показывает опыт машиностроения, фактическая ошибка отно-
58
сительного положения конических колес обычно значительно пре-
восходит допускаемую. Поэтому совпадение вершин конусов обеспе-
чивают регулированием осевого положения колес во время сборки
передачи.
На рис. 4.19 показаны
ложения конических
зубчатых колес и соот-
ветствующее им распо-
ложение пятна контакта
на зубе колеса. Стрел-
ками указано направле-
ние осевого перемеще-
ния колес при регули-
ровании.
В червячных переда-
чах должна быть точно
совмещена средняя пло-
скость зубчатого венца
червячного колеса с
осью червяка. Норма
точности на этот пара-
метр приведена в СТСЭВ
311—76. Фактическое
возможные случаи относительного распо-
Рис. 4.20
смещение средней плоскости зубчатого венца червячного колеса отно-
сительно оси червяка значительно превосходит допускаемое. Поэтому
точности относительного положения червячного колеса достигают
регулированием осевого положения колеса при сборке.
На рис. 4.20 показаны возможные случаи относительного располо-
жения оси червяка и средней плоскости зубчатого венца червячного
колеса и соответствующее им расположение пятна контакта на зубе
колеса. Стрелками указано направление осевого перемещения червяч-
ного колеса при регулировании.
Регулируют осевое положение конических и червячных колес под-
бором прокладок, колец или винтами. Конструкции регулировочных
устройств приведены в гл. 10.
§ 10. УПРАВЛЕНИЕ ПЕРЕДВИЖНЫМИ ШЕСТЕРНЯМИ
Чаще всего для передвижения зубчатых колес используют рычаг I,
установленный на общей оси с рукояткой управления (рис. 4.21).
Эта схема наиболее простая. Недостатком ее является то, что при
перемещении колеса в нужное положение конец рычага описывает дугу
радиусом 7? и камень, находящийся в пазу зубчатого колеса, смещается
с оси последнего. Желательно, чтобы отклонение камня от оси вала
было а 0,3 Л, где h — высота камня. Радиус рычага
где At — расстояние от оси вала зубчатого колеса до оси поворота
рычага; а — половина высоты дуги, описываемой осью камня, при
перемещении зубчатого колеса из одного крайнего положения в другое.
59
Переводные камни и вилки
Переводные камни изготовляют из антифрикционного или се-
рого чугуна, текстолита, а в ответственных случаях — из безоловян-
ных бронз. Конструкции переводных камней приведены нарис.4.22, а, б,
е, г. Наиболее распространенной является простейшая конструкция по
рис. 4.22, а. Размеры переводных камней для этого варианта приве-
дены в табл. 4.4.
Штифты изготовляют по допуску пб, отверстие в рычаге — по до-
пуску Н7, отверстие в камне — по допуску F8. Размер В камня выпол-
няют по допуску dll, паз в колесе — по допуску Н9.
Помимо переводных камней применяют вилки (рис. 4.23). В зави-
симости от формы передвигаемых зубчатых колес вилка может входить
в кольцевой паз передвигаемой детали (рис. 4.24, а) или охватывать ее
кольцевой выступ (рис. 4.24, б). Управление передвижными шестерня-
60
Таблица 4.4
Рис. 4.24
ми осуществляется перемещением вилки 1 по скалке 2 с помощью ры-
чага 3 (рис. 4.24, а, в). В исполнении по рис. 4.24, а в паз вилки входит
штифт рычага. Это наиболее простое и дешевое исполнение. Недостаток
заключается в том, что контакт штифта с пазом вилки происходит по
линии. При частых переключениях штифт может быстро изнашиваться.
Поэтому рычаг чаще всего снабжают переводным камнем (см. рис. 4.22).
Направляющие скалки. Рычаги,
оси и рукоятки управления
Вилки перемещаются по направляющим скалкам, которые выпол-
няют по допуску йб одного диаметра по всей длине. Отверстие в кор-
пусе для скалки изготовляют по допуску Н7, а отверстие в вилке —
по допуску £9. Крепление направляющих скалок в корпусе показано
на рис. 4.25, а—д. Если необходимо, чтобы вилка переключения не
поворачивалась на направляющей скалке, то скалку жестко крепят в
корпусе (рис. 4.25, б, в, д), а вилку связывают со скалкой направляю-
щей шпонкой или шлицами. Наиболее простое и дешевое крепление
направляющих скалок в корпусе получается по вариантам рис. 4.25,а,б.
Рычаги 1 (рис. 4.21 и 4.26) обычно выполняют литыми из серого
чугуна. Форма рычага зависит от компоновки деталей в узле и часто
получается довольно сложной. Изготовляют рычаги овального или
прямоугольного сечения, короткие — без ребер, длинные — с ребрами
жесткости. Концы рычагов, надеваемые на оси (рис. 4.27), выполняют
01
по соотношениям
dCTsa(l,6...1,7)d; Z„«(l,2...1,5)d,
где d — диаметр отверстия в бобышке рычага (выполняется по допуску
Н7).
Рис. 4.25
Рис. 4.26
Рис. 4.27
Обычно рычаг 1 и рукоятка управления 3 устанавливаются на
общей оси (рис. 4.27, а, б). В варианте а ось выполнена ступенчатой, в
варианте б ось имеет одинаковый диаметр по всей длине. Это упрощает
62
Рис.4.28
ее изготовление. При сборке шайбу 2 надевают на ось, а затем сдви-
гают в канавку на оси. В таком положении шайба удерживает ось от
смещений (рис. 4.27, б).
Для лучшей устойчивости механизма
переключения желательно, чтобы длина I
была в 2. . .2,5 раза больше диаметра оси.
Рукоятки управления обычно делают
сборными — ступица (рис. 4.28), стержень
(рис. 4.29) и ручка (рис. 4.30). Размеры
Исполнение!
8/2,7
057
Сфера R55
R /2,7
R9.5
М10\
ступиц и стержней приведены в табл. 4.5 и 4.6.
Большое распространение получили шаровые ручки из пластмассы.
Таблица 4.5
ММ
D а di dt d. I H b bt c
65 18 Ml 2 17 6 24 30 18 10 2
80 22 М16 21 6 32 36 22 12 2,5
63
мм Таблица 4.6
Dc dc I h c la 1г L
16 20 М12 М16 MIO MIO 16 20 20 25 12 10 1,2 1,8 2,2 2,6 1,8 2,6 65 80 100 125 160 200 160 200 250 320 400 —
Устройства для фиксирования
подвижных деталей
В каждом из положений механизм переключения скоростей должен
быть зафиксирован. Часто фиксирующее устройство располагают
в рукоятке управления. На рис. 4.31 показан наиболее распространен-
Рис. 4.31
ный вариант фиксирова-
ния механизма шари-
ком, заходящим в гнез-
до. Чтобы избежать из-
носа корпусной детали,
засверловку под шарик
делают в специальных
стальных пластинах.
Иногда применяют
фиксирование перемеща-
емых по валу зубчатых
колес (рис. 4.32, а—в)
или вилок (рис. 4.32, г).
Недостатком фикси-
рующих, устройств с ша-
риками является не впо-
лне надежное фиксирование, в связи с чем при переключении ско-
ростей возможны случаи выхода зубчатого колеса за крайнее положе-
ние. Это приводит к зацеплению зубьев не по всей длине. Поэтому сле-
дует применять ограничители хода подвижных деталей. В качестве
ограничителей можно использовать дистанционные втулки 1, устанав-
ливаемые на валах (рис. 4.32, а—в) или на направляющих скалках
(рис. 4.32, г).
§ 11. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШКИВОВ
Шкивы ременных передач изготовляют чаще всего литыми из чу-
гуна. Для снижения инерционных нагрузок шкивы высокоскоростных
передач изготовляют из легких сплавов. При небольшом выпуске
их изготовляют также сварными из стали.
Внешняя поверхность обода шкива плоскоременной передачи имеет
форму кругового цилиндра (рис. 4.33, а). В быстроходных передачах
внешнюю поверхность обода одного из двух шкивов следует выполнять
сферической (рис. 4.33, б) или с двумя конусами (рис. 4.33).
64
Рис. 4.32
Рис. 4.33
При этом ремень лучше фиксируется на шкивах и не сбегает с них во
время работы передачи. Величину выпуклости h принимают по табл.4.7
(см. ГОСТ 17383—73).
65
Таблица 4.7
мм
D 40...112 125...140 160...180 200...224 250...280 315...355
h 0,3 0,4 0,5 0,6 0,8 1.0
Размеры основных конструктивных элементов шкивов принимают
по табл. 4.8.
Таблица 4.8
Конструктивный элемент
Расчетная формула
Ширина шкива передач:
плоскоремениых.............................
клиноременных (иоликлиновым ремнем) . . . .
Толщина обода чугунных шкивов передач: . . .
плоскоремениых.......................'. . .
клиноременных............................
поликлиновым ремнем . . . .^.............
Толщина обода стальных шкиве»..............
Толщина диска..............................
Диаметр ступицы шкивов:
чугунных...................................
стальных.................................
Длина ступицы..............................
В = (1,10...1,15)5
Л1=(п—
S =0,03(0+25)
fi ’ =(l,l...l,3)ft
S,’ =1,6+
бет ® ,86qyr
С = (1,2... 1,3) 6
dCT= 1,6d+10 мм
dст = 1, 5d -j-10 мм
/«=(! ,2.,.l,5)d
Расчетные диаметры шкивов выбирают из следующего ряда стан-
дартных чисел: 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224;
250; 280; 315; 355; 400; 450; 500 мм.
В табл. 4.8 обозначены: b — ширина ремня; п — число клиновых
ремней (число выступов поликлинового ремня).
Балансировку шкивов производят обычно путем сверления отвер-
стий на торцах обода. Поэтому в шкивах, подвергающихся балансиров-
ке, толщину обода увеличивают по сравнению с толщиной, определен-
ной по табл. 4.8.
После определения размеров 6, d„ и /ст их округляют в ближай-
шую сторону до значений из ряда предпочтительных чисел (см.
табл. 18.1). Окончательно длину 1п принимают с учетом результатов
расчета шпоночного или шлицевого соединения.
Размеры конструктивных элементов шкивов клиноременных пе-
редач нормальными и узкими ремнями приведены на рис. 4.34 и в
табл. 4.9, а для поликлиновых ремней — на рис. 4.35 и в табл. 4.10.
На рис. 4.34 и 4.35 dp — расчетный диаметр шкива (на этом диаметре
располагается нейтральный слой ремня).
Расчетный диаметр для передачи с клиновым ремнем
—2b,
88
Таблица 4.9
мм
Обозначение сечения ремня гр ь Л, ие меиее е Г а=34° а=36° а=38°
номин. пред. ОТВД. номин. пред, откл. “р >1 dP ь‘ dP
0 8,5 2,5 7 12 ±0,3 8 ±1 0,5 63...71 10,0 80...100 10,1 112...160 10,2
А 11,0 3,3 8,7 15 10,0 -±2 —1 1,0 90.-.112 13,1 125... 160 13,3 180...400 13,4
Б 14,0 4,2 10,8 19 ±0,4 12,5 1,0 125...160 17,0 180...224 17,2 250...500 17,4
В 19,0 5,7 14,3 25,5 ±0,5 17,0 1,5 — — 200...315 22,9 355...630 23,1
УО 8,5 2.5 9 12 ±0,3 8 4-1 0,5 63...80 10 — — 80 10,2
УА 11,0 3 12 15 10,0 4-2 —1 1,0 90...112 12,8 — — 112 13,1
УБ 14,0 4 16 19 ±0,4 12,5 1,0 140...180 16,4 — — 180 16,7
УВ 19,0 5 18 25,5 ±0,5 17 1.5 224...315 22 — — 315 22,4
Примечания; 1. » — размер для справой.
2. Предельные отклонения угла канавки для механически обрабатываемых шкивов не должны быть более: 1° —для ремней сечений О, А, Б
О» (УО, У А, УБ); 30'—для ремней сечений В (УВ).
с поликлиновым ремнем
dp«de4-2A.
Здесь de — наружный диаметр шкива. Параметры b и Д см. рис. 4.34
и 4.35, табл. 4.9 и 4.10.
Шкивы диаметром D 350 мм выполняют со сплошным диском или
с диском, имеющим отверстия для уменьшения массы и удобства транс-
портировки. В шкивах с диаметром D > 200 мм диск следует конструи-
ровать в виде конуса, что способствует лучшему отводу газов при
заливке формы металлом. Иногда диск выполняют конусным по кон-
структивным соображениям. У медленно вращающихся шкивов ма-
лого размера (D < 350 мм) обрабатывают только рабочую поверхность
Рис. 4.34
Рис. 4.3S
и торцы обода, а также отверстие и торцы ступицы. Необработанные
нерабочие поверхности для удобства удаления модели шкива из формы
выполняют на конус.
Быстровращающиеся шкивы малого размера для лучшей баланси-
ровки обрабатывают кругом. В этом случае внутреннею поверхность
обода и наружную поверхность ступицы выполняют цилиндрическими.
Таблица 4,10
мм
Обозначение сечения ремня h Д е f г» г.
к 2,15+0.8» 0,95 2,4±0,03 3,5 0,2...0,3 0,2...0,3
л 4,68+8.8® 2,4 4,8±0,04 5,5 0,4...0,5 0,4...0,5
м 9,6+°«И 3,55 9,5±0,05 10,0 0,8...1,0 0,6.. .0,8
Шкивы сажают иа цилиндрические или конические посадочные поверх-
ности вала. Для передачи вращающего момента используют шпоноч-
ное или шлицевое соединение.
Для удобства надевания и замены ремней шкивы обычно устанав-
ливают консольно, на концы валов.
Обод шкива, установленного на консольном участке вала, для
68
уменьшения изгибающего момента следует располагать как можно
ближе к опоре (рис. 4.36).
Когда изгибающие моменты от натяжения ремня приводят к не-
желательным деформациям вала, шкивы конструируют так, чтобы
сила натяжения ремней не передавалась на вал. Для этого их распола-
гают на собственных подшип-
никах, установленных на спе-
циальном кронштейне.
§ 12. КОНСТРУИРОВАНИЕ
ЗВЕЗДОЧЕК ЦЕПНЫХ
ПЕРЕДАЧ
Конструкция звездочек
цепных передач отличается от
конструкции цилиндрических
зубчатых колес лишь зубча-
тым венцом. Поэтому диаметр
и длину ступицы выполняют
по соотношениям для зубча-
тых колес (см. с. 43, 44).
Размеры веица звездочек
роликовых и втулочных цепей
определяются по следующим
зависимостям (рис. 4.37, а, б):
делительный диаметр d.=
==p/(sin 1807г);
диаметр окружности вы-
ступов De—p (0,5+ctg 1807z);
диаметр окружности впа-
дин Di~dK—2г,
диаметр проточки D
**р ctg 1807z— l,3/i;
ширина зуба однорядной цепи й=0,93Ввв—0,15 мм;
ширина зуба 2- и 3-рядной цепи й=0,9Ввн—0,15 мм;
ширина венца В=(п—1)Л+Ь;
радиус закругления зуба /?=1,7с?1;
толщина обода 6=l,5(De—d^\
толщина диска С— (1, 2. . .1,3)6.
Здесь
р — шаг цепи; z — число зубьев звездочки; г — 0,5025 dt +
+0,05 мм — радиус впадины; + — диаметр ролика цепи; Ввв —
расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи; А — рас-
стояние между осями симметрии многорядных цепей; h — ширина
пластины цепи.
Если профиль зуба в осевом сечении выполняют со скосом
(рис. 4.37, б), что является более предпочтительным, то угол скоса
у» 20°, а фаска f«0,26.
Числовые значения Вт, A, dt и h принимают по табл. 4.11.
69
Рис. 4.38
Таблица
мм
р в« А rf. 3
12,7 5,4 13,92 8,51 11,8
15,875 9,65 16,59 10,16 14,8
19,05 12,5 25,51 11,91 18,2
25,4 14,88 29,29 15,88 24,2
31,75 19,05 35,76 19,05 30,2
Размеры венца звездочек зубчатых цепей определяют по следую-
щим зависимостям (рис. 4.38):
диаметр окружности выступов De=p/(tg 180%);
диаметр окружности впадин D,=da—2h/(cos 180%);
диаметр проточки Dc=De—1,5р;
ширина венца 5=B+2S, где В — ширина цепи;
радиус закругления зуба /?=/г,
координата центра радиуса 7? С=0,4-р;
ширина направляющей канавки a=2S, где S — толщина плас-
тины цепи;
высота зуба h=bi+e, где bi — расстояние от отверстия до вер-
шины зуба цепи, е — радиальный зазор;
толщина обода 6=l,5(De—d„);
толщина диска С=(1, 2 . . . 1,3)5.
Числовые значения bt, S, е и В принимают по табл. 4.12.
Таблица 4.12
мм
Р th 5 е в
12,7 7 1,5 1,3 22,5; 28,5; 34,5; 40,5; 46,5; 52,5
15,875 8,7 2 1,6 30; 38; 46; 54; 62; ТО
19,05 10,5 3 1,9 45; 57; 69; 81; 93
25,4 14 3 2,5 57; 69; 81; 93; 105
31,75 17,5 3 3 69; 81; 93; 105; 117
Глава 5
СОЕДИНЕНИЯ ВАЛ-СТУПИЦА
§ 1. ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Для передачи вращающего момента в основном применяют приз-
матические и сегментные шпонки.
Призматические шпонки выполняют прямоугольного сечения.
Концы шпонок скругленные (рис. 5.1, а) или плоские (рис. 5.1, б).
Стандарт предусматривает для каждого размера вала определенные
размеры поперечного сечения шпонки. Поэтому при проектных рас-
четах размеры b и h берут по табл. 15.19 и определяют расчетную длину
шпонки Zp 19].
Длину шпонки со скругленными торцами /=/р4-Ь или с плоскими
торцами /=/р выбирают из стандартного ряда
(см. табл. 15.19). Длину ступицы назначают °^| =|^
на8...10ммбольшедлинышпонки.Еслипоре- 4Е-----------~Ц~ц
зультатам расчета шпоночного соединения '44===₽z ч_»
длина ступицы получается^ 1,5 d, то шпо-
ночное соединение следует заменить шлице- ||
вым или соединением с натягом.
о)
б)
Шпоночное соединение трудоемко в изго-
товлении. При передаче вращающего момента
Рис. S.1
оно характеризуется значительными местными
деформациями вала и ступицы колеса в районе шпоночного паза,
что приводит к неравномерному распределению давления по поверх-
ности контакта посадочных поверхностей вала и ступицы, а также
на рабочих гранях шпонки и шпоночных пазов, что, в свою очередь,
снижает усталостную прочность вала. Поэтому применение шпоноч-
ных соединений должно быть ограниченно. Его следует применять
лишь в том случае, когда для заданного момента не удается подобрать
посадку с натягом из-за недостаточной прочности материала колеса.
При передаче вращающего момента шпоночным соединением при-
менение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок пере-
ходных крайне нежелательно. Если в соединении имеется зазор, то
при вращении вала происходит обкатывание со скольжением поверх-
ностей вала и отверстия колеса, которое приводит к их износу. По-
этому на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса при пере-
даче момента шпонкой следует создавать натяг, гарантирующий не-
раскрытие стыка.
Сборка деталей внутри корпусов коробок передач, не имеющих
плоскости разъема по осям валов, затруднена. Поэтому для колес
коробок передач применяют переходные посадки.
При передаче момента шпоночным соединением посадки можно при-
нимать по следующим рекомендациям:
для цилиндрических прямозубых колес Я7/р6 (HUrty,
для цилиндрических косозубых и червячных колес HllrQ (Z77Zs7);
для конических колес H7!s7
для колес кособок передач Л7/&6 (Я7/шб).
71
Посадки с большим натягом (в скобках) — для колес реверсивных
передач.
Посадки шпонок регламентированы ГОСТ 23360—78 для призма-
тических шпонок и СТ СЭВ 647—77 — для сегментных шпонок.
Поле допуска размера ширины призматической шпонки и размера
толщины сегментной шпонки определено приведенными стандартами
Л9. Призматическая шпонка должна сидеть в пазу вала с натягом.
Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза вала во всех случаях
следует принимать Р9. Для сегментной шпонки поле допуска ширины
шпоночного паза вала принимают 2V9. Поля допусков ширины шпо-
ночных пазов отверстий следует принимать:
при неподвижном соединении нереверсивной передачи Jg9;
при неподвижном соединении реверсивной передачи Р9;
при подвижном соединении для призматической шпонки D10.
§ 2. ШЛИЦЕВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Шлицевые соединения применяют в качестве неподвижных для по-
стоянного соединения ступицы с валом, подвижных без нагрузки (на-
пример, для передвижения по валу колес в коробках передач) и под-
вижных под нагрузкой.
Рис. 5.2
Наиболее распространены соединения прямобочными шлицами
(рис. 5.2). В последнее время все более широкое применение находят
эвольвентные шлицевые соединения (рис. 5.3), отличающиеся техно-
логичностью и высокой нагрузочной способностью.
В соединениях с прямобочными шлицами соосное положение сое-
диняемых деталей обеспечивается центрированием по одному из диа-
метров соединения — наружному D (рис. 5.2, а) или внутреннему d
72
(рис. 5.2, б). При твердости ступицы <НВ 350 (наиболее частый слу-
чай) центрирование осуществляют по наружному диаметру D. Необ-
ходимая точность сопрягаемых поверхностей в отверстии ступицы
обеспечивается протягиванием, на валу — круглым шлифованием.
Рис. 5.3
Центрирование соединения по внутреннему диаметру d применяют
при высокой твердости ступицы (>НВ 350). В этом случае центри-
рующие поверхности вала н ступицы шлифуют, что удорожает изго-
товление.
Стандарт СТ СЭВ 188—7ё (см. табл. 18.20) предусматривает шли-
цевые соединения трех серий: легкой, средней и тяжелой. Для одного
и того же диаметра d с переходом от легкой к средней и тяжелой се-
риям возрастает диаметр D и увеличивается число зубьев, поэтому
соединения средней и тяжелой серий отличаются повышенной нагру-
зочной способностью.
Центрирование в соединениях с эвольвентным профилем выпол-
няется, как правило, по боковым поверхностям зубьев (рис. 5.3, б),
реже по наружному диаметру D (рис. 5.3, а). За номинальный диаметр
соединения принимают его наружный диаметр D, в зависимости от
котового и назначают размеры шлицевого соединения 1см. табл. 18.21).
Шлицевые соединения выходят из строя вследствие повреждения
рабочих поверхностей: износа, смятия, заедания. Для обеспечения
необходимой работоспособности выполняют проверочный расчет [91.
Шлицевые соединения являются основным видом соединений,
подвижных вдоль вала, а также неподвижных зубчатых колес коро-
бок передач.
Посадки элементов шлицевых соединений регламентированы СТ
СЭВ 187—75 для прямобочных шлицев и СТ СЭВ 254—76 для эволь-
вентных шлицев.
Из числа полей допусков и посадок, приведенных в таблицах стан-
дартов, рекомендуется применять посадки прямобочных шлицев по
табл. 5.1 и эвольвентных — по табл. 5.2.
73
Таблица 5.1
Центри- рование по поверх- ности Подвижность соединения Реверсивность передачи Посадки поверхностей
центри- рующих иецеит- рирую- щих боковых
D Неподвижное Нереверсивная H7/kQ Я11/Й16 D9/e8
Реверсивная Н7/п&
Подвижное Нереверсивная H7/f7 D9/e8
Реверсивная H7/hQ F8/h7
d Подвижное Нереверсивная H7/f7 Н16/al1 D9/e8
Реверсивная H7/h6 H8/jt7
Таблица 5.2
Центрирова- ние no поверхности Подвижность соединения Реверсивность передачи Посадки поверхностей
центрирую- щих иецентрнрующих диаметров
D Неподвижное Нереверснруемая Реверсируемая Н7Цав H7/hf> Я11/Л16
Подвижное Нереверснруемая Реверсируемая H7/g6 H7/h6
S Неподвижное Неренерсируемая Реверсируемая 7Н/7п 7H/9r D...H16JM2
Подвижное Нереверснруемая Реверсируемая 9H/8f 9H/9g d...H12/hl6
§ 3. СОЕДИНЕНИЯ С НАТЯГОМ
В последнее время для передачи момента с колеса на вал все чаще
применяют соединения с натягом.
При посадках с натягом создаются напряжения, распределенные
по поверхности соединения по условной схеме, показанной на рис. 5.4.
Окружная и радиальная силы, действующие со стороны колеса на
вал, вызывают перераспределение напряжений (условная схема по-
казана на рис. 5.5).
В цилиндрических косозубых, конических зубчатых и червячных
передачах валы нагружены, кроме того, изгибающими моментами от
осевых сил, действующих на радиусе колес. Эти моменты также вы-
зывают перераспределение напряжений по схеме, показанной на
рис. 5.6.
74
Валы вращаются относительно действующих на них нагрузок.
Поэтому в любой точке поверхности контакта за каждый оборот
вала напряжения циклически изменяются в некоторых пределах.
F
Рис. 5.5
При определенных условиях напряжения могут оказаться равными
нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стыка.
Циклическое изменение напряжений приводит к явлению усталос-
ти поверхностных слоев материала деталей, микроскольжению поса-
дочных поверхностей и, как следствие, их из-
нашиванию и к так называемой контактной
коррозии. Натяг в соединении в этом случае
прогрессивно уменьшается и в определенный
момент наступает поворот колеса относитель-
но вала.
Для предотвращения контактной корро-
зии или для уменьшения ее влияния в со-
единениях с натягом следует предусматри-
вать определенный запас сцепления К, ко-
торый принимают:
а) для колес выходных валов редукторов,
на концах которых установлены:
муфта соединительная Л=3,
звездочка цепной передачи Л=3,5,
шкив ременной передачи 7<=4;
б) для колес промежуточных валов редукторов 7<=4,5.
Исходные данные для подбора посадки с натягом следующие:
а) вращающий момент на колесе Т;
б) размеры соединения: d; di, da и I, где d — диаметр соединения;
di — диаметр отверстия пустотелого вала; ds — условный наружный
диаметр втулки (ступицы колеса, внешний диаметр бандажа н др.);
I — длина сопряжения;
в) материалы соединяемых деталей и параметры шероховатости
поверхностей.
Подбор посадок производят в следующем порядке.
75
1. Среднее контактное давление. Имеем
__ 2КТ
Р~ nd2lf ’
где К — коэффициент запаса сцепления. При определении контактного давления осевую силу Fa, дейст- вующую в зацеплении, в расчет не принимаем. Как показывает ана- лиз. после поивеления сил
При сборке Ft и Fa к диаметру d соеди-
Материал прессо- ванием иагревой нения влияние осевой силы оказывается незначительным. Если учитывать силу Fa, то давление увеличивается для цилиндрических и червячных колес в ~ 1,005 раза, а для конических колес с круговым зубом в ~1,02 раза. Коэффициент трения f при- нимают для материалов:
Сталь—чугун Сталь—бронза, ла- тунь Чугун—бронза, ла- тунь Сталь—сталь 2. Деформация 0,07 0,05 0,05 0,07 деталей. о,1 0,07 0,07 0,14 Имеем
A = pd.lO*(-g- + -g-) (мкм),
, _l + (d1/d)a ... _l + (d/d3)2 ,
1 1 —(dj/d)3 3 1 —(d/da)3-t'fJ'5-
Значения E: для стали — 2,1 «1011; чугуна — 0,9-10й; оловянной
бронзы — 0,8-1011; безоловянной бронзы—10й и латуни—10й.
Значения р: для стали — 0,3; чугуна — 0,25; бронзы, латуни —
0,35.
3. Поправка на обмятие микронеровностей.
U = 5,5 (/?ei + ₽oa)>
где Ral и Ra2 — Средние арифметические отклонения профиля поверх-
ностей.
Значения Ra, мкм, берут из чертежей деталей или принимают по
табл. 13.2.
4. Поправка на температурную деформацию. При подборе посадки
зубчатых венцов червячных колес, которые нагреваются при работе
передачи до относительно высоких температур, учитывают темпера-
турные деформации центра и венца колеса, ослабляющие натяг.
Поправка на температурную деформацию
10*[(/а—20°)аа—(tt—20°)а1] (мкм).
Значения коэффициентов а: для стали — 12 •10-в; для чугуна —
10’Ю-6; для бронзы, латуни— 19-Ю-6. Под tt и t2 здесь понимают
среднюю объемную температуру соответственно обода центра и венца
колеса.
76
5. Минимальный натяг, потребный Для передачи вращающего мо-
мента
1Х1тш>Д + м + А* (мкм). (5.1)
6. Максимальный натяг, допускаемый прочностью охватывающей
детали (колеса, венца),
[Мпах < [Д]тах + « (МКМ), (5.2)
где [А]тах—максимальная деформация, допускаемая прочностью
охватывающей детали,
[А]тах = [Р]тах ‘ Д/Р (“КМ),
где [р1тах — максимальное давление, допускаемое прочностью ох-
ватывающей детали, [р]тах=0>5 ют2[1—(d/d2)2l.
Значения пределов текучести материалов охватывающих деталей
принимают по табл. 2.1, 2.10.
7. Выбор посадки. По значениям [ЛПт1п и [A^lmax выбирают из
табл. 5.3 одну из посадок, удовлетворяющих условиям (5.1) н (5.2).
Значения минимального Nmin и максимального вероятност-
ных натягов подсчитаны по формулам, учитывающим рассеивание
размеров вала и отверстия и, как следствие, рассеивание натяга.
8. Для выбранной посадки определяют силу запрессовки или тем-
пературу нагрева (охлаждения) детали.
Сила запрессовки
/"п = ^dlPmaxf п»
где ршах — давление от натяга NmM выбранной посадки, ртат=
=GVmax—fn — коэффициент трения при прессовании, который
принимают для материалов: сталь — сталь — 0,20, сталь — чу-
гун— 0,14, сталь—бронза, латунь — 0,10, чугун—бронза, ла-
тунь — 0,08.
Температура нагрева охватывающей детали, °C,
20 + ^”»*+^.
1 d-10°a
Температура нагрева’ должна быть такой, чтобы не происходило
структурных изменений в материале. Для стали
[/1=230... 240°С, для бронзы [/1=150... 200°С.
Температура охлаждения охватываемой детали, °C,
/ = 20—”а"+гсб ,
d’106a ’
где гсб — зазор для удобства сборки принимают рав-
ным: при d свыше 30 до 80 мм гсб= 10 мкм, при d свы-
ше 80 до 180 мм zc6=15 мкм, при d свыше 180 до 400
мм zc6=20 мкм.
Пример. Косозубое зубчатое колесо выходного вала ре-
дуктора нагружено вращающим моментом 7=547 Н -м. Раз-
меры деталей соединения приведены на рнс. 5.7. Материалы:
вала — сталь 45, колеса — сталь 40ХН, твердость НВ 235...262.
Рис. 5.7
77
Таблица 5.3
Интервалы диаметров свыше., .до Значение иатягов mm max
Обозначение посадки
СО о. £ СО £ со Й5 СО £ ь. £ СО £ СО 3 со й: LnlLH СО Н со й; СО «а со й: со а со* й:
30...40 7 36 15 44 13 59 24 53 25 61 29 58 32 88 42 78 52 107 84 140 120 175
40...50 7 36 15 44 13 59 24 53 25 61 35 64 42 98 52 88 69 125 108 164 152 207
50...65 9 44 18 53 18 72 30 65 32 74 43 78 55 119 66 108 90 154 140 204 193 258
65...80 9 44 20 55 24 78 36 71 38 80 52 87 70 134 81 123 114 178 178 242 241 306
80...100 10 51 24 65 29 93 44 85 46 96 64 105 86 162 99 149 140 216 220 296 297 373
100...120 10 51 27 68 37 101 52 93 54 104 77 118 106 182 119 169 172 248 272 348 362 438
120...140 12 59 32 79 43 117 61 108 64 120 91 138 126 214 142 193 204 292 320 410 425 514
140...160 12 59 34 81 51 125 69 116 72 128 103 150 155 243 171 227 236 324 370 460 490 579
160...180 12 59 37 84 59 133 77 124 80 136 115 162 166 254 182 238 266 354 420 510 555 644
180...200 14 69 41 95 66 152 86 140 89 155 130 184 185 287 203 269 299 401 469 571 619 721
200...225 14 69 44 98 74 160 94 148 97 163 144 198 207 309 225 291 334 436 524 626 689 791
225...250 14 69 47 101 84 170 104 158 107 173 160 214 233 335 251 317 374 476 589 691 769 871
250...280 15 77 53 115 95 191 117 179 121 195 177 239 258 372 278 352 418 532 653 767 863 977
280...315 15 77 57 119 107 203 129 191 133 207 199 261 293 407 313 387 468 582 733 847 943 1057
7»
Подобрать посадку для передачи заданного момента. Сборка осуществляется
нагревом колеса.
1. Среднее контактное давление.
Р
2КТ
e lUPlf
На конце вала установлена соединительная муфта. Коэффициент запаса согласно ре-
комендации К=3 (см. с. 75).
Принимаем (см. с. 76) коэффициент трения /=0,14.
После подстановки среднее контактное давление
9.4.447
^ 3,14.0,048М,056.0,ТГд5>8’107 Па’
2. Деформация деталей.
Вал сплошной <Д=0, d=48 мм, d2=dCT=85 мм. Коэффициенты Ui=H2=0,3; Е,=
=Еа=2,1 -1011 Па (см. с. 76).
Тогда Ci= 1-0,3 = 0,7; ^=^^^+0,3=2,24.
Д=5,8.107-0,048.10е (^5п+§_2^_)в38,9мкм.
3. Поправка ра обмятие микронеровиостей. Предполагая предварительно, что
точность изготовления вала и отверстия будет соответствовать 8-му квалитету, по
табл. 16.2 принимаем 7?а1=0,8 мкм, Ra2= 1,6 мкм. Тогда поправка u=5,5(0,84-1,6)=
= 13,2 мкм.
4. Для зубчатых передач поправку ДГ на температурную деформацию не подсчи-
тывают, принимая Д/=0.
5. Минимальный натяг.
1ЛЪп1п5гД4-«+Д*=38,9+13,2 = 52,1 мкм.
6. Максимальный натяг. Максимальное давление при оТ2=6,4<10в Па
[p]max=0.5orT2 [1 — (<W2] =0,5-6,4.10» [1 — (48/85)2] = 2,18-10» Па.
Максимально допускаемая деформация деталей
[A]max=IP]max Д/Р = 2,18-108.38,9/5,8.107= 146,2 мкм,
Максимально допустимый натяг
[Aflmax< [А1тах+« = И6,24-13,2=159,4 мкм.
7. Выбор посадки. По табл. 5.3 иаходнм, что посадка Н7!и7, для которой Mmin=
=52 мкм и Лгтах=88 мкм, удовлетворяет условиям (5.1) н (5.2).
8. Температура нагрева колеса.
f__on । ^tnax4~2c6
d-10«a ’
Для диаметра d=48 мм zcg=10 мкм. Для стали a=12.10~*.
Тогда f=204-0 04g> 12> 10_e= 190°C,
что является допустимым.
Глава 6
КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
При предварительной конструктивной проработке по рекоменда-
циям гл. 3 были выбраны тип подшипника и класс точности, намечена
схема установки подшипников. Теперь нужно определить силы, на-
гружающие подшипник, произвести расчет на статическую или ди-
намическую грузоподъемность, окончательно установить основные
размеры подшипника, конструктивно оформить опоры.
По статической грузоподъемности подшипники выбирают в тех
случаях, когда они воспринимают внешнюю нагрузку в неподвижном
состоянии или вращаясь с частотой со<1,05 рад/с (п<10 мин-1).
По динамической грузоподъемности подшипники выбирают при
частоте вращения кольца <ц>1,05 рад/с (п^Ю мин-1).
§ 1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, НАГРУЖАЮЩИХ ПОДШИПНИКИ
1. Определение радиальных реакций. Радиальная реакция под-
шипника считается приложенной к оси вала в точке пересечения с ней
нормали, проведенной через середину контактной площадки. Для
Рис. 6.1
радиальных подшипников эта
точка располагается на середине
ширины подшипника. Для ра-
диально-упорных подшипников
расстояние а между этой точкой
н торцом подшипника может
быть определено графически
(рис. 6.1) или аналитически по
следующим формулам:
подшипники Шариковые ра-
диально-упорные однорядные
а = 0,5
подшипники роликовые ко-
нические однорядные
а = 0,5 [7+^+2^ .
Ширину колец В, монтажную высоту Т, параметр нагружения е,
угол контакта а, а также диаметры d и D принимают по табл. 18.32...
18.35.
Изображение внутренней конструкции подшипника см. ниже (§ 13,
с. 108).
Расстояние между точками приложения радиальных реакций при
установке радиально-упорных подшипников по схеме враспор (рис.
6.2, а)
/ = /п—2а,
80
по схеме врастяжку (рис. 6.2, б)
Здесь /п — расстояние между торцами наружных колец подшипников;
а — смещение точки приложения радиальной реакции от торца под-
шипника.
Величины реакций опор определяют из условий равновесия (сумма
моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и мо-
мента реакции в другой опоре равна нулю).
На выходные концы валов часто устанавливают шкивы ременных
передач, звездочки цепных передач или
соединительные муфты, передающие вра-
щающий момент от редуктора к сопря-
женному валу. Со стороны ременной или
цепной передач на вал действует консоль-
ная нагрузка FK, вызывающая появление
дополнительных реакций в опорах. Со сто-
роны муфты на вал также действует ради-
альная нагрузка FK, возникающая из-за
Рис. 6.3
погрешностей монтажа,
ошибок изготовления и неравномерного изнашивания элементов му-
фты.
Величины реакций в соответствии со схемой рис. 6.3 определяются
по соотношениям:
р =« Р р __________________________/zhliL р
гк, Ag— [
При установке на концы валов соединительных муфт направле-
ние силы FK заранее не известно. Поэтому при расчете принимают,
что эти реакции совпадают по направлению с реакцией в опоре от
действия силы Ft в зацеплении.
81
2. Определение осевых нагрузок. При установке вала на шарико-
вых радиальных подшипниках осевая сила Ra, нагружающая подшип-
ник, равна внешней осевой силе Fa, действующей на вал.
При установке вала на радиально-упорных подшипниках осевые
силы Ra, нагружающие подшип-
ники, находят с учетом осевых со-
ставляющих Rt от действия ради-
альных нагрузок Rr.
а) Для шариковых радиально-
упорных с углом контакта а<18а
Rs—e'Rr.
В этих подшипниках действи-
тельный угол контакта отличается
от начального и зависит от R„
Ra и Сог. Поэтому коэффициент е'
принимают по графику (рис. 6.4) в
зависимости от отношения Rr/Cor.
б) Для шариковых радиально-упорных с углом контакта а^18’
е'—е и Rs = eRr.
Значения коэффициента е принимают по табл. 6.1.
в) Для конических роликовых е'=0,83е и Rs—0,83eRr.
Значения коэффициента е принимают по табл. 18.33...18.35.
Рис. 6.5
Для нормальной работы радиально-упорных подшипников необ-
ходимо, чтобы в каждой опоре осевая сила, нагружающая подшипник,
была бы не меньше осевой составляющей от действия радиальных
нагрузок, т. е.
Кроме того, должно выполняться условие равновесия вала, на-
пример (рис. 6.5, a)j
82
Таблн ца 6.1
а iRa/Car Подшипники однорядные Подшипники двухрядные 0
Ra/VRr> * Ra/VRr Ra/VRr>e
X Y X У X У
О’ 0,014 0,56 2,37 1,0 0 0,56 2,37 0,19
0,028 2,00 2,00 0,22
0,056 1,70 1,70 0,26
0,084 1,54 1,54 0,29
0,110 1,44 1,44 0,30
0,170 1,30 1,30 0,34
0,280 1,15 1,15 0,38
0,420 1,05 1,05 0,42
0,56 0,98 0,98 0,45
12° 0,014 0,45 1,78 1,0 2,08 0,74 2,94 0,31
0,028 1,59 1,84 2,63 0,35
' 0,056 1,42 1,69 2,37 0,39
0,084 1,33 1,® 2,18 0,41
0,1Г 1,28. 1,39 1,9» 0,43
0,17 1,19 1,30 1,84 0,46
0,28 1,10 1,20 1,69 0,50
0,42 1,03 1,16 1,64 0,54
0,56 0,98 £,16 1,62 0,56
26° — 0,41 0,87 1 0,92 0,67 1,41 0,68
36° — 0,37 0,66 1 0,66 0,60 1,07 0,95
Примечания: 1. Коэффициенты У и е для промежуточных величин отношений iRalCor
определяются интерполяцией.
2. При а=0° во всех случаях принимают i»l. В таблице /—число рядов тел качеиия.
Ниже в табл. 6.2 приведены формулы для определения осевых
сил Ral и Ra2 в отдельных частных случаях. Обозначения опор 1 и 2
в соответствии со схемами рис. 6.5, а—г.
83
§ 2. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ
Подбор подшипников про-
изводят для обеих опор вала.
В некоторых изделиях, на-
пример в редукторах, для
обеих опор применяют под-
шипники одного типа и одно-
го размера. Тогда подбор про-
изводят по более нагружен-
ной опоре. Иногда из соотно-
Таблица 6.2
Условия нагружения Осевые силы
Со V Аз Со Ь9 V о Ral — Rsl> = Ral~\- Fa
Fa ^$2
< ^$2» Fa < Fs2 Ba2 — ^?J2> — Fa
шения радиальных и осевых нагрузок нельзя заранее с уверенностью
сказать, какая опора более нагружена. Тогда расчет ведут парал-
лельно для обеих опор до получения эквивалентных динамических
нагрузок и /?£2, по которым определяют более нагруженную опору.
Исходными данными для подбора подшипников служат: реакции
опор и осевые силы, нагружающие подшипники, внешняя осевая си-
ла, диаметры посадочных поверхностей вала, которые берут из ком-
поновочной схемы, условия работы подшипников и ожидаемая их
перегрузка, частота вращения, требуемый ресурс подшипников в ча-
сах.
Подбор подшипников качения производят в такой последователь-
ности.
1. Предварительно назначают тип подшипника (см. с. 39).
2. Для выбранного подшипника выписывают следующие данные:
а) для шариковых радиальных и радиально-упорных с углом
контакта а<18° из табл. 18.28 и 18.32 значения Сг и Сог;
б) для шариковых радиально-упорных с углом контакта а^18’
из табл. 18.32 значение Сг, а из табл. 6.1 — значения X, Y и е;
в) для конических роликовых — из табл. 18.33 и 18.34 значения
Cr, Y и е.
3. Определяют осевые составляющие Rs и осевые силы Ra.
4. Для подшипников шариковых радиальных, а также шариковых
радиально-упорных с углом контакта <х<18о по табл. 6.1 в зависи-
мости от отношения RJCor. находят значения X, Y и е.
5. Сравнивают отношение Ra/VRT с коэффициентом е и оконча-
тельно принимают значения коэффициентов X и Y.
При RaIVRT<e принимают Х=1 и У=0.
При RJVRr>e для подшипников шариковых радиальных и ра-
диально-упорных окончательно принимают записанные ранее значе-
ния коэффициентов X и Y.
Для конических роликовых подшипников кроме записанного ра-
нее значения коэффициента Y принимают коэффициент Х=0,4.
6. Вычисляют эквивалентную динамическую нагрузку
RE~(y.X-RT + Y.Ra).K6.^.
Рекомендуемые значения ресурсов подшипников различных ма-
84
шин, значения коэффициентов безопасности и температурного
коэффициента Лт принимают по табл. 6.3 и 6.4.
Таблица 6.3
№ п/п Машины, оборудование и условия эксплуатации к6
1 Машины для кратковременной или прерывис- той эксплуатации: бытовое оборудование, строительные и монтажные краны н машины, тракторы (3...8).103 1,0...1,1
2 Машины того же назначения, что и в п. 1 но с повышенными требованиями к надежности; подъемники и краны для штучных грузов, ав- томобили, комбайны, сельхозтехника (8...12)-103 1,1. .1,2
3 Машины для односменной работы, эксплуати- руемые не всегда с полной нагрузкой; стацио- нарные электродвигатели, редукторы, авиадви- гатели (10.. .25)-103 1,2. .1,3
4 Машины того же назначения^ что и в п. 3, но работающие с полной нагрузкой: металлоре- жущие и деревообрабатывающие станки, печат- ные и текстильные машины, воздуходувки, грейферные краны (20.. .30)-103 1,3. .1,4
5 Машины для круглосуточной работы; приводы прокатного оборудования, компрессоры, шахт- ные подъемники, энергетическое оборудование средней мощности, транспортные буксы, локо- мотивы (40...50)-103 1,5...1,7
6 Трубопрокатные станы, вращающиеся печи, приводы судового оборудования, эскалаторы Наиболее ответственные круглосуточно эксплу- атируемые агрегаты; крупные электрические машины и энергетические установки, целлю- лозные н бумагоделательные машины н обору- дование, шахтные насосы и воздуходувки, коренные подшипники судовых двигателей (60... 100)-10® 1,7...2,0
7 Около 103 2,0...2,5
Таблица 6.4
Рабочая температура подшип- ника, °C До 100 125 150 175 200 225 250
Температурный коэффициент Кт 1,0 1,05 1,10 1,15 1,25 1,35 1,40
7. Определяют требуемую динамическую грузоподъемность под-
шипника
Стр=/?£р/573.а>.Л1оЛ/1О\
где © — угловая скорость вала; £1оЛ — требуемый ресурс, ч.
Для подшипников шариковых р=3, роликовых р=10/3. Рекомен-
дуемые значения ресурса для различных машин и механизмов приве-
дены в табл. 6.3.
85
8. Оценивают пригодность намеченного типоразмера подшипника
по условию
Стр<С,
где С — динамическая грузоподъемность подшипника, записанная
на втором этапе подбора (радиальная Сг или осевая Со).
Примеры подбора подшипников
Пример L Подобрать подшипники качения для опор выходного вала цилиндри-
ческого зубчатого редуктора общего назначения. Угловая скорость вала и=24,5 рад/с.
Требуемая долговечность подшипников £,10й=25 000 ч. Диаметр посадочных поверх-
иостей вала </=60 мм. На опоры вала дей-
ствуют силы (рис. 6.6) /?г1=3500 Н, 7?.2=
=3500 Н, Fa=700 Н.
1. Предварительно принимаем шари-
ковые радиальные подшипники легкой се-
рии Xs 212.
2. Для этих подшипников из табл.
18.28 находим С.=41 100 Н и Со-=
=31 500 Н.
а
£
1
2
Frl *=
Рис. 6.6
3. Так как подшипники радиальные,
то осевые составляющие Rs=0.
4. Из условия равновесия вала 7?ei=Fe=7OO Н; /?д2=0. Подшипник опоры
/ более нагружен, чем подшипник опоры 2, поэтому дальнейший расчет произ-
водим для подшипника опоры 1.
Отношение 7?д/СОг=700/31 500=0,0222.
Из табл. 6.1 выписываем Х=0,56, У=2,1; е=0,2.
5. Отношение Ra/V 7?г=700/(1-3500)=0,2, которое равно е=0,2; V=1 при
вращении внутреннего кольца.
Окончательно принимаем Х=1, У=0.
6. Эквивалентная динамическая нагрузка
Rs=(V-X-Rr-^Y-Ra)-K6KT.
Принимаем Хт=1, а Хб=1,25 (см. табл. 6.3, п. 3). Тогда 7?в=7?г/<б=35ООХ
X 1,25=4375 Н.
7. Требуемая динамическая грузоподъемность
573-и-£1ОЙ/10в = 4375 V573-24,5-25 000/103 4 5 6 7 = 30 860 Н.
8. Так как Стр<Сг, то предварительно принятый подшипник подходит.
Иногда суждение о пригодности подшипника выносят из сопоставления требуе-
мой и расчетной долговечности. При этом в примере 1 расчет по этапам 1...6 остается
без изменений. На этапе 7 определяют ресурс предварительно выбранного шарикового
радиального подшипника легкой серии Xs 212.
fCr\« /41100V л
“(Тзта =829 млн. оборотов;
r -WLio- Ю8-829 . сплео „
Lwh~ 573ш — 573-24,5 —59052 ’
Так как расчетная долговечность больше требуемой (59 052>25 000), то подшипник
пригоден.
Пример 2. Подобрать подшипники для опор вала редуктора привода пластин-
чатого конвейера. Угловая скорость вала и=21 рад/с. Требуемая долговечность под-
шипников £^=10 000 ч. Диаметр посадочных поверхностей вала </=40 мм. На опоры
вала действуют силы (рис. 6.7) 7?ri=5500 Н, /?г2=4500 Н, Fa—1800 Н.
1. Предварительно принимаем конический роликовый подшипник легкой узкой
серии № 7208.
Рис. 6.7
2. Для этого подшипника из табл. 18.33 выписываем следующие данные: Сг=
=42 400 Н, е=0,383, У= 1,565.
3. Осевые составляющие от радиальных нагрузок
Яп=0,83-0,383-5500= 1748 H,Z?J2 = 0,83-0,383-4500= 1430 Н,
Осевые силы, нагружающие подшипники, RS1>RSZ н Fa>0.
Тогда в соответствии с табл. 6.2 Rai~Rsi~
=1748 Н; /?a2=7?al+Fa=1748+1800= 3548 H.
5 Отношения
/?al/V./?-j= 1748/(1.5500)=0,318, что меньше е=
=0,383.
Тогда для опоры 1 Х=1 и У=0. RaJV'Rr2=
=3548/(1 -4500)=0,788, что больше е. Тогда для
опоры 2 Х=0,4, У= 1,565.
6. Эквивалентная динамическая нагрузка. При-
нимаем значения коэффициентов (табл. 6.3, 6.4)
Кб=1,3, Кт=1.
Тогда /?Я1=5500-1,3= 7150 Н; Д£2= (0,4-4500+1,565-3548).1,3-1=9558 Н.
7. Для более нагруженной опоры 2
СГр=95583’3^373-21 • 10 000/10« = 40223 Н.
8. Так как Стр<Сг, то предварительно намеченный подшипник подходит.
Если подбор подшипника производят из сопоставления требуемой и расчетной
долговечности, то на этапе 7 примера 2 определяют ресурс предварительно выбран-
ного конического роликоподшипника № 7208.
_(Сг\ъзз /42 400 \
19\Яв) \ 9558 )
3,33
= 142,7 млн. оборотов;
£1<>Л=
108£м 108-142,7
573.<в“ 573-21
= 11859ч,
Так как расчетная долговечность больше требуемой (11 859>10 000), то подшип-
ник пригоден.
Пример 3. Подобрать подшипники качения для фиксирующей опоры вала
червяка. Угловая скорость вала и=101,5 рад/с. Требуемая долговечность подшип-
ников £мЛ=6300 ч. Диаметр посадочной по-
верхности вала d=40 мм. На фиксирующую
опору червяка действуют силы /?г=2800 Н,
Z?a=Fa=4320 HJ (рнс. 6.8). Передача рабо-
тает длительное время без перерывов.
1. Принимаем предварительно подшип-
ник шариковый радиально-упорный легкой
серии с углом контакта а=12° №36208.
2. Для этого подшипника по табл. 18.32
Св,=23 700 Н, СЛ=30 600 Н.
3. При установке в фиксирующей опоре
двух радиально-упорных подшипников при-
нимают, что все внешние силы воспринимает
одни подшнпвик.
4. Определяем отношение
Ra'Car = 4320/23 700 = 0,18
и по табл. 6.1 находим е=0,46.
5. Отношение Ra!V•#,.=4320/(1 -2800)= 1,543, что больше е=0,46. По табл. 6.1
принимаем Х=0,45; У=1,19.
6. Эквивалентная динамическая нагрузка. Принимаем значения коэффициентов
Яб=1>3, Кт=1. Тбгда; Д£=(0,45-2800+1,19-4320).1,3-1=8321 Н.
