Text
                    > ..»!ЖЖ<>ЖЖ(ЖЖ>«ЖЖЖ>ХШ(Ж(>№
ДЕТАЛИ'МАШИН
И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
ш)жш<>жх©хтжш«ж<ж®х«ж«ж<м»«
УЧЕБНИКИ

УДК 621.80076.50(075.8) ББК 34.441я73 Д65 Рассмотрено и рекомендовано к изданию редакционно- издательским советом университета Составители: А. Ф. Дулевич, С. А. Осоко, А. М. Лось, Ф Ф. Царук, С. Е. Бельский Рецензенты: заведующий кафедрой «Сопротивление материалов и деталей машин» БГАТУ доктор технических наук А. Н. Орда-, доцент кафедры метрологии и стандартизации БГУИР, кандидат технических наук А. Г Архипенко Детали машин н основы конструирования : учеб, по- Д65 собие по курсовому проектированию для студентов инженерно- технических и химико-технологических специальностей очной и заочной форм обучения / сост. А. Ф. Дулевич [и др.]. - Мн. : БГТУ, 2006. - 220 с. ISBN 985-434-553-Х В пособии излагаются методики и последовательность кинематиче- ского и силового расчета привода, проектного и проверочного расчета ос- новных механических передач, валов, подшипников и шпоночных соеди- нений, рассматриваются вопросы выбора конструкций основных элемен- тов редуктора и нормирования точности геометрических параметров дета- лей и их сопряжений, а также основные требования к оформлению конст- рукторской документации курсового проекта. УДК 621.80076.50(075.8) ББК34.441я73 ISBN 985-434-553-Х © Учреждение образования «Белорусский государственный технологический университет», 2006
ПРЕДИСЛОВИЕ Для развития навыков проектирования и приложения теорети- ческих знаний предпочтительны объекты, которые не только широко распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению. Этими свойствами в полной мере обладают объекты, изучаемые в курсе «Де- тали машин и основы конструирования», они также присущи всем со- временным машинам, механизмам, приборам, эксплуатируемым в любых условиях - от глубин океана до космоса. Курс «Детали машин и основы конструирования» является об- щетехнической дисциплиной, которую изучает большое количество студентов высших учебных заведений. Обучение методике конструирования механических приводов технологического оборудования, а также деталей и сборочных еди- ниц, встречающихся в большинстве машин, невозможно без изучения чертежей существующих конструкций, узлов и деталей. Это пособие в систематизированном виде содержит наиболее распространенные типовые конструкции соединений узлов и деталей машин, что позволит студентам успешно выполнять графическую часть курсовых и дипломных проектов. Материал в пособии представлен в том порядке, в котором он изучается в учебных дисциплинах по учебному плану. В качестве иллюстраций приведены, по возможности, простые схемы, содер- жащие основные черты конструкции и позволяющие понять усло- вия работы и расчета деталей. Конструкцию деталей студенты до- полнительно изучают на лабораторных занятиях и при курсовом проектировании. 3
1. ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ ПО ВЫПОЛНЕНИЮ КУРСОВОГО ПРОЕКТА 1.1. Цели н задачи проектирования Целью выполнения курсового проекта (КП) является приобре- тение первых инженерных навыков по расчету и конструированию типовых механизмов, узлов и отдельных деталей машин на основе ра- нее полученных теоретических знаний по общеобразовательным и общетехническим дисциплинам. Основными задачами курсового проекта являются. • ознакомление с научно-технической литературой по теме кур- сового проекта; • изучение известных аналогичных машин и механизмов с ана- лизом их достоинств и недостатков; • выбор оптимального варианта конструкции с учетом требова- ний технического задания; • выбор материала и выполнение необходимых проектных и проверочных расчетов с целью обеспечения технических характери- стик проектируемого объекта; • выбор и обоснование необходимой точности изготовления де- талей и узлов, шероховатости поверхностей, допусков и посадок раз- меров, форм и расположения; • выполнение графической части КП в соответствии с требова- ниями Г.СКД. 1.2. Основные этапы разработки конструкторской документации В соответствии с требованиями ГОСТ 2.103 «Стадии разработ- ки» предусмотрены следующие этапы разработки конструкторской документации: • техническое задание; • техническое предложение; • эскизный проект; • технический проект; • рабочая конструкторская документация. Техническое задание (ТЗ) выдается заказчиком. Техническое предложение (ТП) разрабатывается на основании ТЗ исполнителем по согласованию с заказчиком, и в него входит: со- 4
вокупность документов по обоснованию технической и технико- экономической целесообразности разработки изделия с учетом требо- ваний ТЗ. ТП утверждается заказчиком и исполнителем. Эскизный проект предполагает разработку комплекса докумен- тации, дающей общее представление о конструкции и принципе рабо- ты устройства в целом и техническом решении его отдельных деталей и узлов. Эскизный проект является основой для дальнейшей разработ- ки технического проекта и рабочей конструкторской документации. Технический проект - совокупность конструкторских докумен- тов, которые должны содержать окончательные технические решения, дающие полное представление об устройстве разрабатываемого изде- лия, и исходные данные для разработки рабочей документации. Технический проект после согласования и утверждения в уста- новленном порядке служит основанием для разработки рабочей кон- структорской документации. Рабочая конструкторская документация предназначена для из- готовления деталей и узлов, которые должны выполнять свои функ- ции и обеспечивать работоспособность устройства в целом. Ограниченность времени, отводимого на выполнение курсового проекта, приводит к необходимости совмещать и сокращать объем разрабатываемой документации. На основании расчетов, перечень и содержание которых указа- ны в задании на проектирование, определяется конструкция устройст- ва и разрабатывается общий вид изделия в виде эскизного проекта. На основании эскизного проекта, с учетом внесенных при даль- нейшей проработке уточнений и изменений, на листе ватмана каран- дашом либо на компьютере (по согласованию с преподавателем) вы- полняется сборочный чертеж устройства. Кроме сборочного чертежа устройства, студенты выполняют сборочный чертеж привода, узлов и рабочие чертежи деталей, оговариваемые в задании на курсовое про- ектирование. J Все расчеты, описания и приложения оформляются в виде пояс- нительной записки к курсовому проекту, которая выполняется в соот- ветствии с ГОСТ 2.105 и СТП 05-11. 1.3. Основные требования к эскизному проекту На основании результатов кинематического и прочностного рас- четов на миллиметровой бумаге в масштабе 1 : 1 выполняется эскиз- ный проект. Он начинается с нанесения осевых линий валов с учетом 1 * Дулевич А Ф. и др. 5
межосевых расстояний и диаметров вершин и размеров зубчатых ко- лес. Вычерчивают валы по посадочному диаметру внутреннего кольца подшипника без обозначения их размеров по длине, наносят габарит- ные размеры предварительно выбранных подшипников. Детали меха- низма следует располагать в корпусе компактно, более полно исполь- зуя его пространство. В дальнейшем прорабатывают конструкции отдельных деталей, выбираки способы соединения их с другими элементами механизма. При этом необходимо определить: • способы установки валов в подшипниках; • крепление зубчатых колес на валах, подшипников на валах и в корпусе; • способы регулировки зазоров в подшипниках; • способы и устройства для смазки подшипников и передач; • виды и конструктивное оформление несущих деталей. Конструкция проектируемого механизма должна обеспечивать возможность его сборки и разборки, свободный доступ для регули- ровки, настройки отдельных узлов и замены деталей. Предпочтителен узловой метод сборки, при котором отдельные детали собираются в узлы, а из них собирается механизм. Например, на валу монтируются зубчатые колеса, подшипники качения, дистанционные втулки, а за- тем собранный узел устанавливается в корпусе. Тип и способ изготовления корпусных деталей выбирается в зави- симости от объемов производства. При серийном производстве целесооб- разно корпуса выполнять литыми, штампованными или прессованными (из пластмасс), а при индивидуальном или мелкосерийном производстве - сварными или сборными. При проектировании разъемного корпуса необ- ходимо предусмотреть элементы, обеспечивающие фиксацию взаимного положения корпусных деталей и соосность отверстий под подшипники. При выборе конструкции необходимо изучить известные техни- ческие решения и выполнить их анализ, максимально использовать унифицированные детали и узлы. Для повышения технологичности и уменьшения трудоемкости изготовления конструкции следует сокра- щать номенклатуру используемых стандартных и нормализованных деталей и узлов, а также используемых материалов. Везде, где воз- можно, следует применять в деталях форму тел вращения, технологи- чески более простую в изготовлении. Для наиболее удачного размещения деталей и узлов рекоменду- ется рассмотреть несколько вариантов конструкции проектируемого устройства. При этом возможны существенные изменения первона- 6
чально разработанной конструкции и выполненных расчетов. В каче- стве окончательного варианта конструктивного решения выбирается наиболее удачная эскизная проработка проектируемого устройства, обеспечивающая минимальные массово-геометрические параметры и максимальную экономичность в эксплуатации. 1.4. Требования к сборочному чертежу механизма Сборочный чертеж механизма выполняется на основании его эскизного проекта карандашом на листе формата А1. Либо с исполь- зованием средств компьютерной графики (по согласованию с препо- давателем). Чертеж должен содержать минимальное необходимое число проекций, видов разрезов, сечений и невидимых линий, даю- щих полное представление о его конструкции и принципе работы Допускается на сборочном чертеже упрощенно показывать крепежные детали, резьбы и ее элементы (фаски, сбег, недорезы), а также не по- казывать мелкие фрагменты деталей и соединений: фаски, проточки, скругления и углубления. При использовании большого количества крепежных деталей одного типа и размера можно подробно изобра- зить только одно место соединения, а остальные показать штрихпунк- тирными линиями. На чертеже показать следующие фрагменты мето- дом сечений, выносок или невидимыми линиями: на виде сверху бо- бышки под крышки подшипников и стенку основания корпуса; от- верстие под фундаментный болт; установку болтов крепления крышки корпуса к основанию корпуса у подшипников (</,) и прочие болты (</2) крепление крышки подшипника к корпусу (J3); крепление смотровой крышки к корпусу (</„); установку смотровой крышки, рым-болта, сливного отверстия, маслоуказателя, отдушины, штифта; зубчатое или червячное зацепление; шпоночное соединение; конструкцию подшип- ников и крышку подшипников с уплотнениями в них; способ смазки зацепления и подшипников; уровень масла. Сборочный чертеж кроме графического изображения разраба- тываемого изделия, должен содержать необходимые размеры, уровень смазки в корпусе, номера позиций спецификации узлов (сборочных единиц) и деталей, входящих в изделие, технические требования к сборке и регулировке, его техническую характеристику. К размерам, указываемым на сборочном чертеже, относятся: га- баритные, межосевые, посадочные, установочные и присоединитель- ные (размеры опорной поверхности, ее толщина, размещение в ней крепежных отверстий и их диаметр, длина и посадочный диаметр 7
входных и выходных валов), размеры для транспортировки, а также справочные. Номера позиций спецификации выполняют на полках линий- выносок, которые располагаются параллельно основной надписи вне контура изображения детали (узла), и группируют в колонку илн строчку по возможности на одной линии. Для группы крепежных де- талей, относящихся к одному соединению, допускается использовать одну лннию-выноску. В этом случае полки для номеров позиций рас- полагают колонкой и соединяют тонкой линией. Технические требования помещают на поле чертежа над основ- ной надписью в виде столбца, по ширине не превышающего основной надписи. Каждая позиция технических требований нумеруется и на- чинается с новой строки. Запись ведется сверху вниз. Технические требования содержат сведения, не отраженные на чертеже. К ним от- носятся: • указания размеров, относящихся к справочным; • предельные отклонения размеров, формы и расположения по- верхностей, которые должны быть выдержаны при сборке; • требования к точности монтажа (допустимые осевые и ради- альные зазоры, биения и т.п.); • указания о маркировке и клеймении; • правила транспортировки и хранения; • особые условия эксплуатации; • тип смазки подвижных соединений; • способы стопорения резьбовых соединений; • требования по обработке (покраске) поверхностей; • требования по обкатке изделия и защите (ограждении) опас- ных мест. Техническая характеристика размещается на свободном поле чертежа (отдельно от технических требований), имеет самостоятель- ную нумерацию и снабжается заголовком «Техническая характери- стика». Она содержит дополнительные сведения об изделии. Напри- мер, для редуктора может содержать сведения о передаваемой мощно- сти, передаточном числе, частоте вращения валов, крутящем моменте на выходном валу и т.д. К сборочному чертежу прилагается текстовой документ - спецификация, которая выполняется в соответствии с ГОСТ 2.108 на листах формата А4 и оформляется в виде приложения к поясни- тельной записке. Форма первого листа спецификации представлена на рис. 4, прил. 7. 8
В соответствии с ГОСТ 2.108 в спецификации предусмотрено 8 разделов, однако в курсовом проекте обычно достаточно 3-4 разде- ла: «Документация», «Сборочные единицы», «Детали», «Стандартные изделия», «Материалы». Указанные наименования разделов записы- ваются в 1'рафе «Наименование». В 1'рафе «Поз.» спецификации указывают порядковый номер со- ставного элемента разработанного устройства. Этот номер соответст- вует позиции элемента на сборочном чертеже. В графе «Формат» ука- зывают форматы документов, обозначения которых записывают в графе «Обозначение». В графе «Зона» указывают обозначения зоны, в которой находится номер позиции. Разбивка чертежа на зоны произ- водится по ГОСТ 2.104. В графе «Обозначение» указывают шифр чер- тежа элементов изделия. Для стандартных изделий эта графа не заполняется. В графе «Наименование» указывают наименование изде- лий; для стандартных изделий, кроме наименования, указывают ус- ловное обозначение в соответствии со стандартом. 1.5. Требования к чертежу общего вида привода Чертеж общего вида привода выполняется на основании расче- тов всех передач привода и сборочного чертежа механизма каранда- шом либо выводится на графопостроителе с помощью вычислитель- ной техники на листе формата А1 (по согласованию с преподавате- лем). На чертеже общего вида привода должна быть показана рама, смонтированные на ней все составные элементы привода (электродви- гатель, редуктор, натяжные устройства, опоры открытых передач) и приводной вал рабочего органа привода на опорах. Рама выполняется в виде сварной конструкции из стандартных профилей (швеллер, уго- лок, тавр, двутавр, лист, полоса). Число изображений должно быть минимальным (как правило, два: вид сверху н вид сбоку, позволяю- щий более полно показать конструкции приводного вала и рамы при- вода, опор, натяжных устройств, муфты и т. д.), но достаточным для получения представления об изделии в целом. Чертеж общего вида выполняется с упрощениями, которые устанавливаются ГОСТ 2.109 на оформление чертежей, но при этом должна быть понятна конст- рукция устройства, взаимодействие составных частей и принцип работы привода. При использовании большого количества крепеж- ных деталей одного типа и размера подробно изобразить только одно место соединения, а остальные показать штрихпунктирными ли- ниями. На чертеже показать следующие фрагменты методом сечений, 9
выносок или линиями невидимого контура конструкции рамы приво- да и расположение ее составных частей, крепление рамы к фундамен- ту, крепление электродвигателя, редуктора и опор к раме; конструк- ции муфты, натяжных устройств, опор открытых передач и приводно- го вала привода; крепление элементов открытых передач к валам, вид открытых передач Чертеж общего вида привода, кроме графического изображения, должен содержать необходимые размеры, номера позиций сборочных единиц и деталей привода, технические требования по монтажу и ре- гулировке, техническую характеристику привода, схемы расположе- ния болтов крепления рамы к фундаменту и креплания дсрх элементов привода к раме К размерам, указываемым на чертеже общего вида, относятся, габаритные; межосевые; посадочные, наибольшие размеры элементов открытых передач привода, установочные и присоединительные (раз- меры опорных поверхностей рамы и сборочных единиц, установлен- ных на раме, расстояние между крепежными болтами и их расположе- ние относительно осей сборочных единиц и границ рамы, высота рамы и размещение осей валов всех передач привод а относительно рамы). Для возможности монтажа привода на чертеже справа над ос- новной надписью в уменьшенном масштабе выполняются схемы рас- положения болтов крепления рамы к фундаменту и крепления элемен- тов привода (двигателя, редуктора, опор открытых передач и рабочего приводного вала) к раме На схемах указать- места расположения от- верстий под болты, их диаметр и количество, оси электродвигателя, редуктора, всех валов, в том числе и рабочего вала привода, с тексто- выми надписями, а также координатные размеры между ними. Номера позиций спецификации выполняют на полках линий- выносок, требования к которым аналогичны изложенному в п 1 4 К чертежу общего вида привода прилагается текстовой доку- мент - спецификация, которвя оформляется аналогично изложенно- му в п 1 4 1.6. Требования к рабочим чертежам детали Студент (по еогласоваиню с преподавателем) должен выпол- нить рабочие чертежи 2-4 сопряженных между собой деталей на форматах А2, АЗ или А4. Желательно все форматы рабочих черте- жей деталей разместить на диете формата А1 предварительно разде- лив его на 4 части 10
Рабочий чертеж детали выполняется в соответствии с ГОСТ 2 109 и представляет документ, содержащий все сведения, не- обходимые для ее изготовления и контроля Деталь на чертеже располагается в положении, соответствую- щем ее положению при изготовлении или в положении детали на сборочном чертеже узла. В графической части чертежа, кроме основного содержания, должны быть представлены. • все необходимые виды, разрезы и сечения (ГОСТ 2.305); • все необходимые и правильно проставленные размеры для удовлетворения конструкционных, технологических и монтажных требований, • обоснованные посадки и предельные отклонения (ГОСТ 2 307); • соответствующая шероховатость поверхностей (ГОСТ 2 309), • необходимые допуски формы н расположения поверхностей (ГОСТ 2 308), • обозначения покрытий, термической и других видов обработ- ки (ГОСТ 2310, 9 032,9 306), • обозначения швов сварных и неразъемных соединений (ГОСТ 2 312, ГОСТ 2.313); • наименование и марка материала с указанием стандарта на материал и сортамент Вся информация о размере, его допуске, шероховатости соот- ветствующей поверхности, допусках формы и расположения должна быть по возможности сгруппирована и представлена в одном месте. Чертежи типовых деталей зубчатых колес, червяков и чераяч- ных колес, звездочек, зубчатых соединений, пружин должны выпол- няться в соответствии с ГОСТ 2 401-ГОСТ 2 409 и содержать таблицу параметров этих типовых деталей. Все надписи на чертежах выполняются чертежным шрифтом (ГОСТ 2.304). 1.7. Требования к оформление чертежей Конструкторские чертежи выполняются с соблюдением требо- ваний ЕСКД (Единая система конструкторской документации) каран- дашом на ватмане стандартного формата Возможно выполнение чер- тежей на компьютере (по согласованию с преподавателем) Чертежи выполняются на следующих форматах согласно ГОСТ2.301: AI (594x841), А2 (420x594), АЗ (297x420), А4 (210x297)