7. Требуемая грузоподъемность
Стр=8321 У 573-101,5-6300/10в=59425 Н,
87
8. Так как Стр>Сг, то намеченный тнп подшипника не подходит.
Проверим, подойдет лн подшипник шариковый радиально-упорный легкой
серин с углом контакта а=26°, № 46208?
2. По табл. 15.29 С=28900 Н. По табл. 6.1 находим е=0,68.
5. Отношение Z?a/V-/?r=4320/(l 2800)=54, что больше е. По табл. 6.1 прини-
маем Х=0,41; У=0,87.
6. Эквивалентная динамическая нагрузка при Кв—\,3 и Кт=1
Re = (0,41 -2800+0,87-4320) .1,3-1= 6378 Н.
7. Требуемая грузоподъемность
Стр = 6378 У573-101,5-6300/10е=44 750 Н.
8. Так как СТр>Сг (44 750 >28 900), то и этот тий подшипника не подходит.
Аналогичным расчетом можно убедиться в том, что не подойдет н подшипник
средней сернн с углом контакта а=26°, № 46308, так как для этого подшипника Сг=
=39 200 Н, а требуемая грузоподъемность Стр=44 750 Н (см. предыдущий расчет).
Проверим, подойдет лн подшипник шариковый раднально-упорный с углом
контакта а=36°. Такие подшипники выпускаются только тяжелой серии. Длн под-
шипника № 66408 имеем Сг=52 700 Н.
2. По табл. 6.1 для подшипника с углом а=36° е=0,95.
5. Отношение/?а/У-/?.=4320/(1 -2800)= 1,54, что больше е. По табл, 6.1 прини-
маем Х=0,37; У=0,66.
6. Эквивалентная динамическая нагрузка при /<б=1,3 и Кт=1
RB= (0,37.28004-0,66.4320)-1,3.1 = 5054 Н.
7, Требуемая грузоподъемность
Стр=5054 У573-101,5-6300/106=35 460 Н.
8. Так как Стр<Сл (35460<52 700), то этот подшипник подходит.
Подшипник тяжелой серии №66408 имеет сравнительно большие габариты
(й=40мм, 0=110 мм, 5=27 мм). Поэтому проверим, подойдет ли роликоподшипник
конический с большим углом конуса, №27308.
2. Для этого подшипника по табл. 15.31 Со.=37 100 Н, 67=48 400 Н, е=0,786,
У=0,763.
3. При установке в фиксирующей опоре двух радиально-упорных подшипников
принимают, что все внешние силы воспринимает один подшипник.
5. Отношение RjV-R.=4320/(1 >2800)= 1,543, что больше е=0,786. Тогда Х=
=0,4; У=О,763.
6. Эквивалентная динамическая нагрузка прн Кб=1.3 и Кт=1,0
Re= (0,4-1.28004-0,763.4320)-1,3-1 = 5741 Н.
7. Требуемая грузоподъемность
Стр=5741У573-101,5.6300/10е=33 742 Н.
8. Так как Стр<Сг, то данный подшипник подходит. Если подбор под-
шипника производят, сопоставляя требуемую и расчетную долговечность, то на эта-
пе 7 определяют ресурс предварительно выбранного конического роликоподшипника
№ 27308
, /Сг\3’33 /48400\з,зз
£10» —= > ) =1210 млн. оборотов;
\ / \ Э741 /
. _ lOe.£io_JlO6.1210 опй_.
Lv>fl 573-и 573.101,5 20 804 ч-
Так как расчетная долговечность больше требуемой (20 804>6300), то подшип-
ник пригоден.
Роликоподшипник конический с большим углом конуса № 27308 имеет меньшне
размеры (й=40 мм, 0=90 мм, 5=25,5 мм), чем шариковый подшипник № 66408.
Кроме того, раднально-упорные шариковые подшипники дороже конических роли-
коподшипников. Поэтому окончательно принимаем для условий примера 3 ролико-
подшипник конический № 27308.
88
§ 3. ВЫБОР ПОСАДОК подшипников
Различают три случая нагружения колец подшипников:
а) кольцо вращается относительно радиальной нагрузки, подвер-
гаясь так называемому циркуляционному нагружению;
б) кольцо неподвижно относительно радиальной нагрузки и под-
вергается местному нагружению;
в) кольцо нагружено равнодействующей радиальной нагрузкой,
которая не совершает полного оборота, а колеблется на определенном
участке кольца, подвергая его колебательному нагружению.
Многолетней практикой установлено, что соединение вращающихся
относительно нагрузки колец с валом или корпусом должно осуществ-
ляться обязательно с натягом, исключающим проворачивание и об-
катывание кольцом сопряженной детали, развальцовку посадочных
поверхностей и контактную коррозию.
Посадки неподвижных относительно нагрузки колец выбирают
более свободными, допускающими наличие небольшого зазора, так
как обкатывания кольцами сопряженных деталей в этом случае не
происходит. Нерегулярное проворачивание невращающегося кольца
полезно, так как при этом изменяется положение его зоны нагруже-
ния. Кроме того, такое сопряжение облегчает осевые перемещения
колец при монтаже, при регулировании зазоров в подшипниках и
при температурных деформациях валов.
Подшипник является основным комплектующим изделием, не
подлежащим в процессе сборки дополнительной доводке. Требуемые
посадки в соединении подшипника качения получают назначением
соответствующих полей допусков на диаметры вала или отверстия
в Корпусе. Для подшипников качения принято следующее отличие от
обычной в машиностроении системы допусков: поле допуска на диа-
метр отверстия внутреннего кольца подшипника располагают не
вверх от нулевой линии (не «в плюс»), а вниз («в минус»). Этим гаран-
тируется получение натягов в соединениях внутреннего кольца с ва-
лами, имеющими поля допусков k, п или т. Поле допуска на диаметр
наружного кольца располагается так же, как принято в машиност-
роении — «в минус» или в «тело детали». Поэтому и характер сопря-
жения наружного кольца с отверстием корпуса такой же, как в обще-
принятой в машиностроении системе допусков.
На чертежах в местах установки подшипников качения указывают
поля допусков посадочных мест валов и отверстий корпусов в соот-
ветствии с СТ СЭВ 773—77.
Для наиболее распространенного в общем машиностроении слу-
чая применения подшипников класса точности 0 выбор полей допус-
ков вала и отверстия корпуса можно производить по табл. 6.5 и 6.6.
В таблицах: RB — эквивалентная динамическая нагрузка, С — ди-
намическая грузоподъемность подшипника по каталогу.
Пример. Выбрать поля допусков вала и отверстия для установки шарикового
однорядного радиального подшипника № 212 (см. пример 1, с. 86). Выберем сначала
Поле допуска вала для установки внутреннего кольца подшипника. Внутреннее
кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной
89
Таблица 6.5
Вид нагружения внутреннего кольца Режим работы подшипников Поле допуска вала при установке подшипников
шарико- вых ролико- вых
Местное Требуется перемещение внутреннего кольца на валу /?е<0,07С еб
Не требуется перемещение кольца на валу 0,07 С < #е<0,15С h£
Циркуляционное Высокие требования к точности хода #£<0,07С k5
0,07С < #£<0,15С is6-, k6 k6; mS
Ударные нагрузки RB> 0,15 С — n6
Колебательное 0,07С < RB<0,15C k6 m6
Ударные нагрузки RB > 0,15 С — n6
Таблица 6.6
Вцд нагружения наружного кольца Режим работы подшипника Поле допуска отверстия
Местное Наружное кольцо имеет возможность переме- щения в осевом направлении 0,07С < /?£<0,15С Н7
Циркуляционное Наружное кольцо ие перемещается в осевом направлении 0,07 С < /?£<0,15С N7
Колебательное Наружное кольцо не перемещается в осевом направлении, 0,07С < /?£<0,15С К7
Наружное кольцо легко перемещается в осе- вом направлении, высокая точность хода /?£<0,07С HG
нагрузки и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. Отношение эквива-
лентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности RB!Cr=
=4375/41100=0,106. По табл. 6.5 выбираем поле допуска вала js6.
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки
И подвергается местному нагружению. По табл. 6.6 выбираем поле допуска отвер-
стия— Н7.
90
§ 4. МОНТАЖ И ДЕМОНТАЖ ПОДШИПНИКОВ
а;
^SS
Рис. 6.9
При установке подшипников на вал и в корпус обязательным ив-
ляется выполнение следующего условия: осевая сила должна переда»
ваться непосредственно на то кольцо, которое напрессовывается или
снимается. Эта сила не должна
передаваться через тела качения
(шарики или ролики), иначе на
дорожках и телах качения об-
разуются вмятины.
На рис. 6.9, а—в показаны
возможные способы установки
подшипников на вал (рис. 6.9,
а), в корпус (рис. 6.9, о), одно-
временно на вал и в корпус (рис.
6.9, в). Кольца подшипников
имеют- невысокую жесткость.
Для правильной установки коль-
цо подшипника следует довести
до упора в буртик (заплечик).
Высота t упорных буртиков на
валах и в отверстиях корпусов
или стаканов (рис. 6.10) должна
образовывать достаточную опор-
ную поверхность для торцов ко-
лец подшипников.
Высота заплечиков опреде-
ляется размером фаски г. Число-
вые значения координат фасок
для каждого типа и размера
подшипника приветны в табл.
18.28...18.35. В табл. 6.7 указа-
на наименьшая высота заплечи-
ков t в зависимости от размера
фаски г.
Рассмотрим последователь-
ность установки подшипника на
вал (рис. 6.9, а). Вал устанавливается неподвижной на него с помощью
монтажного стакана напрессовывают подшипник, прикладывая силу
запрессовки к внутреннему кольцу подшипника. Для уменьшения
Таблица 6,7
мм
Г 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0
t 1,0 1,8 2,5 3,0 4,0 4,8 5,5 6,5
91
силы запрессовки подшипники средних и крупных размеров предва-
рительно нагревают в масляной ванне до 8О...9О°С.
На рис. 6.9, б показана установка подшипника в корпусе с по-
мощью монтажного стакана с фланцем. Для установки монтажного
приспособления использо-
ван резьбовой участок ва-
ла. При установке подшип-
ника на вал и в корпус
(рис. 6.9, в) используют
специальный стакан, сила
запрессовки которым пере-
дается одновременно на
внутреннее и наружное
кольцо подшипника.
Отверстия в монтажных
стаканах (рис. 6.9, а, в) пред-
назначены для свободного
выхода воздуха из внутренней полости стакана при запрессовке под-
шипника на вал.
Для демонтажа подшипников используют винтовые съемники:
с двумя тягами (рис. 6.11, а)
6.11, б). Места установки под-
шипников должны быть кон-
структивно разработаны так,
чтобы можно было удобно
работать съемниками.
При удалении подшипника
из корпуса его нужно захва-
тывать за наружное кольцо
(рис. 6.12, а), а при снятии с
вала — за внутреннее (рис.
6.12, б). Для того чтобы коль-
цо подшипника можно было
захватить тягами съемника,
упорные буртики не должны
быть чрезмерно большими по высоте. В табл. 6.8 приведены рекоменда-
ции по минимальной высоте заплечиков для демонтажа наружногои внут-
реннего колец подшипника. При высоких буртиках нужно предусмат-
ривать специальные пазы для размещения тяг съемника (рис. 6.12, б).
Для удаления наружного кольца подшипника из глухого отвер-
стия предусматривают свободное пространство а для размещения тяг
съемника (рис. 6.12, а): ал;0,5С, где С — ширина кольца подшип-
ника.
или с тремя откидными тягами (рис
а)
Рис. 6.11
Таблица 6.8
мм
Диаметр вала d
До 15
1
Свыше 15 до 50
2
Свыше 50 до 100
3,5
92
Рис. 6.12
§ 5. КРЕПЛЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ НА ВАЛАХ
Из основных схем установив подшипников (см. рис. 3.10) можно
заметить, что в каждой схеме подшипники по-разному закреплены
на валу и в корпусе.
Остановимся вначале более подробно на конструктивном оформ-
лении опор по схемам айв. Покажем, как закрепляют подшипники
на валу. На рис. 6.13, а—г показаны способы крепления подшипников
на валу, которые применяют в тех случаях, когда на вал действует
значительная осевая сила в обоих направлениях.
Надежное крепление подшипника осуществляется шлицевой гай-
кой (рис. 6.13, а), которая от самопроизвольного отвинчивания сто-
порится многолапчатой шайбой. Стопорная шайба имеет один внут-
ренний выступ и шесть наружных выступов-лапок. Внутренний вы-
ступ шайбы заходит в специально выполненный паз на валу, а один из
ее наружных выступов-лапок отгибается в шлиц гайки.
Просто и надежно крепление торцовой шайбой (рис. 6.13, б).
В этом случае штифт фиксирует шайбу от поворота относительно вала.
Чтобы торцовые шайбы при высоких частотах вращения не вызывали
дисбаланса, их центрируют по отверстию подшипника (рис. 6.13, в)
или по валу (рис. 6.13, г). Во всех случаях необходимо предусмотреть
стопорение винтов, крепящих шайбу к торцу вала, от самоотвннчи-
вания. На рис. 6.13, б, в показано стопорение винта шайбой стопорной
с носком, а на рис. 6.13, г — деформируемой шайбой, установленной
под оба винта сразу. Концы шайбы отгибаются на грани головок вин-
тов.
93
Все большее применение находит крепление подшипников пружин-
ным упорным плоским кольцом. Кольцо и крепление им показаны на
рис. 6.14, а, б. Между подшипником и пружинным упорным кольцом L
Рис. 6.13
целесообразно ставить компенсаторное кольцо 2. Подбирая это кольцо
по толщине, устраняют зазор между подшипником и пружинным
кольцом 1. Компенсаторное кольцо улучшает контакт подшипника
с пружинным упорным кольцом, которое незначительно выступает
из канавки над поверхностью вала,
В отверстия пружинных колец при их установке и снятии с вала
вставляют концы специальных шипцов, которыми кольца разжимают.
Чтобы стержни щипцов при работе не срывались, на торце кольца 2
фрезеруют паз, что позволяет глубже
вставить стержни щипцов в отверстия
пружинного кольца.
При установке вала на двух фикси-
рующих опорах (см. рис. 3.10, б) внут-
ренние кольца подшипников устанавли-
вают с упором в заплечик вала (рис.
6.15). Дополнительное крепление кольца
с противоположной стороны не делают.
Создание упорных буртиков на валу.
Особенностью конструкции подшипника
качения является то, что его внутреннее
Рис. 6.14 кольцо является весьма податливой де-
талью. Чтобы внутреннее кольцо было ус-
тановлено на валу точно без перекоса, его необходимо поджимать при
сборке к торцу заплечика вала или к торцу детали, установленной
на валу. Кольцо подшипника прилегает к упорному буртику своей
94
торцовой поверхностью. Высота заплечика вала должна быть больше
координаты фаски подшипника (рис. 6.16) : /i=(l,5...1,6)r. С другой
стороны, высота упорного буртика должна быть выбрана с учетом воз-
можности снятия подшипника с вала. Необходимые сведения по де-
монтажу подшипников приведены выше (см. с. 92).
Рис. 6.16
Если по каким-либо причинам не удается создать заплечик вала
требуемой высоты, то создают искусственные буртики по одному из
следующих вариантов:
между заплечиком вала и кольцом подшипника ставят промежу-
точное кольцо необходимой высоты (рис. 6.17, а);
Рис. 6.17
создают искусственный буртик установкой пружинного упорного
плоского кольца в канавку вала (рис. 6.17, б);
устанавливают дополнительное кольцо 1, улучшающее контакт
подшипника с пружинным кольцом (рис. 6.17, в);
в канавку на валу устанавливают два полукольца Г-образного
сечения, которые от выпадания удерживаются внутренним кольцом
подшипника (рис. 6.17, а).
§ 6. КРЕПЛЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ В КОРПУСЕ
На рис. 6.18, а—г и 6.19 показаны наиболее распространенные
в машиностроении способы крепления подшипников в корпусе. Эти
способы находят преимущественное применение при закреплении
в корпусах подшипников фиксирующих опор (см. рис. 3.10, а).
85
Широко применяют простой и надежный способ закрепления под-
шипника в корпусе крышкой: привертной (рис. 6.18, а) или закладной
(рис. 6.18, б). Наиболее просто крепятся подшипники, имеющие на
наружном кольце канавку, в которую устанавливают пружинное
упорное плоское кольцо (рис. 6.18, в). Достоинством этого способа
является то, что отверстие корпуса не имеет уступа, усложняющего
его обработку.
На рис. 6.18, г подшипник крепится пружинным упорным плоским
кольцом 1. Чтобы закрепить кольцо подшипника в корпусе без за-
зора, между стопорным кольцом и подшипником ставят компенсатор-
ное кольцо 2.
На рис. 6.19 показано крепление подшипника в корпусе с по-
мощью трех установочных винтов 2, равномерно расположенных по
окружности. Конусные концы винтов воздействуют
в трех точках по окружности на кольцо 1. Это
кольцо и поджимает подшипник к буртику корпу-
са. Для применения этого способа необходимо
иметь возможность расположить три установочных
винта в требуемых местах корпуса. Винты от са-
моотвинчивания удерживаются замковым кольцом3.
Создание упорных буртиков в корпусе. Для
точной установки наружные кольца подшипников
поджимают к торцу заплечика отверстия корпусной
детали. В большинстве вариантов (см. рис. 6.18,6.19)
упорные буртики созданы непосредственно в корпусе. Однако наличие
буртика в отверстии корпусной детали создает определенные трудности
при растачивании отверстия. Обработка отверстия корпусной детали
упростится, если буртик сделать в стакане (рис. 6.20, а). Но введение
дополнительной трудоемкой и точной детали — стакана может быть
оправдано только в том случае, если стакан позволяет решить какую-
либо другую конструкторскую задачу. Чаще всего стакан вводят для
упрощения сборки.
Более простым оказывается выполнение буртика постановкой пру-
жинного упорного кольца (рис. 6.20, б).
96
В корпусах, имеющих разъем по осям валов, упорный буртик мо-
жет быть создан целым кольцом, заложенным в канавку отверстия
корпуса (рис. 6.20, в).
На рис. 6.20, г упорный буртик создан двумя полукольцами Г-
образного сечения. Кольца заложены в канавку отверстия корпуса.
Рис. 6.20
Скосы на полукольцах делают возможным их установку в канавку
отверстия неразъемного корпуса. Наружное кольцо подшипника
удерживает полукольца от выпадания.
§ 7. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВ
Для нормальной работы подшипников необходимо, чтобы враще-
ние колец было легкое, свободное. Важно также, чтобы в подшипни-
ках не было чрезмерно больших зазоров. Известно, что чем больше
радиальный зазор в подшипнике, тем неблагоприятнее распределяется
радиальная нагрузка между телами качения, шариками или роли-
ками. Поэтому при конструировании подшипникового узла предус-
матривают различные способы регулирования подшипников, т. е.
различные способы создания в подшипниках зазоров оптимальной
величины.
Только в том случае, когда фиксирование вала осуществляется
в одной опоре одним подшипником (см. рис. 3.10, а), регулировку
этого подшипника не производят. Необходимый зазор создан при
изготовлении подшипника.
При установке подшипников по другим схемам (см. рис. 3.10)
требуется предусматривать возможность их регулировки.
Регулирование подшипников, установленных по схеме в (см. рис.
3.10). При установке подшипников по этой схеме производят регули-
рование подшипников только фиксирующей опоры вала, состоящей
из двух радиальных или радиально-упорных подшипников. Регули-
рование может производиться осевым перемещением наружных или
внутренних колец.
Регулирование подшипников осевым перемещением наружных колец.
На рис. 6.21, а показано регулирование набором прокладок, уста-
навливаемых под фланец крышки подшипников. Для этой цели при-
меняют тонкие металлические прокладки. Достаточно точную регули-
ровку можно получить, составляя набор прокладок из ряда толщин:
87
0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм или используя два полукольца, которые устанав-
ливают под фланец без снятия крышки.
Регулирование подшипников можно производить, воздействуя
винтом 1 на шайбу 2 (рис. 6.21, б). Шайба самоустанавливается по
Рис. 6.21
торцу наружного кольца подшипника. При конструировании шай-
бу 2 нужно делать жесткой, а диаметр регулировочного винта воз-
можно большего размера. При малых диаметрах винтов наблюдались
случаи вырыва винтов из крышки подшипника под действием осевых
сил. Точность регулирования (рис. 6.21, б) повышается с уменьшени-
ем шага резьбы. Поэтому в таких конструкциях применяют резьбы
с мелким шагом.
Рис. 6.22
Регулирование подшипников осевым перемещением внутренних ко-
лец. На рис. 6.22, а показано регулирование подшипников поджимом
торцовой шайбы 1. Между торцами вала и шайбы устанавливают на-
бор тонких металлических прокладок 2. Шайбу крепят к торцу вала
винтом и стопорят.
На рис. 6.22, б показана регулировка подшипников гайкой. После
создания в подшипниках требуемого зазора шлицевую тайку стопорят
многолапчатой шайбой. Для осуществления стопорения гайку необ-
ходимо установить так, чтобы лаз на ней совпал по расположению
98
с одним из отгибных выступов-лапок стопорной шайбы. В некоторых
случаях выполнение этого условия приводит к нарушению регули-
ровки. Такого недостатка лишена регулировка, показанная на рис.
6.22, в. Здесь регулирование также осуществляется гайкой. Но гайка
имеет специальный кольцевой деформируемый буртик. На резьбовом
участке вала выполняют два паза (через 180°). После создания в под-
шипниках требуемого зазора гайку стопорят, вдавливая края дефор-
мируемого буртика в пазы вала.
Рис. 6.23
Как показывает практика, ослаблять посадку под перемещаемым
при регулировке внутренним кольцом подшипника не требуется.
Регулирование подшипников, установленных по схеме «враспор»
(см. рис. 3.10, б). В этом случае регулирование подшипников произ-
водят осевым перемещением наружных колец. На рис. 6.23 показано
регулирование набором тонких металлических прокладок, устанавли-
ваемых под фланцы привертных крышек подшипников. Для регули-
ровки подшипников набор прокладок можно устанавливать под
фланец одной из крышек. Если дополнительно требуется регулиро-
вать осевое положение вала, общий набор прокладок разделяют на
два, а затем каждый из них устанавливают под фланец соответствую-
щей крышки. Регулирование набором металлических прокладок обес-
печивает достаточно высокую точность и применяется как при уста-
новке радиальных, так и радиально-упорных подшипников.
В случае применения закладных крышек регулирование радиаль-
ных подшипников можно производить установкой компенсаторного
кольца 1 между торцами наружного кольца подшипника и крышки
(рис. 6.24, а). Для удобства сборки компенсаторное кольцо нужно
устанавливать со стороны глухой крышки подшипника. При уста-
новке радиальных шарикоподшипников между торцом наружного
кольца подшипника и торцом крышки подшипника оставляют зазор
для компенсации тепловых деформаций а—0,2...0,5 мм (рис. 6.23 и
6.24, а). Этот зазор на чертежах сборочных единиц ввиду его незна-
чительности не показывают.
Регулирование радиально-упорных подшипников при применении
закладных крышек производят только воздействуя винтом 1 на само-
99
устанавливающуюся шайбу 2 (рис. 6.24, б). Для повышения точности
регулирования применяют резьбы с мелким шагом.
Регулирование этих подшипников компенсаторным кольцом по
типу, показанному на рис. 6.24, а, на практике оказалось очень
сложным и поэтому в настоящее время не применяется.
Рис. 6.24
Регулирование подшипников, установленных «врастяжку» (см.
рис. 3.10, г). Регулирование подшипников производят осевым пере-
мещением внутренних колец по валу с помощью гаек. Ослаблять по-
садку под перемещаемым при регулировке внутренним кольцом под-
шипника не требуется. Для регулировки подшипников достаточно
Рис. 6.25
одной гайки на одном из концов вала (рис. 6.25, б). Если дополни-
тельно требуется регулировать осевое положение вала, гайки пре-
дусматривают на обоих его концах (рис. 6.25, а).
100
§ 8. КОНСТРУИРОВАНИЕ ОПОР ВАЛОВ
КОНИЧЕСКИХ ШЕСТЕРЕН
В узлах конических передач широкое применение находит кон-
сольное закрепление вала-шестерни. При таком закреплении опоры
вала располагаются по одну сторону от шестерни. Конструкция
узла в этом случае получается простой, компактной и удобной для
сборки и регулировки.
Недостатком консольного расположения шестерни является повы-
шенная концентрация нагрузки по длине зуба шестерни. Концентра-
цию нагрузки можно уменьшить- повышением жесткости узла.
В конструкциях узлов конических шестерен применяют радиально-
упорные подшипники. В быстроходных передачах (п«3000 об/мин)
для снижения потерь в опорах устанавливают шариковые радиально-
упорные подшипники. Однако для повышения жесткости опор вала
„чаще всего применяют ко-
нические роликовые под-
шипники. Подшипники ус-
танавливают по схеме «вра-
стяжку» (рис. 6.26) — ши-
рокие торцы наружных ко-
лец подшипников располо-
жены внутрь, навстречу
друг другу.
Силы, действующие в
коническом зацеплении,
вызывают появление ради-
альных реакций в опорах.
Радиальная реакция счита-
ется приложенной к валу в точке пересечения его оси с нормалью, прове-
денной через середину контактной площадки подшипника (см. с. 80).
Обозначим b — расстояние между точками приложения реакций, а —
длину консоли, d — диаметр вала в месте установки подшипника.
При конструировании необходимо выдерживать соотношения:
^1,3а, &/а=2...2,5. При этом узел получается весьма компактным.
Установка подшипников по схеме «враспор» (широкие торцы наруж-
ных колец расположены наружу) приводит к значительному увеличе-
нию размера узла в осевом направлении. Применять ее в силовых
конических зубчатых передачах не рекомендуется.
§ 9. КОНСТРУИРОВАНИЕ ОПОР ВАЛОВ-ЧЕРВЯКОВ
На рис. 6.27 показаны варианты выполнения подшипниковых опор
при фиксации вала-червяка по наиболее простой и дешевой схеме
«враспор» (см. рис. 3.10, б). Такую схему применяют при ожидаемой
разности температур червяка и корпуса до 20°С и относительно ко-
ротких валах; так, в диапазоне d=3O...5O мм при установке вала на
шариковых радиально-упорных подшипниках отношение Ud^fi, на
конических роликовых подшипниках lld^£>.
101
Так как на червяк действует значительная осевая сила, то в опо-
рах применяют радиально-упорные подшипники. Преимущественно
применяют конические роликовые подшипники (рис. 6.27, а). Шарико-
вые радиально-упорные подшипники применяют при длительной не-
прерывной работе передачи с целью уменьшения потерь мощности и
тепловыделения в опорах (рис. 6.27, б). Следует иметь в виду, что по
схеме «враспор» не рекомендуется устанавливать радиально-упорные
подшипники с большим углом контакта (а>18°). В этом случае, а
также при больших ожидаемых
температурных деформациях вала
для закрепления вала-червяка в
корпусе используют схему с одной
фиксирующей и одной плавающей
опорами (см. рис. 3.10, в).
На рис. 6.28, а—в показаны на-
иболее распространенные варианты
выполнения фиксирующей опоры
вала-червяка. Вследствие большой
Рис. 6.28
осевой нагрузки, действующей на вал червяка, в фиксирующей опоре
применяют радиально-упорные подшипники: конические роликовые
или шариковые с большим углом контакта. Так как радиально-упор-
ные однорядные подшипники воспринимают осевую нагрузку только
одного направления, то для фиксации вала в обоих направлениях
в фиксирующей опоре необходимо устанавливать два таких подшип-
ника.
102
Для крепления подшипников в корпусе предусматривают упорный
буртик (рис. 6.28, а).
Чаще всего подшипники фиксирующей опоры устанавливают в ста-
кане (рис. 6.28, б), который затем закрепляют в корпусе. Наличие
стакана упрощает установку вала-червяка в корпусе. При сборке
червяк устанавливают в корпусе чаще всего через отверстие под под-
шипник. Иногда диаметр отверстия получается меньше диаметра вер-
шин витков червяка и сборка оказывается невозможной. Диаметр от-
верстия можно увеличить, устанавливая подшипники фиксирующей
опоры в стакане.
Применение подшипника с упорным бортом на наружном кольце
значительно упрощает конструкцию (отверстие в корпусе без бурти-
ка, отсутствует стакан) (рис. 6.28, в).
На рис. 6.28, в показаны конические роликоподшипники, постав-
ленные широкими торцами наружных колец навстречу друг другу,
а на рис. 6.28, б — широкими торцами наружу. Установка подшип-
ников по рис. 6.28, в характеризуется большей угловой жесткостью.
Для того чтобы предварительно комплект вала-червяка вместе
с подшипниками можно было вставить в стакан или в корпус, предус-
матривают зазор с^1...2 мм (см. рис. 6.27, 6.28).
§ 10. ОПОРЫ ПЛАВАЮЩИХ ВАЛОВ
Плавающими называют валы, обе опоры которых плавающие.
В этом случае обеспечивается возможность самоустановки плавающего
вала относительно другого вала, зафиксированного от осевых переме-
щений. Такая самоустановка необходима, например, в шевронных
или косозубых зубчатых передачах, представляющих собой разде-
ленный шеврон. При 'изготовлении колес указанных передач неиз-
бежна погрешность углового расположения зуба одного полушев-
рона относительно зуба другого полушеврона. Из-за этой погрешности
первоначально в зацепление входят зубья только одного полушеврона.
Возникающая в этом полушевроне осевая сила стремится смес-
тить колесо вместе с валом вдоль оси вала. Если позволяют опоры, то
вал под действием осевой силы перемещается в такое положение,
при котором в зацепление войдут зубья обоих полушевронов, а осе-
вые силы, возникающие в них, уравновесятся.
Осевая фиксация вала в этом случае осуществляется не в опорах,
а в зубьях шевронных колес.
В качестве опор плавающих валов применяют радиальные подшип-
ники. Чаще всего используют подшипники с короткими цилиндричес-
кими роликами. В случае применения этих подшипников значительно
уменьшается сила, потребная для осевого перемещения вала. Устра-
няется износ корпусной детали в месте установки подшипника, так
как осевое плавание вала обеспечивается за счет смещения внутрен-
них колец подшипников совместно с комплектами роликов относи-
тельно наружных колец.
Одной из распространенных является конструктивная схема, по-
казанная на рис. 6.29, а (см. рис. 10.3, а). Здесь внутренние кольца
103
подшипников закреплены на валу, а наружные — в корпусе. Одним
из недостатков этой схемы является необходимость изготовления ка-
навок в корпусе для установки колец, образующих искусственный
упорный буртик. Этого недостатка лишена схема, представленная
Рис. 6.29
на рис. 6.29, б (см. рис. 10.3, б). В этой схеме внутренние кольца под-
шипников закреплены упором в буртик вала. Наружные кольца имеют
свободу осевого перемещения на величину зазора z в сторону крышки
подшипника.
Величина зазора z (z=0,5...0,8 мм) зависит от размеров и точности
изготовления сопряженных зубчатых шевронных колес, точности их
сборки. Показанная на рис. 6.29, б (см. рис. 10.3, б) схема соответст-
вует моменту сборки передачи. Перемещение внутрь корпуса огра-
ничивается бортами обоих колец подшипников.
На рис. 10.3, в показано положение деталей подшипника при ра-
боте передачи. В начальный момент осевого плавания вала ролики
подшипников смещают наружные кольца на некоторую величину
в сторону крышек. При этом зазор z уменьшается и в дальнейшем за
счет тепловых деформаций вала выбирается полностью. Найдя свое
положение, наружные кольца остаются неподвижными.
Осевое плавание вала происходит за счет смещения внутренних
колец совместно с роликами относительно наружных колец. При
этом между роликами и бортом наружного кольца при плавании вала
имеет место осевой зазор s, который в процессе работы изменяется в не-
которых пределах, определяемых точностью изготовления зубьев
зубчатых колес.
Важным достоинством этой схемы является возможность регули-
рования начальной величины осевого смещения наружного и внут-
реннего колец подшипника. Регулирование осуществляется набором
металлических компенсаторных прокладок К, устанавливаемых под
фланцы обеих крышек подшипников. В результате регулировки можно
добиться точного взаимного расположения наружного и внутреннего
колец подшипников. При этом размеры деталей узла, влияющие на
осевое положение колец, могут выполняться по свободным допускам.
§ 11. ОПОРЫ СООСНО РАСПОЛОЖЕННЫХ ВАЛОВ
Такие опоры встречаются, например, в соосном двухступенчатом
цилиндрическом редукторе (рис. 6.30). При этом на внутренней стенке
корпуса рядом располагаются разные по габаритам подшипники со-
ки
осных валов. Один из них является опорой быстроходного, а другой
тихоходного вала. Сами валы фиксируются, как правило, по схеме
«враспор». На рис. 6.31, а—в показаны возможные конструктивные
варианты выполнения опоры соосно расположенных валов.
На рис. 6.31, а показан вариант, когда от-
верстия под подшипники выполняют непосредст-
венно во внутренней стенке корпуса. Обработку
отверстий ведут с двух сторон, образуя упорные
буртики для подшипников в обоих отверстиях.
Это создает определенные трудности при обра-
ботке. Однако в варианте исполнения по рис.6.31,
а точность установки подшипников наиболее
высокая.
Расточку отверстия можно упростить, если Рис- 630
выполнять его сквозным с диаметром D2 (по
наружному диаметру большего подшипника)
(рис. 6.31, б). Но для установки подшипника с меньшим наружным
диаметром Di применяется дополнительная деталь-кольцо 1. Осевое
фиксирование этого кольца в корпусе осуществляется кольцевым
выступом на наружной поверхности кольца, входящим в канавку
корпуса. Подшипники устанавливают, упирая в торцовые поверх-
ности детали 1. Поэтому точность изготовления кольца 1 должна быть
высокой. Необходимо помнить, что для установки кольца корпус
должен быть разъемным.
bH1l/h11
Рис. 6.31
Кольцо 1 можно сделать без фиксирующего выступа (рис. 6.31, в).
В этом случае упрощается и обработка отверстия корпуса, и конст-
рукция кольца. Однако соосно расположенные валы образуют об-
щую систему. При расчете подшипников одного вала необходимо
учитывать осевые силы, действующие на него со стороны другого
вала.
Регулирование осевых зазоров при сборке опор по рис. 6.31, а,
б производят независимо для каждого вала, а при сборке опор по
рис. 6.31, в — сразу для четырех подшипников обоих валов.
При постановке кольца 1 предпочтительным является вариант по
рис. 6.31, в. Напомним, что при расчете подшипников быстроходного
вала в этом случае следует учитывать осевые силы, действующие на
йего со стороны тихоходного вала.
105
§ 12. КОНСТРУКТИВНОЕ ОФОРМЛЕНИЕ ПОСАДОЧНЫХ МЕСТ
Шероховатость посадочных поверхностей в местах установки под-
шипника на валу и в корпусе должна соответствовать ГОСТ 2789—73
7?а=0,4...1,6 мкм. Такую шероховатость экономически целесообразно
Рис. 6.32
получать шлифованием. Для выхода шлифовальных кругов выпол-
няют канавку (рис. 6.32, а—в). Канавки, исполненные по рис. 6.32,а, б,
применяют при шлифовании поверхности вала, а по рис. 6.32, в —
при шлифовании отверстия в корпусе. Размеры канавок приведены
в табл. 6.9.
Таблица 6,9
мм
d b di d2 R
Свыше 10 до 50 3 d—0,5 d+0,5 0,1 0,5
Свыше 50 до 100 5 1,6 0,5
Свыше 100 8 d—1,0 d+1,0 2,0 1,0
Нужно иметь в виду, что канавки на валах вызывают повышенную
концентрацию напряжений и понижают прочность валов при пере-
менных напряжениях. Поэтому канавки выполняют чаще всего на
валах, диаметры которых определяются условиями жесткости. Та-
кими валами, в частности, являются валы редукторов, коробок пере-
дач.
Меньшей концентрацией напряжений характеризуется выполне-
ние переходной поверхности вала галтелью постоянного радиуса
(рис. 6.33). Радиус галтели принимают меньше координаты фаски г
по табл. 6.10.
Рис. 6.33
106
Шлифование галтели очень трудоемко. Поэтому такую форму пере-
ходной поверхности применяют только при высокой напряженности
вала.
При проектировании подшипникового узла контакт смежных о
подшипником деталей необходимо предусмат-
ривать только по торцам подшипниковых ко-
лец, на высоте заплечика. Другие поверхности
смежных деталей должны отстоять от торцов
колец для всех типов подшипников (кроме ко-
нических роликовых) не менее чем наа=2...
3 мм (рис. 6.34).
Особенностью конструкции конического
роликового подшипника является то, что сепа-
ратор выступает за пределы наружного коль-
ца на т и п (рис. 6.35, а). Это следует учиты-
вать при установке смежных с подшипниками
Рис. 6.34
деталей, например шлицевых гаек (рис. 6.35,6),
или при установке двух рядом расположенных подшипников (рис.
6.35, в). Смежная деталь должна отстоять от торца наружного кольца
конического роликоподшипника на &=4...6 мм. Чтобы цилиндриче-
ские поверхности смежных деталей не касались сепаратора, высоты
Рис. 6.35
hi и h2 не должны превышать величин
/i1 = 0,l(D—d); ft2 = 0,05(D—d).
Именно поэтому в очень распространенном креплении конического
подшипника шлицевой гайкой (рис. 6.35, б) между торцами внутрен-
него кольца подшипника и гайки устанавливают дистанционную втул-
ку 1. Примерно половиной своей длины втулка 1 заходит на вал диа-
метром d, выполненным под установку подшипника, а оставшейся дли-
ной перекрывает канавку для выхода инструмента при нарезании
резьбы.
§ 13. ВЫЧЕРЧИВАНИЕ ВНУТРЕННЕЙ КОНСТРУКЦИИ
ПОДШИПНИКОВ
Для изображения стандартных подшипников качения по габарит-
ны^ размерам (d, D, В) следует нанести тонкими линиями внешний
контур подшипника. Затем для всех типов подшипников (кроме
107
конических роликоподшипников) наносят диаметр Dpw окружности,
проходящей через центры тел качения,
Dpw = Q,5(D + d).
По соотношениям, указанным на рис. 6.36, вычерчивают тела ка-
чения и кольца.
Радиально-упорные шарикоподшипники имеют на наружном коль-
це только один борт. Второй борт срезан. Для вычерчивания наруж-
ного кольца со стороны срезанной части проводят вспомогательную
вертикальную линию до пересечения с окружностью шарика в точке/.
Соединяют точки 1 и 2.
Рис. 6.36
В подшипниках шариковых радиальных двухрядных сферических
тела качения изображают так, чтобы они касались боковых линий
внешнего контура. Сферическую поверхность на наружном кольце
изображают дугой окружности с центром на оси отверстия подшип-
ника.
Для построения конических роликоподшипников на контур под-
шипника наносят вспомогательную вертикальную линию, делящую
монтажную высоту подшипника Т пополам. Отрезок ab делят точками
1, 2 и 3 на четыре равные части. Из точки 3 под углом а=15° проводят
образующую конуса до ее пересечения с осью вращения подшипника
в точке 0. Из этой точки проводят линии 01 и 02. Затем, из точки т,
108
полученной пересечением линии 01 с торцом наружного кольца km,
проводят линию mf перпендикулярно образующей 02. Отложив отре-
зок de=fk, проводят параллельно линию, оформляющую малый торец
ролика. Для получения диаметра d2 борта внутреннего кольца нахо-
дят точку I, которая делит радиус большего торца ролика пополам.
Сепараторы на чертежах подшипников не изображают.
§ 14. КОНСТРУИРОВАНИЕ СТАКАНОВ
Конструкция стакана определяется схемой расположения подшип-
ников. На рис. 6.37, а—г показаны варианты, наиболее часто встре-
чающиеся на практике. Стаканы обычно выполняют литыми из чу-
гуна марки СЧ15. Толщину стеики 6 принимают в зависимости от
диаметра отверстия D под подшипник по табл. 6.11.
Рис. 6.37
Таблица 6.11
мм
D До 52 Свыше 52 до 80 Свыше 80 до 120 Свыше 120 до 170
6 4...5 6...8 8...10 10...12,5
Толщина упорного буртика 61 и толщина фланца 62 (см. рис. 6.37,
а—г)
62«1,28.
Высоту упорного буртика t согласуют с размером фаски наружного
109
кольца подшипника и возможностью его демонтажа винтовым съем-
ником (см. табл. 6.7 и 6.8).
Диаметр d и число винтов для крепления стакана к корпусу берут
по табл. 6.12.
Таблица 6.12
мм
D 40...62 63...95 100...145 150...220
d 6 8 10 12
Число винтов 4 6
Минимальный диаметр фланца стакана £>ф получается, если приняты
C — d, h — ... l,2)d, £)ф = £)а + (4.. .4,4)d.
Чтобы обеспечить сопряжение торцов фланца стакана и корпуса
по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности стакана
перед торцом фланца делают канавку. На рис. 6.32, а показан про-
филь канавки на наружной поверхности стакана, а размеры ее эле-
ментов приведены в табл. 6.9.
Такие же канавки выполняют перед буртиками стакана, по торцам
которых устанавливаются наружные кольца подшипников (см. рис.
6.32, в, табл. 6.9). Иногда на наружной поверхности стакана делают
проточку для уменьшения длины точно обрабатываемого участка
(рис. 6.37, в). Диаметр в месте проточки принимают на 0,5...1 мм
меньше Da- Длину точного участка I выполняют равноц ширине на-
ружного кольца подшипника.
В стаканах обычно размещают подшипники фиксирующей опоры
вала-червяка (см. рис. 6.28) и опоры вала конической шестерни (см.
рис. 6.26). Стаканы для подшипников вала конической шестерни пере-
мещают при сборке для регулирования осевого положения кониче-
ской шестерни. В этом случае применяют посадку стакана в корпус —
H7ljs6. Другие стаканы после их установки в корпус остаются непод-
вижными. Тогда применяют посадки типа Hllk6 или НИтб.
§ 15. КОНСТРУИРОВАНИЕ КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ
Крышки подшипников изготовляют из чугуна марки СЧ15. Раз-
личают крышки привертные и закладные.
На рис. 6.38, а—г показаны основные конструкции привертных
крышек, на рис. 6.38, а, б, г — так называемых глухих, а на рис.
6.38, в — с отверстием для выходного конца вала.
Форма крышки зависит от конструкции опоры вала. Чаще всего
торец вала не выступает за пределы подшипника. Поэтому наружная
поверхность крышки — плоская (рис. 6.38, а—в). Если торец вала
110
выступает за пределы подшипника, то крышку выполняют по рис.
6.38, s.
Положение крышки при сборке определяется ее фланцем. Поэтому
поясок с центрирующей цилиндрической поверхностью делают не-
большим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса.
Обычно принимают
Z = (1,2... 1,5) &,
где Ь — ширина канавки (см. табл. 6.9).
Поля допусков диаметра центрирующего пояска приведены на
рис. 6.38, а—г. Если в
крышку подшипника
встроено манжетное уп-
лотнение, как это пока-
зано на рис. 6.38, в, то
допуск на центрирую-
щий диаметр ужесто-
чают.
Чтобы поверхности
фланц'а крышки и тор-
ца корпуса сопряга-
лись по плоскости, на
цилиндрической центри-
рующей поверхности
перед торцом фланца
делают канавку шири-
ной Ь. Размеры канавки
приведены в табл. 6.9.
Определяющим при
конструировании крыш-
ки является диаметр D
отверстия в корпусе под
подшипник. Толщину
стенки 6, диаметр d и
число z винтов крепле-
ния крышки к корпусу
в зависимости от этого параметра принимают по табл. 6.13.
Таблица 6.13
мм
D 50...62 63...95 100...145 150...220
б 5 6 7 8
d 6 8 10 12
В 4 6
111
В варианте, показанном на рис. 6.38, б, крепление крышки осущест-
вляется винтами с цилиндрическими головками, поставленными
«впотай». В последнее время широкое распространение получают
винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением
«под ключ».
Во всех других вариантах, показанных на рис. 6.38, а, в, г, крепле-
ние крышки осуществляется болтами.
Поверхность крышки под головками крепежных болтов или гаек
необходимо обрабатывать. Обрабатывают непосредственно те места,
на которые опираются головки винтов (рис. 6.38, а, б), или весь поя-
сок на торце в зоне расположения головок винтов (рис. 6.38, в, г).
С точки зрения точности и быстроты предпочтительнее токарная об-
работка (рис. 6.38, в, г), чем обработка опорных поверхностей на свер-
лильном станке. Размеры других конструктивных элементов крышки,
показанных на рис. 6.38, а, б, можно принимать:
толщину фланца при креплении крышки болтами
6^ 1,26;
толщину фланца (рис. 6.38, б) при креплении крышки винтами
с цилиндрическими головками, поставленными «впотай»,
63 ж Н4-0,86;
толщину центрирующего пояска
62 = (0,9 ... 1,0)6;
диаметр фланца крышки
£)ф = £)4-(4,0 ... 4,4)d;
расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси кре-
пежного винта
С md,
где d — диаметр винта (см. табл. 6.13).
При установке в крышке подшипника манжетного уплотнения пре-
дусматривают 2...3 отверстия 0 3...4 мм (рис. 6.38, в) для выталки-
вания изношенной манжеты. С этой же целью можно также выполнять
расточку отверстия по рис. 6.39, а. В некото-
Рис. 6.39
рых конструкциях отверстие в крышке под
манжетное уплотнение делают сквозным (рис.
6.39, б). Чтобы манжета при сборке была точно
установлена в отверстии, на крышке необхо-
димо обрабатывать торец А, которым крышка
устанавливается на опорную поверхность при
запрессовке манжеты.
При небольшом межосевом расстоянии
фланцы двух крышек подшипников могут
перекрывать друг друга. В этом случае у
обеих крышек фланцы срезают, оставляя
между срезами зазор 1...2 мм (рис. 6.40).
Чаще всего фланцы крышек выполняют круглой формы (рис.
6.41, а). При этом размер а определяется возможностью установки
112
винта крепления крышки к корпусу. Обычно форма крышки соответ-
ствует форме платика корпусной детали, к которой крышка привер-
тывается. С целью сни-
жения расхода металла
при изготовлении как
самой крышки, так и
корпусной детали, флан-
цы привертных крышек
изготовляют некруглой
формы, сокращая раз-
мер а фланца на участ-
ках между отверстиями
под винты крепления.
На рис. 6.41, б фланец
крышки очерчен дугами
радиусов Rt и Р2. Еще
большее снижение рас-
хода металла можно по-
лучить, если крышку
выполнить квадратной
(рис. 6.41, в). Фланец
крышки с шестью кре-
пежными отверстиями
можно конструировать
по рис. 6.41, г. Чтобы
не происходило значи-
тельного снижения же-
сткости и прочности
фланца, при сокращении
размера а не рекомен-
дуется переходить за
окружность центров £>0
крепежных отверстий.
Исполнение фланцев крышек по рис. 6.41, б—г особенно целесооб-
разно при крупносерийном и массовом производстве. Определенным
недостатком этих конструкций является прерывистая поверхность
фланца, которая создает некоторые неудобства при токарной обра-
ботке.
На рис. 6.42 показаны основные конструкции закладных крышек
(а—б — глухих, в — с отверстием для выходного конца вала, г —
с резьбовым отверстием под нажимной винт). Закладные крышки ши-
роко применяют в редукторах, имеющих плоскость разъема корпуса
по осям валов. Эти крышки не требуют специального крепления к
корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым высту-
пом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить
сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости,
на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом вы-
ступа делают канавку шириной Ь. Размеры канавки на диаметре
£> (d=jDo) принимают по табл. 6.9.
113
Наружный диаметр крышки выполняют с такими отклонениями,
при которых в сопряжении с корпусом крышка образует очень малый
зазор, препятствующий вытеканию масла из корпуса.
Толщину стенки 8
принимают по табл. 6.13
в зависимости от диа-
метра отверстия под
подшипник.
Размеры других эле-
ментов крышки (рис.
6.42, а):
6, = (0,9 ... 1,0) 6;
Х = (0,9 ... 1,0)8;
С «0,55; /«2,56.
Иногда торец крыш-
ки, контактирующий с
подшипником, не совпа-
дает с торцом выступа
(рис. 6.42, б). Чтобы на-
ружная цилиндрическая
Рис. 6.42 поверхность этого участ-
ка не нарушала точности центрирования крышки, ее диаметр несколь-
ко уменьшают.
Обычно крышки изготовляют нз чугуна. Однако с целью повыше-
ния Прочности резьбы закладную крышку с резьбовым отверстием под
нажимной винт (рис. 6.42, г) изготовляют из стали.
Глава 7
КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ
На этапе эскизного проектирования (см. гл. 3) ориентировочно
была намерена конструкция валов, определены диаметры отдельных
участков. Теперь следует уточнить эти размеры, согласовать их
с деталями, устанавливаемыми на валу, учесть вид и расположение
опор, конструкцию уплотнения, технологию изготовления.
Перед отработкой конструкции вала должны быть решены такие
важные вопросы, как способ передачи вращающего момента в соеди-
нении вал-ступица (см. гл. 5) и способ крепления деталей на валу
от осевого перемещения (см. гл. 4).
§ 1. КОНЦЕВЫЕ УЧАСТКИ ВАЛОВ
Входной и выходной валы редукторов, коробок передач имеют
консольные участки для установки полумуфт, шкивов, звездочек.
Консольные участки могут быть выполнены цилиндрическими или
коническими.
Размеры цилиндрических концов валов по ГОСТ 12080—66 при-
ведены в табл. 7.1. Деталь, устанавливаемую на цилиндрическом
114
конце вала, доводят до упора в буртик. Высоту t буртика принимают
по соотношению где f — размер фаски детали (табл. 7.2).
Переходный участок вала между двумя ступенями разных диамет-
ров выполняют галтелью постоянного радиуса г. В валах, диаметры
Таблица 7.1
мм
d 1 Г С d 1 р в
20 36 1,6 1,0 45 82 2,0 1,6
22 30 1,6 1,0 50 82 2,5 2,0
25 42 1,6 1,0 55 82 2,5 2,0
28 42 1,6 1,0 60 105 2,5 2,0
32 58 2,0 1,6 70 105 2,5 2,0
36 58 2,0 1,6 80 130 3,0 2,5
40 82 2,0 1,6 90 130 3,0 2,5
которых определяются условиями жесткости (валы редукторов, короб-
ки передач), а также на концевых участках валов, на которых изги-
бающие моменты невелики, выполняют канавки для выхода шлифо-
вального круга (табл. 7.3).
Таблица 7.2
мм
Г 1,6 2,0 2,5 3,0
f 2,0 2,5 3,0 4,0
Таблица 7.3
мм
b h г
Св. 10 до 50
Св. 50 до 100
Св. 100
3 0,25
5
8 0,5
1,0
1,6
2,0
Соседним с концевым является участок вала, предназначенный для
установки подшипника. Поэтому высота t буртика цилиндрического
концевого участка вала должна быть согласована с посадочным диа-
метром подшипника. При этом желательно предусмотреть возможность
установки подшипника без съема призматической шпонки. Ориенти-
115
ровочно значение диаметра d„ вала в месте установки подшипника
(рис. 7.1) dn^d-|-2/24-0,5 (мм), где t2 — глубина паза в ступице
(см. табл. 18.19).
Полученное значение
округляют в большую
сторону до ближайшего
стандартного для под-
шипника размера. Вы-
полнение условия уста-
новки подшипника без
съема шпонки приводит,
как правило, к значи-
тельной разности диа-
метров da и d. В тех
случаях, когда расстоя-
ние I (рис. 7.1 и 7.2)
больше ширины В внут-
реннего кольца подшип-
ника, отличие в диамет-
рах d и dn можно умень-
шить за счет обхода
шпонки при установке
подшипника. Последо-
вательность монтажа
подшипника в этом слу-
р _ „ чае показана на рис.