При выполнении чертежей следует применять масштабы, установ- ленные стандартом ГОСТ 2 302. 1 I; для уменьшения: I 2, 1 • 2,5,1 - 4, 1.5,1 Юит д., для увеличения: 2: 1,2,5 -1,4.1,5 1,10:1ит.д. Листы конструкторских чертежей снабжаются основной надпи- сью формы 1 по ГОСТ 2.104 (рис. 1, прил. 7). Если общий вид приво- да или сборочный чертеж механизма выполняется на 2-х и более лис- тах конструкторских чертежей, то на первом листе выполняется ос- новная надпись формы I, а на втором и последующих листах выпол- няется основная надпись формы 2а (рис 3, прил. 7). В графе 1 указы- вается наименование графического материала, помещенного на дан- ном формате. В графе 2 помещается буквенно-цифровое обозначе- ние проектируемого объекта в виде хх ххх, хх. а- сокращенное обозначение изучаемой дисциплины: ДМ - для дисциплин «Детали ма- шин, основы конструирования и ПТМ отрасли», «Детали машин и осно- вы конструирования» и «Основы конструирования и детали машин», ПМ - для дисциплины «Прикладная механика»; б - номер задания ва курсовое проектирование; в - номер варианта задания; г—для чертежа общего вида привода ставят нули, для сборочного чертежа механизма и рабочих чер- тежей детали указывают номер спецификации проектируемого механиз- ма на общем виде привода; д - для общего вида привода и сборочного чертежа механизма ставят нули, для рабочих чертежей деталей номера позиций спецификации на сборочном чертеже механизма, е-для общего вида привода ВО, для сборочного чертежа механизма СБ, для рабочих чертежей деталей эта зона отсутствует. В графе 3 указывается обозначе- ние материала детали (заполняется только для рабочих чертежей дета- лей) Графы 4, 9, II, 12, 13 заполняются аналогично основной надписи формы 2 (см. п. 1.9). В графе 7 ставят I, в графе 8 - количество листов конструкторских чертежей, на которых выполнен привод или механизм. В основной надписи формы 2а заполняются только графы 2 и 7 соответственно проставлением буквенно-цифрового обозначения чер- тежа и порядковый номер чертежа. При выполнении чертежа на двух и более листах текстовую часть помещают только на первом листе. 1.8. Требования к составляющим пояснительной записки Пояснительная записка должна последовательно включать: титуль- ный лист, задание на курсовое проектирование, реферат, содержание, вве- дение, основную часть, список использованных источников, приложения 12
Титульный лист следует выполнять по ГОСТ 2.105 Пример представлен на рис 1,прил 8 мн*е ия к;рт:вое ipoea-nipgpa-nt оформляется на стандарт- ном бланке и подписывается преподавателем, студентом и утвержда- ется заведующим кафедрой и содержит название проектируемого уст- ройства, его схему с исходными данными, содержание расчетной и объем графической части проекта, а также календарный график вы- полнения и последний срок защиты курсового проекта Реферат должен содержать, сведения об объеме курсового про- екта (количество листов иллюстратиаяого материала (чертежей), ко- личество страниц пояснительной записки с указанием количества таб- лиц, рисунков и литературных источников); перечень ключевых слов; текст реферата. Перечень ключевых слов должен характеризовать основное со- держание проекта и включать от 5 до 15 слов в единственном числе и именительном падеже, написанных через запятую в строчку пропис- ными буквами без переноса слов и применения аббревиатуры. Текст реферата должен отражать сокращенное изложение со- держания курсового проекта с основными фактическими сведениями и выводами. Объем текста реферата 1000-1200 знаков (не более одной стра- ницы). Пример реферата представлен на рис 2, прил. 8. Слово «РЕФЕРАТ» записывается в виде заголовка (симметрич- но тексту) прописными букаами. Содержание включает введение, наименование всех разделов, подразделов, пунктов (если они имеют наименование), заключение, список использованных источников, приложения с указанием номеров страниц, на которых помещен каждый заголовок Вое заголовки в со- держании записывают строчными буквами (кроме первой прописной). Последнее слово каждого заголовка соединяют отточием с соответст- вующим номером страницы, на которой расположен заголовок. Номер страницы проставляют справа арабской цифрой без буквы «с» и зна- ков препниаиия Слово «СОДЕРЖАНИЕ» записывается в виде заголовка (сим- метрично тексту) прописными буквами (рис 3, прил 8) Введение должно содержать обоснование выполняемой работы с анализом существующих решений в поставленной теме Для этого необходимо изучить известные технические решения и выполнить их анализ с целью правильности выбора как количества передач, так и их последовательности расположения Рекомендуемся рассмотреть не- 13
сколько вариантов консзрукций проектируемого устройства и выбрать наиболее оптимальный с точки зрения обеспечения долговечности и максимальной экономичности как при изготовлении, так и при экс- плуатации Слово «ВВЕДЕНИЕ» записывается в виде заголовка (симмет- рично тексту) прописными буквами (рис. 4, прил. 8). Основная часть пояснительной записки определяется заданием на проектирование и состоит из разделов, подразделов, пунктов и при необходимости подпунктов. Разбивка на структурные составляющие основной части ПЗ со- гласовывается с преподавателем. Однако во всех курсовых проектах первым разделом будет- I КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ РАБОТЫ УСТ- РОЙСТВА (привода ленточного конвейера, механизма подъема кон- сольного крана и т д.). При описании разработанного устройства не- обходимо привести сведения о его назначении, принципе работы рас- смотреть взаимодействие его основных узлов, последовательность сборки и разборки, вопросы регулировки устройства Каждый раздел текста следует начинать с нового листа, он снабжается основной над- писью формы 2 (рис. 1, прил 7) Названия разделов, подразделов и пунктов должны быть краткими, перенос слов не допускается, точку в конце заголовка не ставят. Заголовки разделов и подразделов отделя- ют от текста просветом (интервалом) в одну строчу. Название разде- лов следует выполнять в виде заголовка (симметрично тексту) про- писными буквами. Название подразделов и пунктов записывают с аб- заца строчными буквами (кроме первой прописной) Все разделы, подразделы, пункты и подпункты должны быть пронумерованы арабскими цифрами, в конце которых ставится точка. Высота цифр такая же. как и прописных (заглавных) букв Подразделы нумеруются в пределах раздела Пункты - в пре- делах подраздела, а подпункты - в пределах пункта Например, 3.12.4 - четвертый подпункт второго пункта первого подраздела третьего раздела СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ помещается после изложения текстового материала ПЗ и должен включать все ис- пользованные литературные источники в порядке появления ссылок на них в тексте ПЗ Список оформляется по ГОСТ 7 1. Пример оформ- ления предстаален на рис 5, прил 8 ПРИЛОЖЕНИЕ оформляется как продолжение пояснительной записки на последующих его листах. В приложение выносится иллю- стративный материал, таблицы или текст вспомогательного .характера. >4
Каждое приложение должно начинаться с нового листа с указанием в правом верхнем углу первого листа слова «ПРИЛОЖЕНИЕ» пропис- ными буквами и в технически обоснованных случаях иметь заголовок, который записывается симметрично тексту прописными буквами. При наличии в ПЗ более одного приложения их обозначают буквами рус- ского алфавита' ПРИЛОЖЕНИЕ А, ПРИЛОЖЕНИЕ Б и т л Нумерация листов приложения должна быть сквозной и являть- ся продолжением нумерации ПЗ Если в ПЗ имеются приложения, то на них обязательно делается ссылка в основном тексте, а в содержа- нии перечисляют все приложения с указанием их обозначений и заго- ловков (при наличии) 1.9 Требования к оформлению поясни гельвой записки Пояснительная записка курсового проекта должна быть выпол- нена в соответствии с ГОСТ 2.104 ГОСТ 2.105, ГОСТ 2 106, ГОСТ 2 304, СТП 05-11-91 на белой бумаге формата А4 по 1 Ост 2 301 с рамками и соответствующими основными надписями Расстояние рамки от края листа, с левой стороны 20 мм. сверху, снизу и справа по 5 мм Текст писать от руки черной, синей или фиолетовой настой (чернилами) или отпечатать на принтере ЭВМ (по согласованию с преподавателем). Размер букв должен быть 2-2,5 мм. Расстояния между строчками 5—7 мм. от рамки до текста слева, справа и снизу - 5 мм, сверху - 10 мм Абзацы в тексте начинают ус- тупом - 15-17 мм При выполнении ПЗ на ЭВМ параметры шрифта для базового редактора Word следующие размер (кегль) - 14 пт, меж- строчный интервал 1, гарнитура Times New Roman Суд Все страницы пояснительной записки, начиная с титульного и кончая приложения- ми, имеют сквозную нумерацию. Номер страницы арабскими цифра- ми без точки проставляется в праром верхнем у»ДУ, кроме страниц титульного листа, задания на проектирование, реферата и содержания Структурным составляющим ПЗ реферату, введению, содержа- нию, списку иепользоалнных источников не присваивается цифровой индекс. Цифровые индексы присваиваются разделам, подразделам, пунктам и подпунктам основного раздела. Первый лист всех разделов, реферат, содержание, введение, спи- сок использованных источников выполняются с основной надписью 15
формы 2 ГОСТ 2 104 (рис. 2, прил. 7). Все остальные листы ПЗ, кроме титульного, задания на проектирование, приложений, выполняют с основной надписью формы 2а (рис 3, прил 7). Заполнение граф основной надписи производится черными чер- нилами чертежным шрифтом в соответствии с прил. 7 В графе 1 помещается название раздела или структуры со- ставляющих РЕФЕРАТ, СОДЕРЖАНИЕ, ВВЕДЕНИЕ, СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ. В графе 2 буквенно-цифровое с ЛдлЛ обозначение проектируемого объекта в виде хх хх хх ххх хх ПЗ. а - сокращенное обозначение изучаемой дисциплины. ДМ - для дис- циплин «Детали машин, основы конструирования и ПТМ отрасли». «Детали машин и основы конструирования»; ПМ - для дисциплины «Прикладная механика»; б — номер задания на курсовое проектирова- ние, в—номер варианта задания; г,д — для пояснительной записки про- ставляются нули. В графах 11, ]2 и 13 соответственно фамилии, подпи- си и даты подписей лиц, отмеченных в графе 10. В графе 4 - присвоен- ная литера руководителем проекта, в соответствии с ГОСТ 2.103 Для учебных проектов проставляется литера «У» В графе 7 ставят 1, в гра- фе 8 - количество страниц в рассматриваемом разделе, в графе 9 - в первой строке БГТУ, ДМиПТУ, во второй строке курс, номер группы и год выполнения без указания «год» или «г». Остальные графы фор- мы 2 ие заполнять. В основной надписи формы 2а заполнять только графы 2 и 7 соответственно проставлением буквенно-цифрового обо- значения раздела и порядкового номера страницы раздела. Пояснительная записка состоит из расчетов, формул, уравнений, рисунков, диаграмм, схем, эскизов, эпюр, графиков, таблиц и необхо- димых пояснений. Все расчеты должны сопровождаться иллюстрациями (рисунка- ми, схемами, эскизами, эпюрами, графиками), которые следует распо- лагать непосредственно после текста, в котором они упоминаются впервые, на отдельной странице или в приложении На все иллюстра- ции должны быть даны ссылки в пояснительной записке. Количество иллюстраций должно быть достаточным для пояснения излагаемого текста. Иллюстрации должны рвсполагаться так, чтобы их было удоб- но рассматривать без поворота или с поворотом по часовой стрелке. Иллюстрации, выполненные нс на всю ширину листа, располагать слева от текста. Все иллюстрации, если их в ПЗ больше одной, нумеруются арабскими цифрами в пределах раздела Номер иллюстрации состоит 16
последовательно из номера раздела и порядкового номера иллюстра- ции в разделе, разделенных точкой Номер располагается под иллюст- рацией и записыавется в сопровождении слова «Рисунок». Иллюстра- ции. при необходимости, могут иметь наименование и пояснительные данные (подрисуночный текст), которые располагаются сразу под ил- люстрацией, а ниже - номер и наименование. Например. «Рису- нок 2.5 - Схема установки» - пятая иллюстрация второго раздела. Иллюстрации, помешенные в приложении, обозначаются от- дельной нумерацией арабскими цифрами с добавлением перед цифрой обозначения приложения Например «Рисунок А 3» - рисунок 3 при- ложения А. После буквенного обозначения приложения ставят точку Все расчеты выполнять только в системе СИ При использова- нии формул из первоисточников, в которых употреблены внесистем- ные единицы, их значения должны быть переведены в единицы сис- темы СИ В формулах в качестве символов применять обозначения, установленные соответствующими государственными стандартами, а при их отсутствии - принятыми в отрасли Уравнения и формулы сле- дует выделять из текста в отдельную строку, выше и ниже каждой формулы и уравнения должно быть оставлено не менее одной свобод- ной строки. Если уравнение не вмещается в одну строку, оно должно быть перенесено после математических знаков. =, +, -, х, : Все ис- пользуемые формулы и уравнения, а также подставляемые в них ве- личины и коэффициенты необходимо снабжать ссылкой на источни- ки, которые располагаются между двумя косыми чертами / / или пря- моугольными скобками [ | Расчетные формулы и уравнения должны записываться в общем виде, затем подставляются числовые значения величин в том порядке, в каком они располагаются в формуле, и сразу записывается оконча- тельный результат с указанием размерности. Промежуточные вычис- ления, сокращения и зачеркивания не допускаются Непосредственно под формулой должны быть приведены значе- ния символов, числовых коэффициентов, аходящих в формулу, если онн встречались ранее в тексте. Значение каждого символа с указанием размерности и источника получения дают с новой строки в той после- довательности, в какой они приведены в формуле. Первая строка рас- шифровки должна начинаться со слова «где» без двоеточия Пример крутящий момент Г. Н- м, определяется по формуле [4] 3 I т, (4.1 1 (!>[ 2 Дулевич А. Ф и др [вПлТятэта7
где Pt - расчетная мощность на первом валу, 2860 Вт, табл. 1,2 , <О| - угловая скорость двигателя, 312,5 с-‘,/2/, табл. 2 1, = 2860 м ' 31,5 Если при расчетах определяется большое количество парамет- ров. результаты расчета целесообразно свести в таблицу. Все формулы и уравнения, если их в ПЗ более одной, нумеруют- ся арабскими цифрами в пределах раздела Номер формулы состоит последовательно из номера раздела и порядкового номера формулы, разделенной точкой Номер формулы указывают с правой стороны листа на расстоянии 5—10 мм от рамки на уровне формулы в круглых скобках Например; (2 5) - пя тая формула второго раздела. Таблицы применяют для лучшей на) лядности и удобства срав- нения и располагают непосредственно после текста, в котором они упоминаются впервые, па следующей странице или в приложении 1 аблнцы слева, справа, снизу и сверху ограничивают линиями Гори- зонтальные и вертикальные линии, разграничивающие строки табли- цы, допускается не проводить, если их отсутствие не затрудняет пользование таблицей Заголовки граф, как правило, записывают па- раллельно строкам. Высота строк таблицы должна быть не менее 8 мм. Графу «Номер по порядку» в таблицу включать не допускает- ся Заголовки граф и строк таблицы следует писать с прописной бук- вы, а подзаголовки граф - со строчной, если они состааяяют одно предложение с заголовками, или с прописной буквы, если они имеют самостоятельное значение В конце заголовков и подзаголовков таб- лиц точки не ставят Заголовки и подзаголовки граф указывают в единственном числе. Таблицы должны иметь названия, которые располагаются сим- метрично над таблицей и должны отражать их содержание, быть точ- ными и краткими Название таблицы следует писать строчными бук- вами, кроме первой прописной Таблицы нумеруются, если их в ПЗ больше одной, арабскими цифрами в пределах всей ПЗ в сопровожде- нии слова «Таблица» и названия таблицы Например- «Таблица 5 - Кинематические и силовые характеристики привода». Точки цреле номера и названия таблицы не ставят
2 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА Исходные данные: мощность Рпп, кВт, и угдоцая скорость (Аиих.сЛ ня выходном валу привода 2,1. Определение мощности на валах привода Определяем необходимую расчетную мощность на валу элек- тродвигателя по формуле рР»СЧ_Л^ £2.1) где т]обш - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода; Чобш гц Пз'Пз Вл> где 1]|, >]2 и т. д - КПД всех кинематических пар привода (потери в муфте, передачах и в подшипниках), включая и потери в подшипни- ках приводного вала привода Выбор значений КПД производится по табл 2.1. Таблица 2.1 Значение КПД механических передач (без учета потерь и подшипниках) Тип передачи В масляной ватте Открытая Зубчатая 0,96-0,98 0,94 Червячная с цилиндрическим червяком при числе заходов червяка 7, = 1 0,70 0,50 ?! = 2 0,75 0,60 Zi= 4 0,80-0,90 - Цепная (с втулочной роликовой или зубчатой цепью) 0,95-0,97 0,90-0,95 Фрикционная 0,90-0,95 0,70-0,88 Ременная (плоско- или клиноремепная) 0,94-0,97 Примечание. Для одной пары подшипников i] = 0,99, для муфты q=0,98 Определяем значения мощностей на ралах. При наличии между электродвигателем и первой передачей привода муфты расчетное зна- чение мощности первого вала привода 19
Л = Л’.'“пл.„. где r]w - КПД соединительной муфты, i]„ „ - КПД пары подшипников первого вала При отсутствии соединительной муфты P^' = Pt Мощность на втором валу привода определяется где 1]|_г - КЦЦ от первого вала ко второму П|-2=ПгПп„, где 1)| — КПД первой передачи привода, г)„0— КПД подшипников. Мощность на третьем валу привода Р3 = ЛП1-2П2-3 где Т)2 з — КПД от второго вала к третьему, П2-3=Ч2-Ппл» где т]2 - КПД второй передачи. Аналогично определяется мощность на всех валах привода, 2.2. Кинематический расчет привода Определяем ориентировочное значение общего передаточного числа привода по формуле (2.2) где , L/?P и т. д - средние значения передаточных чисел передач привода, принимаемые по табл 2 2. Определяем ориентировочное значение угловой скорости вала электродвигателя е-|,по формуле Ориентировочное значение частоты вращения вала электро- двигателя 20
„-,- = 3(12s В табл. 2.3 с учетом ранее найденного значения расчетной мощ- ности и принимаем стандартный электродвигатель (по мощ- ности - в сторону увеличения, по частоте вращения — ближайшее стандартное асинхронное значение) Таблица 2 2 Рекомендуемые значения передаточных чисел механических передач Тип передачи Передаточное число Рекомендуемое значение Наибольшее значение 1 Зубчатая передача. а) цилиндрическими прямозубыми колесами 3 б 10 б) цилиндрическими косозубыми ко- 3-5 10 лз) коническими прямозубыми коле- 2-3 Червячная передача 10-40 80 | Ременная передача в) плоскоременная 2-5 6 б) плоскоременная с натяжным роли- 4-6 8 в} клиноременная 2-5 7 Цепная передача 2-5 8 Фрикционная передача цилиндрически- ми колесами 2 4 10 У)левая скорость вала электродвигателя и первого вала привода равны между собой. W - асинхронная частота вращения выбранного по табл 2.3 стандартного электродвигателя, мин-1. Определяем фактическое общее передаточное число привода
Таблица 2.3 Технические данные асинхронных электродвигателей Примечание Обозначение типов электродвигателей расшифровывается следующим образом 4 - порядковый номер серии; цифры после .этой буквы высота оси вращения; S, L, М -установочные размеры по длине корпуса, 2,4.6.8,10 12 - число полюсов. Например, 4А80А2 электродвигатель серии 4, асинхронный, закрытого исполнения с высотой оси вращения 80 мм, станина и подшипниковые щиты из алюминия, двухполюсный. Таблица 2.4 Технические данные крановых электродвигателей Тип электродвигателя ЛВ15% ПВ 25% ПВ 40% ПВ 60% ПВ 100% Часовой режим Р. кВт п, мия-1 кВт я, мин 1 кВт я, мии*1 кВт N, мин"1 кВт я, мин"1 кВт я, мии'1 МТ-11-6 2,7 855 2,2 885 1,8 910 и 925 1,1 945 1.8 910 МТ-12-6 4,2 885 3.5 910 2.5 940 2,0 955 L7 960 2,5 940 МТ-21-6 6,5 922 5,0 940 4,2 950 3,4 960 23 972 4,2 950 МТ-22-6 9.5 928 7,5 945 6,3 957 5,0 966 3,6 978 6,3 957 МТ-31-6 13,2 944 11,0 953 8,8 962 7Л 970 50 980 8.8 962 МТ-31-8 9,3 688 7,5 702 6.3 712 5J> 720 3,6 728 6,3 712 МТ-41-8 13,2 708 1 ] 715 8,8 722 7,0 728 5.0 735 8,8 722 МТ-42-8 18.0 713 16 718 13,0 724 10,5 729 7,0 735 13,0 724 МТ-51-8 26,5 716 22 723 17,5 728 14,5 732 10,0 738 17,5 728 МТ-52-8 36,0 720 30 725 23,5 730 19,0 734 14,0 738 23.5 730 МТВ-611-10 55,0 568 45 575 36,0 581 28,0 586 24 588 45.0 575 MTB-6I2-I0 75,0 572 60 578 48,0 582 35,0 588 30 590 60,0 578 МТВ-б 13-10 100 574 80 580 65,0 584 43,0 590 36 592 80,0 580 MTB-711-J0 125 580 100 585 80,0 588 52,0 592 100 584 МТВ-712-10 155 582 125 $87 100 590 65,0 593 125 587 МТВ-713-10 200 582 160 587 125 500 86.0 593 160 587 Не изготовляются Следует применять электродвигатели МТВ с независимой вентиляцией (продуваемые).