ис’ ‘ 7.2, а, б. Вначале под-
шипник располагают эксцентрично (положение /), сместив центр
отверстия в направлении шпонки (рис. 7.2, а). В таком положении
подшипник перемещают над шпонкой до участка вала длиной I (по-
ложение 2), на котором подшипник устанавливают концентрично оси
вала, после чего окончательно монтируют подшипник (положение 3).
Рис. 7.3 Рис. 7.4
Высота буртика получается наименьшей при использова-
нии сегментной шпонки, которую перед установкой подшипника мож-
но вынуть (рис. 7.3).
Если иа консольном цилиндрическом конце вала нарезают шлицы,
то высота t буртика ограничена необходимостью свободного выхода
фрезы для прямобочных /^0,5/г, эвольвентных £^0,25/i (рис. 7.4). При
этом участок вала, соседний с консольным, будет постоянного диа-
метра в том случае, если dn=d+2/. Если dn~>d+2t, то выполняют
116
переходный участок с диаметром (d+2f), как показано на рис. 7.4.
На этом'же рисунке показан выход фрезы, нарезающей шлицы. Диа-
метры шлицевых фрез для прямобочных шлицев средней серий при-
ведены в табл. 7.4.
мм Т а б л и ц а 7.4
d 20...22 25.. .28 32...38 42...48 54...65 72...92
Оф 63 70 80 90 100 112
Участки выхода фрезы могут распространяться на упорные бурты
(рис. 7.4), а также частично и на шейки валов, предназначенные для
установки подшипников качения.
Конические концы валов по ГОСТ 12081—72 (размеры см. в табл.
7.5) изготовляют с наружной и внутренней резьбой. Диаметр вала на
Таблица 7.5
Номи- налы ный диа- метр d /2 dcp b h / 2 dL I,
20 36 22 18,9 4 4 2,5 1,8 M12xl,25 M6 6,5 8,8
22 20,9
25 23,8
28 42 24 26,8 5 5 3,0 2,3 M16X1.5 M8 9,0 10,7
32 30,2 M10 11,0 13,0
36 58 36 34.2 6 6 3,5 2,8 M20X1.5 M12 14,0 16,3
40 37,3 10 8 5,0 3,3 M24x2 M12 14,0 16,3
45 82 54 42,3 12 8 5,0 3,3 M30x2 M16 21,0 23,5
50 47,3 12 8 5,0 3,3 21,0 23,5
56 53,3 14 9 5,5 3,8 M20 23,5 26,5
63 105 70 59,5 16 10 6,0 4,3 M42X3 M20 23,5 26,5
71 67,5 18 11 7,0 4,4 M48X3 M24 26,0 29,3
80 75,5 20 12 7,5 4,9 M56x4 M30 32 35,9
90 130 90 85,5 22 14 9,0 5,4 M64x4
117
участке, соседнем с концевым, определяют так же, как и для цилинд-
рического из условия установки ш
ки (рис. 7.5): dn^dcp+2^+0,5 мм,
Рис. 7.5
>дшипника на вал без выемки шпон-
где dcp и t2 принимают по табл. 7.5.
Преимущественное распростра-
нение приобретает коническая фор-
ма консольного участка вала, обес-
печивающая точное и надежное со-
единение, возможность легкого
монтажа устанавливаемых деталей.
§ 2. УСТАНОВКА ДЕТАЛЕЙ
НА КОНЦЕВЫХ УЧАСТКАХ ВАЛОВ
Детали, устанавливаемые на
концевые участки валов, должны
быть зафиксированы от осевых пе-
ремещений. Способы осевого фикси-
рования на цилиндрическом конце вала при относительно длинном
отверстии (/CT/d^sO,8) показаны на рис. 7.6, а—е. На рис. 7.6, а де-
таль фиксируют установочным винтом 1, застопоренным пружинным
кольцом 2. Применяют установочные винты с коническим и цилиндри-
ческим концом (см. табл. 18.8). Форма отверстий и глубина засвер-
ловки приведены в табл. 18.9.
На рис. 7.6, б деталь фиксируют стопорным пружинным кольцом 1
(см. табл. 18.13). Вследствие погрешностей размеров I, b и s между
Рис. 7.6
торцами кольца 7 и детали может быть зазор. Если такой зазор неже-
лателен, то между деталью и кольцом 1 ставят компенсаторное коль-
цо 2 (рис. 7.6, в), толщину К которого подбирают или получают под-
шлифовкой торцов по результатам измерений при сборке.
Деталь на рис. 7.6, г фиксирует шайба 7, входящая в паз, выпол-
ненный в шпонке. Шайбу крепят винтом 2 к торцу детали. Шпонка
должна быть точно пригнана по длине паза.
118
Детали, устанавливаемые на шлицевой конец вала, можно фикси-
ровать способами, представленными на рис. 7.6, а—в. Кроме того,
используют фиксацию шлицевым кольцом (рис. 7.6, д). Кольцо 1,
перемещают вдоль вала, доводят до проточки, поворачивают на по-
ловину углового шага шли-
цев н крепят одним-двумя
винтами 2 к торцу детали.
Толщину s кольца подбирают
или подшлифовывают по ре-
зультатам измерений при
сборке.
При завинчивании кони-
ческой пробки 1 (рис. 7.6, е)
шлицевой конец вала дефор-
мируется и надежно удержива-
ет деталь от осевых смещений.
При относительно корот-
ком отверстии (/CT/d<0,8) де-
тали, устанавливаемые на гладкий или шлицевой цилиндрический ко-
нец вала, поджимают круглой шлицевой гайкой 1 к торцу заплечика ва-
ла (рис. 7.7, а). Гайка от самопроизвольного отвинчивания стопорится
многолапчатой шайбой 2. Размеры гаек (ГОСТ 11871—73) и шайб
(ГОСТ 11872—73) приведены в табл. 18.12 и 18.13. Для выхода резьбо-
нарезного инструмента при нарезании резьбы на валу предусматри-
вают канавки, размеры которых приведены в табл. 7.6. Основное
применение имеют канавки по типу I. Канавки по типу II применяют
при малой усталостной прочности вала. На валу выполняют также
канавку под язычок стопорной шайбы (см. табл. 18.14).
Таблица 7,6
мм
Шаг резьбы Тип I Тип 11
ь Г rt ь Г d,
1 1,25 3 3,6 4,4 2 d—1,5 d—1,8
1,5 1,75 4 1 0,5 4,6 2,5 d—2,2
5,4 3 d—2,5
2 5 1,5 5,6 d—3,0
На рис. 7.7, б между подшипником и деталью установлена втулка
/, которая охватывается манжетным уплотнением 2. Во избежание
119
проворачивания втулки относительно вала деталь обязательно под-
жимают, например, болтом 3 н концевой шайбой 4 к торцу втулки.
Размеры концевых шайб, болтов и штифтов для их крепления (по
ГОСТ 14374—69) приведены в табл. 18.15. Осевое поджатие по ва-
рианту конструкции, показанной на рис. 7.7, б, можно осуществлять
и круглой шлицевой гайкой по типу рис. 7.7, а.
Посадку детали на конический конец вала производят с обяза-
тельным нагружением осевой силой, например с помощью болта 1
через торцовую шайбу 2 (рис. 7.8, а). Стопорная шайба 3 фиксирует
болт относительно шайбы, а цилиндрический штифт 4 фиксирует
шайбу относительно вала.
Надежно крепление детали гайкой 1 (рис. 7.8, б). Круглую шли-
цевую гайку после затяжки стопорят многолапчатой шайбой 3. Раз-
меры канавки на валу под язычок стопорной шайбы приведены в
табл. 18.14.
Шестигранную гайку 1 (рис. 7.8, в) стопорят шайбой 3, отгибая
одну лапку в шпоночный паз, а другую — на грань гайки.
Наибольшей силой поджима характеризуется конструкция по
рис. 7.8, в, которую применяют при тяжелом реверсивном режиме
работы, наименьшей силой — по рис. 7.8, а. Такая конструкция при-
меняется при легком нереверсивном режиме работы.
§ 3. КОНСТРУКЦИИ ВАЛОВ
Быстроходные валы. Быстроходные валы имеют концевые участки,
участки для установки подшипников и участки, на которых нарезают
зубья шестерен цилиндрических или конических зубчатых передач
(конструкции валов-червяков см. гл. 4, § 7). Конструирование кон-
сольных участков и определение диаметров валов в местах установки
подшипников рассмотрены выше (гл. 7, § 1). Диаметр среднего участка
вала чаще всего определяется размером dgn, величину которого нахо-
дят из условия надежного контакта торцов вала и внутреннего кольца
подшипника (см. рис. 3.6, 3.7). На среднем участке вала нарезают
зубья шестерни цилиндрической зубчатой передачи. Конструкция
вала в этом месте зависит от передаточного числа и межосевого расстоя-
ния передачи. При небольших передаточных числах и относительно
большом межосевом расстоянии диаметр djt окружности впадин шес-
терни больше диаметра d6n вала (рис. 7.9, а). При больших передаточ-
ных числах и относительно малом межосевом расстоянии диаметр d/t
120
шестерни оказывается меньше da„. Тогда конструкцию вала выполня-
ют по одному из вариантов, показанных на рис. 7.9, б—д, предусмат-
ривая участки выхода фрезы, нарезающей зубья. Диаметр De фрезы
в зависимости от модуля т принимают по табл. 7.7. Длину участка
/вых определяют графически.
121
Таблица 7.7
De
Степень точно- сти передачи tn
2...2,5 2,5...2,75 3...3,75 4. . .4,5 5...5,5 6. ..7
7 90 100 112 125 140 160
8...10 70 80 90 100 112 125
Иногда наружный диаметр dai шестерни оказывается меньше диа-
метра d6n. Тогда обтачивают или весь вал в средней части по наруж-
ному диаметру шестерни (рис. 7.9, г), или между нарезанной частью
и торцом вала выполняют конические переходные участки (рис. 7.9, д).
Последний вариант несколько сложнее в изготовлении, но жесткость
вала получается выше в сравнении с вариантом по рис. 7.9, г.
Участок выхода фрезы допускается распространять на торец вала,
по которому устанавливается подшипник качения (рис. 7.9, г, д).
Чаще всего конструкцию быстроходного вала конической передачи
выполняют по рис. 7.10, располагая шестерню консольно относительно
подшипниковых опор. Регулирование подшипников в этом случае
производят перемещением по валу правого (рис. 7.10) подшипника с
122
помощью круглой шлицевой гайки 1. После регулировки гайку стопо-
рят многолапчатой шайбой 2. Размеры канавки на валу для выхода
резьбонарезного инструмента принимают по табл. 7.6, канавки под
язычок стопорной шайбы, а также наибольший допустимый размер
di — по табл. 18.14. Другие конструкции быстроходных валов кони-
ческих зубчатых передач представлены на рис. 10.4, 10.5.
Промежуточные валы. Промежуточные валы не имеют концевых
участков. На рис. 7.11 показан промежуточный вал двухступенчатого
цилиндрического редуктора. На самом валу нарезаны зубья шестерни
тихоходной ступени. Рядом расположено зубчатое колесо быстроход-
ной ступени. Диаметры d6n и dgK определяют по рекомендациям рис.
3.6, 3.7. В зависимости от размеров шестерни конструкцию выполня-
ют по рис. 7.11, a (df^dfa) или по рис. 7.11, б (d^Cd^). Допускается
участок выхода фрезы (De по табл. 7.7) распространять на торцы вала,
контактирующие с колесом или внутренним кольцом подшипника
(рис. 7.11, б).
Между подшипником и колесом располагают дистанционную втул-
ку на том же диаметре, что и подшипник. Диаметральные размеры
втулки определяются условиями контакта ее торцов с колесом и
внутренним кольцом подшипника. Поэтому втулка имеет чаще всего
Г-образное сечение.
123
Тихоходные валы. Тихоходные валы имеют концевой участок
(гл. 7, § 1), в средней части вала между подшипниковыми опорами раз-
мещают зубчатое колесо. Наиболее простая конструкция вала показа-
на на рис. 7.12. В сопряжении колеса с валом использована посадка
с большим натягом. Подшипники установлены до упора в торцы вала.
Иногда между подшипниками и колесом располагают дистанционные
втулки (рис. 7.13). В этом случае вал может быть гладким, одного но-
минального диаметра, разные участки которого выполняют с различ-
ными отклонениями.
Валы следует конструировать по возможности гладкими, с мини-
мальным числом уступов (рис. 7.12, 7.13). В этом случае существенно
сокращается расход металла на изготовление вала, что особенно важно
в условиях крупносерийного производства. Зубчатое (червячное)
колесо с гладким валом собирают в специальном приспособлении, опре-
деляющем осевое положение колеса. В индивидуальном и мелкосерий-
ном производстве валы целесообразно снабдить буртами для упора
колес (рис. 7.14).
Для повышения технологичности конструкции радиусы галтелей
и размеры фасок на одном валу желательно принимать одинаковыми.
Ширину канавок для выхода инструмента также нужно принимать
одинаковой.
Если на валу предусмотрено несколько шпоночных пазов, то для
удобства фрезерования их располагают на одной образующей вала и
выполняют одной ширины, выбранной по меньшему диаметру вала
(рис. 7.14).
Для уменьшения номенклатуры шлицевых фрез и сокращения вре-
мени на их перестановку размеры шлицев на разных участках вала
принимают по возможности одинаковыми.
§ 4. РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ
Основными нагрузками на валы являются силы от передач, которые
передаются через насаженные на них детали: зубчатые или червячные
колеса, звездочки, шкивы, муфты. При расчетах принимают, что на-
124
саженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине
своей ширины и эти сечения принимают за расчетные. Под действием
постоянных по величине и направлению сил во вращающихся валах
возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу.
Основными материалами для валов служат углеродистые и легиро-
ванные стали (табл. 7.8). Для большинства валов применяют термиче-
ски обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х.
Для высоконапряженных валов ответственных машин применяют леги-
рованные стали 40ХН, 20Х, 12ХНЗА.
Расчет проводят в такой последовательности: по чертежу вала
составляют расчетную схему, на которую наносят все внешние силы,
нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимно
перпендикулярным плоскостям (горизонтальной X и вертикальной
Y). Затем определяют реакции в опорах в горизонтальной и вертикаль-
ной плоскостях. В этих же плоскостях строят эпюры изгибающих Мх
и Mv и крутящего Л4К моментов, находят эквивалентный момент. Пред-
положительно устанавливают опасные сечения, исходя из эпюр момен-
тов, размеров сечения вала и концентратора напряжений.
Уточненные расчеты на выносливость отражают влияние разно-
видности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик
Таблица 7.8
Марки стали Диаметр заготов- ки, мм, не более Твердость НВ, ие ниже Механические характеристики, Па
°в °т тт Т-1
Сталь 45 Любой 200 5,6-109 2,8-108 1,5-Ю8 2,5-Ю8 1,5.10s
80 270 9-Ю9 6,5-Ю9 3,9-108 3.8-108 2,3.10s
Сталь Любой 200 7,3-Ю9 5-Ю9 2,8-Ю8 3,2-108 2-IO8
40Х 120 270 9,0-Ю8 7,5-Ю9 4,5-Ю8 4,1-Ю8 2,4-Ю9
Сталь Любой 240 8,2-Ю9 6,5-109 3,9-109 3,6-108 2,1-108
40ХН 200 270 9,2-Ю9 7,5-Ю8 4,5-Ю8 4,2-Ю8 2,5-Ю8
Сталь 20Х 120 197 6,5-109 4,0-Ю8 2,4-Ю8 3-Ю8 1,6.10s
Сталь 12ХНЗА 120 260 9,5-109 7,0-109 4,9-Ю8 4,2-108 2,1-10’
материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет произ-
водят в форме проверки коэффициента запаса прочности. Для каждого
из установленных предположительно опасных сечений определяют
расчетный коэффициент запаса прочности s и сравнивают его с допус-
каемым значением [si, принимаемым обычно 1,3. . .2.1,
s—. >[s],
где sCT и — коэффициенты запаса по нормальным и касательным на-
пряжениям, определяемые по зависимостям [131:
_ _ (q-i)p . s _ (t-i)d
° «fa + WobOffl ’ x Ta + (l|>t)DTm ’
•а —-
125
Таблица 7.9
Сечение вала
те?
w нетто
те?
wк нетто
Круглое сплошное
0,ld«
0,2d®
Полый вал
Вал со шпоночной ка-
навкой
2а
О 2d3 bil
* 2d
Шлицевой вал
n J Ua+df)3
2
О.^3
Вал червяка
ndf
"зГ
nd®
~кГ
где ов и та — амплитуды напряжений цикла; ат и ит — средние на-
пряжения цикла.
В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изме-
няются по симметричному циклу; оа=аа и crm=O, а касательные на-
пряжения — по отнулевому циклу; та=ти/2 и тта=тн/2. Влияние
асимметрии цикла изменения т обычно незначительно (фт=0. . .0,05).
126
Тогда
Напряжения в опасных сечениях определяют по формулам!
~ ^/^нетто» Te« Тк/2 =sЛГк/2 • 1^к нетто,
где М М.2х-\-М2у—результирующий изгибающий момент; Мк—
крутящий момент; 1^нетто и 1Гкнегго— осевой и полярный моменты
сопротивления сечения вала (табл. 7.9).
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении
где cr_i и т_1 — пределы выносливости гладких образцов при симмет-
ричном цикле изгиба и кручения (табл. 7.8); (Ka)D и (/Ct)B — коэф-
фициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.
Значения (Х0)в и (Kt)D находят по зависимостям:
(ад„ - (%+«/-!); (*Л> -(£+*'-*)
где Ка и /Ст — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Kd — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сече-
ния (табл. 7.10); КР— коэффициент влияния шероховатости (табл.
7.11); К.у — коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл.
7.12).
Табл и ца 7.10
Напряженное состояние н материал Значение при диаметре вала d, мм
30 40 50 70 100
Изгиб для углеродистой стали Изгиб для высокопрочной леги- рованной стали и кручение для всех сталей 0,88 0,77 0,85 0,73 0,81 0,70 0,76 0,67 0,71 0,62
Таблица 7.11
Среднее арифметическое отклонение профиля Ra, мкм Кр при пв
Б.10« 7.10® 9.10» 12.10*
0,4...0,1 3,2...0,8 1,0 1,05 1,0 1,10 1,0 1,15 1,0 1,25
127
Таблица 7,12
Вид упрочнения °в сердцевины Kv
для гладких валов Ка<1.5 Ка= 1,8. . .2,0
Закалка с нагревом ТВЧ Дробеструйный на- клеп Накатка роликом (6...8)-108 (8... 10)-108 (6...15)-108 1,5...1,7 1,3...1,5 1,1...1,25 1,1...1,3 1,6...1,7 1,5...1,6 1,3...1,5 2,4...2,8 1,7...2,1 1,6...2,0
Числовые значения коэффициентов Ка и Кх приведены в таблицах:
в ступенчатом переходе с галтелью (рис. 7.15, а, б, в) —табл. 7.13;
в месте шпоночной канавки —табл. 7.14, для шлицевых и резьбовых
участков валов — табл.
7.15. Для оценки кон-
центрации напряжений
в местах установки на
валу деталей с натягом
используют отношения
Ko/Kd и Kx/Kd (табл.
7.16).
Рис. 7.15
При действии в расчетном сечении нескольких источников кон-
центрации напряжений учитывают наиболее опасный из них (с наи-
большим отношением Ka!Kd или Kx/Kd).
Таблица 7.13
Иг rjd Ка при <тв Кх при <тв
5-10» 7-10» 9-10“ 12-10s 5-10» 7-Ю8 9-108 12.10»
0,01 2,55 1,6 1,65 1,7 1,4 1,4 1,45 1,45
2 0,02 1.8 1,9 2,0 2,15 1,55 1,6 1,65 1,1
0,03 1.8 1,95 2,05 2,25 1,55 1,6 1,65 1,7
0,05 1,75 1,9 2,0 2,2 1,6 1,6 1,65 1,75
0,01 1,9 2,0 2,1 2,2 1,55 1,6 1,65 1,75
3 0,02 1,95 2,1 2,2 2,4 1,6 1,7 1,75 1,85
0,03 1,95 2,1 2,25 2,45 1,65 1,7 1,75 1,9
0,01 2,1 2,25 2,35 2,50 2,2 2,3 2,4 2,6
5 0,02 2,15 2,3 2,45 2,65 2,1 2,15 2,25 2,4
128
Таблица 7.14
°и Кд при выполнении паза фрезой
концевой ДИСКОВОЙ
5-Ю8 1,6 1,4 1,4
7-10** 1,9 1,55 1,7
9-Ю8 2,15 1,7 2,05
12-Ю8 2,5 1,9 2,4
Таблица 7.15
% Кд ДЛЯ для шлицев
шлицев резьбь! прямобочных эвольвентных
5-Ю8 1,45 1,8 2,25 1,43
МО8 1,6 2,2 2,45 1,49
9-Ю8 1,7 2,45 2,65 1,55
12-108 1,75 2,9 2,8 1,6
Таблица 7.16
Диаметр вала d, мм Kg!Kd при <тв Кт/^d ПРН °в
5-10* 7-Ю’ 9-10" 12-10’ 5-1 0’ 7-10’ 9-10’ 1 2-10’
30 2,5 3,0 3,5 4,25 1,9 2,2 2,5 2,95
50 3,05 3,65 4,3 5,2 2,25 2,6 3,0 3,5
100 и более 3,3 3,95 4,6 5,6 2,4 2,8 3,2 3,8
Глава 8
СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА И УПЛОТНЕНИЯ
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интен-
сивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения
их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся
поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
§ 1. СМАЗКА ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
В настоящее время в машиностроении для смазки передач широко
применяют картерную систему смазки. В корпус редуктора, коробки
передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погруже-
129
ны. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается,
попадает на внутренние стенкн корпуса, откуда стекает в нижнюю его
часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, ко-
торые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса дета-
лей.
Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых
колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло
сбрасывается с зубьев центробежной силой и зацепление работает при
недостатке смазки. Кроме того, заметно увеличиваются потери мощ-
ности на перемешивание масла и повышается его температура.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации ма-
шин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контакт-
ные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло,
чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вяз-
кость масла.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от
контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно
определяют окружную скорость
y=®.rf/2,
где ю — угловая скорость колеса или червяка; d — делительный диа-
метр колеса или червяка.
Затем по скорости и контактным напряжениям (табл. 8.1 и 8.2)
находят требуемую вязкость масла и по табл. 8.3 выбирают сорт масла.
Пластичный смазочный материал ЦИАТИМ 201 и ЛИТОЛ24.
Таблица 8.1 Рекомендуемая вязкость масла (10-6-м2/с) для зубчатых колес при 50°С Таблица 8.2 Рекомендуемая вязкость масла (10-е-м2/с) для червячных колес при 100°С
Контактные напряжения <Туу. МПа Окружная скорость, м/с контактные напряжения «Тд, МПа Скорость скольжения, м/с
До 2 св. 2 ДО 5 св. 5 до 2 св. 2 До 5 св. 5
До 600 34 28 22 До 200 25 20 15
Свыше 600 до 1000 60 50 40 Свыше 200 до 250 32 25 18
Свыше 1000 до 1200 70 60 50 Свыше 250 до 300 40 30 23
Т а блиц а 8.3
Обозначение сорта масла Вязкость масла Обозначение сорта масла Вязкость масла
Для зубчатых колес При 50°С Для червячных колес При 100°С
Индустриальное И-20 А 17 ...23 Авиационное МС-20 20,5
Индустриальное И-30 А 28 ...33 Цилиндровое 52 52
Индустриальное И-40 А 35 ...45
Индустриальное И-50 А 47 ...55
Индустриальное И-70 А 65 ...75
130
Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического
редуктора в масляную ванну приведены на рис. 8.1. При этом
^0,25d2, где т — модуль зацепления.
Наименьшую глубину принято считать равной модулю зацепле-
ния. Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окруж
ной скорости колеса. Чем медлен-
нее вращается колесо, тем на боль-
шую глубину оно может быть по-
гружено.
Считают, что в двухступенчатой
передаче при окружной скорости
колеса тихоходной ступени и^Л
м/с достаточно погружать в масло
только колесо тихоходной ступени.
При и<1 м/с в масло должны быть
погружены колеса обеих ступеней
передачи.
В соосных редукторах при рас-
Рис. 8.1
положении валов в горизонтальной
плоскости в масло погружают колеса быстроходной и тихоходной сту-
пеней (рис. 8.2, а). При расположении валов в вертикальной плоскос-
ти в масло погружают шестерню и колесо, расположенные в нижней
части корпуса (рис. 8.2, б). Если глубина погружения колеса окажется
чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают специальное
смазочное колесо (рис. 8.2, в).
В конических или коническо-цилиндрических редукторах в масля-
ную ванну должны быть полностью погружены зубья конического ко-
леса.
Глубина погружения в масло деталей червячного редуктора: h„=
= (0,1. . .0,5) di (рис. 8.3, а) и йМ1п1п=2,2 т, /iMmax^0,25 d2 (рис.8.3, б).
Если важно уменьшить в червячной передаче тепловыделения и
потери мощности (например, при высокой частоте вращения червяка
131
и длительной работе передачи), уровень масла в корпусе понижают
(рис. 8.3, в). Для смазывания зацепления в этом случае на червяке
устанавливают разбрызгиватели (рис. 8.3, в, г).
Нормы погружения в масляную ванну колес коробок передач
такие же, как и для колес редукторов.
Рис. 8.3
§ 2. СМАЗКА ПОДШИПНИКОВ
Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач.
Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях, в кото-
рых требуется защитить подшипники от продуктов износа деталей пе-
редач.
При картерной смазке колес подшипники качения смазываются
брызгами масла. При окружной скорости вращения колес ц>1 м/с
брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверх-
ности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса
масло попадает в подшипники.
Нередко в масло погружают быстроходную шестерню или червяк
и подшипник быстроходного вала. В этом случае во избежание попа-
дания в подшипник продуктов износа зубчатых и червячных колес,
а также излишнего полива маслом подшипники защищают маслозащит-
132
ними шайбами (кольцами) (рис.
8.4). Особенно это необходимо,
если на быстроходном валу уста-
новлены косозубые или шевронные
колеса либо червяк, когда зубья
колес или витки червяка гонят
масло на подшипник и заливают
его, вызывая разогрев последнего.
Для смазки опор валов, далеко
Рис. 8.4
расположенных от уровня масляной
ванны, применяют различные устройства: так, например, для смазы-
вания подшипника вала конической шестерни, удаленного от масляной
ванны, на фланце корпуса в плоскости разъема делают канавки, а на
крышке корпуса скосы (рис. 8.5).
В эти канавки со стенок кры-
шки корпуса стекает масло и че-
рез отверстия в стакане попада-
ет к подшипникам.
Для направления стекающе-
го масла иногда делают на внут-
Рис. 8.5
ренней поверхности стенки корпуса ребра (рис. 8.6, а). По ним масло
стекает к отверстию в приливе корпуса н попадает к подшипнику.
Для смазывания подшипников вала червячного колеса иногда
применяют скребки с лотками, по которым масло подается к подшип-
никам (рис. 8.6, б).
133
Если доступ масла к подшипникам затруднен, а применение спо-
собов, приведенных на рис. 8.5, 8.6, нежелательно, в редуктор, в
коробку передач встраивают насос. От насоса масло подается в рас-
пределительное устройство, от которого по отдельным трубкам под-
водится к подшипникам.
Если применение насоса нежелательно, подшипники, к которым
затруднен доступ масла, смазывают пластичной смазкой. В этом случае
А-А
Рис. 8.7
подшипник закрывают с внутренней стороны маслосбрасывающим
кольцом (рис. 8.7, а). Свободное пространство внутри подшипнико-
вого узла заполняют смазкой.
Для свободного прохода смазки предусматривают на внешних ци-
линдрических поверхностях крышек подшипников и стаканов ка-
Рис. 8.8
навки глубиной 2. . .3 мм.
На торцах крышек делают
2.. .4 паза, а в стаканах —
2. . .4 поперечных отверс-
тия, через которые смазка
поступает к подшипникам
(рис. 8.7, а, б).
Для подачи в подшип-
ники пластичной смазки
применяют пресс-масленки
(рис. 8.8). Смазку подают
под давлением специаль-
ным шприцем. Для удобст-
ва подвода шприца в неко-
торых случаях примени-
134
ют переходные штуцера 1.
При вертикальном расположении валов верхнюю опору смазы-
вают маслом, подаваемым к подшипнику насосом или пластичной
смазкой.
Нижние опоры вертикальных валов обычно изолируют от масля-
ной ванны и смазывают маслом, подаваемым насосом, или пла-
стичной смазкой.
§ 3. СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами
износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его
ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодиче-
ски меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отвер-
стие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой
(рис. 8.9). Размеры пробок с цилиндрической резьбой принимают по
табл. 8.4, а с конической — по табл. 8.5.
Таблица 8.4
Таблица 8.5
135
Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения. Поэтому
под пробку с цилиндрической резьбой ставят уплотняющие прокладки
из фибры, алюминия, паронита. Для этой цели применяют также коль-
ца из маслобензостойкой резины. Кольца
помещают в углубления t (см. рис. 8.9 и
табл. 8.4), чтобы они не выдавливались
пробкой при ее завинчивании.
Коническая резьба создает герметичное
соединение и пробки с этой резьбой допол-
нительного уплотнения не требуют. Поэто-
му применение их более желательно.
Для наблюдения за уровнем масла в
Рис. 8.10 корпусе устанавливают указатель из числа
приведенных на рис. 8.9.. .8.12: маслослив-
ные пробки с конической резьбой (рис. 8.9); маслоуказатели крано-
вые (рис. 8.10); маслоуказатели круглые и удлиненные (рис. 8.11);
маслоуказатели жезловые (щупы) (рис. 8.12).
Рис. 8.11
Исполнение щупа по рис. 8.12, а и особенно 8.12, в более пред-
почтительно, так как исполнение щупа по рис. 8.12, б вызывает неко-
торые технологические трудности при формовке корпуса и сверле-
нии наклонного отверстия.
Маслосливные пробки и крановые маслоуказатели устанавливают
парами для контроля за нижним и верхним уровнями масла (рис.
136
8.13). Круглые маслоука-
затели удобны для корпу-
сов, расположенных'доста-
точно высоко над уровнем
пола.
При длительной работе
в связи с нагревом масла и
воздуха повышается давле-
ние внутри корпуса. Это
приводит к просачиванию
масла через уплотнения и
стыки. Чтобы избежать это-
го, внутреннюю полость
корпуса сообщают с внеш-
ней средой путем установки
отдушин в его верхних
Рис. 8.12
точках.
Наибольшее применение находят отдушины, изображенные на
рис. 8.14, а, б. Отдушину по рис. 8.14, а используют также в каче-
стве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.
Рис. 8.13
Рис. 8.14
§ 4. УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вы-
текания смазки из подшипниковых узлов, а также для защиты их от
попадания извне пыли и влаги.
Ниже приведены наиболее распространенные в машиностроении
уплотнения.
Манжетные уплотнения. Манжетные уплотнения широко приме-
няют при жидкой и пластичной смазке подшипников. Манжета (рис.
8.15, а) состоит из корпуса 2, изготовленного из бензомаслостойкой
резины, каркаса 3, представляющего собой стальное кольцо Г-образ-
ного сечения, и браслетной пружины 1. Каркас придает корпусу ман-
жеты жесткость. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть
манжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной Ь—
137
=0,4. . .0,6 мм (рис. 8.15, г), плотно охватывающая поверхность вала.
На рис. 8.15, в отдельно показаны браслетная пружина и способ ее
соединения. Манжеты, предназначенные для работы в засоренной
Рис. 8.15
среде, выполняют с дополнительной рабочей кромкой 4 (рис. 8.15, б),
называемой «пыльником». Размеры манжет см. в табл. 18.26.
Манжету обычно устанавливают рабочей кромкой внутрь корпуса
(рис. 8.16, а) так, чтобы обеспечить хороший доступ масла.
При прессовании пластичной смазки давление внутри подшипни-
ковой камеры может быть очень высоким. Чтобы не повредить манжету,
ее устанавливают в этом случае рабочей кромкой наружу (рис. 8.16, б).
Тогда при повышении давления смазка отогнет кромку манжеты и из-
быток ее вытечет наружу.
При высоком уровне масла ставят рядом две манжеты (рис. 8.17, а).
При запыленной внешней среде также ставят две манжеты или одну
с пыльником (рис. 8.17, б). Свободное пространство между манжетами,
138
а также между рабочими кромками манжеты и пыльника заполняют
при сборке пластичной смазкой.
Торцовые уплотнения. При жидкой смазке подшипников в послед-
нее время получили распространение уплотнения по торцовым поверх-
ностям. Конструкция одного из них приведена на рис. 8.18. Уплотнение
Рис. 8.17
состоит из уплотнительных колец 3, 4 и пружины 1. Кольцо 3 изготов-
ляют из антифрикционного материала типа АМС-1,2П-100-Ф, а кольцо
4 — из стали типа 40Х, ШХ15, закаленной до высокой твердости.
Кольцо 3 снабжают дополнительным так называемым статическим уп-
лотнением 2. Ширину поверхности трения колец 3 принимают при диа-
метре вала свыше 20 до 40 — 3 мм, свыше 40 до 80 — 4 мм и свыше 80—
5 мм. Ширину поверхности трения колец 4 делают больше величины b
на 2. . .4 мм. Рабочие поверхности уплотнительных колец должны иметь
отклонения от плоскостности не более 0,9 мкм, а шероховатость Ra^
г^0,16 мкм. Давление на уплотняющей поверхности создается пружи-
ной и должно быть в пределах (0,5. . .1,5)-IO* Па.
Статическим уплотнением чаще всего служит резиновое кольцо
круглого сечения. Размеры резиновых колец принимают (рис. 8.19):
диаметр сечения d2=4,6 мм; диаметр отверстия ch-D—8 мм, где D —
диаметр отверстия в крышке подшипника, который принимают из
139
ряда чисел: 36, 38, 40, 42, 43, 44, 45, 46, 48, 50, 52, 53, 55, 56, 58, 60,
62,63, 65, 66, 68, 70, 71, 72, 73, 75, 76, 78, 80, 82, 83, 85, 86, 88, 90,
92, 95, 98, 100 мм.
Форма канавки для резинового кольца дана на рис. 8.19, а размеры
ее принимают: Ь=5,6 мм, d3=D—7,4 мм.
Рис. 8.20
Фирма «Циллер» (ФРГ) производит уплотнения упругими сталь-
ными шайбами, которые применяют при любой смазке подшипников и
скорости скольжения до 6 м/с. Применение подобных шайб показано
на рис. 8.20. Толщина шайб в зависимости от их размера составляет
R0,5b.
Рис. 8.21
а=0,3. . .0,6 мм. Торцовая грань шайб выступает за их плоскость на
величину с=0,5. . .0,6 мм, что создает после закрепления шайб доста-
точную силу прижатия рабочей грани шайбы к торцу кольца подшип-
ника.
Щелевые уплотнения. Формы канавок щелевых уплотнений даны
на рис. 8.21. Ширину b канавки принимают в зависимости от диаметра
вала d, мм: при d свыше 20 до 50 — 2 мм; свыше 50 до 80 — 3 мм; свы-
ше 80 до 120—4 мм.
Зазоры щелевых уплотнений заполняют пластичной смазкой, кото-
рая защищает подшипник от попадания извне пыли и влаги.
При жидкой смазке в крышке подшипника выполняют дополнитель-
ную канавку шириной Ьо и дренажное отверстие (рис. 8.22). Ширину
канавки Ьо, мм, принимают в зависимости от диаметра вала d, мм: при
d свыше 20 до 50 — 4. . .5 мм; свыше 50 до 80—6. . .8 мм, свыше 80
до 120—10. . .12 мм.
Лабиринтные уплотнения. Большое распространение получили
лабиринтные уплотнения, в которых уплотняющий эффект создается
чередованием радиальных и осевых зазоров. Эти зазоры образуют
140
длинную узкую извилистую щель. При окружной скорости вала до
30 м/с эту щель заполняют густой смазкой.
Радиальный зазор в лабиринте получают при изготовлении деталей
по посадке ЯП/dll.
Точный осевой зазор получить труднее. Величина его колеблется
в относительно широких пределах вследствие колебаний монтажной
ширины подшипников, осевой «игры» вала, толщины регулировочных
прокладок и осевых размеров деталей лабиринта. Поэтому осевой
зазор делают большей
величины, принимая
So?»l,O. . .2,0 мм.
Эффективны дренаж-
ные отверстия, через
которые просочившееся
масло возвращается в
сборник (рис. 8.23).
Фирма SKF приме-
няет лабиринтные уплот-
нения, выполненные в
141
виде набора штампованных колец (рис. 8.24, а).
Фирма «Циллер» выпускает лабиринтные уплотнения в виде штам-
пованных колец, приклеенных к двум пластмассовым кольцам (рис.
8.24, б). Толщина такого уплотнения для валов диаметромd—20...80мм
составляет 4 мм.
Центробежные и комбинированные уплотнения. Уплотнения, осно-
ванные на действии центробежной силы, конструктивно очень просты.
Рис. 8.26
Их применяют при окружной скорости вала ц>0,5 м/с. Центробежные
уплотнения очень эффективны для валов, расположенных выше уров-
ня масла, особенно в сочетании с дренажными отверстиями (рис. 8.25).
Для уплотнения шпинделей металлорежущих станков отечественного
и зарубежного производства применяют в основном центробежные уп-
лотнения по типу рис. 8.25.
Для повышения уплотняющего эффекта различные виды уплотне-
ний комбинируют.
При пластичной смазке уплотнения ставят с обеих сторон подшип-
ника. В этих случаях с внутренней стороны корпуса устанавливают
маслосбрасывающие кольца (рис. 8.26, а). Такие кольца должны вы-
ступать за стенку корпуса или торец стакана, чтобы попадающее на
них жидкое горячее масло отбрасывалось центробежной силой, не
попадало в полость размещения пластичной смазки и не вымывало ее.
Эффективное уплотнение при постоянном направлении вращения
вала создает винтовая канавка, нарезанная на внешней поверхности
кольца 1 (рис. 8.26, б), по которой смазка направляется внутрь кор-
пуса (направление нарезки винтовой канавки противоположно направ-
лению вращения).
Весьма эффективно также уплотнение упругими шайбами (рис. 8.26,
в). Чтобы создать точное центрирование шайбы, между нею и буртиком
вала ставят кольцо 1.
Глава 9
КОРПУСНЫЕ ДЕТАЛИ
Корпусные детали имеют, как правило, сложную форму, поэтому
изготовляют их чаще всего литьем, в редких случаях методом сварки
(при единичном и мелкосерийном производстве). Наиболее распростра-
142
Рис. 9.1
ненным материалом для литых корпусов является чугун (например,
СЧ15), при необходимости уменьшить массу — легкие сплавы (на-
пример, силумин).
Корпусная деталь состоит из стенок, бобышек, фланцев, ребер и
других элементов, соединенных в единое целое.
Толщину 6 стенки, отвечающую требованиями технологии литья
и необходимой жесткости корпуса редуктора, находят по формуле
6=1,12 /Г>6мм,
где Т — вращающий момент на тихоходном валу, Н -м.
Размеры корпусов определяются числом и размерами размещенных
в них деталей, относительным их расположением и величиной зазоров
между ними. Ориентировочно размеры корпуса определялись при со-
ставлении компоновочной схемы. Теперь следует уточнить их.
Корпуса современных редукторов очерчены плоскими поверхнос-
тями, все выступающие элементы (например, бобышки подшипниковых
гнезд, ребра жесткости) устранены с наружных поверхностей и введе-
ны внутрь корпуса, лапы под фундаментные болты не выступают за
габариты корпуса, проушины для подъема и транспортировки редук-
тора отлиты за одно с корпусом.
§ 1. КОРПУСА ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ РЕДУКТОРОВ
На рис. 9.1 показан корпус одноступенчатого цилиндрического ре-
дуктора. Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плос-
кость разъема проходит через осн валов. Поэтому в многоступенчатых
редукторах оси валов располагают в одной плоскости. Плоскость разъ-
ема для удобства обработки располагают параллельно плоскости осно-
вания. Верхнюю поверхность крышки, служащую технологической
базой для обработки плоскости разъема, также выполняют горизон-
тальной.
Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру
плоскости разъема выполняют специальные фланцы (рис. 9.2, а—г).
На коротких боковых сторонах фланцы располагают внутрь от стенки
корпуса. Чтобы скрыть несовпадение контуров крышки и корпуса
из-за погрешностей изготовления, можно крышку корпуса выполнить
с некоторым напуском (рис. 9.2, а). На продольных длинных сторонах
редуктора фланцы корпуса расположены внутрь от стенки корпуса,
а фланцы крышки — снаружи (рис. 9.2, б—г). Фланцы объединены с
приливами (бобышками) для подшипников. Их размеры определяются
диаметром D отверстия под подшипник и конструкцией крышки под-
шипника. Размеры отдельных элементов корпусных деталей прини-
мают: ^«0,56, 6=1,56; ^=1,551, f=0,56i; /=(2. . .2,2) 6; О6=
=Ок+4. . .5 мм; D61=l,25D+10 мм (Ок — диаметр крышки подшип-
ника).
Рис. 9.2, б иллюстрирует конструкцию для привертных крышек
подшипников, а рис. 9.2, г — для закладных крышек. Диаметр dB
винтов для привертных крышек принимают по табл. 9.1.
Для соединения крышки с корпусом используют винты с наружной
шестигранной головкой (рис. 9.3, а) или (предпочтительнее) винты с
144
Б_, <4
Рис. 9.2
Таблица 9.1
мм
D 40... 62 62...95 100... 145 150...220
de Число винтов 6 8 1 10 12 5
145
Таблица 9.2
мм
Of До 160 Свыше 160 до 220 Свыше 220 до 280 Свыше 280 до 350
d М12 М14 М16 М18
13 15 18 20
C=l,2 d\ Кх=2,2 d-, С1=0,5 Л,; Ь2
Рис. 9.3
цилиндрической головкой и внутренним шестигранником (рис. 9.3, б).
Размеры элементов корпуса и крышки принимают: Л=2,7 d;
1,5 d; b3=2d', Dw2d;
<2шх=(0,7. . ,0,8)d.
В последнем случае полу-
чается наименьшая ширина
фланца. Винт заворачивают
в резьбовое отверстие кор-
пуса.
Диаметры винтов d и от-
верстия в крышке d0 принима-
ют в зависимости от межосе-
вого расстояния ат тихоход-
ной ступени передачи по
табл. 9.2.
Болты крепления крышки
корпуса располагают только
по продольным сторонам в
районе бобышек, стараясь
максимально приблизить их
к отверстию под подшипник.
Болт, расположенный между
отверстиями под подшипник,
размещают посередине между
этими отверстиями. Другие
болты крепления размеща-
ют так, чтобы расстояние
между стенками наиболее близко расположенных отверстий состав-
ляло 3.. .5 мм (см. рис. 9.2, а). На рис. 9.2, г показана конструкция
бобышки для закладных крышек. В этом случае расстояние 3. . .5 мм
выдерживают между стенками отверстия диаметром Dp под выступ
закладной крышки и отверстием диаметром d0 под винт, стягивающий
крышку и корпус редуктора. Высоту h' (рис. 9.2, а) прилива в крышке
под стягивающий болт определяют графически, исходя из условия раз-
мещения головки болта на плоской опорной поверхности. Опорные
поверхности на крышке обрабатывают в зависимости от формы головки
винта так, как это показано на рис. 9.3, а, б.
146
Высоту приливов h' под стягивающие винты делают одинаковой,
принимая его размер равным максимальному. Наружные торцы бобы-
шек, расположенные на внешних боковых стенках редуктора, для
удобства обработки располагают в одной плоскости. Размер hi (см.
рис. 9.2, а) выполняют одинаковым для всех приливов, расположенных
на одной стенке корпуса. Длина гнезд 1Г и /2 определяется конструктив-
но из условия размещения комплекта подшипников с крышками и
может быть разной для разных валов.
Рис. 9.4 Рис. 9.5
Крышку фиксируют относительно корпуса штифтами (рис. 9.3,
в, г). Штифты предотвращают взаимное смещение деталей при раста-
чивании отверстий под подшипники, обеспечивают точное расположе-
ние деталей при повторных сборках. Обычно применяют два коничес-
ких штифта с внутренней резьбой (см. табл. 18.17),
которые устанавливают по срезам углов крышки I
(см. рис. 9.1). Если нельзя применить конические
штифты, то для фиксации крышки и корпуса ис-
пользуют цилиндрические штифты. Четыре цилин- Wrrjfl
дрических штифта (см. табл. 18.18) ставят встык IW
деталей (см. рис. 9.3, г) по одному со стороны каж- жЦ
дой стенки корпуса. Jill.
Конструкция места крепления корпуса к плите
или раме показана на рис. 9.4. . .9.6. При крепле-
нии винтами h0—2,5(^+6), шпильками h0=(2. . . ГГ II И
...2,5)d$. Диаметр отверстия d0—d^+2 мм. Наибо- | и
лее рациональной является опорная поверхность •
корпуса, выполненная в виде отдельных платиков, Рис. 9.6
расположенных в районе установки болтов или шпилек. Диаметр d$
и число п болтов принимают по табл. 9.3.
Места крепления корпуса к плите или раме располагают на возмож-
но большем (но в пределах габарита корпуса) расстоянии друг от друга
147
Таблица 9.3
Редукторы
одноступенчатые двухступенчатые
aw ЙФ п aw6+awt ЙФ п
100 150 М14 4 250 300 М16 4
200 250 М16 350 6
400 М20
6)
Рис. 9.7
и оформляют в виде ниш, расположенных по углам корпуса (рис. 9.4).
Если нишу не удается расположить в углу корпуса, то ее выносят на
. боковую стенку (рис. 9.5). Когда
' У это возможно, корпус крепят к
раме винтами снизу (рис. 9.6). Этот
способ является лучшим из опи-
санных.
Наиболее часто в редукторах ис-
пользуется картерная смазка, при
которой корпус редуктора являет-
ся резервуаром для масла. Масло
заливают через верхний люк. Для
замены масла в нижней части кор-
пуса предусматривают сливные отверстия. Сливное отверстие должно
быть достаточно большого диаметра. Его располагают ниже уровня
днища (рис. 9.7, а, б). Отверстие закрывают цилиндрической (см. табл.
8.4) или конической (см. табл. 8.5) пробкой. Если применяют пробку
с цилиндрической резьбой, то обязательно ставят уплотнительную про-
кладку из паронита или резиновое кольцо. Пробка с конической резь-
бой не требует уплотнения. Чтобы масло из корпуса можно было слить
без остатка, дно корпуса выполняют с уклоном 1. . .2° в сторону слив-
ного отверстия. Внутри корпуса у самого отверстия предусматривают
местное углубление для выхода инструмента, обрабатывающего отвер-
стие (рис. 9.7, а). Толщина днища в месте углубления должна оста-
ваться без изменения. Если удобно в эксплуатации, то сливное отвер-
стие можно расположить в дне (рис. 9.7, б). Во всех случаях перед
сверлением сливного отверстия прилив в корпусе фрезеруют, поэтому
он должен выступать над необрабатываемой поверхностью на высоту
/i!«0,5 б (рис. 9.7, а, б).
Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного
редуктора применяют проушины, отливая их заодно с крышкой (рис.
148
9.8, а, б). По варианту рис. 9.8, а проушина выполнена в виде ребра
с отверстием, по рис. 9.8, б — в виде сквозного отверстия в корпусе.
Люк в верхней части крышки используют не только для заливки
масла, но и для осмотра зацепления подшипников. Размеры его при-
нимают по возможности большими, форму — прямоугольной, реже
круглой.
Рис. 9.8
Рис. 9.9
Люк закрывают крышкой. При мелкосерийном йроизводстве при-
меняют простейшую конструкцию крышки из стального листа (рис.
9.9, а), толщина которого 6к=(0,010. . .0,012) £^3 мм. При средне-
и крупносерийном произ-
водстве применяют штам-
пованные крышки (рис.
9.9, б). Под крышкой рас-
полагают уплотнительную
прокладку из картона или
резины. Крышки крепят
винтами располагая
их на расстоянии ~(12
. . .15)d.
Штампованную крышку
можно объединить с отду-
шиной и фильтром (рис.
9.9, в). В этом случае кры-
шка состоит из верхней
плоской пластины, на кото-
рой выдавлены гофры, через
которые внутренняя по-
лость редуктора соединяется с атмосферой. В нижней штампованной ча-
сти имеются 2.. .4 отверстия диаметром ~5 мм. Эта часть крышки по пе-
риметру окантована привулканизированной резиной. Фильтр, состоя-
щий из тонкой медной проволоки или синтетических нитей, заполняет
пространство между верхней и нижней частями крышки.
На рис. 9.10, а, б приведены конструкции литых крышек прямо-
угольной и круглой формы. Их изготовляют из чугуна, алюминия
или пластмассы. Принимают толщину 6К стенок и высоту Н крышек,
изготовленных из:
Н9
чугуна 6K=(0,7.,. .0,8)6, 77^0,IL (DK);
алюминия и пластмассы 6к=(0,5. . .0,6)6, 77^0,05 L (Ок), где 6 —
толщина стенки корпуса.
При конструировании стремятся обеспечить в любом сечении крыш-
ки постоянную толщину. Крышки усиливают ребрами жесткости.
Рис. 9.10
Чтобы радиальные ребра в круглых крышках не соединялись в общий
узел, выполняют кольцевое ребро диаметром d0. Диаметры d винтов
крепления крышек к корпусной детали принимают равными толщине
стенки корпуса.
В крышках люков располагают пробковые отдушины (табл. 9.4).
Таблица 9.4
150
Конструктивная форма корпуса цилиндрического редуктора, опи-
санная выше, не является единственно возможной. При необходимости
можно создавать и другие конструкции.
При конструировании корпусных деталей редукторов других типов
общие вопросы конструирования (выбор толщины стенок, размеров
фланцев, оформление мест крепления, форма проушин и др.) не отли-
чаются от рассмотренных выше. Поэтому ниже даны рекомендации
по конструированию только специфических элементов корпусов этих
типов редукторов.
§ 2. КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ И КОНИЧЕСКИЕ РЕДУКТОРЫ
Отличительной особенностью корпусов указанных редукторов яв-
ляется прилив, в котором размещают комплект вала конической шес-
терни со стаканом, крышкой и подшипниками. На рис. 9.11 показана
современная форма корпуса коническо-цилиндрического редуктора.
Для повышения жесткости прилива для опор вала конической шестер-
ни его связывают ребрами с корпусом и крышкой редуктора. На вы-
ходе расточного инструмента, обрабатывающего отверстие под под-
шипники вала-шестерни, должна быть создана плоскость, перпендику-
лярная оси отверстия. Это предохранит расточной инструмент от
поломки. Форма прилива при наблюдении его по стрелке А может
быть круглой или квадратной. Размер £)$ находится в зависимости от
наружного диаметра крышки подшипника. Меньший расход металла
характеризует квадратную форму платика. Соответствующую форму
придают фланцам стакана и крышке подшипника.
Остальные элементы корпуса коническо-цилиндрического редукто-
ра такие же, как и цилиндрического.
§ 3. ЧЕРВЯЧНЫЕ РЕДУКТОРЫ
Корпуса червячных редукторов конструируют двух исполнений:
неразъемные (при aw<;200 мм), с двумя окнами на боковых стенках,
через которые при сборке вводят в корпус комплект вала с червячным
колесом, и разъемные (плоскость разъема располагают по оси вала
червячного колеса).
Боковые крышки неразъемных корпусов центрируют по переходной
посадке и крепят к корпусу винтами (рис. 9.12). Диаметры винтов
принимают по табл. 9.2. Расстояние между винтами /л? 10 d.