овых электродвигателей
Производится разбивка £/0Й1| по отдельным ступеням с опреде- лением фактических передаточных чисел всех передач с учетом сле- дующих рекомендаций • передаточное число передачи принимается близкое к средне- му значению, но не должно быть меньше рекомендуемого в табл 2 2; • передаточные числа зубчатых передач должны иметь дробные значения (для лучшей приработки зубьев), • в приводах, имеющих несколько зубчатых передач, тихо- ходные передачи должны иметь передаточное число на 20-40% меньше быстроходной (для получения более компактного привода), • передаточное число червячной передачи принимается исходя из того, что число зубьев червячного колеса Z2 должно быть больше 26, а заходность червяка Zj = 1,2,4; • передаточное число конической передачи принимать не более (4®=3,15 -U.. (2.4) Полученное по формуле (2.4) значение не должно отли- чаться от полученного значения по формуле (2.3) больше чем на 5%. Определяем угловые скорости на валах. 2.3. Определение крутящих моментов на валах и ид проверочный расчет Крутящий момент на валах определяется по формуле где Т- крутящий момент на валу, Н- м, Р - мощность на валу, Вт: о - угловая скорость, с-1 Полученные значения крутящих моментов необходимо прове- рить по формуле Г2=7|С/|л1_2; Г, =7'AE/2Tli-2Tl2-3 ит.д. Отклонение не должно превышать 2-3% 25
Результаты расчетов свести в табл 2.6 Таблица 2.6 Сводная таблица результатов расчетов Номер вала Мощность Р кВт Угловая скорость <0, с' Частота вращения п. Крутящий момент Т, Н м | 2 3 ит.д.
3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ Исходные данные кинематическая схема передачи; крутящий момент на шестерне 7\ и колесе Т2, Н м, угловая скорость шестерни СО) и колеса coj. с , U- передаточное число передачи Расчет цилиндрических прямозубых, косозубых, шевронных передач производится в соответствии с ГОСТ 21354 Основными вадами являются расчет на контактную выносливость активных по- верхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняют на контактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе. Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряже- ниям изгиба В предлагаемой методике расчета зубьев на контактную вы- носливость и выносливость при изгибе принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжения Nn больше базового числа циклов NHo {Nn > Nho) В этом случае коэффициент долговечности Khl, учиты вающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным Кщ. = 1. 3.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений Зубчатые колеса редукторов в большинстве случаев изготавли- вают из углерод истой или легированной конструкционной стали При выборе марок стали учитывают передаваемый крутящий момент, на- значением тип передачи, требования к габаритам и массе, технологию изготовления, экономическую целесообразность. Некоторые стали, рекомендуемые для зубчатых колес, виды их термообработки и механические свойства приведены в табл 3 1. В зависимости от твердости, определяемой технологией изготовления, стальные колеса разделяются на дае группы 1 Зубчатые колеса с твердостью НВ < 350, при термообработке улучшение и нормализация. Применяются в мало- и средиенагружен- ных передачах при отсутствии жестких требований к массогабаритным 27
характеристикам и в изделиях индивидуального и мелкосерийного производства 2 Зубчатые колеса с твердостыо НВ > 350 (объемная и поверх костная закалка, цементация, нитроцементация, цианирование, азоти- рование, борирование) применяются в высоконагруженных, склонных к заеданию зубьев передачах при одновременном требовании к сни- жению габаритов и массы, а также в изделиях крупносерийного и массового производства С целью лучшей приработки зубьев и повышения КГЩ необхо- димо назначать для шестерни твердость на 20-50 единиц НВ выше, чем для колеса. Так как в учебных заведениях в основном предусматривается проектирование мало- и средненагруженных передач для условий индивидуального и мелкосерийного производства, то более целесо- образно ориентироваться на материалы первой группы При этом рекомендуется принимать для шестерни и колеса материал одной марки, а необходимую твердость обеспечивать различной термооб- работкой Допускаемые контактные напряжения для каждого из зубчатых колес [о;;1]и [одг] определяются по формуле К1=~г,глк,„, (3 1) где SH - коэффициент запаса прочности (табл 3.1), Z^ - коэффици- ент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев, ZF - коэф- фициент, учитывающий окружную скорость, КL - коэффициент, учи- тывающий влияние смазки; Кхн - коэффициент, учитывающий раз- мер зубчатого колеса. При проектировочных расчетах по ГОСТ 21354 принимают ZRZyKLKw = 0,9, °Hiim ~ «редел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа. стНПт = где KHL - коэффициент долговечности, принимаемый равным виы ~ предел контактной выносливости поверхности, со- ответствующей базовому числу циклов перемены напряжений, МПа (зависит от твердости материала зубьев, тайд 3 2). 28

Окончание табл 3 I 1 2 3 4 5 6 7 8 50ХН 269-302 1100 900 Улучшение 1,1 1,75 50ХН - 50-56 И 00 900 Улучшение + ТПЧ 1.2 1.55 20ХН2М - 56-63 000 700 Цементация + закалка U 1J5 25ХГТ - 56-63 1300 1000 Газовая нитроцемента- ция +закалка 1,2 1,55 40ХН2МА - 50-56 1000 850 Улучшение + азотирование 1,2 1,55 40Х.М 230-300 - 834 587 Улучшение 40ХМ 241 - 785 569 Улучшение 40ХМ - 48-54 1700 1373 Закалка 12ХНЗА - 56-63 903 687 Цементация ЗЗХМЮА 850-900 30 35 J030 883 Улучшение + азотирование Стальное литье (S/ 1.3) 35Л 163-207 - 550 270 Нормализация 1 1 1,75 45Л 207-235 680 440 Улучшение 1.1 1,75 50ГЛ 235-262 - 850 600 Улучшение 1.1 1,75 зохнмл - 687 540 Нормализация 1,1 1,75 40 ХЛ - 638 490 Нормализация Ы 1,75 35ХМЛ - 687 540 Нормализация 1.1 1,75 Таблица 3 2 Значения пределов контактной ч изгибной вы н ou t и в ости зубьев, соответствующие базовому числу циклов напряжений Материал зубьев Способ термической Твердость зубьев аН}тЬ’ МПа ° Flim* МПа или химикотермической обработки „ В сердцевине На поверхности | yoc„jm Углеродистые и легированные стали (например 45 и 40Х) Нормализация, улучшение 180-350 НВ 2НВ+70 1 8НВ Легированные стали (например, 40Х, 40ХН, 40ХФА и др) Объемная закалка 45-55 HRC 18HRC + 200 600 Легированные стали (например, 20X1 ИМ, 20ХН, J2XH2 и др.) Цементация 56-63 HRC 30-45 HRC 23HRC 950 Легированные стали (например 25ХГТ.30Х, ЗОХГТидр) Нитроцементация 56-63 HRC 30-45 HRC 23HRC 750. Легированные стали (например. 40ХН2МА) Азотирование 50-60 HRC 24-40 HRC 1050 300 + 12HRC
Определив величины [сИ)] и [аЯ2] в качестве допускаемого контактного напряжения, принимают для проектировочного расчета • меньшее из двух определенных значений - для прямозубого зацепления; • 1°»] - O.'fSQa/ziJ-b [стн2 ]) - для косозубого и шевронного заце- пления При. этом должно выполняться условие где [ow||iin- меньшее из двух значений [о,л] и [о/п] Иначе прини- мают [о„]= 1.23[а,Дп|п Допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе [сг]. МПа, определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле [»,] (3 2) где oF)im - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа аГНп) = G MlmbKF«KFilK i;oK PL’ где и,, |m,h- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа. Определяется по табл. 3.2 в зависимости от способа термической или химико-термической обработки, KF„- коэффициент, учитывающий влияние шлифования пе- реходной поверхности зуба; для зубьев с нешлифованной поверхностью К Fa = 1, при шлифовании определяется в зависимости от термообработ- ки- при закачке КFn = 0,9, нормализации и улучшении KFa - 1.1, цемен- тации и нитроцементации ЛГРя=0,7; KFd — коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработ- ки переходной поверхности зубьев. При изготовлении колес без данных видов обработки KFll = 1, для прочих случаев см. ГОСТ 21354, KF0 - ко- эффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагруз- ки При одностороннем приложении KFV =1, при двухстороннем (ре- версивном) приложении KF(1 =0,7-0,8 (большие значения прини- мать при НВ > 350); КFl - коэффициент долговечности, для длительно работающих передач принимается KFL =1; SF - коэффициент безопас- ности, определяется как SF =S'FSF , где S'.. определяется в зависимости от
заданной вероятности неразрушения и обработки материала (см табл 3.1), определяется в зависимости от способа получения заготовки зубчатого колеса (см табл 3 1); Ys - коэффициент, учитывающий градиент напря- жения и чувствительность к концентрации напряжений, определяется по графику (рис. 3 1). При проектном расчете открытых зубчатых передач принимается К<? -1 > Yr ~ коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности Для шлифования и зубофрезерования при ше- роховатости не ниже /?.4О принимается YK =1; К№ - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, определяется в зависимости от do. При <4, 300 мм принимают KXF = 1, при rfa> 300 мм определяют цо формуле Рис. 3 1 График для определения коэффициента 3.2. Проектировочный расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость Проектировочный расчет служит для предварительного опреде- ления размеров При расчетах зачатой передачи следует обратить внимание, что индекс «1» относится к шестерне, а индекс «2» - к ко- лесу Поэтому значение крутящего момента Т\ соответствует валу, на котором установлена шестерня При проектировочном расчете ориентировочно определяют на- чальный диаметр шестерни (мм) по формуле
где Кlt - вспомогательный коэффициент, равный 770 МПа для прямозу- бых и 675 МПа для косозубых и шевронных колес; 7j - крутящий мо- мент на ведущем валу, Нм; Ки$- коэффициент, учитывающий нерав- номерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости материала колес НВ, кинематической схемы передачи и вели- чины определяется по номограммам (рис. 3 Tf, Кл - коэффициент внешней динамической нагрузки (табл. 3.3); U - передаточное число рассчитываемой зубчатой пары (принимается из кинематического рас- чета); Vm - коэффициент ширины зубчатого вениа, задается в соответст- вии с табл 34; [сти] - допускаемые контактные напряжения опре- деляются в соответствии с п. 3.1. Таблица 3 3 Значении коэффициента внешней динамическом нагрузки Кл Режим нагружения двигателя Режим нагружения ведомой машины 2 3 4 ! Равномерный 1,00 1,25 1,50 1,75 2. С малой неравномерностью 1,10 1,35 1,60 1,85 3 Со средней неравномерностью 1,25 1,50 1,75 2,00 и выше 4 Со значительной неравномерностью 1Д0 1,75 2,00 2,25 и выше Примечание Характерные режимы нагружения двигателей- t Равномерный - электродвигатели 2. С малой неравномерностью - гидравлические двигатели 3. Со средней неравномерностью — многоцилиндровые ДВС. 4 Со значительной неравномерностью - одноцилиндровые ДВС. Таблица 3 4 Рекомендуемые значения коэффициента ширины шестерня „ b от носительно ее диаметра Bw = — Расположение колес относительно опор Твердость рабочих поверхностей зубьев яв<г)<:350 Яв1(2)>350 Симметричные Несимметричные Консольные 0,8-1,4 0.6-1 2 0.3-0.4 0.4-0.9 03-0.6 0,2-0,25 Примечания. Большие значения — для постоянных и близких к ним нагрузок. для жестких конструкций валов и спор 2. Для шевронный передач, где b — сумма полушевронов, можно увеличить в 1,3—1,4 раза.