Для удобства сборки диаметр D отверстия окна выполняют иа
величину 2 с=2. . .5 мм больше максимального диаметра daM2 колеса.
Чтобы добиться необходимой жесткости, боковые крышки выполняют
с высокими центрирующими буртиками Н и с шестью радиально рас-
положенными ребрами. Соединение крышек с корпусом уплотняют
резиновыми кольцами круглого сечения (рис. 9.12, элемент /).
На рис. 9.13 и 9.14 показаны примеры конструкций корпусов чер-
вячных редукторов с нижним и верхним расположением червяка.
Размеры отдельных элементов корпусных деталей принимают по со-
отношениям, приведенным на рис. 9.12.
151
II'6 эи<1
Для увеличения жесткости червяка его опоры максимально сбли-
жают. Места расположения приливов определяют прочерчиванием по
соотношениям 7?1=О,5 daM2+a; а«б; Sx=(0,15. . .0,2)1); S2=
= (0,25. . .0,3)£). Боковые стороны редуктора оказываются достаточно
протяженными и стяжных болтов, расположенных в районе подшип-
никовых отверстий вала червячного колеса, оказывается недостаточ-
но. Поэтому на фланцах меньшей толщины устанавливают допол-
нительно стяжные болты меньшего диаметра d'= d—2 мм (рис. 9.13
и 9.14).
Рис. 9.12
Для контроля за правильностью зацепления и расположением пят-
на контакта, а также для заливки масла в крышке корпуса предусмат-
ривают люк. При верхнем расположении червяка (см. рис. 9.14)
через люк 1 в крышке корпуса невозможно наблюдать за зубьями коле-
са, так как их закрывает червяк. Поэтому в корпусе на узкой боковой
сгенке делают смотровое окно 2, через которое наблюдают за располо-
жением пятна контакта на зубьях колеса при регулировке зацепления
во время сборки редуктора. После сборки редуктора это окно закры-
вают крышкой, в которую может быть вмонтирован масл ©указатель.
Крепление крышки к корпусу в случае верхнего расположения
червяка осуществляют винтами с цилиндрической головкой (или шпиль-
ками), установленными в нишах крышки (см. рис. 9.14).
Расстояние Ьо от поверхности наружного цилиндра червяка, (см.
рис. 9.13) или колеса (см. рис. 9.14) до дна корпуса зависит от соотно-
шения размеров h? в редукторе и в сопряженных узлах (электродви-
гатель, приводной вал и др.). Чтобы не происходило перемешивания
осевшей на дно грязи с маслом, должно быть Ь^бт, где т — модуль
зацепления.
153
4-4 Б-Б
Рис. 9.13
Рис. 9.14
-А-А повернуто
Рис. 9.15
§ 4. КОРПУСА КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
Корпуса коробок передач не имеют плоскостей разъема (рис. 9.15).
Это повышает их жесткость, но усложняет сборку, для выполнения
которой необходимо предусматривать дополнительные окна больших
размеров. Корпус коробки передач выполняют чаще всего прямоуголь-
ной формы, с гладкими наружными стенками и выступающими внутрь
корпуса бобышками для размещения подшипников.
Диаметр бобышек определяют в зависимости от диаметра DK крыш-
ки подшипника. Длина бобышек t определяется размером подшип-
никового узла. Наружу от стенок корпуса колобки выступают лишь
платики высотой для крепления крышек.
Корпус коробки передач сверху закрывают крышкой коробчатой
формы. Необходимую жесткость крышки достигают выбором высоты
77^0,08 L и применением ребер. Крышку и корпус соединяют винтами
с цилиндрической головкой, которые располагают в приливах.
Из-за погрешностей изготовления контуры корпуса и крышки могут
не совпадать. Чтобы скрыть это несовпадение, в крышке делают при-
лив (рис. 9.15, элемент 7).
§ 5. СВАРНЫЕ КОРПУСА
При единичном производстве экономически выгодно корпусные
детали выполнять сварными. Толщину стенок сварного корпуса при-
нимают
6СЕ « 0,86,
где 6 — толщина стенок литого чугунного корпуса.
Корпус и крышку редуктора сваривают из элементов, изготовлен-
ных из проката (лист, полоса, пруток круглого сечения и др.). После
сварки корпус и крышку отжигают и иногда правят (рихтуют). Затем
производят механическую обработку плоскостей и отверстий деталей.
Конструкции сварных корпусов отличаются большим разнообра-
зием. Возможный вариант конструктивного оформления сварного кор-
пуса цилиндрического одноступенчатого редуктора показан на рис.
9.16. Конструирование отдельных элементов сварного корпуса (под-
шипниковых гнезд, мест крепления крышки и корпуса, опорных флан-
цев и др.) подчиняется общим правилам, изложенным в этой главе.
Глава 10
ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИЙ УЗЛОВ ЗУБЧАТЫХ
И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
В предыдущих главах приведены рекомендации по выполнению
отдельных этапов курсового проекта. Рассмотрено много возможных
конструктивных выполнений колес, червяков, валов, стаканов, крышек
подшипников, корпусных деталей, смазочных и уплотнительных уст-
ройств. Приведена также краткая характеристика этих вариантов и
рекомендации по их выбору.
157
Б-В В-В
Рис. 9.18
При выполнении курсового проекта из всего многообразия вариан-
тов конструктивных решений необходимо выбрать один, оптимальный.
Число возможных сочетаний типа подшипников, схемы их установки,
способов регулирования, конструкций крышек подшипников, стака-
нов, зубчатых или червячных колес, червяков, уплотнений и корпусов
очень велико. Это многообразие возможных конструктивных решений
создает при выполнении проекта определенные трудности. Для облегче-
ния выбора решений в настоящей главе приведены варианты типовых
конструкций опорных узлов зубчатых и червячных передач, состоящих
из валов с установленными на них деталями. Напомним, что сборка
валов с сопряженными деталями выполняется, как правило, вне кор-
пуса машины.
Ниже отдельно рассмотрены конструкции входных, промежуточных
и выходных валов редукторов разных типов и коробок передач.
§ 1. ВХОДНЫЕ (БЫСТРОХОДНЫЕ) ВАЛЫ
Редукторы цилиндрические с прямозубыми и косозубыми зубчатыми
колесами. На рис. 10.1, а—г показаны конструкции входных валов
цилиндрических редукторов, выполненных по развернутой схеме.
В таких схемах шестерню располагают несимметрично относительно
опор, смещая ее ближе к опоре, противоположной участку вала, вы-
ступающего из редуктора. Такое расположение шестерни приводит к
более равномерному нагружению опор (так как на входном конце вала
действует консольная нагрузка) и улучшает равномерность распреде-
ления нагрузки по длине зуба. Подшипник, находящийся вблизи шес-
терни, защищают от чрезмерного залива маслом, выдавливаемым вмес-
те с продуктами износа из зубчатого зацепления маслоотражательными
шайбами 1. Если шайбы изготовлены из тонкого листового материала,
то устанавливают дополнительно дистанционное кольцо 2, ширина
которого должна быть больше ширины канавки на валу перед торцом
заплечика вала.
Подшипники входных валов цилиндрических редукторов с прямо-
зубыми и косозубыми зубчатыми колесами чаще всего устанавливают
по схеме «враспор» (рис. 3.9, а). Необходимый осевой зазор обеспечи-
вают с помощью тонких металлических прокладок 3, устанавливаемых
между корпусом и привертными крышками (рис. 10.1, а, в), или с
помощью компенсаторного кольца 4, которое устанавливают между
торцами закладной крышки и наружного кольца шарикового радиаль-
ного подшипника (рис. 10.1, б).
Для удобства сборки компенсаторное кольцо устанавливают со
стороны глухой крышки. При установке роликовых конических под-
шипников и применении закладных крышек необходимую точность ре-
гулировки можно достичь с помощью винта 5 (рис. 10.1, г). Кониче-
ские роликоподшипники применяют в конструкциях входных валов
цилиндрических редукторов чаще всего для повышения жесткости и
уменьшения габаритов опор. Регулировка с помощью резьбовых дета-
лей праще, так как не нужно снимать крышку для смены прокладок.
Однако конструкция узла при этом усложняется.
159
Конструкции входных валов одноступенчатых цилиндрических ре-
дукторов выполняют так, как показано на рис. 10.1, а—г, но шестерню
располагают симметрично относительно опор.
На рис. 10.2, а, б показаны конструкции входных валов соосных
цилиндрических редукторов. Шестерню располагают симметрично от-
носительно опор вала. Подшипники устанавливают «враспор». Необхо-
димый осевой зазор обеспечивают при сборке установкой набора тон-
ких металлических прокладок 1 под фланец привертной крышки
(рис. 10.2, а) или установкой компенсаторного кольца 2 при примене-
нии закладной крышки (рис. 10.2, б). Одну из подшипниковых опор
устанавливают на внешней боковой стенке редуктора, другую —
на внутренней стенке рядом с опорой соосно расположенного выходно-
го вала редуктора.
160
Рис. 10.2
Рис. 10.3
161
Рис. 10.4
Редукторы с шевронными зубчатыми колесами. Примеры конст-
рукций входных валов одноступенчатых редукторов с шевронными зуб-
чатыми колесами показаны на рис. 10.3; валы — плавающие. Осевое
положение плавающего вала определяют наклоненные в разные сторо-
ны зубья полушевронов. Сопряженные с ними валы фиксируют отно-
сительно корпуса.
Наружное кольцо подшипника без буртов (рис. 10.3, а) поджимают
торцом приверткой крышки к кольцу 1. Это кольцо может быть сплош-
ным, если плоскость разъема корпуса проходит через ось вала. Если
корпус выполняется без разъема, то кольцо 1 — пружинное кольцо.
В плавающей опоре по рис. 10.3, а рекомендуется закреплять на валу
внутреннее кольцо с двух сторон в целях предотвращения случайного
схода подшипника с вала. Для компенсации неизбежной неточности
изготовления деталей по длине между пружинным кольцом 2 и торцом
внутреннего кольца подшипника обязательно устанавливают компенса-
торное кольцо 3, толщина которого подбирается при сборке. При при-
менении подшипника с одним бортом на наружном кольце (рис. 10.3, б)
необходимое осевое положение привертных крышек устанавливают
при сборке подбором тонких металлических прокладок 4.
Закреплять на валу внутреннее кольцо подшипника пружинным
кольцом в конструкции по рис. 10.3, б нет необходимости.
Редукторы конические и коническо-цилиндрические. На рис. 10.4,
а—г показаны конструкции входных валов конических шестерен с ус-
тановкой подшипников «врастяжку» (см. рис. 3.9, г), а на рис. 10.5—
с одной фиксирующей и одной плавающей опорами (см. рис. 3.9, в).
При сборке конической передачи регулируют вначале подшипники,
а затем зацепление. Регулирование осевого зазора в радиально-упор-
ных подшипниках по рис. 10.4 осуществляется осевым перемещением
по валу с помощью круглой шлицевой гайки внутреннего кольца под-
шипника. При регулировании зацепления вал-шестерню перемещают
в осевом направлении путем изменения толщины набора тонких ме-
таллических прокладок 1 между корпусом редуктора и фланцем ста-
кана.
В узле на рис. 10.4, а для размещения подшипников вала кониче-
ской шестерни применен стакан с кольцевым выступом в отверстии.
163
Точность установки наружных колец в стакане определяется точно-
стью изготовления торцов этого выступа. Наличие кольцевого высту-
па в отверстии стакана усложняет его обработку. Если применить кони-
ческие роликовые подшипники с бортом на наружном кольце (рис.
10.4, б), то можно избежать внутреннего кольцевого выступа в отвер-
стии стакана. Конструкция стакана значительно упрощается.
Подшипник, расположенный ближе к конической шестерне, нагру-
жен большей радиальной силой и, кроме того, воспринимает и осевую
силу. Поэтому в ряде конструкций этот подшипник выбирают более
тяжелой серии (рис. 10.4, в) или с большим диаметром посадочного
отверстия (рис. 10.4, г). Устанавливают подшипник непосредственно
в отверстии корпуса. Это повышает точность радиального положения
шестерни.
Особенностью конструкций стаканов, применяемых для установки
подшипников по схеме «врастяжку», является то, что их положение
в корпусе определяется не внешней цилиндрической поверхностью,
а весьма развитым фланцем. Поэтому цилиндрическая поверхность ста-
кана используется лишь в качестве центрирующей и может быть зна-
чительно сокращена (рис. 10.4, г).
Общим недостатком консольного расположения шестерни (рис. 10.4,
а—г) является неравномерное распределение нагрузки по длине зуба
шестерни.
Более рациональным с точки зрения уменьшения неравномерности
распределения нагрузки по длине зуба является неконсольное распо-
ложение шестерни. Однако такие конструкции сложнее. Дополни-
тельную опору размещают в стакане или в специально выполненной
внутренней стенке редуктора. Так как зубья конической шестерни на-
резают на валу, то посадочный диаметр под подшипник дополнитель-
ной опоры оказывается небольшим. Рядом расположенное колесо
конической зубчатой передачи ограничивает радиальные размеры
этой опоры. Возможный вариант конструкции с расположением допол-
нительной опоры в стакане показан на рис. 10.5. Жесткость узла в
этом случае достаточно высокая и с целью снижения потерь на враще-
ние можно использовать шариковые радиально-упорные подшипники
в фиксирующей опоре и радиальный подшипник в плавающей опоре.
Регулировку подшипников фиксирующей опоры осуществляют тонки-
ми металлическими прокладками 1, размещаемыми под фланцем крыш-
ки подшипника. Коническое зацепление регулируют набором металли-
ческих прокладок 2, устанавливаемых под фланцем стакана.
Редукторы червячные. В червячных редукторах входным является
вал червяка. Примеры возможного конструктивного оформления по-
казаны на рис. 10.6, а, б, где радиально-упорные подшипники уста-
новлены «враспор», и на рис. 10.7 — установка подшипников по рис.
3.9, в: левая опора фиксирующая, правая плавающая. Схема установ-
ки подшипников по рис. 10.7 характеризуется тем, что фиксирующая
опора может воспринимать значительные осевые нагрузки, так как
здесь можно применить конические подшипники с большим углом
конуса.
Регулировка радиально-упорных подшипников во всех показанных
164
вариантах осуществляется набором тонких металлических прокладок
у, устанавливаемых под фланцем крышки подшипника.
В зависимости от окружной скорости червяк может иметь нижнее
или верхнее относительно червячного колеса расположение. При
нижнем расположении червяк оказывается погруженным в масляную
Рис. 10.6
ванну и при вращении своей винтовой нарезкой создает сильную струю
масла, заливающего подшипник. Для защиты подшипника устанавли-
вают маслоотражательное кольцо 2 (рис. 10.6, б). Это кольцо выпол-
Рис. 10.7
няют с поперечными выступами — лопатками, которыми масло раз-
брызгивается внутри корпуса редуктора, смазывая червячное колесо
и подшипники выходного вала. При верхнем расположении червяка
кольца 2 не ставят. Если не удается обеспечить надежный подвод мас-
ла для смазки подшипников при верхнем расположении червяка, то
их смазывают пластичной смазкой. Для предотвращения ухода плас-
тичной смазки устанавливают мазеудерживающие кольца 3 (рис. 10.7).
Валы-червяки устанавливают в корпусе через отверстие, предназ-
165
каченное для установки подшипников. Поэтому диаметральные разме-
ры червяка или деталей, расположенных на валу, должны быть меньше
диаметра отверстия на величину с. Если диаметр dal червяка оказыва-
ется больше наружного диаметра подшипника D, то подшипник уста-
навливают в стакане.
Рис. 10.8
Коробки передач. Подшипники валов двухскоростных коробок
передач устанавливают чаще всего «враспор». Зазор для компенсации
тепловых деформаций обеспечивают установкой тонких металлических
прокладок 1 под фланцы привертных крышек (рис. 10.8). На входном
валу коробок передач располагают передвижной блок шестерен. Вра-
щающий момент передают шлицевым соединением. Шлицы нарезают
по всей длине вала между подшипниками. Для предотвращения ава-
рийного перемещения блока шестерен до упора в подшипник на валу
предусматривают ограничители хода, в качестве которых можно ис-
пользовать дистанционные втулки 2.
§ 2. ПРОМЕЖУТОЧНЫЕ ВАЛЫ
Редукторы цилиндрические с прямозубыми и косозубыми зубчатыми
колесами. На промежуточном валу двухступенчатого цилиндрического
редуктора расположены зубчатое колесо быстроходной и шестерня
тихоходной передач. Направление наклона зубьев у этих зубчатых
колес должно быть одинаковое, чтобы осевые силы, действующие на
опоры, хотя бы частично взаимно уравновешивались.
В редукторах, выполненных по развернутой схеме, расстояние I
между торцами шестерни и колеса невелико (рис. 10.9, а). Зубья шес-
терни часто нарезают так, что торец ступицы колеса упирают в торец
шестерни (рис. 10.9, б, в). И только в тех случаях, когда диаметр dal
шестерни намного превышает диаметр </бк (например, при небольших
передаточных числах тихоходной ступени), выполняют переходную
часть вала между шестерней и колесом (рис. 10.9, а, г). Для передачи
вращающего момента с колеса на вал используют шпоночное соедине-
ние (рис. 10.9, аиг) или соединение с натягом (рис. 10.9, б, в). Подшип-
ники устанавливают «враспор».
При применении привертных крышек регулировку осевого зазора
выполняют набором тонких металлических прокладок 1 (рис. 10.9, а, в).
При применении закладных крышек необходимый осевой зазор обес-
печивают компенсаторным кольцом 3 (рис. 10.9, б) при установке
вала на радиальных шарикоподшипниках или нажимным винтом 4
166
Рис. 10.9
(рис. 10.9, г) при установке вала на радиально-упорных конических
подшипниках. Регулировка нажимным винтом проще, но конструкция
узла усложняется. Подшипник, расположенный рядом с шестерней,
защищают от чрезмерного залива маслом, выжимаемым вместе с про-
дуктами износа из зацепления тихоходной ступени, маслоотражатель-
ным кольцом 2 (рис. 10.9).
В цилиндрических соосных редукторах расстояние I между торца-
ми шестерни и колеса на промежуточном валу конструктивно получа-
ется большим, оно должно быть больше ширины промежуточной опоры
(рис. 10.10 и 10.11). На рис. 10.10 показан пример конструкции проме-
жуточного вала соосного редуктора с внешним, а на рис. 10.11, а, б —
с внутренним зацеплением тихоходной ступени. По рис. 10.10 шестер-
ня и колесо расположены между опорами. Подшипники установлены
«враспор», осевой зазор устанавливают набором металлических про-
кладок 1. Подшипник, установленный рядом с шестерней тихоходной
ступени, защищают от залива маслом маслоотражательным кольцом 2.
Если диаметр dgK буртика вала в месте установки колеса мало отлича-
ется от наружного диаметра шестерни dai, то вал в средней части вы-
полняют постоянного диаметра. Если различие в диаметрах d6lc и
dal велико, то вал в средней части оформляют по примеру конструкции,
изображенной на рис. 10.9, а.
При внутреннем зацеплении шестерню тихоходной ступени распо-
лагают консольно (рис. 10.11, а, б). Расточку отверстий в корпусе
делают со стороны внешней стенки. Поэтому должно выполняться со-
отношение В варианте конструкции по рис. 10.11, а подшип-
ники установлены «враспор», необходимый осевой зазор устанавлива-
ют подбором компенсаторного кольца 1. Чтобы обеспечить осевую
фиксацию вала, внутренние кольца подшипников поджимают к торцу
вала с помощью винта 2 и торцовой шайбы 3. Особенностью конструк-
ции является то, что подшипник, расположенный на внутренней стен-
ке редуктора, нагружен большей радиальной силой, а диаметральные
размеры корпусной детали в этом месте ограничены, так как рядом
расположена промежуточная опора с подшипниками опор, соосно
расположенных входного и выходного валов. Поэтому часто во внут-
ренней стенке устанавливают радиальный подшипник с короткими
цилиндрическими роликами (рис. 10.11, б). Такая опора является пла-
вающей. Вторую опору выполняют фиксирующей, располагая шари-
168
ковый радиальный однорядный подшипник в стакане, т. е. применяют
схему установки подшипников (рис. 3.9, в). Весь комплект деталей,
устанавливаемых на валу, стягивают круглой шлицевой гайкой 4
(рис. 10.11, б).
Рис. 10.11
Редукторы коническо-цилиндрические. Промежуточные валы кони-
ческо-цилиндрических редукторов устанавливают на конических роли-
коподшипниках (рис. 10.12, а, б). Схема установки — «враспор».
Особенностью конструкции является то, что помимо регулировки осе-
вого зазора в подшипниках необходимо выполнять регулировку кони-
ческого зацепления, которое осуществляется осевым перемещением
воего собранного комплекта вала. Обе регулировки осуществляются
набором тонких металлических прокладок 1, устанавливаемых под
фланцы привертных крышек (рис. 10.12, а), или двумя нажимными
винтами 2, вворачиваемыми в закладные крышки (рис. 10.12, б). В
процессе сборки вначале регулируют подшипники, а затем осевое по-
ложение конического колеса. В конструкции по рис. 10.12, а для пере-
мещения вала прокладки под крышками подшипников переставляют
с одной стороны корпуса на другую, причем суммарная толщина их
для сохранения правильной установки подшипников должна оставать-
ся неизменной. Регулируя осевое положение вала винтами 2, отвора-
чивают нажимной винт с одной стороны корпуса, одновременно заво-
рачивая винт с другой стороны на такую же величину.
169
Вращающий момент передают с колеса на вал шпоночным соедине-
нием (рис. 10.12, а) или соединением с натягом (рис. 10.12, б).
Вершину делительного конуса колеса располагают на оси симмет-
рии корпуса редуктора. С целью уменьшения прогиба промежуточного
вала шестерню цилиндрической передачи смещают ближе к опоре.
Рис. 10.12
При этом ступица колеса цилиндрической передачи на выходном валу
может выступать в сторону конического колеса. В зависимости от соот-
ношения размеров d6K и dal конструкцию вала в средней части выпол-
няют по рис. 10.12, а или б.
§ 3. ВЫХОДНЫЕ (ТИХОХОДНЫЕ) ВАЛЫ
Редукторы цилиндрические с прямозубыми и косозубыми зубчатыми
колесами. Примеры конструкций выходных валов редукторов, выпол-
ненных по развернутой схеме (табл. 1.3), показаны на рис. 10.13, а—г.
Сами валы проектируют с возможно меньшим числом ступеней, обес-
печивая осевую фиксацию зубчатых колес на валу посадками с натя-
гом (рис. 10.13, а—в). Недостатком указанных конструкций является
необходимость применения при установке колес специальных приспо-
соблений, обеспечивающих точное положение колеса на валу. Поэтому
наряду с ними применяют конструкцию вала по рис. 10.13, г, в кото-
рой колесо при сборке доводится до упора в буртик вала. Во всех
вариантах конструкций подшипники установлены «враспор». Необхо-
димый осевой зазор обеспечивают установкой набора тонких металли-
170
ческих прокладок 1 под фланец приверткой крышки (рис. 10.13, а, в),
а в конструкциях с закладной крышкой — установкой компенсатор-
ного кольца 2 при применении радиального шарикоподшипника (рис.
10.13, б) или нажимного винта 3 при применении конических ролико-
подшипников (рис. 10.13, г).
Рис. 10.13
1Л
В одноступенчатом цилиндрическом редукторе применяют зубчатое
колесо с симметричной ступицей и располагают его на равном расстоя-
нии от опор по одному из представленных на рис. 10.13, а—г вари-
антов.
В соосных цилиндрических редукторах с внешним зацеплением
выходной вал можно выполнять так, как показано на рис. 10.14, а, б.
Вращающий момент передают с зубчатого колеса на вал соединением
с натягом. Колесо располагают на валу симметрично относительно
опор. Подшипники устанавливают «враспор». Осевой зазор обеспечи-
вают набором тонких металлических прокладок 1, подкладываемых
под фланцы привертных крышек на выходном и входном валах редук-
тора (рис. 10.14, а), так как при таком конструктивном оформлении
промежуточной опоры входной и выходной валы образуют общую си-
стему. В случае применения закладных крышек необходимый осевой
зазор достигают установкой компенсаторного кольца 2, которое в кон-
струкции по рис. 10.14, б удобнее расположить в промежуточной
опоре.
На рис. 10.15 показана конструкция выходного вала соосного ци-
линдрического редуктора с внутренним зацеплением.
Колесо при сборке доводится до упора в торец буртика. Подшип-
ники устанавливают «враспор», осевой зазор обеспечивают тонкими
металлическими прокладками 1 при применении привертных крышек
или компенсаторным кольцом при установке закладных крышек.
172
Редукторы с шевронными зубчатыми колесами. Примеры конструк-
ции выходных валов одноступенчатых редукторов с шевронными зуб-
чатыми колесами показаны на рис. 10.16, а, б. Вращающий момент
Рис. 10.16
передают с зубчатого колеса на вал соединением с натягом. Валы
фиксируют относительно корпуса установкой подшипников «враспор».
Осевой зазор в конических роликоподшипниках регулируют с помо-
щью тонких металлических прокладок 1, устанавливаемых под фланцы
173
привертных крышек (рис. 10.16, а). Осевой зазор в конструкции по
рис. 10.16, б устанавливают подшлифовкой компенсаторного кольца 2.
Редукторы конические. Выходные валы конических редукторов
устанавливают на конических роликоподшипниках (рис. 10.17, а, б).
Схема установки — «враспор». Вершина делительного конуса колеса
должна совпадать с вершиной делительного конуса шестерни, т. е.
Рис. 10.18
должна быть расположена на оси входного вала. Корпус конического
редуктора выполняют симметричным относительно оси входного вала,
поэтому коническое колесо на выходном валу располагают ближе к
174
той опоре, которая находится дальше от выходного конца вала. Так
как на конец вала действует консольная нагрузка, то при таком рас-
положении колеса достигается более благоприятное распределение
Рис. 10.19
сил между подшипниками. Регулировку радиально-упорных подшип-
ников выполняют тонкими металлическими прокладками 1, устанав-
ливаемыми под фланцы привертных крышек (рис. 10.17, а). Переносом
части прокладок с одной стороны корпуса на другую при сохранении
их суммарной толщины изменяют осевое положение колеса, т. е. регу-
лируют коническое зацепление. При установке закладных крышек
(рис. 10.17, б) регулировку подшипников и зацепления осуществляют
с помощью нажимных винтов 2.
Редукторы червячные. На выходном валу червячного редуктора сим-
метрично относительно опор располагают червячное колесо (рис. 10.18).
Вал устанавливают на конических роликоподшипниках «врас-
пор». При сборке регулируют вначале подшипники, а затем червячное
зацепление. Для регулировки осевого зазора в радиально-упорных
подшипниках устанавливают тонкие металлические прокладки 1.
Для регулировки червячного зацепления необходимо весь комплект
вала с червячным колесом смещать в осевом направлении до совпаде-
ния средней плоскости венца червячного колеса с осью червяка. Осе-
вое смещение вала достигается переносом части прокладок 1 с одной
стороны корпуса на другую. Для сохранения правильной регулировки
подшипников суммарная толщина набора прокладок должна оставать-
ся неизменной.
Коробки передач. Подшипники выходных валов двухскоростных
коробок передач устанавливают «враспор». С помощью регулировоч-
ных тонких металлических прокладок 1 (рис. 10.19), подкладываемых
под фланцы привертных крышек, обеспечивают необходимый осевой
зазор. Для передачи вращающего момента с колес на вал используют
шлицевое соединение. С целью уменьшения износа шлицев вследствие
микроперемещений при вращении вала под нагрузкой зубчатые колеса
поджимают круглой шлицевой гайкой к искусственному буртику 2
на валу.
175
Глава 11
ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
В машиностроении широко применяют планетарные передачи по
схемам, приведенным на рис. 11.1, а—в.
На рис. 11.1, а дана схема простейшей одноступенчатой планетар-
ной передачи с тремя основными звеньями — два центральных колеса
а и b и водило h. (Основными называют звенья, нагруженные внешними
моментами.) По классификации, общепринятой среди специалистов,
эта схема обозначена 2К—h.
Рис. 11.1
Обозначение производят по основным звеньям: К — центральное
колесо; h — водило.
На этой схеме также обозначены: g— сателлиты; аа и coft — угло-
вая скорость ведущей шестерни и водила; aw — межосевое расстоя-
ние передачи.
Диапазон передаточных чисел для этой схемы: ы=3,15. . .12,5;
КПД передачи i]=0,96. . .0,98.
На рис. 11.1,6 приведена схема двухступенчатой планетарной
передачи, состоящей из последовательно соединенных двух передач
первой схемы. Передаточное число передачи, выполненной по этой
схеме, «^125, КПД передачи т1=Л1 •'42=0,92. . .0,96.
На рис. 11.1, в приведена схема простейшей двухступенчатой пла-
нетарной передачи 2К—h с тремя основными звеньями — два цент-
ральных колеса а и b и водило ft. Сателлиты обозначены g и f. Переда-
точное число передачи ы=10. . .16, КПД передачи 4=0,96. . .0,98.
В качестве темы курсового проекта рекомендуется принимать пла-
нетарную передачу по простейшей схеме (рис. 11.1, а).
В связи с этим дальнейшее изложение будет относиться только к
передачам этой схемы.
Конструирование планетарных передач начинают с кинематическо-
го расчета.
Передаточное число передачи является исходной величиной. Кине-
матический расчет сводится к подбору чисел зубьев колес. Чтобы не
было подрезания ножки зуба центральной ведущей шестерни, число
ее зубьев должно быть za^17. Чаще всего принимают га= 18. (На
практике передачу корригируют и za>12.)
176
Подбор чисел зубьев других колес производят, учитывая три усло-
вия: соосности, симметричного расположения сателлитов (условие
сборки) и соседства.
Кинематический расчет планетарной передачи выполняют по сле-
дующим формулам:
передаточное число
« = ®а/соА= 1+гь/га;
числа зубьев колес
za>18; гь = га(и— 1); г^ = 0,5(zb—za);
условие соосности (без смещения исходного контура)
2ь = га + 2гг;
условие симметричности расположения сателлитов (условие сборки)
Za/nw = V и Zb/nw = y
или (za+zb)/no, = y,
где nw — число сателлитов в передаче (обычно nw=3), у — любое
целое число;
условие соседства
awsin-^~ > 0,5d
где aw — межосевое расстояние передачи; dag — диаметр вершин
зубьев сателлита.
После выполнения кинематических расчетов приступают к силово-
му расчету передачи.
Первые этапы силового расчета планетарных передач (выбор мате-
риала, термической обработки и определение допускаемых напряже-
ний) выполняют по рекомендациям для расчета цилиндрических зуб-
чатых передач.
Некоторое различие заключается в следующем.
При определении допускаемых напряжений коэффициенты долго-
вечности Khl и Kfl находят для относительного движения колес,
т. е.
и Кга = ^(4.10«)/Г,
где — число циклов перемены напряжений при относительном
движении колес.
Для ведущей центральной шестерни
N'a = 373nw(s>aLh,
где nw — число сателлитов; соа=соа—coft — относительная угловая
скорость ведущей центральной шестерни; сои и соЛ — угловая скорость
ведущей шестерни и водила.
Для сателлитов
JVg = 573 • (OhL^,
где wb=waza/zg—относительная угловая скорость водила. После
177
этого определяют межосевое расстояние передачи
а,
1/~ QKH&Tj
г nwipau'[о]// ’
где Q=l,l. . .1,2 коэффициент неравномерности распределения на-
грузки по потокам; фа — коэффициент ширины колеса, который при-
нимают при и^6,3 фа=0,63, а при и>6,3 фа=0,5; u'=zglza — переда-
точное число. Вычисленное значение aw округляют в большую сторону
до стандартного числа (см. с. 13).
Ширина колеса b2=ipaaw; диаметр шестерни di=2ao/(u+l); мо-
дуль передачи m=d1'za.
Полученный расчетом модуль округляют в ближайшую сторону до
стандартного значения (см. с. 13).
После этого определяют диаметры колес (п. 9, с. 14), выясняют
пригодность размеров заготовок колес (п. 10, с. 14) и вычисляют силы
в зацеплении (п. 11, с. 15).
Окружную силу определяют по формуле
F —
Затем производят проверку зубьев колес по напряжениям изгиба
и по контактным напряжениям по формулам, приведенным в п. 12 и
13, с. 15, 16.
После выполнения расчетов приступают к конструированию пла-
нетарного редуктора.
Рис. И.2
Первоначально, как и при конструировании обычного редуктора,
составляют эскизный проект. При эскизном проектировании опреде-
ляют основные размеры деталей редуктора и их относительное распо-
ложение. Определяют предварительные размеры валов, расстояния
между деталями, реакции опор и намечают типы и размеры подшип-
ников. Подшипники качения принимают: для опор центральных ва-
лов — шариковые радиальные легкой серии, для опор сателлитов —
шариковые или роликовые сферические средней серии.
. Выбранные подшипники качения проверяют по реакции опоры
(У?! или /?2) для расчетных схем, представленных на рис. 11.2.
На этих схемах: и /?2— реакции опор; F — сила в зубчатом
зацеплении.
Учитывая наибольшую возможную неравномерность распределе-
ния общего момента по потокам, эту силу определяют по формулам:
iZ8
для быстроходного ведущего вала (рис. 11.2, а)
F = 0,4Ti/di,
где di — делительный диаметр зубьев зубчатой муфты;
для тихоходного ведомого вала (рис. 11.2, б, в)
F = Q,2Th/aw,
где Th — момент на выходном валу-водиле; aw — межосевое расстоя-
ние передачи.
Рис. 11.3
На всех схемах сила FK — консольная нагрузка от муфты, которую
принимают по рекомендациям, приведенным в гл. 13.
Наиболее нагружены подшипники сателлитов. Требуемую динами-
ческую грузоподъемность Стр этих подшипников определяют по силе
R=2Ft, где Ft окружная сила, которую вычисляют по формуле, при-
веденной на с. 178:
Г — ^ /~573(DaZaLA р
179
где И'=Юо—ah и га — угловая скорость и число зубьев центральной
ведущей шестерни; Lh — число часов работы подшипника; zg — число
зубьев сателлита; р=3 для шариковых и р=3,33 для роликовых под-
шипников; R — реакция опоры.
На рис. 11.3 приведена наиболее распространенная конструкция
планетарного редуктора, выполненного по схеме рис. 11.1, а. Здесь
размеры некоторых деталей определяют по формулам: 6м=(0,2. . .
.. .0,3)di; s=2,5m+2 мм, где т —модуль зацепления, мм.
При изготовлении деталей возникают погрешности, которые при-
водят к неравномерности нагрузки между потоками. Для компенсации
Рис. 11.5
На рис. 11.3 ведущий быстроходный
этих погрешностей одно из
центральных колес делают са-
моустанавливающимся, пла-
вающим.
В конструкции по рис.
11.3 плавающим является
центральная ведущая шес-
терня. В радиальном направ-
лении эта шестерня самоуста-
навливается по сателлитам.
В осевом направлении эта
шестерня фиксируется с од-
ной стороны торцом штыря
1, а с другой — зубчатой
муфтой 2.
вал установлен на шариковых
радиальных подшипниках со стопорными пружинными кольцами.
Подшипники установлены по схеме «врастяжку». Это решение конст-
руктивно наиболее простое. Однако возможны и другие исполнения
180
этого вала. Некоторые нз них представлены на рнс. 11.4, а—г. Во всех
вариантах подшипники располагают один от другого на расстоянии
б=(2,0. . .2,2)а. Концы валов могут выполняться по любому из вари-
антов, приведенных на рис. 7.3. . .7.8.
Ведущий быстроходный вал получает движение от электродвигателя
через соединительную муфту, установленную на конический или ци-
линдрический выступающий конец вала. При конструировании мотор-
редуктора зубчатую муфту соединяют с шес-
терней, установленной на валу фланцевого
электродвигателя, как показано на рис. 11.5.
Вместо зубчатой муфты 2 плавающую цен-
тральную шестерню можно непосредственно
соединять с ведущим элементом. На рис. 11.6
приведены два исполнения (а и б) с приво-
дом через соединительную муфту и два испол-
нения (виг) с приводом непосредственно от
электродвигателя.
Расстояние Z^26r между серединами зубчатых венцов в этом случае
должно быть, по возможности, максимальным.
Чтобы сателлиты самоустанавливались по неподвижному централь-
ному колесу, необходимо применять сферические шариковые подшип-
ники. При большой радиальной нагрузке вместо шариковых применя-
ют роликовые сферические подшипники (рис. 11.7).
Тихоходный вал редуктора выполняют литым из высокопрочного
чугуна марки ВЧ50—2 или ВЧ60—2 зацело с водилом (см. рис. 11.3)
или при единичном и мелкосерийном выпуске соединяют с водилом
сваркой (рис. 11.8, а), посадкой с натягом (рис. 11.8, б), шпоночным
(рис. 11.8, в) или шлицевым соединением (рис. 11.8, г).
Подбор посадки производят по методике, описанной в гл. 5 (см.
с. 74. . .79).
181
Водила выполняют целыми литыми из стали или из высокопроч-
ного чугуна, как показано на рис. 11.3, сварными по рис. 11.9 или
составными, скрепленными шестью винтами и тремя штифтами (рис.
11.10).
Диски сварного водила обычно выполняют круглыми.'Возможно
также выполнение в виде равностороннего треугольника. На рис. 11.9
в правой проекции на верхней правой части показан вариант такого
исполнения.
В конструкциях водил, приведенных на рис. 11.3, 11.9 и 11.10,
оси сателлитов имеют по две опоры. В последнее время все чаще водила
182
Рис. 11.10
Рис. 11. И
конструируют с одной консольной опорой для осей сателлитов. На
рис. 11.11 приведена конструкция планетарного редуктора с консоль-
ными осями сателлитов. По рис. 11.11, а привод осуществляют через
Рис. 11.12
соединительную муфту, а по рис. 11.11, б— непосредственно от вала
фланцевого электродвигателя.
Конструкция корпусов планетарных редукторов определяется рас-
положенными в нем деталями — центральными колесами, водилом,
сателлитами. Поэтому в попереч-
ном сечении корпус очерчивает-
ся рядом окружностей.
Для крепления редуктора к
плите, раме предусматривают
опорные поверхности с отвер-
стиями для винтов. На рис. 11.12,
а, б представлены два возмож-
ных исполнения нижней части
корпусов. На рис. 11.12, а длина
В опорной поверхности равна
внешнему диаметру D корпуса;
для увеличения прочности опорных лап они усилены ребрами 1. На
рис. 11.12, б длина В больше диаметра D. Опорные лапы выступают
за внешний диаметр корпуса. Они сделаны более высокими и, следо-
вательно, более прочными и поэтому в упрочняющих ребрах не нуж-
даются.
В мотор-редукторах (рис. 11.13) опорную поверхность корпуса уве-
личивают для уравновешивания момента от веса электродвигателя.
Глава 12
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ
§ 1. ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ ПЕРЕДАЧ
Основное распространение имеют зубчатые волновые передачи
с механическими генераторами волн и цилиндрическими колесами.
В волновой механической передаче преобразование вращательного
движения происходит вследствие волнового деформирования одного
из звеньев механизма.
Рис. 12.1
Передача состоит из трех кинематических звеньев (рис. 12.Г, а, б):
гибкого колеса g, жесткого колеса b и генератора волн h. Гибкое ко-
лесо g выполняют в виде упругого цилиндра, на кольцевом утолще-
нии которого нарезаны наружные зубья. Гибкий тонкостенный ци-
линдр выполняет роль упругой связи между деформируемым кольце-
вым утолщением и жестким недеформируемым элементом передачи,
которым может быть ведомый вал передачи (рис. 12.1, а) или корпус
(рис. 12.1, б).
Жесткое колесо b — обычное зубчатое колесо с внутренними зу-
бьями.
Генератор волн h, представляющий собой водило (например, с
двумя роликами), вставлен в гибкое колесо. Он деформирует гибкое
колесо так, что образуется две зоны зацепления, расположенные по
большой оси эллипса (см. рис. 12.1, б). Вращение с угловой скоро-
стью <£>ft генератора, который в большинстве случаев является веду-
щим элементом передачи, соединенным с входным валом, вызывает
вращение гибкого колеса с угловой скоростью (£>g (см. рис. 12.1, а)
или жесткого колеса с соь (см. рис. 12.1, б).
Передаточное отношение волновой передачи: при неподвижном
жестком колесе b (см. рис. 12.1, а)
:о ___ &
ftg zb~zg
185
гибкое колесо поворачивается в направлении, обратном направлению
вращения генератора;
при неподвижном гибком колесе g (см. рис. 12.1, б)
,-g =_£ь__
Zb~zg
жесткое колесо поворачивается в направлении вращения генератора.
В приведенных зависимостях zg и zb — числа зубьев соответст-
венно гибкого и жесткого колес.
§ 2. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Профиль зубьев. В настоящее время в волновых передачах наиболее
широко используют эвольвентные зубья как наиболее технологичные
в изготовлении, а также способные обеспечивать под нагрузкой доста-
точно высокую многопарность зацепления. Для нарезания эвольвент-
ных зубьев чаще всего применяют инструмент с углом исходного
контура 20° (ГОСТ 13755—81). Известно, что напряжения в ободе
гибкого зубчатого колеса уменьшаются с увеличением ширины впа-
дины до размеров близких или больших толщины зубьев. Эвольвент-
ные зубья с широкой впадиной можно нарезать инструментом с умень-
шенной высотой головки зуба.
Профиль эвольвентных зубьев с
широкой впадиной принят как
основной для стандартного ряда
волновых редукторов общего
назначения.
Форма деформирования гиб-
кого колеса. Волновая передача
может быть работоспособной
при различных формах и раз-
мерах деформирования гибкого
колеса. Форма деформирования гибкого колеса (рис. 12.2) опре-
деляется конструкцией генератора и может быть получена: гене-
ратором с двумя роликами (а), четырехроликовым генератором
(б), дисковым генератором (в). Любая из форм деформирования может
быть получена при кулачковом генераторе. Кулачковый генератор
лучше других сохраняет заданную форму деформирования и поэтому
является предпочтительным.
Размер начального деформирования ш0 гибкого колеса определя-
ется в зависимости от формы деформирования и является исходным
при расчете параметров зацепления и геометрии генератора *.
Основные геометрические параметры зубчатых венцов гибкого и
жесткого колес. Одним из основных геометрических параметров волно-
вой передачи является внутренний диаметр d (мм) гибкого колеса,
Рис. 12.2
186
приближенное значение которого определяют из расчета на, проч-
ность
d_3 ,/' 0,456Г2-10»
' [а-1/(ЛаПст)— 3EYz^sd/ibhg\^bd^sd
где Тг — момент нагрузки; — передаточное отношение; Е — мо-
дуль упругости материала; —предел выносливости образцов при
симметричном цикле изгиба; Кст=1,8...2,0—эффективный коэффи-
циент концентрации напряжений у корня зуба; «а=1,3...1,7 —
коэффициент запаса по нормальным напряжениям — меньшие зна-
чения для переменных режимов с малой продолжительностью работы
при полной нагрузке, для тихоходных передач и для кратковременно
работающих передач; фай=0,012...0,014 — коэффициент толщины гиб-
кого колеса — бблыпие значения при больших i; ф6й=0,15...0,2—
коэффициент ширины зубчатого венца для силовых передач (большие
значения при £>150), фь<1==0,10...0,15 — для кинематических пере-
дач; Yz— коэффициент влияния зубьев, У2=1,2...1,3— для зубьев
с широкой впадиной,-Y2= 1,35... 1,5 — для зубьев с узкой впадиной
(большие значения для малых i).
Для передач с кулачковым генератором найденный диаметр согла-
суют с наружным диаметром D гибкого подшипника (табл. 12.1). В со-
ответствии с принятыми коэффициентами находят ширину зубчатого
венца фь/ и толщину гибкого колеса Si=^add. Учитывая, что
внутренний диаметр d гибкого колеса близок делительному диаметру
Таблица 12.1
Подшипники шариковые радиальные для волновых передач
(ГОСТ 23179—68)
Условное обозна- чение подшип- ника Размеры, мм Радиальный зазор 6* мм Число шариков г Предельная ча- стота вращения л, об/мин
d о В Г
806 ЗО_»дв 42-o.oii 7 3,969 0,010.. .0,024 21
808 40-o,oi2 52_o,oi3 8 0,5 3,969 0,012.. .0,026 23
80Q 45_eieij 62_e,oi3 9 5,953 0,012.. .0,029 21 3000
812 0,015 75-о/is 8O_o,oi3 13 7,144 0,013.. .0,033 23
815 100 — 0,015 15 9,128 0,014.. .0,034 21
818 822 90-0,020 110-0,020 1^)-0»015 150-0,01» 18 24 1,9 11,113 14,288 0,016.. 0,020., .0,040 .0,046 23 21 •
824 160-0,025 24 14,288 0,020.. .0,046
830 150 — 0,025 ^!00-о,озо 30 19,050 0,023.. .0,058 1500
836 180-0,025 240_о,озо 35 1,5 22,225 0,024.. .0,065 23
844 оде 0^*0 240—о озо aCU-0,035 320—0,040 45 48 28,575 28,575 0,033.. 0,035.. .0,083 .0,090 •
860 300-0,035 4ОО._ 0,040 60 2,5 36,513 0,045.. .0,105
862 310-0,085 360—0040 420—0,045 480-0,045 70 36,513 0,045.. .0,105 1090
872 72 3,5 44,450 0,055.. .0,125
187
dg, находят модуль tn=dglzg. Значение модуля согласуют со стандарт-
ным:
Модуль т, мм
1-й ряд 0,25 0,30 0,4 С,5 0,6 0,8 1,0
2-й ряд 0,28 0,35 0,45 0,55 0,7 0,9
Определяют диаметр окружности впадин d/g=d+2Si. Далее под-
бирают число зубьев zg и смещение исходного контура, обеспечиваю-
щие такой диаметр. Уточняют делительные диаметры колес: гибкого
dg=tnzg и жесткого db=mzb. Находят наружный диаметр гибкого
колеса dag=dfg+2hg, где hg — высота зубьев гибкого колеса. При
нарезании на гибком колесе эвольвентных зубьев с узкой впадиной
Zig«(l,5...2,0)/n, с широкой впадиной — й^«(1,35...1,5)/п.
Затем назначают остальные размеры гибкого колеса (см. ниже)
и в соответствии с выбранной формой деформирования выполняют про-
верочный расчет, определяя запас сопротивления усталости.
§ 3. КОНСТРУКЦИИ ГИБКИХ, ЖЕСТКИХ КОЛЕС И ГЕНЕРАТОРОВ
ВОЛН
Материалы гибкого и жесткого колес. Гибкие колеса волновых
передач изготавливают из легированных сталей. Для тяжелонагру-
женных гибких колес (при малых i) применяют стали с повышенной
ударной вязкостью марок 38Х2МЮА, 40ХН2МА, которые менее
чувствительны к концентрации напряжений. Средне- и легконагру-
женные гибкие колеса изготавливают из более дешевых сталей ма-
рок ЗОХМА, ЗОХГСА. Сталь ЗОХГСА принята как основная для из-
готовления волновых редукторов общего назначения.
Термообработка — улучшение (НВ 280...320). Механическая об-
работка выполняется после термообработки. Зубчатый венец реко-
мендуется подвергать упрочнению (наклепу, включая впадины зу-
бьев, или азотированию).
Для сварных гибких колес следует учитывать свариваемость ма-
териалов (предпочтительны стали марок 12Х18Н10Т, ЗОХГСА).
Жесткие колеса волновых передач работают в менее напряженных
условиях, поэтому их изготавливают из обычных конструкционных
сталей марок 45, 40Х, ЗОХГСА с твердостью на 20...30 единиц НВ
меньше твердости гибкого колеса. Возможно изготовление жесткого
колеса из чугуна, например, марки ВЧ 60-1,5.
Конструкции гибких колес. На рис. 12.3 показаны наиболее распро-
страненные конструкции гибких колес волновых передач: с гибким
дном и фланцем для присоединения к валу (а), с наружным (б) и внут-
ренним (в) шлицевым присоединением к валу. Шлицевое соединение
снижает жесткость цилиндра и, вследствие осевой подвижности, умень-
шает напряжение в нем.
При отсутствии гибкого дна и жестком соединении цилиндра с ва-
лом (рис. 12.3, г) напряжения в цилиндре значительно возрастают,
увеличивается его изгибная жесткость и связанная с ней нагрузка
на генератор. Применять такую конструкцию не следует.
В исполнении гибкого колеса по рис. 12.3, а осевую податливость
188
Рис. 12.3
обеспечивают тонким дном в месте перехода цилиндра к валу. Приме-
няют сварные варианты соединения цилиндра с гибким дном: стыко-
вым швом (рис. 12.3, д), с отбортовкой кромок (рис. 12.3, е). Возможно
также сварное соединение гибкого дна с валом по размеру не более
di (рис. 12.3, ж). На гибком дне выполняют при этом отбортовку по
диаметру вала.
Если дно имеет фланец, то соединение с валом может быть болто-
вым (см. рис. 12.3, а), штифтовым, шлицевым, шпоночным или соеди-
нением с натягом. Чаще всего выполняют шлицевое соединение, кото-
рое позволяет иметь сравнительно небольшой размер Ss (рис. 12.3, з).
Пояски выполняют для уменьшения концентрации напряже-
ний на краях зубчатого венца. С этой же целью выполняют большим
радиусом галтельные переходы от зубчатого венца к цилиндру.
Отверстия d2 увеличивают податливость гибкого дна и обеспечивают
циркуляцию смазки. Число и размеры отверстий принимают возможно
большими при соблюдении достаточной прочности и устойчивости дна.
Ранее расчетом были определены d, dfg, dag, bw и Si. Другие раз-
меры на рис. 12.3 можно принимать по рекомендациям, проверенным
на практике:
S3 = (0,6...0,9) Sn
54 = S3,
£4<(0,5...0,6)£/,
/>(0,8...1,0)d,
fli« (0,15...0,25)6,,,
а2« (0,3.. .0,5) bw,
^«(10... 20) т,
Rstt(2...3)Sa.
рования затруднено, то применяют сварные
Исполнение гибкого колеса по рис. 12.3, б является более универ-
сальным по возможности присоединения к валу или корпусу. Заго-
товкой колеса может служить труба.
Исполнение с гибким дном (см. рис. 12.3, а) целесообразно приме-
нять в Крупносерийном производстве, когда металлическую заго-
товку можно получить методом пластического деформирования (штам-
повка, раскатка). Если применение методов пластического деформи-
конструкции (рис. 12.3, д,
е). В единичном произ-
водстве заготовку гиб-
кого колеса по рис. 12.3,
а можно получить вы-
тачиванием. Однако
необходимо учитывать,
что при этом снижается
прочность.
Конструкции жест-
ких колес. Жесткие коле-
са волновых передач
подобны колесам с внутренними зубьями обычных (с неподвижными
осями) и планетарных передач. Жесткое колесо 1 (рис. 12.4, а) запрес-
совано в корпус 2. Вращающий момент воспринимается посадкой с на-
тягом и тремя-четырьмя штифтами 3. В конструкции по рис. 12.4, б
190
жесткое колесо 1 имеет фланец и центрирующие пояски для установки
колеса в корпус 2 и крышки 4 на колесо. Конструкция колеса по
рис. 12.4, а проще, но монтаж и демонтаж жесткого колеса менее
удобны. Конструкция по рис. 12.4, б обеспечивает большую жесткость
колеса.
Ширину зубчатого венца 6В у жесткого колеса выполняют на 2.. .4 мм
больше, чем у гибкого. Это позволяет снизить требования к точности
расположения колес в осевом направлении. Толщину жесткого ко-
леса принимают S=(0,15...0,16)db.
Конструкция кулачкового генератора волн. Кулачковый генератор
состоит из кулачка и напрессованного на него специального гибкого
подшипника качения 1 (рис. 12.5). В целях выравнивания нагрузки
по длине зубьев и уменьшения осевой нагрузки на гибкий подшипник
генератор устанавливают посреди-
не зубчатого венца или ближе к
заднему торцу.
Форму кулачка выполняют эк-
видистантной принятой форме де-
Рис. 12.6
формирования гибкого колеса, при этом r=0,5d (см. рис. 12.2), где
d — внутренний диаметр гибкого подшипника (рис. 12.5, а). Гибкий
подшипник отличается от обычного конструкцией сепаратора и мень-
шей толщиной колец. Сепаратор изготавливают из материалов с от-
носительно малым модулем упругости (например, трубчатого тексто-
лита марки III, фенилона П) с прямоугольной формой гнезда (рис.
12.6, б, в). Под нагрузкой сепаратор вследствие прогиба перемычек
и образования осевой составляющей силы сжатия выжимается из под-
шипника в осевом направлении. Его удерживают, например, коль-
цом, прикрепленным к торцу кулачка генератора (рис. 12.7, а, б).
Трение сепаратора об упорное кольцо увеличивает потери. Эти по-
тери уменьшаются при самозапирающейся конструкции сепаратора
(рис. 12.6, г).
Гибкий подшипник внутренним диаметром d (табл. 12.1) устанав-
ливают на кулачок, диаметральные размеры которого выполняют
с полем допуска js6(js7). Сопряжение наружного кольца гибкого
подшипника D (см. табл. 12.1) происходит с внутренним диаметром
гибкого колеса, выполненного с полем допуска Н7.
191
Основные параметры гибких подшипников (см. рис. 12.6): толщина
колец 020...0,023)D; диаметр шарика <2ш«(0,09...0,10)0,
число шариков z=21...23; глубина желобов колец Г1«Г2=(0,05...
0,06)dm; радиус (развал) желоба наружного кольца гж=(0,54.. .0,55)с?ш,
внутреннего кольца гж=(0,515...0,525)б/ш; внутренний диаметр сепа-
ратора dcen=d+2a2+0,020 + 0,05dm; толщина сепаратора асеп=
=(0,055...0,060)0; ширина сепаратора 6сеп=(1,2...1,3)б/ш; ширина
паза сепаратора d0TB=(l,01 ...1,03)с?ш; ширина подшипника В=(0,15...
0,17)0.
§ 4. СОЕДИНЕНИЕ ГЕНЕРАТОРА С ВАЛОМ
Для компенсации отклонения от соосности кинематических зве-
ньев применяют подвижное соединение генератора с валом. Его вы-
полняют с помощью упругих элементов или жестких шарниров.
В конструкции по рис. 12.7, а упругий элемент выполнен в виде рези-
новой шайбы 2, привулканизированной
к металлическим дискам 1 и 3, кото-
рые затем соединяют с кулачком и ва-
лом. Резиновый элемент, выполненный
по рис. 12.7, б, обладает повышенной
податливостью при угловых перекосах.
Недостатком этих соединений (см. рис.
12.7, а, б) является снижение механиче-
ских свойств и, следовательно, прочно-
сти резины с течением времени.
В конструкции по рис. 12.8, а жест-
кий шарнир подобен зубчатой муфте:
вал 1 и кулачок 5 генератора имеют вен-
цы 2 и 4 с наружными зубьями. Венцы соединяют втулкой 3 с внут-
ренними зубьями. Шайба 6 и пружинное кольцо 7 ограничивают пе-
ремещение втулки в осевом направлении.
В редукторах общего назначения применяют шарнирное соедине-
ние генератора с валом с крестообразным расположением пальцев
(рис. 12.8, б). Через вал 1 и втулку 2 проходит палец 3, два пальца 4
проходят через втулку 2 и кулачок 5. Пальцы установлены в отвер-
стиях с зазорами. От выпадения палец 3 удерживается внутренней по-
верхностью кулачка 5, пальцы 4 — пружинным кольцом 6 и наруж-
ной поверхностью вала.
Все приведенные на рис. 12.7, 12.8 конструкции допускают ради-
альные и угловые перемещения кулачка.
§ 5. ТЕПЛОВОЙ РЕЖИМ И СМАЗКА ВОЛНОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
Тепловой режим волновой передачи рассчитывается по известным
зависимостям для других передач (см., например, тепловой расчет
червячного редуктора, гл. 2). Допускаемая температура масла для
редукторов общего назначения Ш=70...80°С. Коэффициент теплоот-
дачи принимают: для закрытых небольших помещений при отсутст-
192
Рис. 12.8
вии вентиляции Л«8...12, для помещений с интенсивной вентиляцией
К«14...18, при обдуве корпуса вентилятором K«s21...3O Вт/(м2-°С).
При установке вентилятора на быстроходном валу редуктора и «С
sg;iOOO об/мин принимают нижние, а при «3^2800 об/мин верхние зна-
чения К..
Для редукторов общего назначения рекомендуют жидкое мине-
ральное масло марки И-45 или ИРп-40. При горизонтальном располо-
жении оси редуктора уровень
масла должен доходить до
центра нижних шариков гиб-
кого подшипника генератора.
В случае необходимости
допускается применение пла-
стичной смазки. Смазывают
подшипник генератора и за-
цепление при сборке редук-
тора и периодически — в
процессе эксплуатации. Заме-
ну пластичной смазки реко-
мендуют производить при-
мерно через 1000 ч работы.
При вертикальном расположении оси редуктора можно применять
пластичную смазку и жидкое масло при установке в редукторе спе-
циального маслоподающего устройства (рис. 12.9). Под действием
центробежных сил масло поднимается по внутренней поверхности ко-
нуса подачи, проходит через отверстия 1 и зазор 2 в генераторе и
далее попадает в подшипник и зацепление. Конструкцию (рис. 12.9)
рекомендуют при частоте вращения п^960 об/мин. Уровень масла
рекомендуют таким, чтобы при горизонтальном расположении ре-
193
дуктора он проходил по центру нижних шариков гибкого подший-
ника. При п<960 об/мин и вертикальном расположении вала допус-
кается полностью заполнять редуктор маслом.
§ 6. ПРИМЕРЫ КОНСТРУКЦИИ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ
На рис. 12.10 показана типовая конструкция из стандартного ряда
волновых редукторов общего назначения — редуктор Вз-160 (разра-
ботка ВНИИ-редуктора и МВТУ им. Н. Э. Баумана). Отличительными
Рис. 12.10
Рис. 12.11
особенностями редуктора являются: двухопорный вал генератора,
соединение кулачкового генератора с валом с помощью шарнирной
муфты по рис. 12.8, б; сварное соединение цилиндра гибкого колеса
с дном; шлицевое соединение гибкого колеса с валом; соединение жест-
194
кого колеса с корпусом с помощью соединения с натягом; цилиндри-
ческая форма внутренней полости корпуса без внутренних углублений
и карманов, упрощающая отливку и очистку после литья и механиче-
ской обработки. Другие рекомендации по проектированию корпусных
деталей и крышек можно посмотреть в гл. 11.
На рис. 12.11 показан волновой редуктор с отъемными лапами,
которые крепятся к цилиндрическому корпусу винтами. Особенности
конструкции: консольное расположение генератора на валу электро-
двигателя, генератор соединен с валом с помощью привулканизиро-
ванной резиновой шайбы, гибкое колесо — штампованное с после-
дующей механической обработкой, жесткое колесо закреплено вин-
тами; гибкое колесо соединено с валом посадкой с натягом.
Глава 13
КОНСТРУИРОВАНИЕ МУФТ
Конструкция, расчет и свойства муфт для соединения валов опи-
саны в работах [1, 131. Ряд муфт стандартизирован. В атласах «Де-
тали машин», а также в специальной литературе приведены конст-
рукции муфт с таблицами их размеров. Следовательно, имеется инфор-
мация, позволяющая подобрать наиболее подходящий для данных
условий тип муфты и ее размеры. Поэтому ниже даны рекомендации
по конструированию лишь некоторых типов механических муфт.
Для приближенного расчета нагрузок, действующих на муфту
в приводе, пользуются выражением для вращающего момента
тв=тп+т^кта,
где Тп — номинальный длительно действующий момент; Тл — дина-
мическая составляющая момента; А — коэффициент режима работы.
При спокойной работе и небольших разгоняемых массах (приводы
конвейеров, испытательных установок) /<=1,1... 1,4.
При переменной нагрузке и средних разгоняемых массах (поршне-
вые компрессоры, мельницы, металлорежущие станки) /<=1,5...2,0.
При ударной нагрузке и больших разгоняемых массах (молоты,
прокатные станы) /<=2,5...3,0.
§ 1. УСТАНОВКА ПОЛУМУФТ НА ВАЛАХ
Полумуфты устанавливают на цилиндрические или конусные концы
валов.
При постоянном направлении вращения и умеренно нагруженных
валах (т<;15 МПа) полумуфты сажают на гладкие цилиндрические
концы валов по переходным посадкам типа H7!k6, H7lm6. При ре-
версивной работе, а также при сильно нагруженных валах (т>15 МПа)
применяют посадку Н7!п6.
Установку полумуфт на цилиндрические шлицевые концы валов
применяют, если при расчете шпоночного соединения длина посадоч-
195
кого отверстия получается >1,5d. Посадку по центрирующему диа-
метру D шлицев принимают H7lj.fi.
Установка полумуфт на цилиндрические концы валов с натягом и
снятие их вызывают затруднения, которые не возникают при конус-
ных концах. Затяжкой полумуфт на конусные концы можно создать
значительный натяг в соединении и обеспечить точное радиальное
и угловое положение полу муфты относительно вала. Поэтому при
больших нагрузках, работе толчками, ударами и при реверсивной ра-
боте предпочтительно полумуфты устанавливать на конусные концы
валов, несмотря на большую сложность их изготовления.
Рис. 13.1
Полумуфта должна быть закреплена на конце вала или зафикси-
рована от осевых смещений.
Посадку полумуфты на конусный конец вала производят с обяза-
тельным приложением осевой силы, например, с помощью болта 1
через торцовую шайбу 2 (рис. 13.1, а). Стопорная шайба 3 фиксирует
196
болт относительно шайбы, а цилиндрический штифт 4 фиксирует
шайбу относительно вала. Очень надежно закрепление полу муфты
двумя болтами, которые затем стопорят проволокой 1 или планкой 2
(рис. 13.1, б).
Надежно также крепление полумуфты гайкой 1 (рис. 13.1, в, а).
Гайку после затяжки стопорят шайбой 3.
Рис. 13.2
197
Для достижения точного базирования при относительно коротком
отверстии (ZCT/d<0,8) полумуфты, посаженные на гладкий или шли-
цевой цилиндрический конец вала, поджимают гайкой к торцу запле-
чика вала (рис. 13.1, д). Часто между подшипником и полумуфтой
ставят распорную втулку 1 (рис. 13.1, е), которая охватывается ман-
жетным уплотнением 2. Тогда во избежание проворачивания втулки
относительно вала полумуфту обязательно поджимают к торцу втул-
ки или болтом 3 через торцовую шайбу 4 или гайкой.
При относительно длинном отверстии в случае базирования по
цилиндрической поверхности полумуфты фиксируют на валах спо-
собами, приведенными на рис. 13.2.
На рис. 13.2, а полумуфту фиксируют установочным винтом 1,
застопоренным пружинным кольцом 2. Если отверстие для винта
сверлят не в шпонке, а на валу, то, чтобы устранить выпучившийся
при засверловке металл, кромку отверстия притупляют фаской.
На рис. 13.2, б полумуфту фиксирует шайба 1, входящая в паз,
выполненный в шпонке. Шайбу крепят винтом 2 к торцу полумуфты.
Шпонка в этом случае должна быть точно пригнана по длине паза.
На рис. 13.2, в полумуфту фиксируют на валу стопорным пружин-
ным кольцом 1. Вследствие погрешностей размеров I, b и s между тор-
цами кольца и полумуфты может возникнуть зазор. Если такой зазор
нежелателен, между полумуфтой и кольцом 1 ставят компенсаторное
кольцо 2 (рис. 13.2, г), толщину k которого подбирают или получают
подшлифовкой торцов по результатам измерений при сборке.
Для этой же цели вместо компенсаторного кольца 2 полумуфту
фиксируют изогнутой пружинной шайбой 1 (рис. 13.2, 5).
На рис. 13.2, е полумуфту на валу фиксируют два полукольца /,
поставленных в канавку вала. От выпадения полукольца удерживает
пружинное кольцо 2. Возможный зазор между торцами полумуфты
и кольца 1, вызванный погрешностями размеров I, Ъ и s, устраняют
тем, что толщину s кольца подбирают или подшлифовывают по резуль-
татам измерений при сборке.
На рис. 13-.2, ж фиксирующие полукольца 1 и 2 крепят винтами
к торцу полумуфты.
Полумуфту, посаженную на шлицевой конец вала, кроме способов,
описанных выше, фиксируют на валу шлицевым кольцом (рис. 13.2, з).
Кольцо 1 доводят до канавки вала, поворачивают на 1/2 углового
шага зубьев и крепят одним-двумя винтами 2 к торцу полумуфты.
В способах, приведенных на рис. 13.2, ж, з, толщину s колец, так
же как и в способе по рис. 13.2, е, подбирают или подшлифовывают
по результатам измерений при сборке.
При завинчивании конической пробки 1 (рис. 13.2, и) шлице-
вый конец вала деформируется, увеличиваясь в диаметре, и надежно
удерживает полумуфту от осевых смещений.
§ 2. КОМПЕНСИРУЮЩИЕ МУФТЫ
В связи с неизбежными радиальными Д, угловыми у и осевыми X
смещениями номинально соосных валов для их соединения приме-
няют жесткие компенсирующие или упругие муфты. Отклонения от
198
соосности валов приводят к дополнительному нагружению деталей
муфты, валов и их опор.
Из числа жестких компенсирующих муфт наибольший интерес
представляют муфты цепные однорядные по ГОСТ 20742—75 (рис.
13.3).
Цепные муфты. В цепных муфтах в качестве соединительного эле-
мента применяют цепи роликовые однорядные, двухрядные, а также
зубчатые.
Достоинство цепных муфт: при монтаже и демонтаже не требуется
осевого смещения узлов.
Рис. 13.3
Для удержания смазки муфту закрывают кожухом, разъемным
в осевой плоскости. Чтобы предотвратить утечку масла, в кожух
встраивают уплотнения. Кожух обычно выполняют литым из легких
сплавов. При сборке его между плоскостями разъема ставят уплот-
няющую прокладку. Вследствие отклонений от соосности валов звез-
дочки имеют радиальные и угловые смещения, поэтому кожух наде-
вают на ступицы звездочек с некоторым зазором. Для того чтобы ко-
жух вращался вместе со звездочками, его фиксируют на корпусе уста-
новочным винтом или штифтом, который одновременно удерживает его
от смещения в осевом направлении.
Так как в шарнирах самой цепи и в сопряжении ее со звездочками
имеются зазоры, эти муфты не применяют в реверсивных приводах,
а также в приводах с большими динамическими нагрузками.
За счет выбора зазоров цепные муфты допускают перекос валов
199
до Г, а также радиальные смещения, зависящие от передаваемого
момента:
при Тв свыше 63 до 250 Н-м As = 0,2 мм,
при Тв свыше 250 до 1000 Н-м ДЕ = 0,4 мм,
при Тв свыше 1000 до 4000 Н-м Де =0,6 мм.
Силу, с которой муфта воздействует на вал, принимают FM х 0,25Fo,
где Fo — окружная сила на делительном диаметре звездочки.
Размеры муфт подбирают по табл. 13.1.
Таблица 13.1
Муфты цепные однорядные (из ГОСТ 20742—75)
Момент Т Н м Угловая скорость (0, рад/с, не более Отверстие, мм Габаритные размеры, мм Смещение осей валов, не более С, мм
d, dt ^ЦИЛ гкон ^цнл ^КО« D А2, ММ
63 170 20; 22; 24 36 25 102 80 НО 0,15 1° 1,3
25; 28 42 27 122 92
125 150 25; 28 42 27 122 92 125 0,2 1,8
30; 32; 35 36 58 39 162 124
250 126 32; 35; 36; 38 58 39 162 124 140
40; 42; 45 82 57 222 172
500 105 40; 42; 45 48; 50 55; 56 82 57 222 172 200 2
1000 84 50; 55; 56 60; 63; 65 70; 71 105 73 284 220 210 0,4 3,5
Упругие муфты состоят из двух полумуфт, соединенных упру-
гими элементами, выполненными из стали или резины.
Для муфт с металлическими упругими элементами радиальное
смещение ДЕ является основным видом отклонений, вызывающим тем
большую радиальную силу Км, чем больше Д2 (это зависит от конст-
рукции муфты). Сила, действующая на наиболее нагруженный упру-
гий элемент, в К.&. раз больше, чем при соосных валах. Значение Кд
определяют по формулам:
200
Ад=1+/и — для муфт с цилиндрическими витыми пружинами
сжатия и муфт со стальными стержнями;
Ад=1+2/п— для муфт с пакетами аксиально расположенных пло-
ских пружин (tn—FjFa).
При проектировочном расчете величиной т задаются (обычно
/п^0,3).
Окружная сила иа муфте
Fa^TB/DB,
где Тв — вращающий момент; Do — средний диаметр, на котором
расположены упругие элементы муфты.
Рис. 13.4
В практических расчетах дополнительное нагружение упругих
элементов, вызванное радиальным смещением валов, удобнее учиты-
вать при определении расчетного вращающего момента.
Расчетный вращающий момент для муфт с металлическими упру-
гими элементами
Т = в,
где Кд — коэффициент, учитывающий дополнительную нагрузку на
упругий элемент при радиальном смещении валов.
Ниже рассмотрены несколько муфт с металлическими упругими
элементами.
Муфта с цилиндрическими пружинами сжатия. На рис. 13.4 дана
конструкция муфты «Карделис» (ФРГ) с цилиндрическими витыми
пружинами сжатия 1. Пружины посажены на несущие сегменты 2,
201
имеющие возможность качательного движения на пальцах 3. Сег-
менты изготавливают из износостойких пластмасс при централизо-
ванном производстве или из чугуна при мелкосерийном и единичном
производстве. Пружины ставят с предварительным сжатием. При
передаче момента осадка половины от общего числа пружин увеличи-
вается, остальных — уменьшается. Пальцы закрепляют коническими
хвостовиками попеременно в ведущей и ведомой полумуфтах. Поверх-
ность контакта сегмента с пальцем смазывают графитной смазкой.
Муфта допускает сборку соединяемых узлов без их осевого пере-
мещения. При этом пальцы устанавливают через соответствующие от-
верстия второй половины муфты.
При перегрузке пружины сжимаются до соприкосновения витков
и муфта становится практически жесткой.
При конструировании муфт принимают (см. рис. 13.4): Do=(0,020...
...0,022)^/T,H-M;D=(l,2...1,3)Dn;S=l,15Da; Z=1,2DO;/=Я0—Хо; Д=
=0,5%пр€Д, где Т — расчетный вращающий момент; Da — наружный
диаметр пружины; Но — длина пружины в ненагруженном состоянии,
мм; Х0=Х/2 — предварительная деформация пружины, равная половине
общей деформации под нагрузкой, мм; Д — зазор между цилиндриче-
скими направляющими на сегментах, мм; Дпред—предельная деформа-
ция пружины, мм; Do—диаметр расположения пальцев, м.
Пружины сжатия рассчитывают по силе F„, действующей на одну
пружину, и необходимой деформации сжатия X:
Fn = 2eTj(Doz)-, X = <pD0,
где z=n/2 — число ведущих пальцев на одной полумуфте; п — об-
щее число пружин; е — коэффициент, равный 1,2...1,4; <р — угол от-
носительного поворота полумуфт. Обычно угол закручивания допус-
кают до 0,0873 рад (5°).
По силе F„ выбирают диаметр проволоки, а по необходимой дефор-
мации — число витков. Предельные допускаемые напряжения [т]пред
для расчета пружин на прочность при полном сжатии витков прини-
мают равными 850...900 МПа, а допускаемые рабочие напряжения на-
значают
[т] = (0,7.. .0,8) [т]пред.
Диаметр проволоки подсчитывают по формуле
d = 1 6 i/~(c+1.45)Fn
’У [т]
Индексом пружины c=Dld задаются (обычно с=4...5).
Полученный расчетом диаметр проволоки округляют в ближайшую
сторону до стандартного из ряда чисел: 3,2; 3,6; 4,0; 4,5; 5,0; 5,6;
6,3; 8,0; 9,0; 10 мм.
Число витков пружины
г = GdX/(8c3Fn).
Здесь: модуль сдвига G=8-104 Мпа.
202
Полное число витков io=i+(l,5...2,0); шаг пружины p=d+(l,l...
...1,2) Vi.
Длина пружины, сжатой до соприкосновения витков,
tfn = (io-O,5)d.
Длина пружины в ненагруженном состоянии
Внешний диаметр пружины
Da ==D -}-d.
На рис. 13.5 представлены графики зависимостей между силой
FM и допускаемым смещением валов Д2 для муфт с различными
расчетными моментами.
По приведенным графикам для каждой муфты можно определить
силу F„ при конкретном
задаваемой силе FM найти
допускаемое радиальное
смещение валов и выбрать
метод сборки.
Муфта со стальными
стержнями. На рис. 13.6
представлена муфта, в ко-
торой упругими элемента-
ми являются аксиально
расположенные -цилиндри-
ческие стержни. Стержни
значении радиального смещения или по
устанавливают в отверстия
полумуфт по посадке HS/h9, которая допускает определенную под-
вижность стержней. Монтаж и демонтаж муфты со стержнями можно
производить без осевого смещения соединяемых узлов.
При передаче муфтой вращающего момента в местах контакта
стержней с отверстиями возникают высокие напряжения смятия.
Поэтому стержни изготовляют из рессорно-пружинных сталей, полу-
муфты — из углеродистых конструкционных сталей. Вследствие де-
формации упругих элементов под нагрузкой, а также из-за отклоне-
ний от соосности валов стержни перемещаются в отверстиях полумуфт.
Для уменьшения износа муфту заполняют при сборке пластичной смаз-
кой, для удержания которой применяют уплотнения.
При необходимости стержни могут быть установлены в отверстиях,
расположенных на окружностях разных диаметров (в два ряда).
В зависимости от формы отверстия муфты могут быть перемен-
ной (исполнение /) или постоянной (исполнение //) жесткости.
В муфте исполнения / длина свободного участка стержня, а вместе
с ней и крутильная жесткость муфты ивменяются с изменением пере-
даваемого момента. В муфте исполнения // длина свободного участка
стержня постоянна.
При конструировании н расчете муфты принимают: Do=(0,015...
203
...0,018)ъ/7’ (меньшие значения коэффициента — для муфт перемен-
ной жесткости), Н м; £) = (!,15...l,20)Do; S=|Do=(O,26...0,27)Do; t~
—О,IS; /C=2,4S; /х«0,075/с.
т л
Рис. 13.6
Угол относительного поворота полумуфт — до <рда0,03 рад.
При расчете муфты определяют?
а) диаметр - стержней (м)
ас=4[о]„Р0^(3-ф9)/(3£Ф),
где ]о]и«1,2-10® Па—допускаемое напряжение изгиба материала
стержня; £'=2,1 ПО11 —модуль упругости стали; ф=<2/'8 [а—^расстоя-
ние от средней плоскости муфты до начала контакта стержня с полу-
муфтой при передаче расчетного вращающего момента; S — то же,
при отсутствии нагрузки на муфту (см. рис. 13.6)];
для муфт постоянной жесткости ф= 1,0 для муфт переменной жест-
кости ф=0,6...0,7;
б) число стержней
г = 6<ф77(л [о]и<3);
в) радиус кривизны (м) гнезда в осевом сечении (для муфт перемен-
ной жесткости)
р«ВД2[а]и).
Муфты постоянной жесткости (исполнение II, рис. 13.6) характе-
204
ризуются меньшей жесткостью при одинаковой с исполнением I ве-
личине S и допускают примерно в три раза большие радиальные сме-
щения валов при одинаковой силе FK.
На рис. 13.7 приведены графики зависимостей между силой FM,
действующей со стороны муфты иа валй, и допускаемым радиаль-
ным смещением валов Az
для муфт с различными
расчетными моментами.
Если требуется ограни-
чить силу FK, то по гра-
фикам Находят допуска-
емое радиальное смеще-
ние валов.
Муфты упругие вту-
лочно - пальцевые
(МУВП) (рис. 13.8) по-
лучили широкое распро-
странение благодаря от-
носительной простоте
конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако они име-
ют небольшую компенсирующую способность и при соединении не-
соосных валов оказывают достаточно большое силовое воздействие на
валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро выходят из строя.
Рис. 13.8
Размеры муфты по заданному моменту подбирают по справочни-
кам, атласу и по табл. 13.2. Если необходимо уменьшить размеры муф-
ты по сравнению с размерами по ГОСТу, проектируют специальную
муфту, в которой размещают большее число упругих элементов.
Пальцы и кольца берут стандартными, размещая их так, чтобы
выполнялось условие
gd0^2,8D0,
где z — число пальцев; d0 — диаметр отверстия под упругий элемент;
£>0 — диаметр расположения пальцев.
Наружный диаметр муфты D при этом определяют из соотношения
D«D04-(l,5...1,6)d0.
205
Таблица 1X2
Муфты упругие втулочно-пальцевые (вз ГОСТ 21424—75)
Момент Т, Нм Угловая скорость со, рад/с, не более Отверстие, мм Габаритные размеры, мм Смещения осей валов, не более
d, dt ^ЦИЛ ^кон L D А2, ММ П
31,5 670 16; 18; 19 28 18 60 90 0.2 1°30'
63 600 20; 22; 24 36 24 76 100
125 480 25; 28; 30 42 26 89 120 0,3
250 400 32, 35, 36 38; 40; 42; 45 58 38 121 140 1°
500 380 40; 42; 45 82 56 169 170
710 315 48; 50; 55; 56 82 56 170 190 0,4
1000 300 50; 55; 56 82 56 170 220
60; 63; 65; 70 105 72 216
Упругие элементы специальной муфты проверяют на смятие.
В предположении равномерного распределения нагрузки между паль-
цами
°СМ = ^Ув/С^о^п^вт) [ст]см»
где Тв — вращающий момент; dn — диаметр пальца; /вт — длина
упругого элемента.
Расчет по напряжениям смятия условный, так как не учитывает
истинного характера распределения напряжений. В этом случае до-
пускаемые напряжения [о"]см—2 МПа.
Пальцы муфты, изготовленные из стали 45 (ГОСТ 2050—74), рас-
считывают на изгиб:
<ти = 2ТВ (0,5/„ + c)/(zD0 -0, [о]и,
где с = 3...5 мм—зазор между полумуфтами.
Допускаемое напряжение изгиба принимают [а]и=(0,4...0,5)о'1.,
где стт — предел текучести материала пальцев.
Муфты данного типа обладают большой радиальной и угловой
жесткостью. Поэтому их применение целесообразно при установке
206
соединяемых узлов на плитах (рамах) большой жесткости. Кроме
того, сборку узлов необходимо производить с высокой точностью и
применением подкладок.
Так как проверенные данные по угловой жесткости муфты отсут-
ствуют, а возможные угловые смещения валов даже при обычной точ-
ности монтажа незначительны, то нагрузку от угловых смещений на
элементы муфты, валы и их опоры можно не учитывать.
Приближенно принимая характеристику радиальной жесткости
муфты линейной, радиальную силу FM, вызванную смещением Д2,
можно определить по соотношению
где Сд — радиальная жесткость муфты.
Значения сд для муфт приведены в табл. 13.3 (da—диаметр
вала).
Таблица 13.3
16 20 25 30 40
сд 1550 2160 2940 3920 5400
Для специальной муфты табличные значения сд изменяют про-
порционально отношению числа пальцев специальной муфты к стан-
дартной.
Муфты упругие со звездочкой. Компенсирующие способности таких
муфт (рис. 13.9) невелики.
При соединении несоосных
валов муфта оказывает на
них значительное силовое
воздействие, хотя и мень-
шее, чем муфта МУВП.
Она требует точного мон-
тажа узлов.
Размеры муфты по рас-
четному моменту подбира-
ют по справочникам, ат-
ласу и по табл. 13.4.
Эти муфты обладают большой радиальной, угловой и осевой жест-
костью, поэтому их применение, так же как и муфт МУВП, возможно
при установке узлов на плитах (рамах) большой жесткости. Сборку
узлов необходимо производить с высокой точностью, применяя под-
кладки и контролируя положение узлов.
По тем же причинам, что и для муфты МУВП, нагрузку от угловых
смещений в расчет можно не принимать.
Приближенно принимая характеристику радиальной жесткости
муфты линейной, радиальную силу FM, действующую на валы при
смещении Д2, определяют по формуле Гм=СдДа.
207
Ниже приведены значения сд по ГОСТ 14084—76;
4 СД
12, 14 300
16, 18 490
20, 22 800
25, 28 900
32 , 36 1120
40, 45 1320
.Таблица 13.4
Муфты упругие со звездочкой (из ГОСТ 14084—76)
Момент Т, Н м Угловая скорость (0, не более Отверстие, мм Габаритные размеры, мм Смещение осей валов* ие более
d 1 L D Д^, мм vs
16 400 12; 14 25 71 53 0.2 1°30'
16; 18 28 77
31,5 315 16; 18; 19 28 77 71
20; 22 36 93
63 235 20; 22; 24 36 100 85
25; 28 42 112
125 210 25; 28 42 112 105 0,3 1°30'
30; 32; 35; 36 58 144
250 160 32; 35; 36; 38 58 147 135 0,4 1°
40; 42; 45 82 195
400 140 38 58 152 166
40; 42; 45; 48 82 200
Пример. Определить нагрузку на валы, соединяемые муфтой е
4=32 мм по ГОСТ 14094—76.
Принимаем As=0,3 мм, значение сд=1120 Н/мм.
Радиальная сила FM—1120 -0,3=336 Н.
Муфты упругие с торообразной оболочкой. Муфты с торообразной
упругой оболочкой обладают большой крутильной, радиальной и
угловой податливостью.
Муфты данного типа применяют в двух исполнениях: с разрезной
оболочкой (рис. 13.10) н неразрезной (рис. 13.11). На последние
имеется ГОСТ 20884—75. Размеры неразрезной муфты приведены
в табл. 13.5.
208
Таблица 13.5
Муфты упругие с торообразиой оболочкой (из ГОСТ 20884—75)
Момент т, Н м Угловая ско- рость ш, не более Отверстие, мм Габаритные размеры» мм Смещения осей валов,- не более
d, dt ^цил ^кон L ДИЛ ^кои D д2, мм УЕ ^2» мм
40 315 18; 19 30 20 140 по 125 1 1° 1
20; 22; 24 38 26 150 125
25 44 28 ,160 140
80 315 22; 24 38 26 160 140 160 1.6 2
25; 28 44 28 180 150
30 60 40 220 190
125 260 25; 28 44 28 180 160 180
30; 32 35; 36 60 40 220 200
200 260 30; 32; 35 36; 38 60 40 220 200 200 2 2,5
40 84 60 280 250
250 210 32; 35; 36 38; 40 60 40 230 210 220 2,5 1°30' 3
42; 45; 48 84 60 290 250
315 210 36; 38, 40 60 40 240 220 250
42; 45; 48; 50 84 60 300 270
500 170 42; 45, 48 50; 55; 56 84 60 300 280 280 3 3,6
800 170 48; 50; 55 56; 60 84 60 310 290 320
63 108 75 370 320
1250 170 55; 56 84 60 320 3(0 360 3,6 4
60; 63; 65 70; 71; 75 108 75 390 360
209
Муфта на рис. 13.10 состоит из резинового упругого элемента I
и полумуфт 2, к которым винтами 3 притягиваются кольца 4. Муфта
по рис. 13.11 состоит из упругого элемента 1 и полумуфт 2, к которым
винтами 3 через кольца 4 притягиваются прижимные полукольца 5.
При сборке муфты полукольца соединяют с кольцом 4 винтами 6,
расположенными между винтами 3.
Сг
Рис. 13.11
Рис. 13.10
Наружный диаметр муфты D (см. рис. 13.10) определяют из при-
ближенного расчета оболочки на прочность (см. ниже).
Ориентировочные соотношения основных размеров элементов муф-
ты с разрезной оболочкой:
В=0,25П; 6=0,050; Сх=1,06 В; С2=1,12В; й=0,03750; О0=
=(0,5...0,52)0; О!=0,75О; О2=0,6О; O4=dCT+(3...5) мм.
Число винтов г ориентировочно принимают по табл. 13.6.
Таблица 13.6
D, мм До 160 До 300 Свыше 300
Z 4 6 8
Вращающий момент с полумуфт на оболочку передается силами
трения, созданными при затяжке винтов 3. При передаче момента
в оболочке возникают касательные напряжения крутильного сдвига.
Наибольшего значения они достигают в кольцевом сечении с диамет-
ром Dt:
т = 2Тв/(лП16)<[т].
2.10-
Учитывая соотношения, приведенные выше, получаем
Полученный расчетом размер D (м) необходимо округлить до стан-
дартного.
Рис. 13.12
Оболочки диаметром 0^300 мм выполняют из резины. Для них
принимают допускаемые касательные напряжения
[т] = 0,45... 0,5 МПа.
При £>>300 мм для повышения нагрузочной способности и срока
службы оболочки армируют нитями корда. Для них
[т] = 0,7... 0,75 МПа.
Приняв число винтов z, определяют требуемую силу затяжки, а
ио ней необходимый диаметр винтов.
Затяжка винтов контролируется.
При отклонениях валов от соосности муфта создает нагрузки,
действующие на валы: осевую силу Fw при осевом смещении валов,
радиальную силу и изгибающий момент — при радиальном и угло-
вом смещениях. От действия центробежных сил и при передаче муф-
той момента возникает осевая сила £ц.
При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная
сила и изгибающий момент невелики, поэтому при расчете валов и их
опор этими нагрузками можно пренебречь.
Допустимые для муфт значения смещений каждого вида (при ус-
ловии, что смещения Других видов близки к нулю): осевое до 1...
211
.. .4 мм, радиальное As до 1.. .3,6 мм, угловое до ГЗО' (ГОСТ 20884—
75) (меньшие значения для муфт малого диаметра).
Нагрузки, действующие на валы, могут быть определены по гра-
фикам рис. 13.12. При построении графика Fw модуль упругости для
резин принят Е=5 МПа. Для резин с другим значением Е силу Fw,
снятую с графика, пересчитывают, принимая прямую пропорциональ-
ность между Fw и Е.
Рис. 13.13
Муфты с резиновыми брусками, расположенными радиально. Муфта
с упругими элементами в форме брусков, расположенных радиально,
отличается простотой конструкции упругого элемента. Применяют
муфты двух исполнений. В первом исполнении (рис. 13.13) при замене
упругих элементов кольцо 4, несущее торцовые кулачки 5, переме-
щают в осевом направлении с помощью двух отжимных винтов 7.
Это исключает необходимость осевого смещения соединяемых муфтой
узлов при замене упругих элементов. Во втором исполнении (рис.
13.14) торцовые кулачки выполнены как одно целое с полумуфтой.
Для замены упругих элементов у этой муфты необходимо осевое сме-
щение узлов. Второе исполнение применяют для муфт малых диамет-
ров (D<100 мм).
Упругие элементы выполняют в двух вариантах. Первый (нор-
маль Гипроуглемаша) показан на рис. 13.13, второй (фирма «Ой-
пекс», ФРГ) — на рис. 13.14. На рис. 13.14 полумуфты выполнены
212
облегченной конструкции, применяемой и для первого исполнения
муфты.
Ориентировочные значения основных размеров элементов муфты
находят по соотношениям
Do==(O,O18...O,O2)
где О0 — диаметр расположения упругих элементов, м; Тв — вращаю-
щий момент, Нм.
Рис. 13.14
Размеры упругих элементов: 6=(0,ll...O,14)Do; 6=2,56; l=2b
(большие значения для муфт малых размеров).
Внешний диаметр муфты и толщина кулачка:
D=1,1DO-M; е= 1,36—2а,
где а — радиальный зазор между кулачком и полумуфтой; а=1...1,5
мм.
Число упругих элементов г определяют из расчета упругого эле-
мента на прочность и принимают г=6, 8, 10.
Вращающий момент с полумуфты 1 (см. рис. 13.13) передается на
кольцо 4 двумя болтами 2, поставленными без зазора. Размеры этих
болтов определяют из расчета на срез и смятие. Винты 3 используют
для соединения деталей 1 и 4. При передаче момента упругий элемент
6 работает на сдвиг, изгиб и смятие. При использовании соотношений
(см. выше) условие прочности на смятие выполняется, если выпол-
нено условие прочности на сдвиг.
Прочностной расчет упругих элементов муфты является условным.
Он рассчитывается на сдвиг и изгиб (Ь и I в м):
т = TB/(Dazbl) [т]сд; <ти « ЗТВ (4а + e)/(2D0zlb*) [<т]р.
Упругие элементы выполняют из резины (с модулем упругости
213
£«5 МПа), армированной кордом, или из вулколана. Допускаемые
напряжения принимают: [т]сд=0,8-10е Па; [о]р=1,5-10е Па.
Муфта допускает радиальное
Рис. 13.15
смещение валов Д2 в пределах за-
зора а~ 1,0... 1,5 мм между кулач-
ком и полумуфтой, осевое смеще-
ние Х2 в пределах зазора с=4...5
мм между полумуфтами. Допусти-
мое угловое смещение у2 состав-
ляет ГЗО'.
Радиальную силу £м, действу-
ющую со стороны муфты на валы
при их смещении на величину Д2,
легко найти по графику (рис. 13.15),
построенному для резин с модулем
упругости £=5 МПа. Для резин
с другим модулем упругости силу
FM, Снятую с графика, пересчиты-
вают, принимая прямую пропор-
циональное 1ь между FM и Е.
Например, для муфты, переда-
ющей момент Т= 3150 Н-м, вслед-
ствие радиального смещения валов Д2=0,7 мм по графику рис. 13.15
сила FM=700 Н. При использовании резины с £’=3,8 МПа сила £„=
=(3,8/5)700=532 Н.
§ 3. ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
В качестве предохранительных муфт в машиностроении приме-
няют: муфты с разрушающимся элементом, кулачковые муфты, ша-
риковые муфты (разновидность кулачковых), фрикционные муфты.
Последние три типа муфт стандартизованы (см. ГОСТ 15620—70;
15621—70 и 15622—70).
Предохранительные муфты независимо от типа могут работать
только при строгой соосности валов. Поскольку все звенья кинема-
тической цепи испытывают перегрузку различной степени, предохра-
нительные муфты следует располагать как можно ближе к месту
возникновения перегрузки.
Муфты с разрушающимся элементом. Муфты, этого типа отличаются
компактностью и высокой точностью срабатывания. Их применяют,
когда по роду работы машины перегрузки могут возникнуть лишь
случайно. Конструктивная схема такой муфты приведена на рис.
13.16.
В качестве разрушающегося элемента обычно используют штифты,
выполняемые из хрупких материалов (серый чугун, бронза, силу-
мин и др.). Имеются муфты с одним и с несколькими срезающимися
штифтами. В момент перегрузки штифт разрушается и предохрани-
тельная муфта разъединяем кинематическую цепь.
После перерезания штифта на плоскостях среза остаются заусен-
цы, мешающие удалению остатков штифтов из втулок. Поэтому штиф-
214
ты выполняют иногда с канавкой по месту среза (рнс. 13.17, а, б).
Штифты с канавкой удобны также тем, что позволяют опытным путем
определить диаметр канавки для заданного предельного вращающего
момента. Канавки дол-
жны быть небольшой ши-
рины (2...3 мм), чтобы
штифты при срабатыва-
нии муфты разрушались
вследствие среза, а не
изгиба. Иногда применя-
ют длинные штифты с
несколькими канавками.
После срабатывания му-
фты штифты передвига-
ют в новую позицию.
Заусенцы на торцах^
срезанных штифтов мо-'
гут производить задиры
на торцовых поверхнос-
тях полумуфт. Для пре-
дотвращения этого меж-
ду фланцами полумуфт
в зоне расположения
штифтов предусматрива-
ют зазор С=2..А мм
(рис. 13.16, а, б и
13.17, в,).
Штифты размещают
Рис. 13.16
в стальных, закаленных
до высокой твердости
втулках, изготовляемых обычно из стали марки 40Х.
В станкостроении для удобства эксплуатации муфты в гнезде ста-
вят комплект втулок вместе со штифтом. В этом случае втулки в полу-
муфтах сажают по посадке H7!ja6, а штифт во втулках — по H7ljs6
или H7lk6 (рис. 13.17, в). Перед установкой нового штифта или ком-
плекса втулок полумуфты поворачивают до совмещения рисок.
После срабатывания полумуфты вращаются относительно друг
друга. Поэтому одну из полумуфт сажают по посадке H7lf7. По тор-
цам эта полумуфта должна иметь минимальный зазор (0,05...0,10 мм)
(см. рис. 13.16, а, б).
Для обеспечения чистого среза штифтов торцы втулок в собранной
муфте должны соприкасаться друг с другом. Но подвижная полумуф-
та имеет осевую «игру» на величину зазора. Поэтому после срабаты-
вания муфты торцы втулок могут задевать друг за друга. Чтобы
этого не происходило, между торцами втулок следует предусматри-
вать зазор на 0,05...0,10 мм больший, чем между торцами полумуфт.
В муфтах с несколькими срезными штифтами рабочие торцы вту-
лок должны быть расположены в одной плоскости. Этого достигают
совместной шлифовкой их после постановки в полумуфту.
215
Зазор между торцами втулок, выполненных по рис. 13.17, мож-
но также регулировать подбором и постановкой под фланцы втулок
компенсаторных колец К-
В некоторых зарубежных конструкциях штифты располагают
во втулках, которые завинчивают в диски полумуфт (рис. 13.18). Для
&
Риска Риска Риска &&
Рис. 13.17
того чтобы можно было затянуть
втулку до упора и создать мини-
мальный зазор между плоскос-
тями среза, под фланцы втулки
ставят компенсаторные коль-
ца К.
Вследствие погрешностей из-
готовления втулок, координат
их расположения и посадочных
зазоров общая нагрузка расп-
ределяется между штифтами не-
равномерно. Поэтому муфты с
Рис. 13.18
одним штифтом срабатывают точнее.
При конструировании муфты штифты должны располагаться в
месте, удобном для их замены. Для этого фланцы полумуфт выполняют
по схеме рис. 13.19. Для удаления остатков срезанных штифтов флан-
цы поворачивают относительно друг друга (показано штриховой ли-
нией). Можно фланцы полумуфт выполнять круглыми. Тогда в них
делают специальные отверстия большого диаметра по периметру рас-
положения штифтов (см. рис. 13.16, а).
В муфтах со срезающимися штифтами полумуфты располагают
на валу рядом (см. рис. 13.16, а). Для уменьшения осевых размеров
применяют конструктивное решение, представленное на рис. 13.16, б.
Кулачковые муфты. Кулачковые предохранительные муфты широ-
ко применяют в машиностроении при небольших скоростях и момен-
тах. При перегрузке кулачковые муфты многократно расцепляются
и снова включаются. Получается своего рода звуковая сигнализация
о перегрузке. Однако эти повторные включения муфты происходят
с ударами, что вызывает перегрузки деталей механизма.
Кулачковые предохранительные муфты по конструкции аналогич-
ны сцепным кулачковым. Отличие в том, что подвижная в осевом на-
216
правлении полумуфта поджимается к неподвижной пружиной, а ра-
бочие грани кулачков имеют большой угол наклона ф=45...60°).
Работа кулачковых муфт связана с сильным износом кулачков, по-
этому последние должны иметь высокую твердость (HRC^56).
Рис. 13.19
На рис. 13.20, а, б показаны конструктивные схемы двух кулач-
ковых муфт в момент их срабатывания (кулачки вышли из зацепле-
ния).
Для повышения точности срабатывания муфты высоту кулачков
следует делать по возможности небольшой и применять пружины
малой жесткости. Пружи-
на, замыкающая кулачко-
вую предохранительную
муфту, обязательно долж-
на иметь регулировку си-
лы нажатия. В муфте по
рис. 13.20, а, б эта регули-
ровка осуществляется гай-
кой, которую затем стопо-
рят контргайкой.
Обычно пружины кулач-
ковых предохранительных
муфт имеют большую дли-
ну. При отношении HlD^.
^2,6, где Н—высота пру-
жины в свободном состоя-
нии, a D — средний ее ди-
аметр, пружина устойчива. Рис. 13.20
При отношении
могут быть поперечные изгибы пружины. Для предупреждения этого
пружину следует сажать на направляющие поверхности, обычно на
поверхность подвижной части кулачковой муфты (рис. 13.20, а).
Регулировочные гайки в процессе регулирования пружины не
должны давить на нее непосредственно, иначе они будут не только
сжимать пружину, но и закручивать ее силами трения. Поэтому
217
гайки должны воздействовать на пружину через втулки, сидящие на
шпонке или на шлицах вала.
Осевая сила, действующая в муфте, не должна передаваться на
опоры вала. Для этого кулачковую предохранительную муфту кон-
струируют так, чтобы силу пружины воспринимали гайки или дру-
гие детали, связанные с валом.
Желательно, чтобы отношение диаметра расположения кулачков
к диаметру шлицев по которым перемещается подвижная
часть муфты, было близко к единице или меньше ее. Тогда муфта ра-
ботает надежно и менее чувствительна к колебаниям коэффициентов
трения. На рис. 13.20, б приведена схема кулачковой предохрани-
тельной муфты, у которой DK/dul3I<l,0.
Фрикционные муфты. Фрикционные предохранительные муфты при-
меняют при частых кратковременных перегрузках, главным образом
ударного действия. По конструкции они аналогичны сцепным фрик-
ционным муфтам. Отличие их в том, что вместо механизмов управле-
ния в предохранительные фрикционные муфты встраивают пружины.
Под действием этих пружин трущиеся поверхности деталей сближа-
ются на величину их износа и соответственно уменьшается сила сжа-
тия пружины (или пружин, если их несколько).
Наибольшее распространение получили многодисковые фрикци-
онные предохранительные муфты (рис. 13.21).
218
На рие. 13.21, а диски сжимает одна центральная пружина, а на
рис. 13.21,6—несколько расположенных по окружности пружин.
На рис. 13.21, в фрикционные диски сжимают тарельчатые пружины.
Если эти пружины рас-
положить, как показано
на рис. 13.21, г, жест-
кость комплекта будет
меньше. В настоящее
время получают рас-
пространение тарельча-
тые пружины с прак-
тически нулевой жест-
костью на некотором
участке их характерис-
тики. Такую пружину
ставят одну.
В рассмотренных
выше предохранитель-
ных муфтах при сраба-
тывании происходит
скольжение по поверх-
ности 0 кото-
рая должна быть смаза-
на. Подвод смазки к
этой поверхности обыч-
но затруднен. Кроме
того, скольжение по-
верхностей происходит
относительно редко
(только при срабатыва-
нии муфты). Для этих
условий вращающуюся
деталь муфты лучше ус-
танавливать на самосма-
зывающиеся подшиппи- Рис. 13.22
ки скольжения, изготов-
ленные из пористого материала (металлокерамика с включением
бронзы), пропитанного фторопластом.
§ 4. КОМБИНИРОВАННЫЕ МУФТЫ
Нередко от муфты требуется комплекс свойств, например ограни-
чение передаваемой нагрузки при несоосно расположенных валах.
В этом случае компенсирующую муфту объединяют с предохрани-
тельной. Такую муфту называют комбинированной.
Сущность комбинирования компенсирующих муфт с предохрани-
тельными заключается в следующем.
Выбирают наиболее подходящие для данного конкретного случая
219
А-А
уменьшено
А 1
Рис. 13.23
компенсирующую (рис. 13.22, а) и предохранительную (рис. 13.22, б)
муфты.
На этих рисунках-схемах обозначены: 1 и 2 — полумуфты компен-
сирующей муфты; 3 — плавающий или упругий элемент этой
муфты; 4 — полумуфта предохранительной муфты, свободно сидящая
на валу; 5 — полумуфта
предохранительной муфты,
связанная с валом шпо-
ночным или шлицевым со-
единением; 6 — предохра-
нительный элемент.
Порядок комбинирова-
ния (рис. 13.22, в).
1. Полумуфту / сажают
на вал одного узла без из-
менений ее конструкции.
2. Полумуфту 5 сажают
на вад другого узла также
без особых изменений ее
конструкции.
3. Полумуфты 2 и 4 объ-
единяют в одно целое и
свободно сажают на конец
вала, общий с полумуфтой
5. При этом стараются
предельно уменьшить раз-
мер /0.
4. Объединенные в одно
целое полумуфты 2 и 4 свя-
зывают плавающим (упру-
гим) элементом 3 с полу-
муфтой /, а предохранительным элементом 6 — с полумуфтой 5.
Очень важно, чтобы консоль вала (расстояние L на рис. 13.22, в)
была минимальна. Для ее уменьшения полумуфты 2 и 4 следует, по
возможности, располагать на полумуфте 5 (рис. 13.22, г).
Комбинировать можно любую из компенсирующих и упругоком-
пенсирующих муфт с любой предохранительной муфтой.
Ниже в качестве примеров приведены конструктивные схемы не-
которых комбинированных муфт.
На рис. 13.23 показана комбинированная муфта в двух исполне-
ниях. В исполнении по рис. 13.23, б осевые размеры муфты меньше,
чем в исполнении по рис. 13.23, а.
На рис. 13.24 изображены комбинированные муфты с предохра-
нительной кулачковой (рис. 13.24, а) и фрикционной муфтами (рис.
13.24,^).
Во всех комбинированных муфтах, так же как и в предохрани-
тельных, вращающуюся часть лучше устанавливать на самосмазываю-
щнеся подшипники скольжения.
Конструктивные схемы комбинированных муфт приведены выше
220
Рис. 13.24
лишь для иллюстрации метода комбинирования. Можно создать те
же комбинации муфт, но в другом конструктивном исполнении, при-
чем число возможных вариантов конструкций может быть велико.
Глава 14
КОНСТРУИРОВАНИЕ УЗЛОВ ПОДШИПНИКОВ
СКОЛЬЖЕНИЯ
В машиностроении используют подшипники скольжения, работаю-
щие как в режиме жидкостного, так и полужидкостного трения. Вто-
рые широко применяют в сельскохозяйственных машинах, в подъемно-
транспортных машинах (лебедках), в неответственных вспомогатель-
ных механизмах типа механизмов управления, вместо подшипников
качения, когда их не удается встроить в корпус вследствие относи-
тельно больших диаметров наружных колец и в других случаях.
Ниже даются некоторые рекомендации по конструированию прос-
тейших подшипников скольжения, работающих в режиме полужид-
костного трения. Собственно подшипник скольжения представляет
собою втулку из бронзы, латуни, чугуна и других антифрикционных
221
материалов. Два типа втулок—биметаллические и из спекаемых мате-
риалов, стандартизированы. Размеры втулок биметаллических приве-
дены в табл. 18.38, а втулок из спекаемых материалов — порошков
железа или бронзы—в табл. 18.39. Втулки подшипников скольжения
устанавливают в отверстия стенок корпусной детали (рис. 14.1, а),
в отверстие паразитного зубчатого колеса (рис. 14.1, б), в отверстие
муфты слепления, свободно сидящей на валу (рис. 14.1, в) и др.
6)
Рис. 14.1
Нередко оказывается удобным опоры скольжения валов и осей
выполнять в виде отдельных комплектов. В этих случаях втулки ста-
вят в корпуса подшипников, которые затем устанавливают на машине.