НВа < 350 HBira>350 Подшипники роликовые Рис. 3.2 Графики для определенна коэффициентов неравномерности распределения нагрузки по ширине венца: а) и б) при расчете контактной прочности зубьев Кн$. в) и г) при расчете зубьев на изгиб Л/р для схем редукторов 1-7, д) схемы редукторов Характерные режимы нагружения ведомых машин 1 Равномерный - равномерно работающие ленточные, пластин- чатые конвейеры, легкие подъемники, вентиляторы и т. д. 2 С малой неравномерностью - неравномерно работающие лен- точные и пластинчатые транспортеры, шестеренчатые и ротационные 35
насосы, главные приводы станков, тяжелые подъемники, крановые механизмы, промышленные и рудничные вентиляторы, поршневые многоцилиндровые насосы, станы холодной прокатки и т д 3 Со средней неравномерностью — мешалки для резины и пласт- масс, легкие шаровые мельницы, деревообрабатывающие станки, од- ноцилиндровые поршневые насосы и т д. 4 Со значительной неравномерностью - экскаваторы, черпалки, тяжелые шаровые мельницы, дробилки, буровые машины, брикетиро- вочные прессы, станы горячей прокатки и т. д. 33. Определение геометрических параметров зубчатого зацепления Начальный диаметр колеса Ориентировочное значение межосевого расстояния при внеш- нем зацеплении Модуль т для прямозубых и нормальный модуль т„ для косозу- бых колес принимают в зависимости от межосевого расстояния- m(mn) = (°>°1_ 0,02)aw, мм. Получение значения т и »и„ округляют до ближайших стандарт- ных значений по ГОСТ 9563 (табл 3 5). 1 аблица 3 5 Значение модулей ш и щ„ (ио ГОСТ 9563) _________________________ Модули мм__________________________________ i 1,0 | 1,25 1 1,5 I 2,0 I 2,5~~| 3 I А 17 I б I 8 I >0 11Z { 16 | 20 I 25 I | I.125|1.375|l,751 2.25 I 2,75 |зл1-4Л |SS I 7 I 9ТТТ] 14 j 18 122 | Г Примечание Следует предпочитать первый ряд значений второму Предварительно принимается угол наклона линии зубьев р, рав- ный 10-15° для косозубых, и Р = 25-40° для шевронных колес Определяется число зубьев шестерни для прямозубых - по формуле 36
2а, для косозубых и шевронных по формуле 2owcosp ’"«„(1/+1) Z2=ZXU. Значения Zi и Z> округляют до целых чисел. ,, Z? К Уточняется передаточное число U=—, отклонение оттреиуе- zi мого значения нс должно превышать 5%. Угол наклона линии зубьев р уточняется по формуле _ mn{Z,+Z2) Р = arccos J, град Уточняется диаметр начальной окружности шестерни d^ и ко- леса dw2 dvl= Ztm, мм - для прямозубых, . Z,?Un Л rf , =—!—", мм - для косозубых и шевронных. COS0 dw2 =dKlU ,мм. Уточняется межосевое расстояние ,мм. Определяется рабочая ширина венца шестерни и колеса *2=Vw <1,ММ, Ь| = + (3 - 5). мм. Получение значения/?, и Ь2округляют до целых чисел, в боль- шую сторону, мм Определяется окружная скорость: V =-- .м/с, 2000 37
где <U] - угловая скорость на валу шестерни, с определяется из ки- нематического расчета. Определяется степень точности передачи в зависимости от ок- ружной скорости, условий ее работы и возможности производства в соответствии с табл. 3 6 Таблица 36 Ориентировочные рекомендации по выбору степени точности зубчя гых передач Степень точности не ниже Окружная скором ь V, м/с Характеристика передачи Р"0» Р>0" '6 (высокоточная) До 15 До 25 Высокоскоростные передачи, кинематические механизмы 7 (точная) До 10 До 17 Повышенные скорости, по- вышенные нагрузки 8 (средней точности) До 6 До 10 Общего применения 9 (пониженной точности) До 2 До 3.5 Тихоходные передачи 3.4. Проверочный расчет закрытых зубчатых передач на контактную выносливость Расчетные контактные напряжения ик, МПа, в полюсе зацеп- ления определяют по формуле a„»Z„Z,,Z V W (3 4) где Zu коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхно- стей зубьев, принимается равным 1,77 — для прямозубых, а для косо- зубых и шевронных - 1,76 при р - 5°; 1,75 при р = 10°, 1,71 при р= 15°, 1,67 при р = 20°. 1,62 при р = 25°, 1,57 при р = 30°; 1,5 при Р-35°; 1,42 при р-40°. Z„ - коэффициент, учитывающий механические свойства мате- риала сопряженных зубчатых колес, принимается равным 275; - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, Zs - 0,9 - для прямозубых и Zt - 0,8 - для косозубых и шевронных, Wm - удельная расчелся окружная сила, Н/мм
HZ Лг К к- 2yi1000<f к К -Т“ЛЛаЛЛРЛНя ~ о2 ь*г“н где Ь, - ширина колеса, мм, - делительный диаметр шестерни, мм; Т\ - крутящий момент на валу шестерни, II м; Кца~ коэффициент, учи- тывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых ко- лес Кца -1, для косозубых и шевронньЕХ при степени точности 7 - К1/а - = 1,01-1,07 (У < 10 м/с), К,,,, -1,07-1,12 ( V - 10-20 м/с); при степени точ- ности 8 - КНа =1,05-1,13 (V< 10 м/с), КИа = 1,13-1,17 {V- 10-20 м/с); определяется по рис. 3.2., - коэффициент, учитывающий ди- намическую нагрузку в зацеплении, определяется по табл. 3 7 Полученное значение должно удовлетворять условию 0,9[a„]sa„ <W5ts„]_ Если указанные условия не выполняются, то следует изменить ширину венца колеса Ь2, поменяв ранее принятое значение при про- ектировочном расчете . Если эта мера не даст должного результа- та, то надо либо изменить начальный (делительный) диаметр </wI, ли- бо назначить другие материалы зубчатой пары или другую термооб- работку и повторить весь расчет передачи. Таблица 3 7 Значение коэффициентов KHt и К Скорость, Степень точности Твердость зубьев, НВ ^Hv KF„ Прямо- Косо- зубые Прямо- зубые Косо- зубые ДоЗ 7 < 350 1 1,15 1 >350 I U5 1 8 £ 350 1.04 1,25 1.1 >350 1,08 I U 1 । 3-8 7 £ 350 1,02 1,35 1 >350 1,03 1,25 1 8 £ 350 1.01 1,01 1,45 1.3 >350 1,05 1,04 1.35 1,2 М 8-12,5 7 £ 350 1.02 1.45 >350 1,06 1,35 8 £ 350 - 1 4 >350 - - 1,3 39
3 5. Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе Расчетные напряжения изгиба зубьев оДМПа) определяют по формуле ----ГЛ-иццфД (35) где КFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев, принимают КГа = 1, KFp— коэффициент, учитывающий неравномер- ность распределения нагрузки по ширине венца Принимается по номо- граммам в зависимости от твердости материала колес, величины уы и ки- нематической схемы передачи (рис 3.2); KFv - коэффициент, учиты- вающий динамическую нагрузку в зацеплении Определяется по табл. 3 7, Yf - коэффициент, учитывающий форму зуба. Определяется по графику (рис 3.3) в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv (при нуле- вом смещении используется кривая, соответствующая Л"=0) Для пря- мозубых колес Zv =- Z. для косозубых и шевронных Z,, =—; У - cos (Р) коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимается “1, Ур-коэффициент,учитывающийнаклонзуба.Дляпрямозубыхко- лес Ур = 1; для косозубых Ур = 1 - -2-, где р - угол наклона зубьев, град. Рис. 3 3 График для определения коэффициента УР, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений 40
Размерность величин, входящих в формулу (3 5) Г, — в Н-м; b2 jdwUm — в мм. Проверочный расчет зубчатой передачи на выносливость при изгибе следует производить для менее прочного звена шестерни или колеса. Для этого необходимо определить отношение®-^? для шес- терни и колеса и проверку на выносливость производить для того зве- на, у которого это отношение меньше При проверочном расчете < [ог] не ограничивается, так как нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач определяется контактной прочностью Если of>l,05[oF], то надо увеличить модуль т(дап), соответственно пересчитать число зубьев шестерни Zx и колеса Z2 и повторить проверочный расчет на изгиб При этом межосевое расстояние не изменяется, а следовательно, не нарушается контактдаи прочность передачи. 3.6. Проектировочным расчет открытых зубчатых передач на выносливость при изгибе Открытые передачи рассчитывают только на выносливость зубьев при изгибе, так как абразивный износ поверхности зубьев про- исходит быстрее, чем усталостное контактное выкрашивание. Проектировочный расчет служит для предварительного опреде- ления модуля зацепления Предварительно выбирают материалы зуб- чатой пары (см п 3 I) Ориентировочное значение модуля w или т„ (мм) вычисляют по формуле (m„>i = Кт у (3 б) где - вспомогательный коэффициент для прямозубых цилиндри- ческих Кга=14, косозубых и шевронных 12; 7] - крутящий мо- мент на валу шестерни рассматриваемой зубчатой пары. Н-м, прини- мают из кинематического расчета (табл. 2.4); коэффициент, учи- тывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венпа, опре- деляют по графику (рис 3 2),^- число зубьев шестерни принимается предварительно по отсутствию подрезания зубьев 2\ £17-(19-21); 41
YF1— коэффициент, учитывающий форму зуба для шестерни, прини- мается в соответствии с п 3 5; у/1(/ — коэффициент ширины зубчатого венца, принимается в соответствии с п. 3.2, [сг]^, МПа - допускаемые напряжения изгиба зубьев. Определяются в соответствии, с п. 3.1. Полученные значения модуля для прямозубых т и для косозу- бых и шевронных т„ колес округляют до стандартного по табл. 3.5. Для стандартного значения модуля уточняют начальные диаметры шестерни и колеса, для прямозубых. — mZi и dw2 ~ mZlt для косозу- r , m„Z. , m„Z, бых ' и du,2 = , а также межосевое расстояние cosp cosp d^+d^-, ,, ан.= 2 ОКРУЖНУЮ скорость У = , м/с, рабочую ширину венца Ъг = тр i>i = &z +(3 — 5)мм, которые округляют до целых чисел. 3.7. Проверочный расчет открытых зубчатых передач Необходимо выполнить проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе в соответствии c п 3.5 с соблюдением условий 0,g[oF]< о,-< 1,05^1 3.8. Определение параметров зубчатых колес Расчет параметров зубчатых колес представлен в разделе 8. 3.9. Усилия в зацеплении Направления сил в прямозубой передаче показано на рис. 3 5, а Окружная сила F =— Радиальная сила F. = ElgfctA Для косозубой передачи направления сил показаны на рис. 3 5, б. Окружная сила F. = Рад иальная сила F = ^*t—°*) Осевая сила d,(, cos₽ Л -г,ч(й. где Т - крутящий момент на валу, Н мм; dw - диаметр начальной ок- ружности, мм; аи. —угол зацепления (стандартный ct,„ = 20°); ф— угол наклона линии зуба. Значения Т и dlr необходимо брать для одного из валов (целесообразнее для вала шестерни) 42