Рис. 14.2
Корпуса подшипников бывают двух видов: неразъемные и разъемные.
На неразъемные корпуса имеются ГОСТ 11521—65...ГОСТ 11525—
65, а на разъемные — ГОСТ 11607...ГОСТ 11611—65.
222
Размеры корпусов приведены в указанных стандартах, а также
в справочнике [11.
На рис. 14.2 показаны конструкции неразъемных корпусов. Опор-
ная плоскость подшипников по рис. 14.2, а параллельна, а по рис.
14.2, б, в, г перпендикулярна к оси основного отверстия. Это позво-
ляет устанавливать их как иа горизонтальных, так и на вертикаль-
ных стенках узлов.
Рис. 14.3
Неразъемные корпуса очень просты в изготовлении. Однако сборка
узла при неразъемном корпусе не всегда удобна, а иногда н невоз-
можна.
Разъемные корпуса облегчают монтаж валов и допускают регули-
ровку зазоров в подшипнике; применяются в общем и особенно в тя-
желом машиностроении. В корпусах крышка крепится шпильками.
Чтобы предотвратить боковое относительное смещение крышки и
корпуса, разъем выполняют ступенчатым. Однако это усложняет из-
готовление подшипника. Поэтому в последнее время разъем делают
по одной плоскости, а крышку фиксируют относительно корпуса
двумя коническими штифтами. Встречаются также конструкции разъ-
емных корпусов с плоским разъемом без штифтов.
Разъем корпуса лучше выполнять перпендикулярно к действию
радиальной нагрузки. Плоскость разъема корпусов нередко выпол-
няют непараллельно плоскости основания.
На рис. 14.3 изображены конструкции подшипников скольжения
с разъемным корпусом. При разъемных корпусах применяют два
вкладыша. Их выполняют без буртиков, с одним и с двумя бурти-
223
ками (рис. 14.4). Толщина стенки вкладыша 6=(0,035...0,25)d+2,5 мм,
где d — диаметр цапфы вала, мм.
На наружной поверхности вкладышей около буртиков иногда
делают канавки по ГОСТ 8820—69.
Вкладыши без буртиков применяют при действии в опоре только
радиальной нагрузки. При наличии, кроме радиальной, также и одно-
сторонней осевой нагрузки ис-
пользуют вкладыши с одним
упорным буртиком. Если же в
опоре вала действует осевая на-
грузка в двух направлениях,
то вкладыши должны иметь
один или два упорных буртика.
Вкладыши должны фиксиро-
ваться в корпусе от поворота и
осевых смещений. Два буртика
вкладышей не только восприни-
мают осевую нагрузку, но и одновременно фиксируют вкладыши от осе-
вых смещений относительно корпуса. Поэтому часто вкладыши с двумя
буртиками применяют в опорах, где осевая сила совсем отсутствует
или действует в одном направлении. Нужно иметь в виду, что выпол-
нение сопряжения по буртикам требует точного выдерживания разме-
ров между торцами корпуса и между буртиками вкладыша, что удо-
рожает изготовление подшипника. Применение без надобности вкла-
дышей с двумя буртиками не рекомендуется.
Наиболее распространено фиксирование вкладышей относительно
корпуса короткими цилиндрическими штифтами или втулками. На
рис. 14.5 даны примеры фикси-
рования вкладышей. Отверстие
в фиксирующей втулке исполь-
зуется для подачи масла в под-
шипник. Заметим, что штифты
и втулки фиксируют вкладыши
одновременно от поворота и от
осевых смещений.
В единичном и мелкосерий-
ном производстве чаще всего применяют более простые в изготовле-
нии вкладыши из недорогих антифрикционных материалов: анти-
фрикционного чугуна, текстолита, прессованной древесины и без-
оловянных бронз.
В крупносерийном и массовом производстве используют биметал-
лические вкладыши, в которых тонкий антифрикционный слой
наносится на стальную, чугунную, а в ответственных подшипниках —
на бронзовую основу. В массовом производстве широко распростра-
нены вкладыши, штампуемые из биметаллической ленты. В качестве
антифрикционных материалов применяют: оловянистые и свинцовис-
тые бронзы, баббиты, а также некоторые, неметаллические материалы
(нейлон, фторопласт, текстолитовая крошка и др.).
Подшипники скольжения нормально работают при строгой па-
224
раллельности осей шейки вала и отверстия вкладышей. Отклонения
от параллельности вызывают погрешности изготовления деталей, их
сборки и прогибы валов под нагрузкой. Чем больше длина вкладыша
подшипника, тем опаснее
перекос осей вала и вкла-
дыша, приводящий к воз-
никновению кромочных
давлений. В связи с этим
существенное значение име-
ет выбор отношения ltd
подшипника, где I — дли-
на, ad — диаметр отвер-
стия вкладыша. Чем боль-
ше нагрузки и скорость
вращения вала, тем мень-
ше должно быть отноше-
ние l/d.
При высокой точности
изготовления и сборки (на-
пример, оба подшипника расположены в одном корпусе и отверстия
под вкладыши расточены за один постанов) в жестких валах отношение
l/d может быть увеличено.
Если подшипники располагаются в отдельных корпусах, то можно
ожидать значительного перекоса осей вала и вкладыша. Здесь перекос
Рис. 14.7
возникает от погрешностей
изготовления корпусов под-
шипников, вкладышей, плиты
и рамы, на которой устанав-
ливают подшипники, а также
погрешностей установки под-
шипников. В этом случае от-
ношение l/d должно быть ми-
нимальным. Оптимальное от-
ношение l/d подшипников
большинства машин находит-
ся в пределах от 0,5 до 0,9.
Исключительно важно для
работы подшипников скольжения создать надежную смазку.
Для смазки подшипников применяют жидкие нефтяные масла и
пластичные мази. Их подают в разгруженную зону.
Подшипники скольжения, расположенные в стенках корпусов,
смазываются частицами жидкого масла, взвешенными в воздухе.
Для подвода смазки, после запрессовки втулки сверлят отверстие
диаметром dn (рис. 14.6). Полезно в этом случае на внутренней стенке
корпуса отлить направляющие выступы, по которым осевшее на
стенки масло стекает к отверстию. Для распределения поступающего
масла по длине подшипника делают продольные канавки. Размеры
канавок и отверстия (рис. 14.7) принимают: f=(0,02...0,025)d; г=
225
=(0,2...0,ЗМ; а=(0,08...0,10)£; 6=(0,2...0,3)£; c=(0(2^.0,3)S; da^
==(1,3...1,6)6; 6=(0,08...0,l)d+2,5 мм.
Отверстия во втулках можно сверлить до их запрессовки в стенку
корпуса В этом случае, чтобы не ориентировать втулку по отверстию
в корпусе, полезно делать на наружной поверхности втулки канавки
Рис. 14.8
А-А
Корпус Крышка
корпуса
Рис. 14.9
шириной b и глубиной с (рис. 14.7). Масло, заполнив кольцевую щель,
образованную канавкой, проникнет в отверстие и в смазочную про-
дольную канавку. Если ось вала лежит в плоскости разъема, то для
подвода смазки можно на плоскости разъема корпуса выполнить ка-
навку, а на крышке корпуса скос (рис. 14.8). Масло, стекая по скосу
крышки, будет заполнять канавку корпуса и затем поступать к втул-
ке подшипника скольжения.
Подшипники скольжения, вращающиеся вместе с деталями, в ко-
торые они поставлены (см. напр. рис. 14.1, б, в), также смазывают
жидким маслом. Для подвода масла в деталях делают несколько
поперечных отверстий со сквозными долевыми канавками. В этих
случаях целесообразно применять втулки порисюй структуры, из
спекаемых материалов (см. табл. 18.39). Такие втулки пропитываются
горячим минеральным маслом или синтетическими мазями.
Подшипники скольжения, выполненные для каждой опоры в виде
отдельных корпусов, в основном смазывают индивидуально пластич-
ными мазями. Подаются мази колпачковыми масленками (рис. 14.9).
Размеры таких масленок см. в справочнике [11.
Подвод масла производят в ненагруженную область. Поперечные
отверстия и продольные смазочные канавки выполняют по рис. 14.7.
Глава 15
НАТЯЖНЫЕ УСТРОЙСТВА
Для компенсации вытяжки ремней в процессе их эксплуатации,
компенсации отклонений длины клиновых, поликлиновых и зубча-
тых ремней, а также для легкости одевания новых ремней предусмот-
226
рено регулирование межосевого расстояния ременной передачи. На-
тяжное устройство должно обеспечивать изменение межосевого рас-
стояния в следующих пределах
„+о.ова
и-о,оза>
где а — номинальное значение межосевого расстояния.
Наибольшее распространение имеют следующие схемы натяж-
ных устройств:
натяжение прямолинейным перемещением электродвигателя (или
другого узла) (рис. 15.1, а);
Рис. 15.1
натяжение поворотом плиты, на которой расположен электродви-
гатель (или другой узел) (рис. 15.1, б);
оттяжным (рис. 15.1, в) или натяжным (рис. 15.1, г) роликом.
В устройствах, приведенных на рис. 15.1, а—г, натяжение ремней
максимально, так как его создают для передачи наибольшего возмож-
ного момента.
Рис. 15.2
На рис. 15.2, а—в приведены схемы самонатяжных устройств:
от окружной силы на шестерне (рис. 15.2, а);
от реактивного момента на корпусе редуктора (коробки передач)
(рис. 15.2, б);
от реактивного момента на корпусе электродвигателя (рис. 15.2, в).
В устройствах, приведенных на рис. 15.2, а—в, сила натяжения
ремней автоматически создается пропорционально передаваемому
моменту. Это способствует сохранению ремней и увеличению сроков
их службы. Поэтому самонатяжные устройства перспективны.
227
Натяжение прямолинейным перемещением. Если электродвига-
тель размещен на полу цеха, то удобно регулировать натяжение ре-
менной передачи перемещением его по двум салазкам, которые постав-
ляются вместе с электродвигателем.
Удобнее сконструировать и изготовить специальную плиту, ко-
торую крепят к полу цеха. В плите выполнены два Т-образных
паза, в которые закладывают болты 1 с четырехгранной головкой
228
(рисг 15-3). Электродвигатель устанавливают на плиту, передвигают
регулировочным винтом 2, а после окончания регулировки затягивают
гайки болтов 1.
Рис. 15.5
Применяют также натяжные устройства, состоящие из двух плит:
неподвижной, которая крепится к полу цеха, и перемещающейся при
регулировании натяжения ремней по неподвижной плите (рис. 15.4
и 15.5).
Рис. 1".6
При единичном производстве плиты делают из стальных листов
(рис. 15.4), а при серийном — литыми из серого чугуна.
Электродвигатель крепят винтами 1 к верхней плите, в которой
выполнены удлиненные пазы, а в нижней — резьбовые отверстия для
винтов 2. После того как отрегулировано натяжение ременной пере-
дачи, винты 2 затягивают.
Перемещение верхней плиты относительно нижней производят
толкающими 3 (рис. 15.4 и 15.5), тянущими винтами 4 (рис. 15.6, а)
или винтами 5 (рис. 15.6, б), которыми можно перемещать верхнюю
плиту в обоих направлениях.
Передачи поликлиновыми и зубчатыми ремнями -чувствительны
к перекосу осей валов. В этих случаях для более точного направле-
229
ния верхней плиты в нее запрессовывают две короткие шпонки, рас-
положенные у концов плиты. В нижней плите выполняют длинные
пазы (рис. 15.7).
Чтобы уменьшить момент от натяжения ветвей ремня, шпонки
и шпоночные пазы располагают как можно ближе к шкиву. Иногда
плиты с натяжными устройства-
ми устанавливают на стенке ста-
нины машины или встраивают
внутрь станины.
Натяжение качающимися
плитами. Широко используют
натяжение ремней с помощью
качающейся плиты. На такую
плиту устанавливают электро-
двигатель или любой другой
узел ременной передачи. При
конструировании
плиты необходимо
Ь РЗ/Л9
ь вщл»
качающейся
ось качания
Рис. 15.8
в
до»
в
Рис. 15.7
1 располагать так, чтобы угол (3 (рис. 15.8) был близок к прямому. Если
этот угол будет близок к 180° (угол Р')> то межссевое расстояние при
повороте плиты изменяется мало.
Натяжнее устройство, показанное на рис. 15.9, установлено на
редукторе.
Для условий единичного производства неподвижные и качающиеся
плиты конструируют сварными (рис. 15.10 и 15.11). При серийном
производстве экономически оправдано изготавливать качающиеся
плиты литыми из серого чугуна. На рис. 15.12 показана в качестве
примера конструкция литой плиты. Толщина стенок литых плит долж-
на быть, по возможности, везде одинаковой. Для увеличения жест-
кости целесообразно применение ребер.
Оси 1 (см. рис. 15.8) поворота качающихся плит выполняют по
одному из вариантов, представленных на рис. 15.13. Простейший из
них показан на рис. 15.13, а. В этом варианте ось 1 удерживается от
осевого смещения установочным винтом 2.
Широкое применение находит также осевая фиксация оси шай-
бой ШЕЗЗ (на рис. 15.13). На рис. 15.14 показаны оси с буртом иа
одном конце и без бурта и конструкция шайбы.
Размеры шайб ШЕЗ и осей см. в табл. 18.41, 18.42.
Оси (см. рис. 15.8) поворота шарнирных болтов конструируют
230
Рис. 15.10
по типу, показанному на рис. 15.15. Вместо фиксации стопорным вин-
тов здесь также могут быть применены шайбы ШЕЗ.
Натяжение ремней чаще всего производят откидным шарнирный
болтом (см. рис. 15.9, а), установочным винтом (см. рис. 15.9, в),
231
Рис. 15.11
Рис. 15.12
двумя шарнирными болтами с правой и левой резьбой и стяжки, также
имеющей правую и левую нарезку (см. рис. 15.9, б).
Автоматическое регулирование натяжения ременной передачи
производят также массой электродвигателя и качающейся плиты
(рис. 15.16, а) или пружиной (рис. 15.16, б).
Натяжение роликами. Для плоскоременной передачи большое
значение имеет угол обхвата ремня на малом шкиве. Поэтому при отно-
сительно большом передаточном числе и малом межосевом расстоянии
целесообразно натяжение ремня осуществлять натяжным роликом
(рис. 15.17, а). В передачах зубчатым ремнем также целесообразно
применение натяжных роликов.
232
Рис. 15.13
Для передач клиновыми и поликлиновыми ремнями угол обхвата
ремня на малом шкиве имеет меньшее значение. Чтобы не вызывать
изгиб ремней в другом направлении, в этих передачах лучше приме-
нять оттяжные ролики (рис. 15.17, б). Натяжение осуществляют гру-
зом или пружиной.
Конструкцию роликов 1 (рис. 15.17) выполняют по рис. 15.18.
Если ведущий шкив ременной передачи установлен на валу элект-
родвигателя, то удобно конец рычага 2 (см. рис. 15.17) расположить
на поверхности этого шкива (рис. 15.19).
Иногда конец рычага 2 устанавливают на цилиндрической поверх-
ности фланца крышки подшипника (рис. 15.20).
233
Рис. 15.17
Рис. 15.18
Рис. 15.19
В Н7
Глава 16
ВЫПОЛНЕНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ ДЕТАЛЕЙ
§ 1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
При выполнении чертежа детали ограничиваются минимальным
числом проекций, видов, разрезов и сечений. Лишние виды и разрезы
требуют затраты времени на вычерчивание и затрудняют чтение черте-
жа. Поэтому, например, для деталей, представляющих собой тела вра-
щения, достаточно одной проекции с необходимым числом сечений и
выносных изображений некоторых конструктивных элементов.
Чертеж должен содержать все сведения, определяющие форму и
размеры детали, предельные отклонения размеров, допуски формы и
расположения, параметры шероховатости по-
верхностей и другие данные, необходимые для
изготовления и контроля детали.
На чертеже детали не допускается поме-
щать технологические указания. В виде ис-
ключения можно указывать совместную об-
работку, притирку, гибку, развальцовку. В
связи с этим центровые отверстия, которые
являются технологическими базами, на черте-
жах деталей не изображают и в технических
требованиях никаких указаний не приво-
дят. Если в центровом отверстии детали должна быть резьба, на
чертеже приводят только размеры резьбы: глубину отверстия под резь-
бу, диаметр и длину нарезки (рис., 16.1).
Когда обработка отверстий под винты, штифты и другие крепеж-
ные детали должна производиться при сборке, на чертеже детали эти
отверстия не изображают и никаких указаний в технических требова-
235
ниях не помещают. Все необходимые данные для обработки таких от-
верстий (изображения, размеры, шероховатость поверхностей, коор-
динаты расположения и количество отверстий) помещают на чертеже
сборочной единицы (рис. 16.2).
ОсеВая линия
ОсноВная
надпись
210
Рис. 16.5
Рис. 16.4
Часто на одной из деталей сверлят отверстия, через которые затем
размечают или, как по кондуктору, сверлят отверстия в другой со-
пряженной детали. Тогда на чертеже этой детали изображают такие
отверстия и приводят все необходимые данные для их изготовления
(рис. 16.3).
Чертеж каждой детали выполняют на листе стандартного формата
и помещают основную надпись (угловой штамп). На формате 11 ос-
236
новную надпись располагают вдоль короткой стороны листа (рис. 16.4),
на других форматах — вдоль длинной стороны листа.
Деталь изображают на чертеже в положении, при котором наиболее
удобно его читать, т. е. в положении, в котором деталь устанавливают
на станке. В частности, ось детали тела вращения (вал, зубчатое коле-
со, шкив, стакан и др.) располагают параллельно основной надписи
(см. рис. 16.4).
Изображение детали тела вращения располагают на чертеже вправо
стороной, более трудоемкой для токарной обработки (рис. 16.5).
§ 2. СПОСОБЫ ЗАДАНИЯ РАЗМЕРОВ
Каждый размер следует приводить на чертеже лишь один раз. Не
допускается повторять размеры одного и того же элемента детали на
разных изображениях, на изображении детали и в технических тре
бованиях или в основной надписи. Дублирование размеров на черте
жах является основной причи-
ной ошибок и брака при изго-
товлении деталей и поэтому за-
прещено стандартами.
Размеры на чертежах не до-
пускается наносить в виде за-
мкнутой цепи, за исключением
случаев, когда один из размеров
указан как справочный. Спра-
Рис. 16.6
вочные размеры на чертеже от-
мечают знаком «*», а в технических требованиях записывают: «*
Размеры для справок».
Размеры, относящиеся к одному конструктивному элементу, сле-
дует группировать в одном месте (рис. 16.6).
Частой ошибкой является, когда ширина фасок и канавок вклю-
чена в общую размерную цепочку размеров (рис. 16.7, а). Размеры
фасок и канавок должны быть заданы отдельно. Удобнее канавки вы-
носить и показывать форму канавки и все ее размеры в масштабе уве-
личения (рис. 16.7, б).
Размеры элементов деталей, обрабатываемых совместно, заключают
в квадратные скобки (рис. 16.8) и в технических требованиях записы-
вают: «Обработку по размерам в квадратных скобках производить сов-
местно с дет. №... . Детали маркировать одним порядковым номером
и применять совместно».
Размерные числа на нескольких параллельных или концентричес-
ких размерных линиях следует располагать в шахматном порядке
(рис. 16.9).
Все размеры, которые задают на чертежах деталей, условно делят
на две группы.
I.Функциональные. К ним относят размеры, определяю-
щие качественные показатели изделия, размеры сборочных размерных
цепей и сопряженные размеры (диаметры посадочных мест валов для
зубчатых, червячных колес, муфт, подшипников и других деталей,
237
Рис. 16.7
размеры резьб на валах, диаметры расположения винтов на крышках
подшипников).
И. Свободные (размеры несопряженных поверхностей).
Основной принцип задания размеров на Чертежах деталей заклю-
чается в следующем:
функциональные размеры задают на чертежах деталей; берут их
из чертежа сборочной единицы (редуктора, коробки передач) и из
схем размерных цепей;
свободные размеры задают с учетом технологии изготовления и
удобства контроля.
Более конкретно о способах задания размеров сказано ниже,
в §9.
238
$ 3. ПРЕДЕЛЬНЫЕ ОТКЛОНЕНИЯ РАЗМЕРОВ
Для всех размеров, нанесенных на чертеж, указывают предельные
отклонения. Допускается не указывать предельные отклонения на
размерах, определяющих зоны различной шероховатости н различной
точности одной н той же по-
верхности, зоны термообра-
ботки, покрытия, накатки, а
также на диаметрах накатан-
ных поверхностей. В этих
случаях непосредственно у
таких размеров наносят знак
а) 5)
Рис. 16.10
« (рис. 16.10, а). При необ-
ходимости вместо знака « у
таких размеров задают предельные отклонения грубого нлн очень
грубого класса точности по СТ СЭВ 302—76 (рис. 16.10,6).
Предельные отклонения многократно повторяющихся размеров
относительно низкой точности (от 12-го квалитета и грубее) на изобра-
жении детали не наносят, а указывают в технических требованиях об-
щей записью типа: «Неуказанные предельные отклонения размеров:
отверстий+f, валов—t, остальных ±//2 среднего (грубого, точного)
класса точности по СТ СЭВ 302—76» (см. табл. 1-8.3).
Предельные отклонения линейных размеров указывают одним из
следующих трех способов:
а) условными обозначениями полей допусков, например 63Я7;
б) числовыми значениями предельных отклонений, например
§4 + 0,030.
в) условными обозначениями полей допусков с указанием справа
в скобках значений предельных отклонений, например 18Р8 (Zo'ms)-
Рекомендуется применять первый способ при номинальных разме-
рах, входящих в ряд стандартных чисел (см. табл. 18.1), второй —
при нестандартных числах номинальных размеров и третий — при
стандартных числах, но при нерекомендуемых полях допусков.
Предельные отклонения функциональных размеров берут из чер-
тежа сборочной единицы (редуктора), на котором на эти размеры зада-
ны посадки, а на цепочные размеры в общем случае по результатам
расчетов соответствующих размерных цепей. В частном случае в учеб-
ных проектах предельные отклонения цепочных размеров принимают
в зависимости от способа компенсации (см. [5, 6t).
Если компенсатором служит деталь, которую шабрят или шлифуют
по результатам измерений при сборке, то в целях уменьшения припус-
ка на шабрение или шлифование поля допусков цепочных размеров
следует принимать: отверстий ЯП, валов All, остальных ±IT\[l‘L
Если компенсатором служит набор прокладок, то поля допусков
цепочных размеров принимают более свободными: Я12, Я12, +/Т12/2.
Если же компенсатором служит винт, то вследствие широких ком-
пенсирующих способностей винтовой пары поля допусков цепочных
размеров принимают: -Н, —1\ ±i/2 среднего класса точности.
Предельные отклонения свободных размеров оговаривают в тех-
239
нических требованиях записью, аналогичной записи для размеров
низкой точности (см. с. 239).
Предельные отклонения координат крепежных отверстий прини-
мают по рекомендациям, приведенным в табл. 16.11.
Предельные отклонения диаметров резьб показывают на чертежах
деталей в соответствии с посадками резьбовых соединений, приведен-
ных на чертежах сборочных единиц.
Например, для резьб в отверстиях: М16—ЗН6Н; М32Х 1,5—2Н5С;
для резьб на валах: М16—2zn; М32Х1.5—2г.
§ 4. ДОПУСКИ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ
При обработке деталей возникают погрешности не только линейных
размеров, но и геометрической формы, а также погрешности в относи-
тельном расположении осей, поверхностей и конструктивных элемен-
тов деталей. Эти погрешности могут оказывать вредное влияние на
работоспособность деталей машин.
Для подшипников важно, чтобы не искажались дорожки качения
обоих колец подшипников. Кольца подшипников очень податливы и
при установке они копируют форму посадочных поверхностей валов
и корпусов. Чтобы уменьшить искажение формы дорожек качения ко-
лец подшипников, на посадочные поверхности валов и корпусов за-
дают допуски формы.
Перекос колец подшипников увеличивает сопротивление вращению
валов, увеличивает потери энергии и снижает их ресурс. Перекос
колец вызывают следующие причины:
а) отклонения от соосности посадочных поверхностей вала и кор-
пуса;
б) отклонения от перпендикулярности базовых торцов вала и кор-
пуса;
в) наклон упругой линии вала в опоре под действием нагрузки.
Чтобы ограничить перечисленные отклонения, на чертежах зада-
ют допуски расположения поверхностей вала и корпуса.
Кинематическая точность передачи и точность по нормам контакта,
кроме прочих причин, зависит от точности расположения посадочных
поверхностей и базовых торцов валов, а также посадочных отверстий
и базовых торцов колес. Поэтому на чертежах валов, зубчатых и чер-
вячных колес задают допуски расположения базовых поверхностей.
По СТ СЭВ 301—76 приняты обозначения: отклонений формы и
расположения А; допусков формы и расположения Т.
При учебном проектировании встречаются следующие виды пог-
решностей формы и расположения поверхностей.
1. Отклонение от круглости — наибольшее расстояние А от точек
реального профиля до прилегающей окружности (рис. 16.11).
Допуск круглости Т — наибольшее допускаемое значение откло-
нения от круглости.
2. Отклонения от цилиндричности — наибольшее расстояние А
отточек реальной поверхности до прилегающего цилиндра (рис. 16.12).
Допуск цилиндричности Т — наибольшее допускаемое значение
240
отклонения от цилиндричности. Отклонение от цилиндричности вклю-
чает в себя отклонение от круглости.
3. Отклонение от соосности относительно оси базовой поверхно-
сти — наибольшее расстояние А между осью рассматриваемой поверх-
ности и осью базовой поверхности (рис. 16.13).
4. Отклонение от соосности относительно общей оси — наиболь-
шее расстояние Дъ Д2 между осью рассматриваемой поверхности и об-
щей осью двух поверхностей (рис. 16.14).
Ось базовой
Рис. 16.13
Ось базовой
Допуск соосности в диаметральном выражении Т — удвоенное наи-
большее допускаемое значение отклонения от соосности.
5. Отклонение от параллельности плоскостей — разность Д=а—Ь
наибольшего и наименьшего расстояний между прилегающими плос-
костями в пределах нормируемого участка (рис. 16.15).
Допуск параллельности Т — наибольшее допускаемое значение
отклонения от параллельности.
6. Отклонение от перпендикулярности плоскости относительно
оси — отклонение угла между плоскостью и осью от прямого угла
(90°), выраженное в линейных единицах на длине нормируемого участ-
ка L или D (рис. 16.16).
Допуск перпендикулярности Т — наибольшее допускаемое зна-
чение отклонения от перпендикулярности.
7. Радиальное биение Д=7?тах—^min — разность наибольшего и
241
наименьшего расстояний от точек реального профиля поверхности до
базовой оси (рис. 16.17).
Допуск радиального биения Т — наибольшее допускаемое значе-
ние радиального биения.
Рис. 16.14
8. Позиционное отклонение Л — наибольшее расстояние между
реальным расположением оси и его номинальным расположением в
пределах нормируемого участка (рис. 16.18).
Рис. 16.16
Позиционный допуск Т в диаметральном выражении — удвоенное
наибольшее допускаемое значение позиционного отклонения элемента.
9. Отклонение от симметричности Д относительно базового эле-
мента — наибольшее расстояние между плоскостью симметрии рас-
сматриваемого элемента и осью базового элемента в пределах норми-
руемого участка (рис. 16.19).
Допуск симметричности Т в диаметральном выражении — удвоен-
ное наибольшее допускаемое значение отклонения от симметричности.
Базовые оси и поверхности обозначают на чертежах деталей в
242
соответствии с ГОСТ 2.308—79 (СТ СЭВ 368—76) равносторонним за-
черненным треугольником, соединенным с рамкой, в которой записы-
вают обозначение базы заглавной буквой латинского алфавита (рис.
16.20). Высота зачерненного треугольника h, а высота рамки 2й, где
h — высота размерных чисел на чертеже.
Допуски формы и расположения поверхностей указывают на черте-
же условными обозначениями — графическими знаками, приведен-
ными в табл. 16.1. Графические знаки допусков формы и расположе-
ния, их числовые значения и обозначения баз располагают в рамке,
разделенной на две или три части. В первой из них размещают графи-
ческий знак допуска формы, расположения, во второй — числовое
значение допуска и в третьей — обозначение базы. Высота рамки,
так же как и рамки для обозначения базы, 2h.
Таблица 16.1
Допуск
Знаки
Допуск
Знаки
2h
Круглости
Цилиндричностн
Соосности
Параллельности
Перпендикулярности
Радиального биения
Симметричности
Позиционный
243
ГОСТ 2.308—79 (СТ СЭВ 368—76) установлены следующие правила
нанесения на чертежах деталей условных обозначений баз, допусков
формы и расположения:
а) если'базой является поверхность, а не ось, то зачерненный треу-
гольник должен располагаться на достаточном расстоянии от конца
размерной линии (рис. 16.21, а);
б) если базой является ось или плоскость симметрии, то зачерчен-
ный треугольник располагают в конце размерной линии (рис. 13.21, б);
в) если нет необходимости назначать базу, вместо зачерненного
треугольника применяют стрелку (рис. 16.21, е);
г) если допуск относится к поверхности, а не к оси элемента, то
стрелку располагают на достаточном расстоянии от конца размерной
линии (рис. 16.21, а, г);
д) если же допуск относится к оси или плоскости симметрии,'то
конец соединительной линии должен совпадать с продолжением раз-
мерной линии (рис. 16.21, г).
§ 5. ШЕРОХОВАТОСТЬ ПОВЕРХНОСТЕЙ
Из числа параметров шероховатости, установленных ГОСТ 2789—73
(СТ СЭВ 638—77), наибольшее применение в машиностроении нашЛи
следующие:
Rz — высота неровностей профиля, мкм; Ra — среднее арифмети-
ческое отклонение профиля, мкм; /р — относительная опорная длина
профиля, где р — значение, уровня сечения профиля.
При определении параметра Rz на базовой длине выполняют пять
измерений высоты неровностей поверхности. Значение Rz является
средним арифметическим из этих пяти измерений. Параметр Rz содер-
жит минимальную информацию о поверхности, поэтому его назначают
на несопрягаемые, грубо обработанные поверхности, а также на по-
верхности, получаемые литьем, ковкой, чеканкой.
При определении параметра Ra исследуют на базовой длине по-
верхности всех впадин и выступов неровности, поэтому параметр Ra
дает полную информацию о поверхности детали. В связи с этим он
является основным из высотных параметров шероховатости и его на-
значают на все сопрягаемые и чисто обработанные несопрягаемые по-
верхности деталей.
244
Параметр tp является важнейшим из числа шаговых параметров.
Этот параметр содержит оценку площади контакта сопрягаемых поверх-
ностей. Его назначают на сопрягаемые поверхности, от которых тре-
буется герметичность, контактная жесткость или прочность сцепления
(например, детали, соединяемые с натягом).
Значение шероховатости указывают: для параметров Ra — без
символа (например, 0,8); для параметров Rz — после символа (на-
пример, /?z20).
Параметры шероховатости поверхностей задают наибольшим пре-
дельным значением, например 0,8; #г20.
Для обозначения на чертежах шероховатости поверхностей при-
меняют знаки, изображенные на рис. 16.22, а—и. На рис. 16.22, а
показана форма знака. Высоту h принимают равной высоте размерных
чисел на чертеже, высоту Н — в зависимости от объема записи; Н—
=(1,5. . .3,0)й.
Если вид обработки поверхности конструктор не устанавливает,
применяют изображение знака по рис. 16.22, а. Этот способ обозна-
чения является предпочтительным. Если требуется, чтобы поверх-
ность была образована обязательно удалением слоя материала (шли-
фование, полирование и др.), применяют изображение знака по рис.
16.22, б.
Если важно, чтобы поверхность была образована без удаления
слоя материала (чеканка, накатывание роликами и др.), применяют
изображение по рис. 16.22, в. Такой же знак применяют для обозна-
чения шероховатости поверхностей, не обрабатываемых по данному
чертежу.
На месте прямоугольника 1 (рис. 16.22, б, г, д) записывают число-
вые значения параметров Ra или Rz (рис. 16.22, е, ж), на месте прямо-
угольников 2 — вид обработки поверхности (рис. 16.22, з, и).
Обозначение шероховатости поверхностей на изображении детали
располагают на линиях контура, на выносных линиях в непосредст-
венной близости от размерной линии (рис. 16.23, а) или на полках
линий-выносок, при недостатке места — на размерной линии или на ее
продолжении (рис. 16.23, б).
При изображении детали с разрывом обозначение шероховатости
245
наносят только на одной части изображения, вблизи размерной линии
(рис. 16.23, а).
Если шероховатость одной и той же поверхности различна, то ее
разделяют тонкой линией и на каждой части поверхности показывают
свое изображение шероховатости (рис. 13.23, в).
Обозначение преобладающей шероховатости показывают в правом
верхнем углу поля чертежа (рис. 16.24, а). Толщина линий и высота
знака, заключенного в скобки, такая же, как в изображении на черте-
же, а перед скобкой — в 1,5 раза больше.
Если преобладающее число поверхностей не обрабатывают по дан-
ному чертежу, то шероховатость их показывают в правом верхнем
углу поля чертежа по рис. 16.24, б.
Числовые значения параметра шероховатости Ra можно принимать:
для посадочных поверхностей отверстий и валов — по табл. 16.2,
для других поверхностей некото-
рых деталей — по табл. 16.3.
На посадочные поверхности ва-
лов и отверстий зубчатых и чер-
вячных колес при передаче момен-
та посадкой с натягом кроме пара-
метра Ra задают параметр tp, для
которого принпмают £=50% и р—
Рис. 16.24 =60%.
5... 10
§ 6. ОБОЗНАЧЕНИЯ ТЕРМИЧЕСКОЙ ОБРАБОТКИ
СТ СЭВ 367—76 установлены следующие правила нанесения на
чертежах указаний о термической и химико-термической обработке,
обеспечивающей получение необходимых свойств материала детали.
Если всю деталь подвергают
термообработке одного вида, то в
технических требованиях черте-
жа делают запись типа: НВ235...
.. 265 или НВ250±15; HRC44...
.. .50 или HRC 47±3; ТВЧ М ,6...
.. .2,0; HRC 50. . .56 или
ТВЧ/il,8±0,2; HRC53±3; це-
ментировать /i0,8. ..1,2 или
/11,0±0,2или /i=0,8. . .1,2; HR<
Рис. 16.25
56. . .62 или HRC 59±3.
Если термообработке подвергают отдельный участок детали, то
246
Таблица 15.2
Отверстие || Вал
Интервалы размеров, мм Квалитеты
7 8 9 | 6, 7 8 9
«а , мкм
Свыше 18 до 50 0,8 1,6 3,2 0,8 0,8 1,6
Свыше 50 до 120 1,6 3,2 1,6 3,2
Свыше 120 До 500 1,6 3,2 I1’6 3,2
Таблица 16.3
Вид поверхности *0> МКМ
Торцы заплечиков валов для базирования: а) подшипников качения класса точности. 0 6) зубчатых, червячных колес при отношении длины отверстия к диаметру Z/d<0,8 в) то же, при отношении l/d>0,8 1,6 Г 1,6 -3,2
Поверхности валов под резиновые манжеты . 0,4
Канавки, фаски, радиусы галтелей иа налах 6,3
Поверхности шпоночных пазов на вадах: рабочая нерабочая 3,2 6,3
Поверхности шлицев на валах: боковая поверхность зуба соединения: неподвижного подвижного 1,6 0,8
Цилиндрические поверхности центрирующие неподвижного соединения подвижного соединения Цилиндрические поверхности иецеитрирующие 0,8 0,4 3,2
Торцы стуниц зубчатых, червячных колес, базирующихся по торцу заплечиков валов, при отношении длниы отверстия к диаметру Z/d<0,8 То же, при отношении Z/d>0,8 1,6 3,2
Торцы ступиц зубчатых, червячных колес* по которым базируют под- шинники качения, классов точности 0 1,6
247
Продолжение табл. 16.3
Вид поверхности мкм
Свободные (нерабочие) торцовые поверхности зубчатых, червячных 6,3
колес
Профили зубьев зубчатых, червячных колес степеней точности 6 0,4
7 0,8
8 1,6
9 3,2
Витки червяков степеней точности 6 0,2
7 0,4
8 0,8
9 1,6
Поверхности выступов зубьев колес, витков червяков, звездочек цеп- 6,3
ных передач
Фаски и выточки иа колесах 6,3
Поверхности шпоночных пазов в отверстиях колес:
рабочая 1,6
нерабочая 3,2
Поверхности шлицев в отверстиях колес: боковая поверхность зубьев соединения: 1,6
неподвижного
подвижного 0,8
Цилиндрические поверхности центрирующие
неподвижного соединения 1,6
подвижного соединения 0,8
Цилиндрические поверхности иецентрирующие 3,2
Рабочая поверхность шкивов ременных передач 3,2
Рабочая поверхность зубьев звездочек цепных передач 3,2
Отверстия под болты, вииты 12,5
Опорные поверхности под головки болтов, винтов, гаек 6,3
его обводят на чертеже утолщенной штрихпунктирной линией, а на
полке линии-выноски наносят показатели свойств материала (рис.
16.25, а).
Если всю деталь- подвергают одному виду термообработки, а неко-
торые ее части другому или оставлены без обработки, в технических
требованиях делают запись по типу:
HRC55. . .60, кроме места, указанного особо (см. рис. 16.25, а).
HRC40. . .45, кроме поверхности А (рис. 16.25, 6).
248
§ 7. ОБОЗНАЧЕНИЕ СВАРНЫХ ШВОВ
Чертежи сварных деталей оформляют, как чертежи сборочных
единиц. Элементы сварной детали в разрезах и сечениях штрихуют в
разных направлениях (рис. 16.26). Если же сварную деталь изобра-
жают в сборе с другими деталями, то все элементы ее штрихуют в
одном направлении.
Сварные швы на чертежах деталей изображают и
обозначают по ГОСТ 2.312—72. Видимые швы изо-
бражают сплошными (рис. 16.27, а), а невидимые —
штриховыми (рис. 16.27, б) линиями.
Условное обозначение шва наносят:
а) на полке линии-выноски, проведенной от изо-
бражения шва с лицевой стороны (рис. 16.28, а);
б) под полкой линии-выноски, проведенной от изо-
бражения шва с оборотной стороны (рис. 16.28, б).
Условное обозначение сварных швов в общем
случае должно содержать в порядке, показанном
прямоугольниками 1—5 на рис. 16.28, следующее:
1. Вспомогательные знаки:
—шов по замкнутой линии;
Рис. 16.26
шов монтажный, выполняемый при установке изделия по
монтажному чертежу.
2. Обозначение стандарта на типы и конструктивные элементы швов
сварных соединений:
а) ГОСТ 5264—69 — основные типы и конструктивные элементы
швов, выполненных ручной дуговой сваркой;
б) ГОСТ 8713—70 — то же, что и ГОСТ 5264—69, но швы выпол-
нены автоматической или полуавтоматической сваркой под флюсом;
в) ГОСТ 11533—75 — основные типы, конструктивные элементы и
размеры швов при расположении свариваемых элементов не под пря-
мым углом; швы выполнены автоматической и полуавтоматической
дуговой сваркой под флюсом;
г) ГОСТ 11534—75 — то же, что и ГОСТ 11533—75, но швы выпол-
нены ручной дуговой сваркой;
249
д) ГОСТ 15878—70 — соединения сварные, выполненные контакт-
ной сваркой.
Рис. 16.28
3. Буквенно-цифровое обозначение шва по стандартам п. 2. На-
пример:
Cl. . .С25 — швы стыковых соединений;
У1. . .У15 — швы угловых соединений;
Т1. . .Т16 — швы тавровых соединений;
Hl. . .Н8 — швы нахлесточных соединений.
Цифры после букв обозначают различную форму подготовки кромок
(с отбортовкой, без отбортовки, со скосом кромок разной формы).
В табл. 16.4 приведена выборка буквенно-цифровых обозначений
швов из ГОСТ 5264—69 для чертежей учебных проектов.
4. Знак \ и размер катета шва (только для угловых швов).
5. Вспомогательные знаки:
/ — шов прерывистый или точечный с цепным расположением,
"7 — шов прерывистый или точечный с шахматным расположением,
~~1 — шов по незамкнутой линии.
Обозначение одинаковых швов наносят только у одного из изобра-
жений. От изображений остальных швов проводят линии-выноски с
Рис. 16.29
250
Таблица 16.4
Фарма поперечного сечения выполненного шва Толщина листов, мм Обозначе- ние
1...6 С2
4...26 С5
4...26 'С8
1...6 У2
1...30 У4
Шов непрерывный 2...30 Т1
Шов прерывистый с цепным рас- положением Т2
Шов непрерывный 2...30 ТЗ
Шов прерывистый с шахматным расположением Т4
Шов прерывистый с цепным рас- положением Т5
Шов односторонний 2...60 Ш
Шов двухсторонний 2...60 Н2
полками. Всем одинаковым швам присваивают один порядковый номер
(рис. 16.29), который наносят:
а) на линии-выноске, имеющей полку с нанесенным обозначением
шва;
251
б) на полке линии-выноски, проведенной ОТ изображения видимого
шва, не имеющего обозначения;
в) под полкой линии-выноски, проведенной от изображения неви-
димого шва, не имеющего обозначения.
При выполнении всех швов по одному стандарту его обозначение
приводят в технических требованиях.
Если все швы на сварной детали одинаковые и изображены на
чертеже с одной стороны, допускается не присваивать им порядкового
номера. Швы, не имеющие обозначения, отмечают в этом случае линия-
ми-выносками без полок.
Пример условного обозначения шва таврового соединения без скоса
кромок, двустороннего прерывистого с шахматным расположением,
выполняемого ручной дуговой сваркой. Катет шва 8 мм, длина прова-
риваемого участка 50 мм, шаг 100 мм: ГОСТ 5264—80—Т4— |\ 8—50
Z100.
§ 8. РАСПОЛОЖЕНИЕ НА ЧЕРТЕЖЕ ДЕТАЛИ:
РАЗМЕРОВ, ОБОЗНАЧЕНИЙ БАЗ, ДОПУСКОВ ФОРМЫ,
ШЕРОХОВАТОСТИ И ТЕХНИЧЕСКИХ ТРЕБОВАНИЙ
На чертежах деталей задают размеры, приводят условные обозна-
чения баз, допусков формы и расположения, параметров шероховатос-
ти. Для удобства чтения чертежа все эти сведения должны быть орга-
низованы в следующую систему.
полагать (рис. 16.30):
а) осевые линейные размеры под изображением детали на мини-
мальном (2. . .4) числе уровней;
б) условные обозначения баз под изображением детали;
в) условные обозначения допусков формы и расположения над
изображением детали на одном-двух уровнях;
252
г) условные обозначения параметров шероховатости — на верх-
них частях изображения детали, а на торцовых поверхностях — под
изображением детали. В обоих случаях условные обозначения шеро-
ховатости располагают в
непосредственной близости
от размерной линии;
д) полки-линии вынос-
ки, указывающие поверх-
ности для термообработки
и покрытий,— над изобра-
жением детали.
Технические требования
располагают над основной
надписью (рис. 16.31), а
при недостатке места — ле-
вее основной надписи.
Техническиетребования
записывают в следующем
порядке:
1. Требования к материалу, заготовке, термической обработке
(НВ..., HRC...).
2. Указания о размерах (размеры для справок, радиусы закругле-
ний, углы и др.).
3. Предельные отклонения размеров (неуказанные предельные от-
клонения и др.).
4. Допуски формы и расположения, на которые в СТ СЭВ 368—76
нет условных графических знаков.
5. Требования к качеству поверхностей (указания об отделке, по-
крытии, шероховатости).
§ 9. РАБОЧИЕ ЧЕРТЕЖИ ТИПОВЫХ ДЕТАЛЕЙ
Ниже приведены указания по разработке рабочих чертежей дета-
лей машин типа валов, валов-шестерен, червяков, зубчатых и червяч-
ных колес, стаканов, крышек подшипников.
По каждому типу деталей даны указания о способе задания осевых
линейных размеров, выборе предельных отклонений и полей допусков
размеров, а также выборе допусков формы и расположения поверх-
ностей.
Рекомендовано применять в соответствии с СТ СЭВ 636—77 уровень
А относительной геометрической точности поверхностей.
В связи с этим принято назначать:
допуск цилиндричности поверхностей 0,3 ZT,
допуск параллельности поверхностей 0,6 77',
где /Т — допуск размера поверхности.
Числовые значения допусков формы и расположения после их
определения следует округлять в ближайшую сторону до стандарт-
ных значений по СТ СЭВ 636—77 из ряда чисел: 1, 1,2, 1,6, 2, 2,5, 3, 4,
5, 6, 8, 10, 12, 16, 20, 25, 30, 40, 50, 60, 80 мкм.
253
Валы, валы-шестерни, червяки
В настоящем разделе даны указания по выполнению чертежей ва-
лов и поверхностей валов-шестерен и червяков, которые характерны
для валов. Указания по оформлению зубчатых венцов валов-шестерен
и витков червяков приведены ниже.
На чертежах валов задают сопряженные, цепочные и габаритные
размеры. Затем задают сво-
бодные размеры с учетом тех-
нологии изготовления и удоб-
ства измерений. Ниже, в ка-
честве примера, показаны
способы задания осевых раз-
меров вала (рис. 16.32). На
этом рисунке обозначены:
С\ и С2 — размеры сопря-
женные — длины шпоночных
Рис. 16.32
пазов; Г и Ц — габаритный и
цепочный размеры; Ki и — размеры, координирующие расположе-
ние шпоночных пазов, удобные для контроля штангенциркулем или
шаблоном; /1 — длина выступающего конца вала — присоединитель-
ный размер; /2 и 1а — длины посадочных поверхностей.
Размеры 1и 12 и /3 отвечают последовательным этапам токарной
обработки вала.
Толщина буртика t. Размер удобен для контроля штангенциркулем
или шаблоном.
На чертежах валов задают также глубину шпоночного паза tx
(рис. 16.33, а). Если шпоночный паз, расположенный на конце вала,
сквозной, то удобнее для контроля задавать размер d—ti (рис. 16.33, а).
Глубина шпоночного паза на коническом конце вала (рис. 16.33, б)
/,' = /,+ 0,05 (0,4/ +С),
где /1 принимают по табл. 7.5 для диаметра вала бср.
На сопряженные размеры задают поля допусков в соответствии
с посадками, показанными на чертеже редуктора (коробки передач).
На цепочные размеры задают
поля допусков или предель-
ные отклонения по рекомен-
дациям, приведенным на с.
239. На свободные размеры
задают предельные отклоне-
ния чаще всего среднего клас-
са точности по СТ СЭВ 302—
76.
На ширину шпоночного
Рис. 16.33
паза приводят условное обоз-
начение поля допуска, чаще всего Р9, а для сегментной шпонки N9
(ГОСТ 23360—78).
Предельные отклонения глубины шпоночного паза /ь (рис. 16.33,
а, б}, при сечении шпонки:
254
до 6X6 мм /1+0,1 мм;
свыше 6X6 до 32X18 мм /1+0,2 мм.
На размер d—ti предельные
—0,1 и —0,2 мм.
На чертежах валов, имеющих
ГОСТ 2.409—74 указывают
длину /1 зубьев полного про-
филя до сбега (рис. 16.34, а).
Для обозначения шерохо-
ватости на боковых поверх-
ностях показывают профиль
одного зуба (рис. 16.34, б).
Условное обозначение эле-
ментов шлицевого соединения
отклонения задают соответственно
элементы шлицевых соединений, по
вала по соответствующему Рис 1634
стандарту приводят на полке
линии-выноски или в технических требованиях.
Рабочей осью вала является общая ось посадочных поверхностей
для подшипников качения. Эта ось обозначена на рис. 16.35 буквами
АВ. На этом же рисунке приведены обозначения некоторых размеров
(d, dg, dB и I) ив рамках — условные обозначения допусков формы и
расположения.
Рис. 16.35
В табл. 16.5 в соответствии с позициями, указанными на рис. 16.35,
приведены указания по определению допусков формы и расположения
поверхностей.
Применяемые подшипники качения можно условно отнести к сле-
дующим трем группам:
Группа I — шариковые радиальные и радиально-упорные.
255
Таблица 16,5
№ позиций Допуски
1, 2, 3 т я:0,31Т, где 1Т —допуск размера поверхности
4 т 1® на диаметре dn—по табл 16 6. Степень точности для групп подшипников I — 7, II—6, III—5
5 т J© на диаметре d—по табл. 16 6. Степень точности — по табл. 167
6 т *" на диаметре d0—по табл 16 8. Степень точности для групп подшипников 1—8, 11 — 7, Ш— 6
7 т на диаметре d6 при l/d<0,8. Степень точности — по табл. 16.7
Группа II — радиальные с короткими цилиндрическими роликами.
Группа III — конические роликовые.
Назначение каждого из допусков формы или расположения сле-
дующее.
Допуск цилиндричности посадочных поверхностей для подшипни-
ков качения (поз. 1) задают, чтобы ограничить отклонения геометри-
ческой формы этих поверхностей и тем самым ограничить отклонения
геометрической формы дорожек качения колец подшипников.
Зубчатые и червячные колеса, а также муфты, шкивы, звездочки
сажают на валы по посадкам с натягом. Чтобы ограничить концентра-
цию давлений, на посадочные поверхности валов задают допуск ци-
линдричности (поз. 2, 3).
Допуск соосности посадочных поверхностей для подшипников ка-
чения относительно их общей осн (поз. 4) задают, чтобы ограничить
перекос колец подшипников качения.
Допуск соосности посадочной поверхности для зубчатого, червяч-
ного колеса (поз. 5) задают, чтобы обеспечить нормы кинематической
точности н нормы контакта зубчатых н червячных передач.
Допуск перпендикулярности базового торца вала (поз. 6) назнача-
ют, чтобы уменьшить перекос колец подшипников и искажение гео-
256
Таблица 16.6
Допуски соосности (из СТ СЭВ 636—77)
мкм
Интервалы размеров, мм Степень точности
5 6 7 8 9
Свыше 18 до 30 10 16 25 40 60
» 30 » 50 12 20 30 50 80
» 50 » 120 16 25 40 60 100
» 120 > 250 20 30 50 80 120
» 250 » 400 25 40 60 100 160
Таблица 16.7
Степень точности передач
Тип колес
Степень точности по табл. 16.6 и 16.8
Зубчатые
Червячные
5 6 7
6 7 8
Таблица 16.8
Допуски параллельности, перпендикулярности
(из СТ СЭВ 636—77)
мкм
Интервалы
размеров, мм
Степени точности
5 6 7 8 | 9 10
Свыше 16 до 25
» 25 » 40
э 40 » 63
э 63 » 100
э 100 » 160
» 160 » 250
э 250 » 400
4
5
6
8
10
12
16
6
8
10
12
16
20
25
10
12
16
20
25
30
40
16
20
25
30
40
50
60
25
30
40
50
60
80
100
40
50
60
80
100
120
160
метрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшип-
ника.
Допуск перпендикулярности базового торца вала (поз. 7) задают
для узких колес, у которых отношение длины посадочного отверстия
I к его диаметру d менее 0,8. Допуск задают, чтобы обеспечить выпол-
нение норм контакта зубьев в передаче. При отношении l/d^0,8 до-
пуск перпендикулярности (поз. 7) не задают.
257
1 НВ 260... 285, кроме места, указанного особо
2* Размер обеспеч ин стр.
3 Неуказанные предельные отклонения
размеров: балов -t, остальных ±t/2 сред-
него класса точности по СТ СЭВ 302-76.
Рис. 16.36
Ниже на рис. 16.36 приведен в качестве примера чертеж вала.
Вал вращается на шариковых радиальных подшипниках с частотой п=230 об/мин.
На валу расположено цилиндрическое зубчатое колесо 8-й степени точности с длиной
отверстия 1=73 мм. Определим допуски формы и расположения для этого вала.