Рис 3.5 Силы в зацеплении цилиндрических зубчатых колес, а) прямозубых, б) косозубых ЗЛО. Особенности расчета цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора В соосном редукторе (рис 3 6) межосевые расстояния быстро- ходной и тихоходной аыг ступеней равны между собой. ani=aK2. Передаточные числа быстроходной U\ и тихоходной ступеней при- нимаются из кинематического расчета, чтобы </, к 125U, Расчет начинают с тихоходной ступени как более нагруженной и проводится по методике, изложенной в п.п. 3.1-3 5. Для расчета быстроходной ступени межосевое расстояние при- нимается таким же, как определенное у тихоходной ступени Вычисляется начальный диаметр шестерни быстроходной сту- пени dKl по рассчитанному для тихоходной ступени мсжосевому рас- стоянию : U, +1 где 1/| - передаточное число быстроходной ступени Определяется коэффициент у/1(/ быстроходной ступени по формуле Ui +1 Ц ’ (3 7) 43
где Kr! - вспомогательный коэффициент, равный 770 МПа для прямо- зубых и 675 МПа для косозубых и шевронных колес, 7J — крутящий момент на ведущем валу (Н-м); /Сед— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, завися- щий от твердости материала колес НВ, кинематической схемы пере- дачи и величины ybd-, определяется по номограммам (рис, 3.2.), (ои ] - допускаемые контактные напряжения, определяются в соот- ветствии с п 3 1 Рис 3 6 Кинематическая схема двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора Модуль /и и т„ для быстроходной ступени в целях увеличения плавности и бесшумности передачи принимается в 1,4-1,7 раза мень- ше, чем в тихоходной, и обязательно округляется до стандартных зна- чений по табл. 3.5. Предварительно принимается для косозубых передач угол р1 = 10 -15° и определяется число зубьев шестерни и колеса: 2а|Д cosfl, (Ц +!)«„ ’ Z,=Z,4/„ для прямозубых z, 2 -z.i/.. ' (Ц+1)т ' Значения Z\ и Z2 округляются до целых чисел Для косозубых колес уточняется угол р • 44
Определяются в соответствии с п 3 3 геометрические парамет- ры зубчатых колес. Проверяется межосевое расстояние- + d,vl =----£~^=««2- Проводятся проверочные расчеты ио контактным и изгибным напряжениям в соответствии с п.п. 3.4 и 3.5. Определяются основные параметры зубчатого зацепления и си- лы в соответствии с п.п. 3 7 и 3.8.
4. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ Исходные данные: кинематическая схема передачи, крутящий момент на шестерне Ту и колесе Т2, Н м, угловая скорость шестерни tot и крлеса to2, с , U— передаточное число передачи. 4.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений Выполняют анддогичнр цилиндрическим зубчатым передачам (см. п. 3.1) 4.2. Расчет закрытых конических зубчатых передач Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при обильной смазке, является усталостное кон- тактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач вы- полняют на контактную выносливость, а затем, после уточнения па- раметров передачи, проверяют действительные контактные напряже- ния и сравнивают их с допускаемыми с последующей проверкой зубь- ев на выносливость при изгибе При проектировочном расчете определяют предварительное значение среднего делительного диаметра шестерни d'nX, мм: 3ZZ. (4 1) где K,t = 770 МПа1/3 - для прямозубых передач; K,t = 680 МПа10- для косозубых передач, - коэффициент ширины зубчатого венца шес- терни относительно ее среднего делительного диаметра уы = b/dnl = = 0 3-0,6; Кир — коэффициент, учитывающий иерваномерносп. рас- пределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости и рас- положения колес относительно опор (рис. 3.2, а, б — схемы 1,2), Кцу~ коэффициент внешней динамической нагрузки (табл. 3.3). Ширина венца зубчатых колес Ъ, мм, (рис 4 1) определяется по формуле Ь = уъЛл Величина b округляется до целых чисел. У газ делительного конуса, град, 6’| = arctg(l/£7). 46
Рис 4 1 Основные параметры конической передачи Внешнее конусное расстояние, мм, /?'е = O,5(rf'mi/siuS'[ + b), при этом необходимо, чтобы выполнялось условие {b!R'e < 0,3). Внешний делительный диаметр шестерни, мм Предварительно принимая Zt = 17 (табл 4 1), определяют внеш- ний окружной модуль запепления т\е = d'eiIZ\, мм и округляют до ближайшей величины т1с = »ня, мм в соответствии с табл 3.5 При этом .Н?йб£рдимо, чтобы выполнялось условие (тк > Г- —— Таблица 4 I Рекомендуемое минимальное число зубьев колеса Число зубьев шестерни Z| Наименьшее число зубьев колеса Za I 12 I 13 I 14 I 15 I 16 I 17 I | 30 [ 26 [ 20 I 19 I 18 | 17 I Определяется число зубьев шестерни Z, = d'cilm,e. Число зубьев колеса Zz = Z^U Причем, Z{ и Zz — целые числа Уточняют истинное 47
передаточное число U= Z2/Zi- Отклонение С/от заданного значения не должно превышать ±3°/о. Действительные величины углов делительных конусов, град, 81 = arctg^/Zz), S2 = arctg(Z2fZi). Действительное внешнее конусное расстояние, мм, Hc=O^mle-jzF+zi Средний модуль зацепления, мм, л»„ = mle{Rc - G.5b)/Re. Средний делительный диаметр шестерни <4ri = m„Zt; колеса d„2=wi^Zj 4.3. Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям F,=2Tt/d,„t. У _ Яг^»г|,,1 “ 60 103’ Окружная сила в зацеплении, Н, Окружная скорость колес, м/с. Степень точности принимается по табл 3 6. Расчетные контактные напряжения определяются по формуле, МПа, (42) где Zu коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхно- стей зубьев, принимвется равным 1,77, Z„, - коэффициент, учитываю- щий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, принимается равным 275, Z£ - коэффициент, учитывающий суммар- ную длину контактных линий, принимается равным ZF = 0,9. Удельная окружная динамическая сила, Н/мм. где ёц — коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку (табл 4 2); go - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (табл. 4 3) 48
Значения коэффициенте!! Sw и fy- Таблица 4 2 Вид зубьев 6» 8г НВ|(21 <350 НВцд>350 Простые без модификации* 0,06 0,14 0,16 Простые с модификацией* 0,04 0,10 О.п Косые 0,02 0,04 0,06 * Модификация - снятие фаски на верхней части головки зуба величиной примерно 0,01 и длиной 0,4 модуля для более плавного входа зубьев в зацепление. Таблица 4 3 Значения коэффициентов #<) Модуль т, мм Степень точности 6 7 8 9 3,55 3,8 4,7 5,6 7,3 10 4,2 5.3 5,3 8,2 >10 <8 6,4 6,4 10,0 V- окружная скорость колес, м/с: у - . 60-1000’ ап — 0,5(г/м1 + мм — условное межосевое расстояние, опреде- ляющее моменты инерции колес Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей кон- центрации, Н/мм, = F, Kujjb. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеп- лении, Кн„= 1 + (Ин,,/ ГГнф). Удельная расчетная окружная сила, Н/мм, = F, Кце Км» Кл<Ъ Если полученная величина контактных напряжений ow превы- шает величину допускаемых контактных напряжений [о?/] более чем на 5%, то изменяется ширина венца колес Ъ с последующим пересче- том параметров передачи 4ДуледичА. Ф “ЛР
4,4. Проверочный расчет зубьев по усталостным напряжениям изгиба Расчетные напряжения изгиба зуба (МПа) должны удовлетво- рять условию Cfip)-Yfhz) 5’р KVJ/(O,85w,;.) <; [о>пр)], где YF - коэффициент, учитывающий форму зуба Определяется по графику (рис 3 3) в зависимости от эквивалентного числа зубьев ZF (при нулевом смещении используется кривая, соответствующая X — 0). Для конических зубчатых колес Zv ~ Kj- коэффициент, учиты- созб вающий наклон зуба Для прямозубых колес Y$= I Yc - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, принимается Уе = 1 Удельная окружная динамическая сила, Н/мм, ft' где 5г - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку (см. табл 4.2) Удельная расчетная окружная сила в зрне, ее наибольшей кон- центрации, Н/мм, Wfy - F, где Afj — коэффициент, учитывающий неравномерность распределе- ния нагрузки по ширине венца (рис 3.2, в, г - схемы 1,2) Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеп- лении, KFt, - 1 + (1^,/Гяр) Удельная расчетная окружная сила при изгибе, Н/мм, W„, ^KffKf.KJb Для прямых зубьев Zlf2>£- = Z1(2/cos 51(2); для косых зубьев Zi(1)F = Z|(2j/(cos3 ₽ cos Sip,). Расчет производят для элемента пары «шестерня-колесо», у ко- торого меньшая величина отношения Коэффициент, учитывающий форму зуба, (х1(2)= 0) (рис 3 3). Если при проверочном расчете окажется, что Огц2} значительно меньше [oFI{2)], то это допустимо, так как нагрузочная способность 50
большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочно- стью. Если перегрузка превышает 5%, то необходимо увеличить мо- дуль с последующим пересчетом числа зубьев и повторить провероч- ный расчет передачи на изгиб 4.5. Проверка прочности зубьев при перегрузках (при случайном увеличении крутящего момента сверх номинального) Максимальные контактные напряжения, МПа, Максимальные напряжения изгиба, МПа, 4.6. Определение параметрон конических зубчатых колес Расчет параметров конических зубчатых колес представлен в разделе 8 4.7. Силы в зацеплении конических колес Усилия в зацеплении прямозубых конических колес (рис 42): окружные силы, Н, 20007, „ 2000Г, Л| = - 7— > . d*A dn2 радиальные силы, Н, F,i = ): = Ff2tg(a)cos(8,); осевые силы, Н, Fai = ^i‘g(a)s*n(S,); Fu2 = Ff2tg(a)sm(6,) Здесь a -20°.