Допуски размеров по табл. 18.2: 0 50 А6—JT=IQ мкм; 0 45 пб—7Т=16 мкм;
0 55 хб—JT= 19 мкм.
По табл. 16.5 для поз. 1 и 3 (ссылки на позиции по рис. 16.35) допуск цилиндрич-
ности / -0,3-16=4,8 мкм или после округления (см. с. 253) равен 0,005 мм. Для
М
поз. 2 —0,3-19=5,7 мкм или
после округления = 0,006 мкм.
Для поз. 4 степень точности 7 (подшипники шариковые радиальные) по табл. 16.6
допуск соосности
I =0,030 мм.
> I©
Для поз. 5 по табл. 16.7 степень точности 6. Тогда допуск соосности по табл. 16.6
равен 0,025 мм.
Для поз. 6 принимаем по табл. 16.8 допуск перпендикулярности, равный 0,025 мм.
Так как Z/d>0,8 и нет буртика, то допуск по позиции 7 не назначаем.
Зубчатые и червячные колеса
На рис. 16.37, а—в показана простановка осевых размеров на
чертежах цилиндрических зубчатых колес, где Ц(Г) — цепочный (га-
баритный) размер; Ь — ширина зубчатого венца. На чертеже кругом
обработанного колеса размеры а (рис. 16.37, б) для удобства выпол-
нения и контроля проставлены от торцов зубчатого венца.
Если заготовку зубчатого колеса получают в штампах, то она по-
ступает на механическую обработку с определенной толщиной диска
(рис. 16.37,в). Поэтому на чер-
теже такого колеса ставят S—
толщину диска, полученную
в заготовительной операции
(штамповке); С — размер,
связывающий систему разме-
ров для заготовительной и
механической операции (ме-
жду необработанной и обра-
ботанной поверхностями де-
тали).
На чертеже конического
кругом обработанного колеса
ставят осевые размеры по
рис. 16.38, а:
Ц1 — цепочный, опреде-
ляющий положение вершины
делительного конуса колеса;
Цг— цепочный, определяющий величину осевого зазора в комплек-
те вала с подшипниками; b — ширину зубчатого венца; аг — размер,
координирующий положение венца относительно ступицы; а2, а3 —
глубину канавок; а4 — размер, координирующий осевое положение
зуба относительно ступицы колеса; Г — габаритный размер.
259
На чертеже конического штампованного колеса ставят осевые раз-
меры по рис. 16.38, б. Здесь в отличие от предыдущего поставлен раз-
мер S, полученный на заготовительной операции, а вместо а2 — связую-
щий размер С.
На внешний диаметр зубчатого венца и витков червяка задают
Рис. 16.38
коническим отверстием задают размер
вычисляют по формуле
предельные отклонения, со-
ответствующие полям до-
пусков:
прн модуле до 2,5 мм —
h 12;
при модуле свыше 2,5
мм до 6,3 мм — h 13;
при модуле свыше 6,3
мм — Zil4.
На ширину шпоночно-
го паза чаще всего задают
поле допуска Js9 (ГОСТ
23360—78).
На чертеже колеса с
цилиндрическим отверсти-
ем задают размер d-\-t2
(рис. 16.39, а), который
принимают по табл. 18.19.
На чертеже колеса с
d-\-t'2 (рис. 16.39, б), который
d-H;=4.p-H2—0,02/,
где /2 принимают для диаметра dcp по табл. 7.5.
На глубину шпоночного паза (размер d~H2, d~H2 рис. 16.39, а, б)
задают предельные отклонения при сечении шпонки:
до 6x6----ГО, 1 мм;
свыше 6x6 до 32X 18 — +0,2 мм.
На сопряженные, цепочные и свободные размеры задают предель-
ные отклонения по тем же рекомендациям, что и для валов.
На рис. 16.40 показаны несколько зубчатых колес и условные обо-
значения баз и допусков формы и расположения поверхностей. В соот-
ветствии с позициями, приведенными на этом рисунке, в табл. 16.9
приведены указания по определению допусков формы и расположения
поверхностей.
Назначение каждого из допусков формы или расположения по-
верхностей следующее.
Допуск цилиндричности посадочной поверхности (поз. 7) назнача-
ют, чтобы ограничить концентрацию контактных давлений по посадоч-
ной поверхности.
Допуск перпендикулярности торца ступицы (поз. 2) задают, чтобы
создать точную базу для подшипника качения и уменьшить перекос
колец подшипников и искажение геометрической формы дорожки ка-
чения внутреннего кольца.
260
На чертеже промежуточного кольца задают допуск параллельнос-
ти торцов на одну степень точнее.
Допуск параллельности торцов ступицы узких колес (поз. 3) зада-
ют по тем же соображениям, как и допуск перпендикулярности торца
Ступицы (поз. 2).
L
Рис. 16.39
Если у колеса нет выточки и, следовательно, нет размера dcr, до-
пуск параллельности относят к условному диаметру измерения d',
который принимакуг d'=(l,5. . ,2,0)d. Тогда в рамке условного обозна-
чения приводят значение допуска параллельности и диаметр измере-
ния, например,
0,016/50
В
Рис. 16.40
На чертеже промежуточного кольца задают допуск параллельности
торцов на одну степень точнее.
Если торцы ступиц не участвуют в базировании подшипников, то
допуски по поз. 2 и 3 не назначают.
Помимо изображения детали с разрезами, необходимыми размера-
261
Т а б л и ц а 16.9
№ позиций Допуски
1 т «0,3/Т, где IT—допуск размера отверстия
2 JjL на диаметре rfCT при Z/d 5^0,8—по табл. 16 8. Степень точ- HociH для групп подшипников. 1—8, II —7, III —6 (см. с. 255)
3 т ^на диаметре rfCT при l/d<Q,8 — по табл 16.8. Степень точ- ности для групп подшипников; 1—7, II—6, III—5 (см. с. 255)
ми, предельными отклонениями размеров, параметрами шероховатости
и других сведений в правом верхнем углу поля чертежа приводят таб-
лицу параметров зубчатого венца или витков червяка.
На рис. 16.41 приведена форма этой таблицы, ее размеры и распо-
ложение относительно сторон формата чертежа. Таблица параметров
б
10 35 .
110
Рис. 16.41
состоит из трех частей, отделенных друг
от друга сплошными основными линия-
ми. В первой части таблицы приводят
данные для нарезания зубьев колес или
витков червяка, во второй — данные
для контроля (в учебных проектах эту
часть таблицы не заполняют), в треть-
ей — справочные данные.
На чертежах цилиндрических зубча-
тых колее кроме прочих размеров ука-
зывают диаметр вершин зубьев.
На чертежах конических зубчатых
колес, кроме размеров, определяющих
форму и величину детали, приводят раз-
меры венца (рис. 16.42):
внешние диаметры dae и da'e;
осевые размеры А, С и I (на рис.
16.42, а размер I — справочный);
ширину венца Ъ (на рис. 16.42, б размер b — справочный);
угол конуса 8а вершин зубьев, угол внешнего дополнительного
конуса (90°—6).
На чертежах червяка и червячного колеса кроме прочих задают
размеры, определяющие нарезанную часть червяка и венец червячного
колеса (рис. 16.43).
262
На чертеже червяка: dat — диаметр вершин витков; Ьх — длина
нарезанной части; радиусы закруглений впадины и вершины витков:
P/i=0,3/n; рй1=0,1 т.
Концевые участки витков приобретают заостренную форму. Их
необходимо притупить фрезерованием или запиливанием. На чертеже
червяка об этом приводят соответствующее указание.
На чертеже колеса: диаметр вершин зубьев da2', наибольший диа-
метр <2аЛ12; ширина венца
Ь2; расстояние С2 от базо-
вого торца до средней пло-
скости венца; радиус вы-
емки поверхностей вершин
зубьев 7?=0,5 (dt—т); ра-
диусы закруглений впади-
ны и вершины-зубьев Р/2=
=0,3m; pft2=0,l/n.
На рис. 16.44. . .16.47
приведены в качестве при-
меров чертежи цилиндри-
ческого и конического зуб-
чатых колес, червяка и чер-
вячного колеса.
Рис. 16.43
Стаканы
На рис. 16.48, а—д при-
ведены несколько конст-
рукций стаканов современ-
ных машин. На этом рисунке показаны условные обозначения баз, до-
пусков формы и расположения.
На чертежах стаканов задают осевые линейные размеры: габарит-
ные, цепочные и свободные.
2С.З
Модуль
Число зубьев__________
Угол наклона
Направление линии чуба
нормальный исходный контур
Коэффициент смещения х
Степень точности
3
58
16’2.0'
правое
T0CT13155-6S
Делительный ОиамегЛр а 181,25
1 НВ 269.. 302.
2 Радиусы скруглений 1,6 мм max.
3. Неуказанные предельные отклонения размеров-
отверстий +t, валов -t, остальных tt/2 сред-
него класса точности по СТ СЭВ 302-76.
Йз? Лисп Н’ИокуР
разща _________
npob __________
Т контр ,
Н КОНТО '
Утд
ПвОп
Е
Колесо
'зубчатое
Лит
масса масшт'
1’1
лист \ Листов 7
Сталь 90 х ГОМШУЛ
Рис. 16.44
Предельные отклонения размеров задают по общему правилу,
приведенному на с. 239. Допуски формы и отклонения поверхностей
приведены в табл. 16.10, в которой даны ссылки на позиции рис. 16.48.
У?
^к.26’30'±30'
J я
1 Ф165
g е
. 0,8, о
'ЛШ,
.28. 1,6*95° 9 фаски
96* 55-о,з . 7 НВ 2*Р -5 Ра 9. Не ро
61*
96
ср
| —1 —
юл| Лим ° HOKUM
Разраб
проОер
Т контр
ff кдптр —
УтпО
Средний нормаль- ный модуль 4
sc ‘согФ
Число зубьев z 36
Тип зуба - круговой
Оседая форма зуба по ГОСТ 19325-73 п
Средний угол нак- лона зуба % Я'
Направление линии зу& - левое
Исходный контур - Г0СГ16202-70
Коэффициент смещен *л 0.29
Угол делительного конуи д' 63'29’40“
Степень точности - 8-В
—
угол передачи S 90*
внешний окружной модуль ’tt Мб
внешнее конусное расстояние ?е 119,2
3259...302. азмеры для справок. й)иусы скруглений 2мм max, ’•указанные предельные отклонения разме- 6-отверстий +t, балов -1:,ктальных±1/2 еднего класса точности па СТ СЭВ 301-76.
лип масса Масшт.
Колесо 1:1
JUUHUtllUU
/ UC т । /тистоа i
Сталь ШНГОСГЫУП
Рис. 16.45
Назначение каждого из допусков следующее. Допуски цилиндрич-
ности и круглости (поз. 1, 2, 3) задают, чтобы ограничить отклонения
геометрической формы посадочных поверхностей и связанных с ними
дорожек качения наружных колец подшипников.
Допуски соосности посадочных поверхностей стакана (поз. 4 и
5) назначают, чтобы ограничить перекос колец подшипников качения
и отклонения межосевого расстояния в конической передаче.
Допуск перпендикулярности (поз. 6) и допуск параллельности
(поз. 7) задают, чтобы ограничить перекос колец подшипников.
Позиционный допуск (поз. S) задают, чтобы ограничить отклонения
в расположении центров крепежных отверстий и обеспечить так назы-
ваемую «собираемость» резьбового соединения. Этот допуск задают
265
©|0gOIOp1g|-------------------—----------—
рУ|С005| [±|gO?O |Л8~] |±|gglg|/18
/110 1,6 Полиробать
HRC56 53
/У|дор5| |/y|gzW5
(ITT?
R2,6max
65
370
5*65’
2фаски
165
260Л12
hlO 16НРС56 63
Полиробать
2*65
2фаски
56
Модуль т д
Число биткоб Z, 2
Вид чердяка — ZK1
Делительный угол подъема У 16’02'10"
Направление линии битка - пробое
Исходный чербяк — TOCTW36 75
Степень точности СТ СЭВ 311-76 о-в
Делительный диаметр чердяка dt 66
Ход биткй Рм 50,26
Ойозначение чертежа сопряженного колеса
B-B
I, ЯМернцто)
MS 1
H0,6max
1I1L
1 HB 220mtn
2* Размер одеспеч инстр
3 Неуказанные предельные отклонения размере!! •
Оалоб-t, остальных ±t/2 среднего класса точно-
сти по СТ СЭВ 302-76
55 лич
Рвзра^
Лройвр'
х’векум
Tfita
4 e p 5 я к
Лит, пасса IMa ufn
|ШДД1
лист | листав i
УтГ'~"
Сталь 20K ГОСТ6563-7/
Рис. 16.46
МПОуль
Число зувьев ~~
Направление линии зува~
Коэффициент смеще -
ния червяка
Исходный производя-
щий червяк
Степень точности
СТ СЭВ 311-76
30
Правое
Г0СТ19306-73
160
2Ы
Межосевое расстояний" aw
Делительные диаметр
червячного колеса а2
Вид сопряженного червяка — ZK1
Число витков сопря- 7 „
/ценного червяка_____z' Z
Обозначение чертежа
сопряженного червяка
1 . Неуказанные радиусы 5мм max.
2 Уклоны формовочные 3°
3 Неуказанные Предельные отклонения
размеров, поверхности т/, валов-t;
остальных ± t/2 среднего класса точно-
сти, поверхности V И/2 грубого класса
точности по СТ СЭВ 302-76.
Рис. 16.47
Рис. 16.48
Таблица 16.10
№ позиций Допуски
/, 2, 3 |лу хО,31Т, где IT—допуск размера поверхности
4 1© иО,6/Т
5 т 1© на диаметре D—по табл. 16.6. Степень точности для групп подшипников: I—8, II—7, III—6 (см. с. 255)
6 т I-L на диаметре D—по табл. 16.8. Степень точности для групп подшипников: 1—9, II — 8, III—7
7 на диаметре по табл. 16. 8. Степень точности для групп подшипников: 1—9, II—8, III—7
8 Т ~0,4(^отв—^в), гДе ^отв—диаметр отверстия, —диаметр винта
только в том случае, когда отверстия для винтов в стакане и в корпус-
ной детали сверлят независимо друг от друга в приспособлениях или
на станках с числовым программным управлением (ЧПУ). В осталь-
ных случаях позиционный допуск (поз. 8) на чертежах стаканов не
приводят.
На рис. 16.49 в качестве примера приведен чертеж стакана.
Крышки подшипников качения
На чертежах крышек подшипников осевые размеры проставляют
по рис. 16.50.
Во всех конструктивных вариантах размер S получен при отливке
крышки на заготовительной операции. Размер h обычно входит сос-
тавляющим размером размерной цепи, определяющей осевой зазор в
комплекте вала с подшипниками качения. Размер Н везде габаритный.
269
Размеры С и Сс связывают необработанные и обработанные поверх-
ности деталей.
На чертежах крышек подшипников приводят предельные отклоне-
ния размеров и допуски расположения поверхностей.
Неуказанные предельные отклонения размеров;
отверстий +t, Валов -t, остальных ±t/2
среднего класса точности по СТ СЭВ 302-76
Раэрао
ПРОЗ
1 КОНТР
rfoSn Дате
Стакан
лит
масса
1 1
наст
лист I Листов 1
н контр
УтпВ
СУ 15 T0CTW2-79
Рис. 16.49
Предельные отклонения цепочного размера h располагают симмет-
рично относительно номинального значения по рекомендациям, при-
веденным на с. 239.
Поле допуска диаметра центрирующего пояска D принимают по
рис. 16.50.
270
Допуски расположения поверхностей принимают по табл. 16.11
и 16.12 в соответствии с позициями, указанными на рис. 16.51.
Допуск параллельности торцов (поз. /) задают в том случае, когда
по торцу крышки базируется подшипник качения, как это показано
на рис. 16.51.
Рис. 16.50
Допуск назначают, чтобы ограничить перекос колец подшипников
качения.
Допуск соосности (поз. 2) задают, чтобы ограничить радиальное
смещение уплотнительной манжеты и уменьшить, таким образом, не-
однородность давления на рабочую кромку манжеты.
Позиционный допуск (поз. 3) задают в тех же случаях и с той же
целью, как и на чертежах стаканов (см. рис. 16.48, поз. 8).
На рис. 16.52 приведен в качестве примера чертеж крышки под-
шипника.
271
Таблица 16.11
№ позиций Допуски
1 на диаметре О*—по табл. 16 8 Степень точности—по табл. 16 12
2 т •® на диаметре DM—по табл 16 6 Степень точности- 8
3 X = 0,4 (</Отв—<*в), гДе ^отв—Диаметр отверстия, dB—диаметр винта
Таблица 16.12
Группа подшипников (см с 255) Крышки подшипников
привертные закладные
степень точности
I 10 9
II 9 8
III 8 1
272
Рис. 16.52
Шкивы
На чертежах шкивов осевые размеры задают по рис. 16.53.
На чертежах шкивов задают предельные отклонения размеров в
виде обозначений полей допусков или числовых значений на следующие
размеры:
а) ширину и глубину шпоночного паза — по нормам для зубчатых
колес;
б) расчетный диаметр dv шкива для клиновых ремней — поле
допуска Ml;
273
Рис. 16.53
в) размеры f,e — по табл. 4 9.
Допуски цилиндричности базового отверстия за-
дают по нормам для зубчатых колес.
Допуск соосности рабочей поверхности шки-
вов плоскоременных передач принимают по табл.
16 13. Допуск задан в диаметральном выражении.
На чертежах шкивов для клиновых и поли-
клиновых ремней задают допуск биения перпен-
дикулярно образующей конусной поверхности
ручьев.
Этот допуск (мм) определяют по формуле
Т « 0.005Ц,,
где t — удельное биение, принимаемое по табл.
16 14, dp— расчетный диаметр шкива, мм.
На быстровращающиеся шкивы (оУ> 100) задают
допуск статического дисбаланса, который прини-
мают равным в 6/со г мм/кг.
На рис. 16.54 приведен в качестве примера чер*
теж шкива.
Таблица 16 13
мм Т а б л и ц а 16 14
D. 50 120 120 260 260 5 00 Угловая скорость в>» рад/с До 50 Свыше 50 до 1 00 Свыше 100
свыше ДО
Допуск поста CQOC- 0,04 0,05 0,06 Удельное биение 7, мм 0,2 0,15 0,1
Звездочки
На чертежах звездочек приводных роликовых и втулочных цепей
указывают размеры, показанные на рис. 4 35 Числовые значения
этих размеров определяют по зависимостям, приведенным в гл. 4.
Таблицу параметров зубчатого венца размещают в правом верхнем
углу чертежа. Размеры граф таблицы и их расположение такие же,
как на чертежах зубчатых колес.
Таблица параметров состоит из двух частей, разделенных сплошной
основной линией. В первой части таблицы приводят обозначение со-
прягаемой цепи. Во второй части указывают параметры звездочки:
число зубьев, профиль зуба со ссылкой на стандарт и указанием
о смещении, класс точности, радиус впадины, радиус сопряже-
ния, радиус головки зуба, половину угла впадины, угол сопря-
жения.
Смещение е=0,03 р — для свободного размещения ролика цепи
во впадине зубьев звездочки.
274
1* Размеры дм справок
2. ФврмоВочные уклоны 3*
3 Неуказанные предельныеотклонения
размероВ: поверхностей к/: Цп/юВ +t,
остальных i t/2 среднего класса точности,
поверхностей v ± t/2 грудою класса точности
ПО СТ СЭВ 302-76
Рис. 16.54
Для общего машиностроения принимают 2-й класс точности по
ГОСТ 591—69.
Другие параметры звездочки определяют: радиус впадины — по
формуле, приведенной на с. 69, радиус сопряжения (рис. 16.55) гх=
Р
Рис. 16.55 Рис. 16.56
= 1,3025 «di4~0,05 мм, радиус головки зуба r2=di (1,24 cos <р4~0,08
cos Р—1,3025)—0,05 мм, где <р=17°—647г — половина угла зуба;
Р=18°—607г — угол сопряжения; а=55°—607г — половина угла впа-
дины, dt—диаметр ролика цепи.
На чертежах звездочек зубчатых цепей указывают размеры, при-
веденные на рис. 4.36. Числовые значения этих размеров определяют
по зависимостям, приведенным в гл. 4.
В правом верхнем углу чертежа размещают таблицу параметров
зубчатого венца. Таблица состоит из трех частей, разделенных сплош-
ной основной линией.
В первой части таблицы приводят обозначения сопряженной цепи.
Во второй части — данные звездочки: число зубьев, профиль зуба со
ссылкой на стандарт, класс точности со ссылкой на стандарт (для обще-
го машиностроения — 2-й класс точности).
При криволинейном профиле зубьев приводят радиус построения
профиля R~2,4p и наибольший зазор между рабочей гранью пластин
и зубом:
К = 0,04р.
В третьей части таблицы приводят диаметр делительной окружно-
сти dd, определяемый по формуле, приведенной на с. 69.
На чертежах звездочек задают допуски цилиндричности базового
отверстия, которые определяют по нормам для зубчатых колес (см.
с. 262).
На рис. 16.57, 16.58 приведены в качестве примера оформления
чертежи звездочек.
276
Цепь 2ПР-19,05-31В0
Числе зудьеВ Z 23
Профиль зудьед Бтандарп Г0СТ59Т-&9
Смещение 0,57
Класс точности 2
Радиус Вписаны 6,034
Радиус сопряжения 15,5
Радиус голоВки зуда 2,6
Полосина угла Впадины 52°20’
Угол сопряжения 15’20'
7 Нв 200 240
2 Радиусы скруглений 1,5 мм max.
J. Неуказанные предельные отклонения размеров
Валоб -t, остальных ± t/2 среднего класса
точности по СТ СЭВ 302-76.
QOspso
ж~
Tnoktp
Ъ'ц'зигр
1ЦДДД11
лоап | oueirisK f
| пшнН lucituii wusiiuiii
I SEE I
ЗВездочка
Вбухрядная
Ст о ль45 ГОС/1050 74
Рис. 16.57
цепь 3 19-7,2 ГОСТ 1J5S2-6S
Число зудьеб звездочки Z 2S
Радиус построения криво р дг 7
линейного профиля зуда ”
Наибольший зазор между
рабочей гранью пласти-
ны и зудом
Профиль зуда
Класс точности
К 0,76
ГОСТ13576-Ы
2 класс
Г0СТ13576 60
Диаметр делительной
окружности ие
1 НВ 200 2i0
2 Радиусы скруглений 1,6мм max.
З.Неуказанные предельные отклонения размеров,
отверстий +t, валов -t, остальных i t/2
среднего класса точности по СТ СЭВ 302-?в.
Рис. 16.58
Глава 17
ОФОРМЛЕНИЕ ПРОЕКТА
§ 1. ОФОРМЛЕНИЕ ЧЕРТЕЖА РЕДУКТОРА, КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Чертеж редуктора, коробки передач учебного проекта должен со-
держать изображения всех деталей, входящих в эти изделия. Виды,
разрезы, сечения, выносные элементы должны давать полное пред-
ставление о конструкции каждой детали.
Детали — тела вращения (валы, колеса, стаканы, втулки и др.)
полностью выявляются в одной проекции. Для выявления конструк-
ции более сложных деталей требуется несколько проекций, разрезов
и сечений. В частности, чтобы показать конструкцию корпуса или
крышки корпуса, на чертеже редуктора показывают: основной вид —
развертку по осям валов, внешние виды спереди, сверху и сбоку, а
также ряд сечений.
Известно, что при конструировании изделий в масштабе умень-
шения размеры деталей и их соотношения воспринимаются конструк-
тором в искаженном виде. Поэтому конструктивную проработку изде-
лия и чертеж редуктора — его главный вид — выполняют в масштабе
1 : 1.
Некоторые наиболее простые внешние виды допускается выполнять
в масштабе уменьшения (Ml : 2 или Ml : 2,5). Сечения и выносные
элементы, относящиеся к этим видам, изображают в масштабе 1 : 1
или в масштабе увеличения (2 : 1, 2,5 : 1, 4 : 1).
При выполнении курсового проекта учащийся должен отчетливо
представлять себе не только конструкцию и взаимодействие деталей,
но и назначение их отдельных конструктивных элементов.
На сборочных чертежах рабочего проекта стандартами единой
системы конструкторской документации (ЕСКД) рекомендуется ряд
деталей изображать упро-
щенно, например подшип-
ники качения, детали резь-
бовых соединений.
В учебных проектах та-
кие упрощения недопусти-
мы. В связи с этим подшип-
ники качения изображают
в разрезе и вычерчивают
их по правилам, приведен-
ным в гл. 6 (рис. 6.38, см.
с. 108).
Рис. 17.1
При вычерчивании резьбовых соединений обязательно следует
показывать зазоры между стержнем болта (винта) и отверстием детали,
запасы резьбы и запасы глубины сверления (рис. 17.1).
На изображениях деталей следует показывать канавки для выхода
инструмента (элементы 1 и 3 на рис. 17.2 и 2 на рис. 17.3), а также след
инструмента на выходе при фрезеровании зубьев и пазов (элемент 2
на рис. 17.2 и элемент 1 на рис. 17.3).
279
Изображения деталей зубчатых и червячных зацеплений выполняют
на чертежах редукторов, коробок передач по СТ СЭВ 286—76 (ГОСТ
2.402—68).
Если чертеж выполнен на двух и более листах, то на первом листе
в правом нижнем углу помещают основную надпись по форме, пока-
занной на рис. 17.4, а, на последующих — по форме, показанной на
рис. 17.4, б.
В графах основной надписи указывают (номера граф указаны в
скобках):
(/) — наименование изделия (редуктор: цилиндрический, кониче-
ский, червячный, коробка передач. На чертежах деталей —
наименование детали — вал, колесо зубчатое);
°)
№
7 10 73 15— ю 70 50
(2)
(l) * Лит Масса насинив
изм Лист Подо Дата 5_,5 f й'Г 17 (5) 18 (б)
Разраб
Проб
Тконтр Лист (7) Листоб (8)
(10) (У 20 (9)
Нконтр
Утб
Рис. 17.4
(2) — обозначение документа (чертежа редуктора, коробки пере-
дач. На чертежах деталей — вала, колеса зубчатого и др.)
(3) — графу заполняют только на чертежах деталей, записывая
обозначение и номер ГОСТа материала;
(4) — в учебных проектах в левой клетке пишут букву У;
280
Рис. 17.5
(5) — массу изделия, кг (в учебных проектах графу можно не
заполнять);
(6) — масштаб (1:1, 1 : 2, 2 : 1);
(7) — порядковый номер листа (на чертежах, состоящих из одного
листа, графу не заполняют);
(8) — общее количество листов документа, указанного в графе 2
(графу заполняют только на первом листе);
(9) — сокращенное обозначение техникума, шифр группы, уча-
щегося;
в строке «Разраб.» пишется фамилия учащегося, его подпись и
дата; в строке «Пров.» — фамилия преподавателя, его
подпись и дата, остальные строки оставляют свободными.
На чертеже редуктора, коробки передач приводят следующие дан-
ные (иа рис. 17.5 даны два внешних вида редуктора):
а) Габаритные размеры: длина L, ширина В, высота Н.
б) Размеры присоединительных поверхностей, к которым относят
выступающие концы валов и опорные поверхности корпуса. К присое-
27 динительным размерам относятся: диаметры dt, d2 и
длины 1и 1г, диаметры резьб и /И2 выступающих
концов валов, размеры сечений шпонок bxh на них,
или обозначение шлицев, расстояния Ki и /С2 от тор-
цов упорных буртиков (от начала конусной поверх-
ности конических концов валов) до центров отвер-
стий, предназначенных для крепления редуктора к
плите или раме, диаметры da и координаты Со, Сг и
С2 этих отверстий, размеры Blt В3и В3 базовых опор-
ных плоскостей, расстояние йр осей валов до базовой
опорной плоскости.
в) Основные расчетные параметры, характеризу-
ющие передачи: межосевые расстояния aw зубчатых,
червячных передач, делительный диаметр de3 кони-
ческого колеса, числа зубьев zb z2 и модули т зацеп-
ления, ширину колес, углы наклона зубьев, число витков червяка,
г) Сопряженные размеры: диаметры и посадки на валах зубчатых
и червячных колес, шкивов, муфт, подшипников, стаканов, центри-
рующих буртиков крышек подшипников, обозначения шлицевых сое-
динений, размеры и посадки резьбовых соединений, координаты кре-
пежных отверстий в корпусе и крышке и др.
д) Техническую характеристику изделия: общее передаточное чис-
ло, вращающий момент на тихоходном валу, частоту вращения этого
вала, степени точности изготовления зубчатых, червячных передач.
Кроме того, на чертеже редуктора, коробки передач учебного кур-
сового проекта показывают номера позиций сборочных единиц и дета-
лей.
Номера позиций располагают на полках, расположенных парал-
лельно основной надписи чертежа вне контура изображения. Их
группируют в строчку или колонку по возможности на одной го-
ризонтали или вертикали.
Номера позиций наносят на чертеже один раз.
282
Допускается делать общую линию-выноску с вертикальным распо-
ложением номеров позиций для группы крепежных изделий, относя-
щихся к одному и тому же месту крепления (рис. 17.6).
Шрифт номеров позиций должен быть на один-два размера больше,
чем шрифт, принятый для размерных чисел на том же чертеже.
Номерами позиций от 1 до 9 обозначают сборочные единицы, входя-
щие в состав редуктора, коробки передач (червячное колесо в сборе,
корпус сварной, маслоуказатель сборный и др.).
Номерами позиций от 11 до 99 обозначают детали и стандартные
изделия.
§ 2. СОСТАВЛЕНИЕ СПЕЦИФИКАЦИЙ
На проектируемое изделие составляют спецификацию, в которую
записывают все документы курсового проекта.
Спецификацию составляют на отдельных листах формата 11 на
каждую сборочную единицу по формам, показанным на рис. 17.7 и
17.8.
Б 6 8 70 S3 10 22
к S3 р Обозначение Наименование <5 Приме- чание
с;
'Ш8
Л .. л л ..
л ? л v л ' л
и
(2)
ПоОп дата
Разраб (1) лит Лист листав
про/ “гаг (?) ~(8)
U0) (11) (12) (9)
Нкон1р
УтО
Рис. 17.7
Спецификация состоит из разделов, которые располагают в сле-
дующем порядке:
1. Документация (чертеж изделия, расчетно-пояснительная запис-
ка, схемы, графики и др.).
2. Сборочные единицы (колесо червячное в сборе, корпус сварной
и др.).
3. Детали.
4. Стандартные изделия: болты, винты, гайки, подшипники и др.
283
Наименование каждого раздела указывают в виде заголовка в
графе «Наименование» и подчеркивают.
После каждого раздела рекомендуется оставлять 2—3 свободные
строки для возможных дополнительных записей.
Графы спецификации заполняют следующим образом:
а) Графы «Формат» и «Зона» в учебных проектах не заполняют.
б) В графе «Поз.» указывают порядковые номера составных частей,
указанные на полках-выносках чертежа изделия. Разделу «Документа-
ция» номера позиций не присваивают.
в) В графе «Обозначение» записывают обозначение документа.
В раздел «Документация» — обозначение чертежа редуктора, коробки
передач, оббзначение расчетно-пояснительной записки и др.
В разделе «Сборочные единицы» — обозначение сборочных еди-
ниц, входящих в редуктор, коробку передач, например: «Колесо чер-
вячное», «Маслоуказатель» и др.
В разделе «Детали» — обозначение чертежей деталей — валов,
колес, крышек и т. д.
В разделах «Стандартные изделия» и «Материалы» графу «Обозна-
чение» не заполняют.
г) В графу «Наименование» записывают:
В разделе «Документация» наименование документа, например:
«Чертеж общего вида», «Расчетно-пояснительная записка» и др.
В разделах «Сборочные единицы» и «Детали» записывают их наиме-
нования так, как они даны в основной надписи на чертежах.
д) В графе «Кол.» указывают количество сборочных единиц или
деталей на одно изделие.
В разделе «Материалы» записывают общее количество материалов
на одно изделие с указанием единиц измерения.
е) В графе «Примечание» записывают дополнительные сведения
по усмотрению конструктора.
284
Внизу спецификации располагают'основную надпись (см. рис. 17.7),
в графах которой (7), (2), (4), (7), (8) и (9) делают такие же записи, как
и в графах основной надписи чертежа общего вида (см. рис. 17.4).
(2) (3) (4) (5)
Рис. 17.9
В учебных проектах обозначение конструкторских документов со-
стоит из следующих элементов (рис. 17.9) (позиции указаны в прямо-
угольниках, в скобках):
В поз. 1 записывают обозначение задания на курсовой проект и
номер варианта задания.
В поз. 2 — порядковый номер от 1 до 9 основной сборочной едини-
цы (например, 1 — рама, плита, 2 — редуктор, коробка передач, 3 —
специальная соединительная муфта, 4 — приводная станция ленточ-
ного, пластинчатого транспортера, испытательная машина и т. д.).
В поз. 3 записывают порядковый номер от 1 до 9 сборочных единиц,
входящих в состав основных сборочных единиц (червячное колесо в
сборе, корпус сварной, крышка корпуса сварная, маслоуказатель со-
ставной, отдушина составная и др.).
В поз. 4 и 5 записывают от 01 до 99 обозначение чертежей деталей.
Детали группируют по типам: корпус, крышка корпуса, валы,
втулки, колеса, крышки подшипников и т. д.
Стандартные изделия также группируют по типам и записывают в
алфавитном порядке, например: болты, винты, гайки, манжеты, под-
шипники, шпонки, штифты и т. д.
В обозначениях конструкторских документов между поз. 1 и 2, 3
и 4, 5 (см. рис. 17.9) ставят разделительные точки.
Допустим, что редуктору червячному в сварном корпусе присвоили
порядковый номер 2. Тогда обозначения конструкторских документов
могут быть следующими:
Спецификации
20.00. сп. «Редуктор червячный»
21.00. сп. «Червячное колесо» (в сборе)
22.00. сп. «Корпус»
23.00. сп. «Крышка корпуса»
24.00. сп. «Отдушина»
Документация
20.00. ВО «Редуктор червячный, чертеж общего вида»
20.00. РЗ «Расчетно-пояснительная записка»
20.00. СА «Схема алгоритма» (при расчете передачи на ЭВМ)
20.00. ГВ «Графики вариантов» (при расчете передачи на ЭВМ)
285
Сборочные единицы
21.00 «Червячное колесо»
22.00 «Корпус»
23.00 «Крышка корпуса»
24.00 «Отдушина»
Детали
20.01 «Вал»
20.02 «Втулка»
20.03 «Втулка»
и т. д.
Стандартные изделия
Болт М12Х 20.69
Болт М16Х63.69
Винт МЮх 18.66
Подшипник 208
ГОСТ 7798—70
ГОСТ 7798-70
ГОСТ 1491—72
ГОСТ 8338—57
и т. д.
§ 3. СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ
Расчетно-пояснительную записку выполняют на стандартных лис-
тах формата 11. Титульный лист расчетно-пояснительной записки
оформляется по рис. 17.10. Листы текстовой части записки выполняют
по формам, приведенным на рисунках: первый лист — рис. 17.11,
последующие листы — рис. 17.12.
В графах основной надписи указывают:
в графе (рис. 17.11) — название документа, т. е. «Расчетно-пояс-
нительная записка»,
в графе 2 (рис. 17.11, 17.12) — обозначение документа.
Остальные графы заполняют так же, как графы основной надписи,
приведенной на рис. 17.4.
Расстояние от рамки листа до границ текста рекомендуется остав-
лять: в начале строк не менее 3 мм.
Расстояние от верхней или нижней строки текста до верхней или
нижней внутренней рамки должно быть не менее 10 мм. Слева от края
листа до рамки оставляют поле 20 мм для подшивки.
Расчетно-пояснительная записка должна содержать:
1. Задание на проект.
2. Кинематические расчеты (подбор электродвигателя, определение
угловых скоростей валов и передаточных чисел).
3. Определение вращающих моментов на валах.
4. Расчет передач зубчатых, червячных, ременных, цепных.
5. Определение диаметров валов по приближенным зависимостям.
6. Расчет соединений с натягом, шпоночных и шлицевых соедине-
ний. Подбор посадок.
7. Составление расчетных схем валов. Определение опорных реак-
ций. Определение эквивалентных напряжений в опасных сечениях
валов и сравнение их с допускаемыми. Расчет одного, наиболее на-
груженного вала на усталость.
286
8. Расчет подшипников качения.
9. Тепловой расчет червячного редуктора.
10. Описание способов регулирования осевого положения чер-
вячного и конических колес и регулирования зазоров в подшипниках
качения.
Наименование техникума
Название изделия
(Редуктор, тип, коробка передач)
Назбание документа
(Расчетно-пояснительная записка)
Обозначение расчетно-пояснительнои записки
(ДП16.03.0000 Р 3)
Учащийся (__________)( )( У Группа
Фамилия И 0. Подпись Дата (индекс)
Проверил (__________) ( ) ( )
Фамилия п.о. Подпись Дата
198...
Рис. 17.10
11. Расчет ответственных нагруженных соединений (штифтов,
передающих вращающий момент, нагруженных сварных соединений
и др.).
12. Выбор смазочного материала и способа смазывания деталей пе-
редач и подшипников качения.
13. Подбор муфты.
14. Список использованной литературы.
15. Оглавление.
Расчетно-пояснительную записку оформляют в соответствии с
ЕСКД. Содержание записки разбивают на разделы и пункты, обозна-
чаемые арабскими цифрами. Нумерация пунктов дается в пределах
каждого раздела.
Примерное содержание разделов и пунктов.
1. Кинематические расчеты.
287
1.1. Подбор электродвигателя.
1 2. Угловые скорости и передаточные числа.
2. Вращающие моменты на валах (могут быть написаны без раз-
деления на пункты).
Рис. 17.11
10
10
23
110
7
15
10
(2)
(7)
Дата
Рис. 17.12
изм
(15)
Лисп
(16)
ПтТГ
' По
(16)
Лиа
3. Расчеты передач.
3.1. Выбор материала и термообработки.
3.2. Допускаемые напряжения.
3.3. Межосевые расстояния.
3.4. Модуль передач.
3.10. Силы в зацеплении
и т. д.
Номер раздела и пункта разделяют точкой. В конце номера пункта
также ставится точка.
Наименования разделов записываются в виде заголовков. Точку
в конце заголовка не ставят. Переносы слов в заголовках не допуска-
ются.
В тексте расчетно-пояснительной записки даются ссылки на ис-
пользуемые источники. После написания использованных данных
(формулы, коэффициенты и др.) записывают в скобках, порядковый
288
номер источника (учебник, справочник), приведенного в списке ис-
пользованной литературы, и номер страницы, где эти данные приведе-
ны, например: «Значение коэффициента Кт=5,8 ([9]).
Сокращение слов в тексте записки не допускается, за исключением
общепринятых, например: и т. д. мм, Н, Па и др.
Каждый расчет должен содержать:
1. Заголовок с указанием, какую деталь рассчитывают н на какой
вид работоспособности (прочность, жесткость).
2. Расчетную схему с указанием сил, эпюр моментов и всех разме-
ров, используемых в расчете. Эпюры моментов, расположенные в раз-
ных плоскостях, желательно выполнять разным цветом.
3. Наименование выбранного материала с указанием его термиче-
ской обработки и характеристик механических свойств.
4. Допускаемые напряжения с указанием использованной литера-
туры.
5. Расчет и заключение по результатам расчета.
При оформлении расчета записывают расчетную формулу со ссыл-
кой на источник и страницу, где приведена заимствованная формула.
Затем приводят расшифровку обозначений, входящих в формулу.
Расшифровку каждого обозначения дают с новой строки в той же после-
довательности, в какой они приведены в формуле. Первая строка рас-
шифровки должна начинаться со слов «где» без двоеточия после него,
например:
т > —ffi'”7*... /г 1 с)
m^d2&2[a]F’ " -I’ с->
где Кт — коэффициент; Km=5,8([ J, с.); Т2 — вращающий момент
на колесе, 7\=1700 Н-м; d2 — делительный диаметр колеса, d2=
=0,24 м; &2 — ширина колеса, &2=0,063 м; [o]F— допускаемое на-
пряжение изгиба, [o]F2=293 МПа; [о]/а=370 МПа.
Каждый символ расшифровывается в записке один раз.
После этого подставляют в расчетную формулу числовые значения
в том же порядке, в котором они приведены в формуле, например:
2-5,8-1700 г, лллле,
т 0,24.0,063-2,93- 1QS -’°’004451 М.
Полученные расчетом размеры деталей следует округлять, где это
возможно, до стандартных значений, приведенных в табл. 18.1.
В расчетно-пояснительной записке приводят расчетные схемы,
эпюры моментов, эскизы. Их нумеруют арабскими цифрами в пределах
всей записки, например: рис. 1, рис. 2, рис. 3... Ссылки на них в тексте
дают по типу (рис. 8); (рис. 12) и т. д. Ссылки на ранее упомянутые
иллюстрации дают в следующем виде: (см. рис. ...).
Г it в а 18
СПРАВОЧНЫЕ ТАБЛИЦЫ
Нормальные линейные размеры
Таблица 18.1
3,2 10 32 100 320 5,6 18 56 180 560
3,4 10,5 34/35 105 340 6,0 19 60/62 190 600
3,6 11 36 НО 360 6,3 20 63/65 200 630
3,8 11,5 38 120 380 6,7 21 67/70 210 670
4,0 12 40 125 400 7,1 22 71/72 220 710
4,2 13 42 130 420 7,5 24 75 240 759
4,5 14 45/47 140 450 8,0 25 80 250 800
4,8 15 48 150 480 8,5 26 85 260 850
5,0 16 50/52 160 500 9,0 28 90 280 900
5,3 17 53/55 170 530 9,5 30 95 300 950
Примечание. Под косой чертой приведены размера посадочных мест для подтип*
ников качения.
Значения допусков
мкм
Таблица 18.2
сх
А
О
§
99
Квалитетн
Свыше
»
3
6
10
18
30
50
80
120
180
250
315
400
до
»
»
в
6
10
18
30
50
80
120
180
250
315
400
500
2,5
2,5
3
4
4
5
6
8
10
12
13
15
4
4
5
6
7
8
10
12
14
16
18
20
5
6
8
9
11
13
15
18
20
23
25
27
8
9
11
13
16
19
25
29
32
36
40
12
15
18
21
25
30
35
40
46
57
63
18
22
27
33
39
46
54
63
72
81
89
97
30
36
43
52
62
74
87
100
10
11
12 13
15
16
17
480
580
700
840
1000
1200
1400
1600 2500
1850 2900
2100
2300
2500
1200
1500
1800
2100
2500
3000
3500
4000
4600
5200
15700
16300
750
900
1100
1300:
1600:
1900:
1200;
120
150:
180:
1301210;
160 250;
300460
350
400
290460
520
570
630
75
90
НО
48
58
70
84
100
120
140 220
160250
115 185
210320
230 ‘
130
140
155250
190
360
400
180
220
270
330
390
540
630
720
810
890
970
300
360
430
520
620
740
870
1000
1150
1300
1400
1550
3600
4000
х
х
v
»
»
3
4
б
6
7
8
9
Н
я
к
к
а
в
Таблица 18.3
Значения допусков t (из СТ СЭВ 302—76)
Класс точности Интервалы размеров
до 3 свыше 3 до 6 свыше 6 до 30 свыше 30 до 120 свыше 1 30 до 315 свыше 315 до 1000
Точный 0,1 0,1 0,2 0,3 0,4 0,6
Средний о,2 0,2 0,4 0,6 1,0 1,6
Грубый 0,3 0,4 1,0 1,6 2,4 4,0
Очень грубый 0,3 1.0 2,0 3,0 4,0 6,0
290
Таблица 18,4
Болты с шестигранной
уменьшенной головкой
(из ГОСТ 7808—70)
мм
а S н D 1 Л
8 12 5 13,2 8...60 4=1 1в=22 при К 25 1^30
10 14 6 15,5 10...80 1о = 1 /о =26 кзо 12э35
12 17 7 18,9 14...100 /0=1 1в=30 » » К 30 /2э35
16 22 9 24,5 20...120 1о = / /о = 38 » К 40 12^45
20 27 11 30,2 25...150 1о = / Z0 = 46 /<50 1^55
24 32 13 35,8 35...150 /о==/ /0==54 » 1 < 60 65
Размер I в указанных пределах брать из следующего ряда чисел: 10, 12,
14, 16 , 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75, 80, 90, 100, ПО, 120, 130,
140, 150 мм.
Пример условного обозиачеиня болта диаметром резьбы <1=12 мм, длиной
1=60 мм, класса прочности 5.8: Болт М12x60. 58 ГОСТ 7808—70.
t Таблица 18.5
ШПИЛЬКИ (ИЗ 1 ОС 1 22Uu4" 7о)
ММ
X Г-
t
d 8 10 12 16 20
h 8; 10; 16 10; 12; 20 12; 15; 24 16; 20; 32 20; 25; 40
i
16 12 12 — — —
20 16 16 — — —
25 18 18 18 — —
291
Продолжение табл. 18.5
d 8 10 12 16 20
30 22 22 22 ~~ —
35 22 26 26 26 —
40 22 26 30 30 30
45 22 26 30 34 34
50 22 26 30 38 38
55 22 26 30 38 42
60 до 150 22 26 30 38 46
Размер I от 60 до 150 брать из ряда чисел: 60; 65, 70; 75; 80; 90; 100; ПО;
120; 130; 140; 150 мм.
Пример условного обозначения шпильки с диаметром резьбы d—16 мм,
длиной шпильки 7 = 120 мм, длиной резьбового конца 1В=38 мм, длиной
20
11=20 мм, класса прочности 5.8: Шпилька М16 120-^-58 ГОСТ 22034—76.
Таблица 18.6
Винты с цилиндрической головкой
(из ГОСТ 1491—72)
мм
d D Н 1 h
6 10 4 8...50 lB—l при Z<20 4 = 18 » 7 5s 25
8 13 5 12...60 lB = l » /<25 4=22 » 7э=30
10 16 6 20...70 4=1 » / < 30 1в = 26 » / 35
12 18 7 25...80 Iq~1 » Z^30 /о *= 30 з I 35
292
Продолжение табл. 18.6
d D н г 1.
16 24 9 30...90 lt=l « 1<40 4=38 » />45
20 30 11 40...120 4=1 » 1<50 4=46 » 1^55
Размер I н указанных пределах брать из ряда чисел, приведенного н
табл. 18.4.
Пример условного обозначения винта диаметром резьбы d = 12 мм, длиной
1 = 50, класса прочности 5,6; Винт М12Х50.56 ГОСТ 1491—72.
Таблица 18.7
Винты с цилиндрической
головкой и шестигранным
углублением «под ключ»
(из ГОСТ 11738—72)
мм
d D н 1 1>
6 10 6 10...50 1^—1 при 1 <20 4= 18 при 15=25
8 13 8 12...60 4=1 » 1 < 25 4 = 22 » 15=30
10 16 10 16...70 1а — 1 » 1 < 30 4 = 26 » 1 5= 35
12 18 12 20...80 4 = 1 » 1 < 30 4 = 30 » 1^35
16 24 16 25...100 4 = 1 » /<40 4=38 » /5=45
20 30 20 30...120 4 = 1 » 1 < 50 4=46 » 15=55
24 36 24 35...120 4 = 1 » 1 < 60 4 = 54 » Z 2== 65
Размер I в указанных пределах брать из ряда чисел, приведенных в
табл. 18.4,
Пример условного обозначения винта диаметром резьбы <1=12 мм, длиной
1=40 мм, класса прочности 6,8: Винт ШЗ'МО.оЗ ГОСТ 11738—72,
293
Таблица 18.8
Винты установочные со шлицем! с коническим концом (из ГОСТ 1476—75);
с цилиндрическим концом (из ГОСТ 1478—75)
45*
^2
Рис. 1 Рис. 2
Общие размеры ПоГОСТ 1476—75 (рис. I) По ГОСТ 1478—75 (рис. 2)
d ъ ь 0 1, 1 от... до d, Г не более 1, от, .. до
5 0,8 1,8 1,0 6-25 3,5 0,3 2,5 8—25
6 1,0 2,0 1,0 2,5 8—30 4,5 0,4 3,0 10-35
8 1,2 2,5 1,6 3,0 10—40 6,0 0,4 4,0 12-40
10 1,6 3,0 1,6 4,0 12-50 7,5 0,5 4,5 12-50
12 2,0 3,5 1,6 5,0 12-50 9,0 0,6 6,0 16—50
Ряд длин I и /2: 6, 8, 10, 12, 14, 16, 20, 25 , 30, 35, 40, 45, 50.
Пример условного обозначения нинта с цилиндрическим концом диаметром
резьбы d=10 мм, длиной 1=25 мм, класса прочности 5.6: Винт M10y.25.56
ГОСТ 1478—75.
Таблица 18.9
Отверстии под установочные винты (по ГОСТ 12415—66)
294
Таблица 18.10
Гайки шестигранные с уменьшенным размером «под ключ» (из ГОСТ 2524—70)
мм
d 8 10 12 16 20 24
S 12 14 17 22 27 32
D 13,2 15,5 18,9 24,5 30,2 35,8
И 6,5 8 10 13 16 19
Пример условного обозначения гайки диаметром резьбы </ = 12 мм: Гайка
М12 ГОСТ 2524—70.
Шайбы пружинные (из ГОСТ 6402—70)
мм
Таблица 18.11
Номиналы! ые диаметры резьбы болта, винта, шпильки d s=i> Номинальные диаметры резьбы болта, винта, шпильки d s=4>
6 6,1 1,6 16 16,3 4,0
8 8,1 2,0 20 20,5 5,0
10 10,1 2,5 24 24,5 6,0
12 12,1 3,0
Пример условного обозначения пружинной шайбы для болта, винта,
шпильки диаметром резьбы 12 мм из стали 65Г: Шайба 1265 Г ГОСТ 6402—70.
Таблица 18,12
Гайки круглые шлицевые
(из ГОСТ 11871—73)
мм
Резьба D Di н ъ ь
М20Х1.5* 34 27 8 5 2,5 1,0
М22Х1,5 38 30 10 5 2,5 1,0
М24Х1.5* 42 33 10 5 2,5 1,0
М27Х1.5 45 36 10 5 2,5 1,0
М30Х1.5 48 39 10 5 2,5 1,0
295
Продолжение табл, 18.12
Резьба D н Ь ь с<
МЗЗХ1.5 52 42 10 6 3,0 1,0
М36Х1.5* 55 45 10 6 3,0 1,0
М39Х1.5 60 48 10 6 3,0 1,0
М42Х1.5* 65 52 10 6 3,0 1,0
М45Х1.5 70 56 10 6 3,6 1,0
М48Х1.5* 75 60 12 8 4,0 1,0
М52Х1.5 80 65 12 8 4,0 1,0
М56х2,0» 85 70 12 8 4,0 1,6
М60Х2.0 90 75 12 8 4,0 1,6
М64Х2.0* 95 80 12 8 4,0 1,6
М68Х2.0 100 85 15 10 5,0 1,6
М72х2,0» 105 90 15 10 5,0 1,6
М76Х2.0 НО 95 15 10 5,0 1,6
М80Х2.0* 115 100 15 10 5,0 1,6
М85Х2.0 120 105 15 10 5,0 1,6
Примечание. Предпочтительные размеры отмечены звездочкой <*».
Пример условного обозначения гайки диаметром резьбы d=64 мм: Гайка
М64Х2 ГОСТ 11871—73.
Таблица 18,13
Стопорные миоголапчатые шайбы
(из ГОСТ 11872—73)
мм
Резьба, d di D Dt l b h s
М20Х1.5 20,5 37 27 17 4,8 4 l.o
М22Х1.5 22,5 40 30 19 4,8 4 l.o
М24х1,б 24,5 44 33 21 4,8 4 1,0
М27Х1.5 27,5 47 36 24 4,8 5 1,0
М30х1,5 30,5 50 39 27 4,8 5 1,0
МЗЗХ1.5 33,5 54 42 30 5,8 5 1,6
М36Х1.5 36,5 58 45 33 5,8 5 1,6
МЗЭХ1.5 39,5 62 48 36 5,8 5 1,6
М42Х1.6 42,5 67 52 39 6J& 5 1.6
296
Продолжение табл. 18.13
Резьба, d D Dx l Ь h s
М45Х1.5 45,5 72 56 42 5,8 5 1.6
М48Х1.5 48,5 77 60 45 7,8 5 1.6
М52Х1.5 52,5 82 65 49 7,8 6 1.6
М56Х2.0" 57,0 87 70 53 7,8 6 1,6
М60х2,0 61,0 92 75 57 7,8 6 1,6
М64Х2.0 65,0 97 80 61 7,8 6 1.6
М68Х2.0 69,0 102 85 65 9,5 6 1,6
М72Х2.0 73,0 107 90 69 9,5 7 1,6
М76Х2.0 77,0 112 95 73 9,5 7 1,6
М80 х2,0 81,0 117 100 76 9,5 7 1,6
М85Х2.0 86,0 122 105 81 9,5 7 1,6
Пример обозначения шайбы для гайки круглой шлицевой с резьбой М64Х2:
Шайба 64 ГОСТ 11812—73.
А-А
Таблица 18.14
Канавки под язычок стопорной
шайбы
мм
Резьба d at найм а» иаим иаим dt наиб
М20Х1.5 6 2 3,5 1,0 16,5
М22Х1.5 6 2 3,5 1,0 18,5
М24Х1.5 6 2 3,5 1,0 20,5
М27Х1.5 6 3 4,0 1,5 23,5
МЗОХ1.5 6 3 4,0 1,5 26,5
МЗЗХ1.5 6 3 4,0 1,5 29,5
М36Х1.5 6 3 4,0 1,5 32,5
М39Х1.5 6 3 4,0 1,5 35,5
М42Х1.5 8 3 5,0 1,5 38,5
М45Х1.5 8 3 5,0 1,5 41,5
Резьба d я. найм а» иаим О* иаим dt наиб
М48Х1.5 8 3 5,0 1,5 44,5
М52Х1.5 8 3 5,0 1,5 48,0
М56Х2.0 8 3 5,0 1,5 52,0
М60Х2.0 8 3 6,0 1,5 56,0
М64Х2.0 8 3 6,0 1,5 60,0
М68Х2.0 8 3 6,0 1,5 64,0
М72х2,0 10 5 6,0 1,5 68,0
М76Х2.0 10 5 6,0 1,5 72,0
М80Х2.0 10 5 6,0 2,0 75,0
М85Х2.0 10 5 6,0 2,0 80,0
297
Таблица 18.15
Концевые шайбы (из ГОСТ 14734—69)
ШайФа
Обозначе- ние D н 04 © -н d С 4г «О з 1 к Болт по ГОСТ 7798—70 Штифт по ГОСТ 3128—70
7019—0623 7019—0625 7019—0627 7019—0629 7019—0631 7019-0633 32 36 40 45 50 56 5 9 10 10 12 16 16 6,6 4,5 1,0 24...28 28...32 32...36 36...40 40...45 45...50 Мб 4 18 12 М6Х16 4и8х12
7019—0635 7019—0637 7019—0639 7019-0641 7019—0643 63 67 71 75 85 6 20 20 25 25 28 9,0 5,5 1,6 50...55 55...60 60...65 65...70 70...75 М8 5 22 16 М8Х20 5и8Х 16
Пример условного обозначения концевой шайбы 0 = 50 мм: Шайба 7019—
0630 ГОСТ 14734—69.
<11:50
Таблица 18.16
Штифты конические (из ГОСТ 3129—70)
мм
d 6 8 10 12
I 20...40 25...50 30...60 35...70
Размер I и заданных пределах брать из ряда чисел, приведенных в
табл. 18.4.
Пример условного обозначения конического штифта d=10 мм, 1=50 мм:
Штифт 10x50 ГОСТ 3129—70.
298
Таблица 18.17
Штифты конические с внутренней резьбой
(из ГОСТ 9464—70)
мм
<ЗГ:№
d 8 10 12 16
di М5 Мб М8 М10
h 9 10 12 16
I 25...50 30...60 35...70 40...80
Размер I н заданных пределах брать из ряда чисел, приведенных в
табл. 18.4.
Пример условного обозначения конического штифта с внутренней резьбой и
размерами штифта d=10 мм, I = 60 мм: Штифт 10у.60 ГОСТ 9464—70.
Таблица 18.18
Штифты цилиндрические (из ГОСТ 3128—70)
мм
d 6 8 10 12 16
— -tj С 1 1,2 1,6 1,6 2
1 1 20...40 25...50 30...60 35...70 40...80
Размер I в заданных пределах брать из ряда чисел, приведенных в
табл. 18.4.
£99
Таблица 18,19
Шпонки призматические
(из СТ СЭВ 189-75)
мм
Диаметр вала d Сечение шпонки Фаска Глубина паза Длина|
Ь ь вала 6 ступицы h
Свыше 12 до 17 5 5 0,25.,.0,4 3 2,3 10...56
» 17 » 22 6 6 3,5 2,8 14...70
» 22 » 30 8 7 0,4...0,6 4 3,3 18...90
» 30 » 38 10 8 5 3,3 22...НО
» 38 » 44 12 28...140
» 44 » 50 14 9 5,5 3,8 36...160
> 50 » 58 16 10 6 4,3 45...180
» 58 » 65 18 11 7 4,4 50...200
» 65 » 75 20 12 0,6...0,8 7,5 4,9 56...220
» 75 » 85 22 14 9 5,4 63...250
» 85 » 95 25 70...280
Длины призматических шпоиок I выбирают из следующего ряда: 10; 12; 14;
16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; ПО; 125; 140;
160; 180; 200; 220; 250 мм.
Пример обозначения пшоики размерами 6= 18 мм, h—11 мм, 1= 110 мм:
Шпонка 18x11X110 СТ СЭВ 189-75.
300
Таблица 18.20
Соединения шлицевые прямобочные (из СТ СЭВ 188—75)
мм
Основ- ные раз- меры d
18 21 23 26 28 32 36 42 46 52 56 62 72 82 92 102
Легкая серия
D
г
Ъ
f
26
6
6
0,3
30
6
6
0,3
32
6
7
0,3
36
8
6
0,4
40
8
7
0,4
46
8
8
0,4
50
8
9
0,4
58
8
10
0,5
62
8
10
0,5
68
8
12
0,5
78
10
12
0,5
88
10
12
0,5
98
10
14
0,5
108
10
16
0,5
Средняя серия
D
г
Ь
f
22
6
5
0,3
34
6
7
0,4
38
8
6
0,4
42
8
7
0,4
48
8
8
0,4
54
8
9
0.5
60
8
10
0,5
65
8
10
0,5
72
8
12
0,5
82
10
12
0,5
92 102
10 10
12 14
0,5 0,5
112
10
16
0,5
Тяжелая серия
D 23 26 29 32 35 40 45 52 56 60 65 72 82 92 102 115
г 10 10 10 10 10 10 10 10 10 16 16 16 16 20 20 20
b 3 3 4 4 4 5 5 6 7 5 5 6 7 6 7 8
f 0,3 о,з 0,3 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5
Таблица 18.21
Соединения шлицевые эвольвентные (из СТ СЭВ 269—76)
мм
Номинальный диаметр, D
Модуль т 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95 100
Число зубьев z
0,8 1,25 2,0 3,0 5,0 23 14 30 18 36 22 26 16 30 18 34 21 38 24 26 17 28 18 31 20 34 22 36 24 38 25 27 15 28 16 30 18 32 18
301
Таблица 18.22
Кольца пружинные упорные плоские наружные эксцентрические
(нз ГОСТ 13942—80) и канавки для них
мм
Диаметр вала d Канавка Кольцо
В гиаиб Допускае- мая осевая сила, кН S ь 1
20 18,6 1,4 0,1 10 1,2 3,2 3
22 20,6 11
23 21,5 12
24 22,5 13 3,6
25 23,5 14
26 24,5 14 4,0
28 26,5 16
29 27,5 16
30 28,5 17
32 30,2 21 4,4
34 32,2 22
35 33,0 26 4,9
36 34,0 27
37 35,0 28
38 36,0 29
302
Продолжение табл. 18.22
Диаметр вала d Кававка Кольцо
в гнаиб Допускае- мая осевая сила, кН 8 ь 1
40 37,5 1,9 0,2 38 1,7 5,5 6
42 39,5 39
45 42,5 42
46 43,5 43
48 45,5 45
50 47,0 2,2 57 2,0 6,0
52 49,0 59
54 51,0 61
55 52,0 62
56 53,0 64
58 55,0 66 6,5
60 57,0 68
62 59,0 71
65 62,0 2,8 0,3 74 2,5
68 65,0 78 7,0
70 67,0 80
72 69,0 82
75 72,0 86 8,0
13912^80^ °®означения кольца для вала диаметром 4=30 мм: Кольцо 30 ГОСТ
303
Таблица 18.23
Кольца пружинные упорные плоские внутренние эксцентрические
(по ГОСТ 13941—80) и канавки для них
мм
Диаметр отверстия d Канавка Кольцо
в гнаяб Допускаемая осевая сила, кН S ь 1
40 42,5 1.9 0,2 40 1,7 4,2 12
42 44,5 42
45 47,5 45 14
46 48,5 45 4,5
47 49,5 47
48 50,5 48
50 53,0 60
52 55,0 62 5,1 16
54 57,0 64
55 58,0 66
56 59,0 67
58 61,0 69
60 63,0 72
62 65,0 74
65 68,0 78
304
Продолжение табл. 18.23
Диаметр отверстия d Канавка Кольцо
d, В гнаиб Допускаемая осевая сила, кН S b 1
68 71,0 81
70 73,0 84 6,1
72 75,0 86 13
75 78,0 89
78 81,0 2,2 93 2,0
80 83,5 112
82 85,5 114
85 88,5 118 20
88 91,5 123
90 93,5 125 7,3
92 95,5 128
95 98,5 133
98 101,5 137
100 103,5 139
102 106 2,8 0,3 163 2,5 22
105 109 168
108 112 173 8,5
ПО 114 175
112 116 178
115 119 183
120 124 191
125 129 198 9,7
130 134 206 24
Пример обозначения Кольца для отверстия d=50 мм: Кольцо 50 ГОСТ
13941—80.
305
Таблица 18.24
Кольца пружинные упорные
плоские наружные
концентрические
и канавки для них
(из ГОСТ 13940—80)
мм
Диаметр вала d Кольцо Канавка Допуска- емая осе- вая на- грузка, кН
а, S ь 1 Г
20 18,2 1,2 3,2 5,0 18,6 1,4 0,1 10,4
22 20,2 28,6 11,5
23 21,1 21,5 12,5
24 22,1 22,5 13,4
25 23,1 23,5 14,0
26 24,0 4,0 6,0 24,5 14,5
28 25,8 26,5 15,7
29 26,8 27,5 16,6
30 27,8 28,5 16,9
32 29,5 30,2 21,6
34 31,4 32,2 22,0
35 32,2 5,0 6,0 33,0 26,2
306
Продолжение табл. 18.24
Диаметр вала d Кольцо Канавка Допуска- емая осе** вая на- грузка, кН
d, S ь 1 di Г
36 33,0 1,7 5,0 8,0 34,0 1,9 0,2 26,9
37 34,0 35,0 27,7
38 35,0 36,0 28,4
40 36,5 37,5 38,2
42 38,5 39,5 39,0
45 41,5 42,5 42,0
46 42,5 43,5 43,0
48 44,5 45,5 45,0
50 45,8 2,0 6,0 8,0 47,0 55,9
52 47,8 49,0 2,2 58,3
54 49,8 51,0 60,5
55 50,8 2,0 6,0 8,0 52,0 61,7
56 51,8 53,0 62,9
58 53,8 55,0 65,1
60 55,8 2,0 6,0 10,0 57,0 67,5
62 57,8 59,0 69,8
65 60,8 2,5 7,0 10,0 62,0 73,3
68 63,6 65,0 2,8 0,3 76,7
70 65,6 67,0 79,0
72 67,6 69,0 81,3
75 70,6 72,0 84,8
Пример условного обозначения пружинного упорного плоского концентри-
ческого кольца группы плоскостности А для диаметра отверстия d=30 мм из
стали марки 65Г с кадмиевым покрытием толщиной 15 мкм, хромированным:
Кольцо АЗО 65Г кд 15 хр ГОСТ 13940—80.
307
Таблица 18.25
Кольца пружинные упорные
плоские внутренние
концентрические
и канавки для них
(нз ГОСТ 13941-80)
Дт Ьь бмн
мм
Диаметр отверстия d Кольцо Канавка Допуска- емая осе- вая на- грузка, кН
а, S ь 1 bi Г
40 43,5 1,7 4,0 12,0 42,5 1,9 0,2 39,7
42 45,5 44,5 42,2
45 48,5 14,0 47,5 44,4
46 49,5 48,5 44,8
47 50,6 49,5 46,3
48 51,6 50,5 47,3
50 54,2 53,0 59,5
52 56,2 5,0 16,0 55,0 61,7
54 58,2 57,0 63,5
55 59,2 58,0 65,2
56 60,2 59,0 66,2
58 62,2 61,0 68,2
60 64,2 63,0 71,1
62 66,2 65,0 73,3
308
Продолжение табл. 18.25
Диаметр отверстия d Кольцо Канавка Допускав* мая осевая нагрузка^ кН
di S ъ 1 di ft. 9
65 69,2 68,0 76,7
68 72,5 71,0 80,2
70 74,5 73,0 82,6
72 76,5 18,0 75,0 84,8
75 79,5 78,0 88,3
78 82,5 2,0 6,0 81,0 2,2 91,7
80 85,5 83,5 109,9
82 87,5 85,5 112,7
85 90,5 2,0 6,0 20,0 88,5 116,7
88 93,5 91,5 120,7
90 95,5 93,5 123,4
92 97,5 95,5 126,4
95 100,5 98,5 130,9
98 103,5 101,5 134,8
100 105,5 103,5 136,8
102 108,0 2,5 7,0 22,0 106,0 2,8 0,3 160,0
105 111,0 109,0 164,8
108 114,0 112,0 170,2
110 116,0 114,0 172,5
112 118,0 116,0 175,3
115 121,5 119,0 180,0
120 126,5 124,0 187,0
125 131,5 129,0 194,8
130 136,5 24,0 134,0 203,0
Пример условного обозначения пружинного упорного плоского концентри»
ческого кольца группы плоскостности А для диаметра отверстия d—47 мм из
стали марки 65Г с кадмиевым покрытием толщиной 15 мкм, хромированным!
Кольцо А 41 65 Г кд 15 хр ГОСТ 13941—80.
309
Тип 1 Тип 2.
Таблица 18.26
Резиновые армированные манжеты для
валов (из ГОСТ 8752—79)
Диаметр вала d D» h„ не более Диаметр вала d Di hi. не более
1-й ряд 2-й ряд 1-й и 2-й ряды 1-й ряд 2-й РЯД 1-й и 2-й ряды
20 40 35 8 12 32 58 60 45 10 10 14 14
37 50
38 35 47
42 10 14 50
21 37 8 12 55
42 10 14 57
22 35 8 12 36 52
42 10 14 55
24 42 55
45 38 60
25 42 40 8 12 62
45 10 14 40 55
26 45 40 8 12 58
47 42 62 62
28 — 45
65
47 44 45 65 68
50
62
30 52 45 65
47
62
50 70
310
Продолжение табл. 18.26
Диаметр вала d о, hi ^2’ не более Диаметр вала а Di не более
1-й ряд 2-й ряд 1-й и 2-й ряды 1-й ряд 2-й РЯД 1 -й и 2-й ряды
48 65 70 65 62 — 80 10 14
72 82
50 72 85
75 90 12 16
80 12 16 63 90 — 10 14
10 14 65 95
52 75 72
80 12 16 67 — 90 12 16
55 80 75 10 14 68 — 90
12 16
82 95
56 — 10 14 70 95 100
71 95
58 75 — 10 14
82 12 16 75 100 —
60 85 80 102 12 16
82
Пример обозначения манжеты типа 1 для вала диаметром d = 50 мм, с на-
ружным диаметром Di = 7Q мм: Манжета 1—dOyJO ГОСТ 8752—79.
Таблица 18.27
Стальные уплотнительные шайбы
(мм)
Диаметры подшипника Общие размеры Исполнение I Исполнение II
d D S h О. d dt ^2 D D,
20 47 2 41,2 20 29 25,7 47 37
52 44,8 33 27,2 52 40
311
Продолжение табл. 18.27
Диаметры подшипника Общие размеры Исполнение I Исполнение II
d D S Ь о, d dt <4 D D,
25 52 0,3 2,5 47 25 36 31,5 52 42
62 54,8 40 32,2 62 47
30 62 56,2 30 44 36,3 62 47
72 64,8 48 37,2 72 56
35 72 64,8 35 48 43 72 56
80 70,7 54 45 80 65
40 80 3 3,5 72,7 40 57 48 80 62
90 80,5 60 51 90 70
45 85 77,8 45 61 53 85 68
100 90,8 75 56 100 80
50 90 82,8 50 67 57,5 90 73
ПО 98,9 80 62 ПО 86
55 100 90,8 55 75 64,5 67 100 80
120 108 89 120 93
60 110 100,8 60 85 70 по 85
130 117,5 95 73 130 102
65 120 110,5 65 90 74,5 120 95 "
140 0,5 127,5 100 72,5 140 110
70 125 0,3 115,8 70 95 79,5 125 102
150 0,5 137 110 82,6 150 120
75 130 120,5 75 100 85 130 105
160 147 110 87,2 160 125
312
Таблица 18.28
Шарикоподшипники радиальные однорядные
Легкая серия Средняя серия
Обоз- иаче* ине размеры, мм грузоподъ- емность, кН Обоз- наче- ние размеры, мм грузоподъ- емность, кН
d D В Г Сг сог d D В Г Сг сог
204 20 47 14 1,5 10 6,3 304 20 52 15 2 12,5 7,94
205 25 52 15 11 7,09 305 25 62 17 17,6 11,6
206 30 62 16 15,3 10,2 306 30 72 19 22 15,1
207 35 72 17 2 20,1 13,9 307 35 80 21 2,5 26,2 17,9
208 40 80 18 25,6 18,1 308 40 90 23 31,9 22,7
209 45 85 19 25,7 18,1 309 45 100 25 37,8 26,7
210 50 90 20 27,5 20,2 310 50 110 27 3 48,5 36,3
211 55 100 21 2,5 34 25,6 311 55 120 29 56 42,6
212 60 ПО 22 41,1 31,5 312 60 130 31 3,5 64,1 49,4
213 65 120 23 44,9 34,7 313 65 140 33 72,7 56,7
214 70 125 24 48,8 38,1 314 70 150 35 81,7 64,5
215 75 130 25 51,9 41,9 315 75 160 37 89 72,8
313
в
Таблица 18.29
Шарикоподшипники радиальные
однорядные со стопорной
канавкой на наружном кольце
Легкая серия Средняя серия
Обоз- наче- вие размеры, мм Обоз- наче- ние размеры, мм
d D, а С Г\ d о. а а г,
50204 20 44,6 2,45 1,3 0,5 50304 20 49,7 2,45 1,3 0,5
50205 25 49,7 50305 25 59,6 3,25 1,9 0,8
50206 30 59,6 3,25 1,9 0,8 50306 30 68,8
50207 35 68,8 50307 35 76,8
50208 40 76,8 50308 40 86,8 2,7
50209 45 81,8 50309 45 96,8
50210 50 86,8 2,7 50310 50 106,8
50211 55 96,8 50311 55 115,2 4,05 3,1
— — — — — — 50312 60 125,2
50213 65 115,2 4,05 3,1 0,8 50313 65 135,2 4,90
50314 70 145,2
50315 75 155,2
Примечание. Значения D, В, г, @г и Gtr следует принимать по табл. 18.28 для
соответствующего размера подшипника.
314
Таблица 18.30
Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами
Тип 42000
Обозначение Размеры, мм Грузоподъемность, кН
Тип d D В р Г,
2000 32000 42000 СГ Сог
2204 32204 42204 Ле 20 г к а я 47 сери 14 я 1,5 1,0 11,9 7,38
—- 32205 42205 25 52 15 13,4 8,61
2206 32206 42206 30 62 16 17,3 11,4
2207 32207 42207 35 72 17 2,0 2,0 25,6 17,5
2208 32208 42208 40 80 18 33,7 24,0
2209 32209 42209 45 85 19 35,3 25,7
2210 32210 42210 50 90 20 38,7 29,2
2211 32211 42211 55 100 21 2,5 И н 2,0 43,7 32,9
2212 32212 42212 60 НО 22 2,5 2,0 54,8 42,8
2213 32213 42213 65 120 23 62,1 48,6
2214 32214 42214 70 125 24 61,8 48,6
2215 2305 32215 42215 42305 75 С р 25 130 i Д Н Я 62 25 сер 17 75,4 22,6 61,0 14,8
2306 32306 42306 30 72 19 30,2 20,6
2307 — 42307 35 80 21 2,5 34,1 23,2
2308 32308 42308 40 90 23 2,5 41,0 28,5
2309 32309 — 45 100 25 56,5 40,7
2310 32310 42310 50 ПО 27 3,0 3,0 65,2 47,5
2311 32311 42311 55 120 29 84,0 62,8
2312 32312 42312 60 130 31 3,5 3,5 100,0 77,2
2313 32313 42313 65 140 33 105,0 80,4
325
Таблица 18.31
Роликоподшипники радиальные
с короткими цилиндрическими роликами
с одним бортом иа наружном кольце
Обозначе- ние Размеры, им Грузоподъемность, кН
d D в Г г. Сг Со/*
Легкая серия
12204 20 47 14 1,5 1,0 11,9 7,38
12207 35 72 17 25,6 17,5
12208 40 80 18 2,0 33,7 24,0
12210 50 90 20 2,0 38,7 29,2
12211 55 100 21 43,7 32,9
12212 60 ПО 22 2,5 54,8 42,8
12213 65 120 23 2,5 62,1 48,6
Средняя серия
12305 25 62 17 2,0 2,0 22,6 14,8
12307 35 80 21 2,5 2,0 34,1 23,2
12308 40 90 23 41,0 28,5
12309 45 100 25 2,5 56,5 40,7
12310 50 ПО 27 3,0 3,0 65,2 47,5
12311 55 120 29 84,0 62,8
12312 60 130 31 3,5 3,5 100,0 77,2
316
Таблица 18.32
Шарикоподшипники радиальио-
упориые однорядные
Обозначение Размеры» мм Грузоподъемность. кН
а = 12° а=26°
а=12° а=26° d D в г г* Сг Сог Сг С«г
36204 46204 20 Ле 47 г к а я 14 се pi 1,5 Я 0,5 12,3 8,4 11,6 7,79
36205 46205 25 52 15 13,1 9,2 12,4 8,5
36206 46206 30 62 16 18,2 13,3 17,2 12,2
36207 46207 35 72 17 2,0 1,0 24,0 18,1 22,7 16,6
36208 46208 40 80 18 30,6 23,7 28,9 21,7
36209 46209 45 85 19 32,3 25,6 30,4 23,6
36210 46210 50 90 20 33,9 27,6 31,8 25,4
36211 46211 55 100 21 2,5 1,2 41,9 34,9 39,4 32,1
36212 46212 60 ПО 22 48,2 40,1 45,4 36,8
—- 46213 65 120 23 — — 54,4 46,8
36214 — 70 125 24 63,0 55,9 — —
— 46215 75 130 25 — — 61,5 54,8
Средняя серия
— 46304 20 52 15 2,0 1,0 — — 14,0 9,17
36305 46305 25 62 17 22,0 16,2 21,1 14,9
36306 46306 30 72 19 26,9 20,4 25,6 18,7
36307 46307 35 80 21 2,5 1,2 35,0 27,4 33,4 25,2
36308 46308 40 90 23 41,3 33,4 39,2 30,7
36309 46309 45 100 25 50,5 41,0 48,1 37,7
36310 46310 50 НО 27 3,0 1,5 59,2 48,8 56,3 44,8
—. 46311 55 120 29 — — 68,9 57,4
36312 46312 60 130 31 3,5 2,0 83,0 72,5 78,8 66,6
36313 46313 65 140 33 94,1 83,2 89,0 76,4
— 46314 70 150 35 — — 100,0 87,0
317
7204 20 47 15,5 14 12 1,5 0,5 14 19,1 13,3 0,360 1,67 0,92
7205 25 52 16,5 15 13 14 23,9 17,9 0,360 1,67 0,92
7206 30 62 17,5 16 14 14 29,8 22,3 0,36 1,65 0,91
7207 35 72 18,5 17 15 2,0 0,8 14 35,2 26,3 0,37 1,62 0,89
7208 40 80 20,0 20 16 14 42,4 32,7 0,38 1,56 0,86
7209 45 85 21,0 19 16 15 42,7 33 4 0,41 1,450 0,80
7210 50 90 22,0 21 17 14 52,9 40,6 0,37 1,60 0,88
7211 55 100 23,0 21 18 2,5 15 57,9 46,1 0,41 1,46 0,80
7212 60 110 24,0 23 19 13 72,2 58,4 0,35 1,710 0,940
7214 70 125 26,5 26 21 14 95,9 82,1 0,37 1,62 0,89
7215 75 i 130 27,5 26 22 15 97,6 84,5 0,39 1,55 0,85
318
Продолжение табл. 18.33
Обозначе- ние Размеры, мм а, град Грузоподъ- емность, кН Факторы нагрузки
d D т наиб ь а Г rt Сг СвГ е Y У,
Средняя серия
7304 20 52 16,5 16 13 11 25,0 17,7 0,3 2,03 1,11
7305 25 62 18,5 17 15 2,0 0,8 14 29,6 20,9 0,360 1,66 0,92
7306 30 72 21,0 19 17 14 40,0 29,9 0,34 1,780 0,98
7307 35 80 23,0 21 18 2,5 12 48,1 35,3 0,32 1,88 1,03
7308 40 90 25,5 23 20 11 61,0 46,0 0,28 2,16 1,19
7309 45 100 27,5 26 22 11 76,1 59,3 0,29 2,090 1,150
7310 50 ПО 29,5 29 23 3,0 1,0 12 96,6 75,9 0,310 1,94 1,06
7311 55 120 32,0 29 25 13 102,0 81,5 0,33 1,80 0,99
7312 60 130 34,0 31 27 3,5 1,2 12 118,0 96,3 0,30 1,97 1,08
7313 65 140 36,5 33 28 12 134,0 111,0 0,30 1,97 1,08
7314 70 150 38,5 37 30 12 168,0 137,0 0,310 1,94 1,06
7315 75 160 40,5 37 31 12 178,0 148,0 0,33 1,83 1,01
319
Таблица 18.34
Роликоподшипники конические однорядные с большим углом конуса
(обозначения по рисунку к табл. 18.33)
Обозначе- нне Размеры, мм а. град Грузоподъем- ность, кН Факторы нагрузки
d D т наиб ь С f Г» Сг Сог е Y У,
27306 30 72 21 19 14 2,0 0,8 26 30 21 0,721 0,833 0,46
27307 35 80 23 21 15 2,5 28 39,4 29,5 0,79 0,76 0,420
27308 40 90 25,5 23 17 28 48,4 37,1 0,79 0,76 0,420
27310 50 ПО 29,5 29 19 3,0 1,0 28 69,3 54,2 0,8 0,75 0,41
27311 55 120 32 29 21 29 72,5 58,9 0,81 0,74 0,50
27312 60 130 34 31 22 3,5 1,2 25 80,5 62 0,7 0,86 0,47
27313 65 140 36,5 33 23 27 89 71,4 0,75 0,8 0,44
27315 75 160 40,5 37 26 29 119 95,1 0,83 0,73 0,400
Таблица 18.35
Роликоподшипники конические однорядные
с упорным бортом на наружном кольце
Обоз- наче- ние Размеры, мм а, град Грузоподъ- емность Факторы нагрузки
d D о» ^наиб ь С и а F П Сг С „г е Y У,
67204 20 47 51 15,5 14 12 6,5 3 1,5 0,5 14 19,1 13,3 0,360 1,67 0,92
67207 35 72 77 18,5 17 15 7,5 4 2,0 0,8 14 35,2 26,з|0,37 1,62 0,89
320
Продолжение табл. 18.35
Обоз- наче- ние Размеры, мм а, град Грузоподъ- емность Факторы нагрузки
а D ^наиб ь С н h Г П Сг е У Y„
67208 40 80 85 20,0 20 16 8,0 4 2,0 0,8 14 42,4 32,7 0,38 1,56 0,86
67510 50 90 96 25,0 23,5 20 10 5 16 59,8 54,5 0,42 1,43 0,78
67512 60 110 117 30,0 28 24 12 6 2,5 15 84 75,6 0,39 1,53 0,840
67513 65 120 127 33 31 27 12 6 14 109 98,9 0,37 1,62 0,89
Таблица 18.36
Двигатели закрытые обдуваемые
Мощность Р» кВт Синхронная частота, об/мин
3000 1500 1000 750
0,25 — — — 71В8/680
0,37 — — 71А6/910 80А8/675
0,55 — 71А4/1390 71В6/900 80В 8/700
0,75 71А2/2840 71В4/1390 80А6/915 90LA8/700
1 ,t 71В2/2810 80А4/1420 80В6/920 90LB8/700
1,5 80А2/2850 80В4/1415 90L6/935 100L8/700
2,2 80В2/2850 90L4/1425 100L6/950 112МА8/700
3 90 L2/2840 100S4/1435 112МА6/955 112МВ8/700
4 100S2/2880 100L4/1430 112МВ6/950> 132S8/720
5,5 100L2/2880 112М4/1445 132S6/£?65 Z‘ 132М8/720
7,5 112М2/2900 132S4/1455 132М6/970 160S8/730
11 132М2/2900 132М4/1460 160S6/975 160М8/730
15 160S2/2940 160S4/1465 160М6/975 180М8/730
18,5 160М2/2940 160М4/1465 180М6/975 —
22 180S2/2945 180S4/1470 — —
30 180М2/2945 180М4/1470 — —
Примечание. Перед косой чертой обозначен тип двигателя единой серии 4А, после
черты — асинхронная частота, об/мнн.
321
Таблица 18.37
Двигатели. Основные размеры
Тип двига- теля Число полюсов Размеры, мм, для двигателей исполнений
Ml 00, М2оо, М300 Ml 00 и M200 M200 и M300
А too di bi hi ho hi dio &LO h ^10 hn ho ^20 if 22 ^25
71А,В 40 285 19 90 45 7 112 71 9 201
80А 50 300 22 6 6 100 50 125 80 10 218 3,5 10 165 12 200 130
80В 320 10
90L 350 24 125 56 140 90 11 243 12
100S 2, 4, 6,8 362 112 215 250
100L 60 392 28 8 7 63 160 100 12 263 4 14 15 180
112М 452 32 140 70 12 190 112 310 16 265 300
132S 80 480 38 10 8 89 216 132 13 350 18 230
132М. 530
160S 2 42 12 178 300 350 250
4,6,8 624 48 14 9 108 254 160 18 430 5' 15 19
160М 2 42 12 8 210 15
4,6,8 НО 667 48 14 9
180S 2 662 48 14 9 203
4,6,8 55 16 10 121 15 279 180 20 470 18 350 400 300
180М 2 702 48 14 9 241
4,6,8 55 16 10
322
dzshs b jfeA
Исполнение M10Q
Таблица 18.38
Втулки биметаллические
мм
а D L ь С S
Ряд I I Ряд II Ряд III
20 26 32 15 20 30 3 0,5 0,4. ..0,8
22 28 34
25 32 38
28 36 42 4 0,5 0,4. • .0,8
30 38 44 20 30 40
32 40 46 4 0,8
(34) 42 48
35 45 50 30 40 50
38 48 54
40 50 58
42 52 60 30 40 60 5 0,8 0,5. .1,0
45 55 63
48 58 66
50 60 68 40 50 60
(53) 63 71
55 65 73 40 50 70
60 (63) 75 78 83 86 40 60 80 7.5 0,8
65 80 88 50 60 80 0,9. .1,5
70 85 95 50 70 90 7,5 1,0
75 90 100
80 95 105 60 80 100
Пример условного обозначения биметаллической втулки типа В с диамет-
ром отверстия d = 20 мм, наружным диаметром 0 = 26 мм, диаметром буртика
£>i = 32 мм и длиной £=15 мм: «Втулка В 20126x15 ГОСТ 24832—81».
1 'отдельные отклонения диаметра отверстия в корпусе — по //7; внутреннего
диаметра d—по F7, наружного диаметра D—по гб.
324
Таблица 18,39
Втулки из спекаемых материалов
Тип А
d D L ь С
Ряд 1 Ряд 2 Ряд 3
20 25; 26 32
22 27; 28 34 15 20 25 3 0,4
25 30; 32 39 3,5
28 33; 36 44
30 35; 38 46 20 25 30
32 38; 40 48 4 0,6
(34) 40; 42 52 25 35 40
35 41; 45 55
38 44; 48 58 25 35 45
40 46; 50 60 30 40 50
42 48; 52 62
45 51; 55 65 35 45 (55)
48 55; 58 68 35 50 (70) 5 0,7
50 58; 60 70
(53) 60; 63 71 35; 40 50 (70)
55 63; 65 75 40 (55) (70)
60 68; 72 84 50 (60) (70) 6
Пример условного обозначения втулки из спекаемых материалов типа В
с внутренним диаметром d — 25 мм, наружным диаметром 0 = 32 мм, диаметром
буртика £>! = 39 мм и длиной L = 20 мм: «Втулка В 25/32x20 ГОСТ 24833—81».
Предельные отклонения: диаметра отверстия в корпусе —no Н7; наружного
диаметра втулки—по /7; внутреннего диаметра втулки d; после запрессовки —
по Н7.
325
Таблица 18.40
Втулки металлические (СТ СЭВ 10)0—78)
d D Di L b С
Ряд I Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 3
20 24 26 32 15 20 30 3 0,5
22 26 28 34
25 30 32 38 20 30 40 4 5
28 34 36 42
30 36 38 44
32 38 40 46
34 40 42 48
35 41 45 50 30 40 50 0,8
38 45 48 54
40 48 50 58 30 40 60
42 50 52 60
45 53 55 63
48 56 58 66 40 50 60
50 58 60 68
53 60 63 71
55 63 65 73 40 50 70
60 70 75 83 40 60 80 7,5 ром d = мм и J 1,0 25 мм, (ЛИНОЙ
63 73 78 86
65 75 80 88 50 60 80
70 80 85 95 50 70 90
75 85 90 100
80 П1 наруж Д = 20 326 90 зимер обо ш и диа^ мм: «Вт 95 значения етром D /лка В 25 105 втулки т = 32 мм, /32x 20 а 60 ипа В с диаметре г СЭВ 101 80 внутреннн м буртик 0—78». 100 м диамет a D1 = 38
Таблица 18,41
Шайбы ШЕЗ (по нормали машиностроения МН 787—60)
Шифр шайбы ' Номинальный диаметр оси 1 h L S В Bi Гг Г8 Допуск а* емая осевая нагрузка, Н
ШЕЗ-6 6...8 6±0,5 3 17 5 1 12 8 4,1 3 0,4 8 1500
ШЕЗ-10 10...13 10±0,5 4 25 9 1 18 13 8,1 4,5 0,5 12 2300
ШЕЗ-14 14...17 13±0,8 4 32 12 1,6 24 17 10,2 5,5 0,6 16 5 500
ШЕЗ-18 18...20 17±0,8 5 38 16 1,6 28 20 14,2 6 0,7 18 7 700
ШЕЗ-^2 22...24 21 ±0,8 5 44 20 2 32 24 18,2 6 0,8 20 10 300
ШЕЗ-25 25...28 24±0,8 6 50 23 2 38 28 20,2 7,5 1,0 24 11800
ШЕЗ-ЗО 30...32 28±0,8 6 56 26 2 42 32 24,2 7,5 1,0 26 14 000
ШЕЗ-36 36...38 33±0,8 7 64 32 2,5 48 38 28,2 8,0 1,5 29 21 300
ШЕЗ-40 40...42 37±0,8 7 70 35 2,5 52 42 32,2 9,0 1,5 31 23 500
Пример обозначения шайбы замковой ШЕЗ для оси диаметром 25...28 MMJ
кШайба ШЕЗ-25 МН 787—60».
327
Таблица 18,42
Оси под шайбу ШЕЗ (исполнение 3 по ГОСТ 9650—80)
мм
d (отклоне- ние по е8, dll, hll, Ы 2, Й12) h ь D н г, г. с Ь
нормаль- ный 1 увели- ченный номинал отклоне- ние отклоне- ние
6 4 1,5 1,5 10 ч — 2 ±0,25 ±0,25 0,4 0,6 0,6 14...50 16...55
8 12
10 8 2,5 14 2,5 0,6 1,0 18...60
12 16 20 20...65
14 10 3 2,0 18 22 3,0 1,6 14...70
16 20 25 ±0,4 25...75
18 14 22 28 1,0 25...75
20 25 30 4,0 ±0,3 1,о 30...85
22 18 3,5 2,5 28 36 ±0,5 32...90
25 20 32 38 5 40...100
28 36 40 45...105
30 24 4,5 38 45 1,6 55...115
32 40 6 ±0,8 1,6 2,5 60...120
36 28 5,0 3,0 45 50 70...140
40 32 50 55 75...150
Размер L в заданных пределах брать из ряда чисел Ra 20 по ГОСТ 6636—69
(см. табл. 18.1).
Пример обозначения оси типа 1 исполнения 3 диаметром d— 14 мм, с от-
клонением е8, длиной L = 36 мм, из стали СтЗ без термообработки: «Ось
]3—14е8х36. СтЗ ГОСТ 9650—80-». То же, типа 2, из стали 40Х, с цинковым
покрытием толщиной 15 мкм: «Ось 13—14е8х36. 40Х. Ц15 ГОСТ 9650—80».
328
Таблица 18.43
Поверхности опорные под крепежные детали (СТ СЭВ 213—75)
мм
Puc.f
Диаметр резьбы а 6 8 10 12 16 20 24
Диаметр отверстия dt 7 9 11 14 18 22 26
Под болты, гайки (рис. 1) di — 18 20 24 30 36 40
Под винты (рис. 2, 3) di 11 15 18 20 26 34 40
Под винты (рис. 2) h 8 11 13 16 21 26 31
Под винты (рис. 3) 6 7,5 9 11 13 16 —
Под болты, гайки (рис. 1)
Размер устанавливает
конструктор
Таблица 18.44
Сравнительная таблица твердости металлов и сплавов
Бри- нелль НВ Рок- велл HRC Вик- керс HV Бри- нелль НВ Рок- велл HRC Вик- керс HV Бри- нелль НВ Рок- велл HRC Вик- керс HV Бри- нелль НВ Рок- велл HRC Вик- керс HV
143 — 144 202 201 302 33 305 495 51 551
146 — 147 207 18 209 311 34 312 512 52 587
149 — 149 212 19 213 321 35 320 532 54 606
153 — 152 217 20 217 332 36 335 555 56 649
156 — 154 223 21 221 340 37 344 578 58 694
159 — 159 229 22 226 351 38 361 600 59 746
163 — 162 235 23 235 364 39 380 627 61 803
166 — 165 241 24 240 375 40 390 652 63 867
170 — 171 248 25 250 387 41 401 — 65 940
174 — 174 255 26 255 402 43 423 — 67 1021
179 — 177 262 27 261 418 44 435 — 69 1114
183 — 183 269 28 272 430 45 460 — 72 1220
187 — 186 277 29 278 444 47 474 — — —
192 — 190 286 30 285 460 48 502 — — —
196 — 197 293 31 291 477 49 534 — — —
329
330
Значения основных отклонений валов
мкм
Таблица 18.45
Отклонения Верхнее отклонение es Нижнее отклонение ei
Обозна- чение Буква с d е f g h Is k tn п р Г S v х У Z
Квалитет Все квалитеты 4-7 До 3 св. 7 Все квалитеты
Интервал размеров, мм св. 3 до 6 —70 —30 —20 — 10 —4 0 IT Предельные отклонения = ±—g- + 1 0 +4 +8 +12 + 15 +19 — +23 — +28 — +35
» 6 » 10 —80 —40 —25 —13 —5 0 + 1 0 +6 + 10 +15 +19 +23 — +28 — +34 — +42
» 10 » 14 —95 —50 —32 —16 —6 0 + 1 0 +7 +12 +18 +23 +28 — +33 — +40 — +50
» 14 » 18 +39 +45 — +60
» 18 » 24 —65 —40 —20 —7 0 +2 0 +8 +15 +22 +28 +35 — +41 +47 +54 +63 +73
» 24 » 30 +41 +48 +55 +64 +75 +88
» 30 » 40 — 120 —80 —50 —25 —9 0 +2 0 +9 + 17 +26 +34 +43 +48 +60 +68 +80 +94 +112
» 40 » 50 —130 +54 +70 +81 +97 +114 +136
» 50 » 65 —140 —60 —30 —10 0 +2 0 + 11 +20 +32 +41 +53 +66 +87 + 102 +122 + 144 +172
» 65 » 80 —150 —100 +43 +59 +75 + 102 +120 + 146 + 174 +210
» 80 » 100 — 170 —120 —72 —36 —12 0 +3 0 +13 +23 +37 +51 +71 +91 +124 +146 +178 +214 +258
» 100 » 120 —180 +54 +79 + 104 + 144 +172 +210 +254 +310
» 120 » 140 —200 —145 —85 —43 —14 0 +3 0 +15 +27 +43 +63 +92 +122 + 170 +202 +248 +300 +365
» 140 » 160 —210 +65 + 100 +134 + 199 +228 +280 +340 +415
» 160 » 180 —230 +68 +108 +146 +210 +252 +310 +380 +465
» 180 » 200 —240 —170 —100 —50 — 15 0 +4 0 +17 +31 +50 +77 +122 +166 +236 +284 +350 +425 +520
» 200 » 225 —260 +80 +130 +180 +258 +310 +385 +470 +575
» 225 » 250 —280 +84 +140 + 196 +340 +340 +425 +520 +640
Значения основных отклонений отверстий
мкм
Таблица 18.46
Отклонения Нижнее отклонение Верхнее отклонение Д, мкм
| Обозначение | Буква с D £ F G н JJ к м N от Р до Т р R S Т
Квалнтет Все квалнтеты до 8 ДО 8 Св. 8 ДО 8 00 аз Q до 7 Свыше 8 5 6 7 8
1££ Интервал размеров, мм | св. 3 до 6 +70 +30 +20 +ю +4 0 „ IT Предельные отклонения= ± —1+Д —4+Д —4 —8 + Д 0 Отклонение, как для квалитетов св. 7, увеличение на Д — 12 —15 —19 — 1 3 7 Т 7 8 13 1 to 1 —41 ОО i
» 6 » 10 +80 +40 +25 + 13 +5 0 —1 + Д —6+Д —6 —10+д 0 —15 —19 —23 — 2 3
» 10 » 14 +95 +50 +32 + 16 +6 0 — 1+Д —7 + Д —7 —12 +А 0 -18 —23 —28 — 3 3
» 14 » 18
» 18 » 24 +110 +65 +40 +20 +7 0 —2+Д —8 + Д —8 —15+Д 0 —22 —28 —35 — 3 4
» 24 » 30 —41
» 30 » 40 +120 +80 +50 +25 +9 0 —2 + Д —9 + Д —9 —17+Д 0 —26 —43 —48 4 5 9 14
» 40 » 50 +130 —54
» 50 » 65 + 140 +60 +30 +ю 0 —2+Д -и+д — И —20+ Д 0 —32 —41 —53 —66 5 6 И 16
» 65 » 80 + 150 -f-lUU —43 —59 —65
» 80 » 100 + 170 +72 +36 +12 0 з+д — 13 + Д —13 -23+ Д 0 -37 —51 —71 —91 5 7 13 19
» 100 » 120 +180 -f-lZU —54 —79 — 104
» 120 » 140 +200 +145 +85 +43 +14 0 -3 + д -15+Д — 15 -27+ Д 0 —43 —63 —92 —122 6 7 15 23
» 140 » 160 +210 -65 — 100 — 134
» 160 » 180 +230 —68 — 108 — 146
» 180 » 200 +241 1-170 +100 +50 +15 0 - 4 + Д -20 + Д —20 -34 + Д 0 —50 —77 —122 — 166 6 9 17 26
» 200 » 225 +260 —80 — 130 — 180
» 225 » 250 +280 —84 —140 —196
й
ьэ
Таблица 18.47
Р< .омендуемые посадки в системе отверстия при номинальных размерах от 1 до 500 мм
Основное отверстие Основные отклонения валов
° Ь с d е f £ Л 1 Is т 1 П*1 р 1 r 1 S | f 1 u \ v i x г
Посадки
Н5 Н5 g4 Н5 h4 Н5 Is4 Н5 k4 Н5 т4 Н5 п4
Нб Нб f6 Нб g5 Н6 rt5 Нб is5 Нб k5 Нб т5 Нб п5 Нб р5 Нб г5 Нб $5
Н7 Н7 с8 Н7 <18 Н7 е7 ’ Н7 е<?| Н7 f7 Н7 g6 Н7 1гб И 7 Н7 Ж Н7 тб Нб пб Н7 рб Н7 гб Н7 s6 Н7 ’ s7 Н7 t6 Н7 u7
Н8 Н8 с8 Н8 d.8 Н8 е8 Н8 [7 ; Н8 V Н8 hf Н8 h8 Н8 is7 Н8 k7 Н8 т 7 Н8 п7 Н8 s7 Н8 u8 H8 x8 H8 z8
Н8 Н8 е9 Н8 f9 Н8 h9
Продолжение табл. 18.47
Примечание*
предпочтительные посадки.
ЛИТЕРАТУРА
1. Анурьев В. Н. Справочник конструктора машиностроителя, т. 1, 2 и 3.
М., 1980.
2. Бейзельман Р. Д.. Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. Подшипники качения.
Справочник. М., 1975. 574 с.
3. Васильцов Э. А. Бесконтактные уплотнения. Л., 1974.
4. Голубев А. И. Торцовые уплотнения вращающихся валов. М., 1974.
5. Дунаев П. Ф, Конструирование узлов и деталей машин. М., 1978, 351 с.
6. Дунаев П. Ф,, Леликов О. П. Расчет допусков размеров. М., 1981, 190 с.
7. Дунаев П. Ф., Леликов О. П., Варламова Л. П. Допуски и посадки. Обоснова-
ние выбора. М., 1984.
* 8. Кудрявцев В. Н. Детали машин. М., 1980, 463 с.
9. Куклин Н. Г., Куклина Г. С. Детали машин. М , 1984,
10. Орлов П. И, Основы конструирования. Справочно-методическое пособие
в 3-х т. М., 1977.
11. Перель Л. Я. Подшипники качения. Расчет, проектирование и обслуживание
опор. Справочник. М., 1983, 543 с.
12. Планетарные передачи: Справочник/Под ред. В. Н. Кудрявцева и Ю. Н,Цир-
дяшева. Л., 1977.
13. Решетов Д. Н, Детали машин. М., 1974, 655 с.
14. Сервисен С. В., Когаев В. П., Шнейдерович Р. М. Несущая способность и
расчеты деталей машин на прочность. М., 1975, 488 с.
15. Снесарев Г. А. Конструирование редукторов, Методические рекомендации
но технической механике, Вып, 6, М,, 1982,
ББК 34.44
Д83
УДК 621.81
Рецензенты: В. В. Бабков (Московский институт инженеров
сельскохозяйственного производства); Г. С. Зябкина (Московский
механико-технологический техникум)
Дунаев П. Ф., Леликов О. П.
Д83 Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб, посо-
бие для машиностроит. спец, техникумов.— М.: Высш, шк.,
1984.— 336 с., ил.
В пер.: 80 коп.
Книга посвящена методике расчета и конструирования различных деталей
машин. В ней приведены также методические указания по выполнению рабочих
чертежей типовых деталей машин и даны примеры их выполнения. Рассматри-
ваются условия работы деталей машин и технология их изготовления. В посо-
бии учтены современные стандарты машиностроения, как отечественные, так
и стандарты СЭВ.
Предназначается для учащихся машиностроительных специальностей тех-
никумов.
„ 2702000000—405
Д 001 (01)—84 156-84
ББК 34.44
6П5.3
Петр Федорович Дунаев*
Олег Павлович Леликов
ДЕТАЛИ МАШИН
Курсовое проектирование
Зав. редакцией К. И. Аношина. Редактор М. А. Алексеева. Младший редактор
Н. М. Иванова. Художник В. В. Гарбузов. Художественный редактор Т. А. Ду-
расова. Технический редактор Н. В. Яшукова. Корректор В. В. Кожуткииа.
ИВ 4370
Изд. № ОТ-438. Сдано в набор 23.02.84. Подп. в печать 06.08.84, Формат
60X90/i«. Вум. тип. № 2. Гарнитура литературная. Печать высокая. Объем
21 усл. печ. л. 21 усл. кр.-отт. 20,24 уч.-изд. л. Тираж 260 000 экз. Заказ
№ 2878. Цена 80 коп.
Издательство <Высшая школа», 101430, Москва, ГСП-4, Неглииная ул., д. 29/14
Ордена Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени
Первая Образцовая типография имени А. А. Жданова
Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговля.
113054, Москва, Валовая, 28
© Издательство «Высшая школа»» 1984
ПРЕДИСЛОВИЕ
Предлагаемое вниманию читателя уадбное пособие «Детали машин. Курсовое
проектирование» написано в соответствии с программой по технической механике
машиностроительных специальностей техникумов. После изучения курсов «Теорети-
ческая механика», «Сопротивление материалов» и «Детали машин» учащиеся техни-
кумов выполняют курсовой проект по деталям машин. Расчеты, которые необходимо
производить в процессе работы над проектом, основываются на материале перечис-
ленных курсов. Здесь учащиеся в полной мере применяют полученные ранее знания.
Основная задача настоящего учебного пособия — дать учащимся основы знаний
по конструированию деталей машин.
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного
хозяйства, так как основные производственные процессы выполняют машины. По-
этому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере
определяется уровнем развития машиностроения.
На основе развития мвшиностроения осуществляются комплексная механизация
и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве,
сельском хозяйстве, на транспорте.
Решениями XXVI съезда КПСС, последующих Пленумов ЦК КПСС перед маши-
ностроителями поставлена задача значительного повышения эксплуатационных
и качественных показателей продукции при непрерывном росте объема ее выпуска.
Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование и развитие
конструкций современных машин, совершенствование конструкторской подготовки
учащихся машиностроительных техникумов.
Главное внимание уделено методике конструирования деталей машин. Приве-
денные рекомендации по конструированию и отдельные конструктивные решения
отражают современный уровень как отечественного, так и зарубежного машинострое-
ния.
Материал в пособии размещен в том порядке, в котором следует работать над
проектом. Все сведения, необходимые для выполнения очередного этапа расчетов
и конструирования, расположены в одном месте.
Настоящее учебное пособие написано для учащихся машиностроительных техни-
кумов очного, вечернего и заочного обучения. Оно может быть использовано, кроме
того, студентами втузов, преподавателями техникумов и вузов, а также работниками
машиностроительной промышленности.
Авторы выражают искреннюю признательность Е. Н. Дубейковскому и
Н. Г. Куклину за просмотр рукописи и ценные замечания и предложения, направ-
ленные на улучшение учебного пособия.
Замечания и предложения по совершенствованию пособия просим направлять
в адрес издательства «Высшан школа»: 101430, Москва, ГСП-4, Неглинная ул., 29/14.
Авторы