Рис. 4 2 Силы в зацеплении конических передач 4.8. Проектный расчет конической открытой передачи Исходные данные, выбор материала и расчет допускаемых на- пряжений выполняют аналогично закрытым передачам (п п 4 ] и 4.2). Расчетный средний модуль зацепления определяется по уста- лостному напряжению изгиба зуба по формуле <=М1 ¥г.>п. (45) где к,„ = 14, - число зубьев шестерни, обычно принимают Z( = 15- 17, Z?=Z|(7-целое число, коэффициент ширины зубчатого вен- ца шестерни относительно ее диаметра b/d'Bi| = 0,3-0,6, Кр$ - ко- эффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (см. рис. 3.2, в, г - схемы 1, 2); Кт - коэффициент внешней динамической нагрузки (см. табл. 3.3) Действительное передаточное число -l/=Z2/Zi. Угол делительного конуса шестерни и колеса, град, 6( = arctgtZj/Zj); & — arctg(Z2/Zt) Эквивалентное число зубьев Z^2)„?=Z1(2)/cos б1(2|. Yf — коэффициент, учитывающий форму зуба, (Хц2)“ О, см. рис. 3.3). Расчет производят для элемента пары «шестерня — колесо», у которого меньшая величина отношения [срц^уУр^. Ширина венца зубчатых колес, мм, b = J»xtT„rZj Величина Ъ округляется до целых чисел, мм 52
Внешнее конусное расстояние, мм, R'e = 0,5(w’mZ| / sin 8' । + fe) (Ь/Я’е < 0,3). Наружный модуль, мм, m'te= т'т R'e/(R'e — 0,58) Модуль m'te ок- ругляют до ближайшего стандартного значения m/<t = т„, мм (см табл. 3.5) Действительное внешнее конусное расстояние, мм, Яе= 0,5mK-^Zl +Z*. Средний модуль зацепления, мм, tn,„ = mt/Rc — 0,5b)/Re. Средний делительный диаметр шестерни dml=m,„Zi, колеса d,„2 = m„Z2 4.9. Проверочный расчет по усталостному напряжению изгиба зуба Расчетные напряжения изгиба (МПа) должны удовлетворять за- висимости ог1(2, = У/ч(2»И>„/(0,85»г„) < [Oftcjl Окружная скорость кодес, м/с, у, ’“‘‘л 60 1000 Степень точности (см. табл. 3.6). Удельная окружная динамическая сила, Н/мм, Hfe-Sf » । где 8f- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку (см табя. 4 2); gc — коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (см. табл 4.3); - 0,5(4д1 + rf„,2), мм - услов- ное межосевое расстояние, определяющее моменты инерции колес Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей кон- центрации. Н/мм. WFv=F,K^lb. 4* ДулевичА.Ф и др. 53
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеп- лении, Кг, - 1 + (J^v/Fnp) Удельная расчетная окружная сила при изгиба, Н/мм, WFv^F,KnKFvKJb Если перегрузка превышает 5%, то необходимо увеличить ши- рину колеса Ь и пересчитать параметры передачи заново. 4.10. Проверочный расчет прочности зубьев при перегрузках (при случайном увеличении крутящего момент а сверх номинального) Максимальные напряжения изгиба, МПа, СЯям1(2) ~ *Vl(2>(7Jlux/7’00m) — [Ок]пгах1(2)- Контактная прочность зубьев при перегрузках Удельная окружная динамическая сила, Н/мм, где 8ц коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой пе- редачи и модификации профиля зуба на динамическую нагрузку (см. табл 4 2). Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей кон- центрации, Н/мм, W^F.K^b Здесь Kw (см рис 3.2, а, б - схемы редукторов 1,2) Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеп- лении, Кщ = 1 + (И'н,/И'Мр). Удельная расчетная окружная сила, Н/мм, Расчетные контактные напряжения, МПа, (46) где Zu — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхно- стей зубьеа, Zu — 1,77; Z„ - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов крдес, ZE = 275 МПа‘а 54
Максимальные контактные напряжения (МПа) должны удовле- творять условию Одщах °Нч/^п1ш< ^иом - [°w]maxl(2> 4.11 Силы в зацеплении Определяются силы в зацеплении аналогично п. 4 7. 4.12. Определение параметров зубчатых конических колес Расчет параметров конических зубчатых колес представлен в разделе 8.
5. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ ЧЕРВЯКОМ Исходными данными для расчета передачи являются: крутящий момент на валу чераячного колеса 7>, Н-мм; угловая скорость ведомого вала coz, с-1; передаточное число передачи U Закрытые червячные передачи рассчитывают на прочность по устало- стным контактным напряжениям с последующей проверкой зубьев червяч- ного колеса как на контактную прочность, так и на усталостный изгиб как менее прочных по сравнению с витками червяка, а также проверочный расчет вала чераяка на жесткость. Кроме того, после определения размеров корпуса выполняют тепловрй расчет червячного редуктора. 5.1. Выбор материала и допускаемых напряжений Ввиду того, что в червячном зацеп гении преобладает трение скольжения, применяемые материалы чераячной пары должны обла- дать хорошими антифрикционными свойствами, повышенной износо- стойкостью и пониженной склонностью к заеданию. Для этого в чер- аячной передаче сочетают разнородные материалы при малой шеро- ховатости контактирующих поверхностей. Червяки изготавливают из среднеуглеродистых сталей марок 40, 45, 50 или легированных сталей марок 40Х, 40X11 и др. с поверхност- ной или объемной закалкой до твердости 4S-55HRC. При этом необхо- дима шлифовка и полировка рабочих поверхностей витков. Хорошую работу передачи обеспечивают червяки из цементируемых сталей (15Х, 20Х и др.) с твердостью после закалки 58-63HRC Зубчатые венцы червячных колес изготавливают преимущественно из бронзы, причем выбор ее марки определяется скоростью скольжения F, и длительностью работы. При высоких скоростях скольжения (У,= 6-25 м/с) и при длительной работе рекомендуются оловянные бронзы марок БрОФЮ-1, БрОНФ, которые обладают хорошими противозадирными свой- ствами. При средних скоростях скольжения (Ks = 2-6 м/с) применяют алюминиевую бронзу марки БрАЖ 9-4 Эта бронза обладает пониженными противозадирными свойствами, в отдельных случаях ее применяют при Vt до 8 м/с. При малых скоростях скольжения (Е,< 2 м/с) червячные колеса можно изготавливать из серых чугунов СЧ12, СЧ15, СЧ18 и др. Ориентировочную скорость скольжения У„ в зависимости от которой выбирают марку материала венца чераячного колеса (табл 5 1), определяют по эмпирической формуле 56
>4^-19'*^, где «t — частота вращения вела червака, мин Тг — крутящий момент на валу червячного колеса, Н мЩ- 1 аблица 5 1 Материалы и предельные напряжения для венца червячного колеся Материал группы Марка Способ отливки МПв сДдляСЧ) ок МПа И„ 1 Бронзы оловя- БрОЮШФ! БрО10Ф1 БрО5Ц5С5 ц К/3 К/3 285 275/230 200/145 165 200/140 90/80 >5 П Бронзы безоло- вянттыс и латуни БрФ10Ж4Н4 БрФЮЖЗМц1,5 БрФ9ЖЗЛ ЛЦ23А6ЖЗМЦ2 ц/к к/з ц/к/з U/K/3 700/650 550/450 530/500/425 500/450/400 й К ho g § 8 8 g 8 2-5 (И Чугуны серые СЧ18 СЧ15 1 355 315 <2 Примечание. Условное обозначение способа литья- К - литье в кокиль, 3 — литье в землю, Ц - центробежное литье. Расчетную формулу для определения допускаемых контактных напряжений зубьев червячного колеса [c,J выбирают по табл 5 2 в за- висимости от выбранного материала и твердости материала изготов- ления червяка НВ (HRC) Таблица 5 2 Допускаемые контактные напряжения, МПа ИВ червяка < 350 HRC, червяка 2 45 Группа! [он] =0.75Л)а Си о„ А; [°и1 =* 0,90Кщ Си о„ Г ру ппа II [с„] = 250-25 ИХ ” [*,1-300-25 И, Группа 1IJ [*,] - 175-35 Ц [о,,] = 200- 35 К, Здесь Сг- коэффициент, учитывающий износ материала колеса, принимаемый по табл 5.3, Кщ. — коэффициент долговечности, определяемый по формуле 57
к HL При Mrtun — МНЕ Khl~ 1 Здесь Мц\т~ 107—базовое число циклов нагружения, Мне—эквивалентное число циклов нагружения, определяемое по формуле Мне ~ ^^н"2 ’ где LH - требуемая долговечность передачи, ч; п2 - частота вращения вала червячного колеса, мин-1 Таблица 5 3 Значения коэффициента Сг № | » СУ I 1,33 р I ! ш. ! I ‘ |~^т^ | 1,22 | 1,11 | 1,02 | 0,95 | 0.88 | 0,83 | 080 Расчетную формулу для определения допускаемых изгибных напряжений выбирают по табл 5 4. Таблица 5 4 Допускаемые нзгнбныс наиряження, МПа Передача I Реверсивная Нереверсивная Группа!,В [of] = (0,08а,т 0,25огХтс [of]-0,120.^ Группа !П I [ог]^0,12 oi Кд | [ог]= 0,06 ац/Ста Здесь Kfl - коэффициент долговечности. KfZ = ?( hm • При 5 MFE KFL = 1 V MFE Здесь %iim= 106- базовое число циклов; MFE = Mfl£- эквивалентное число циклов перемены напряжений 5.2. Проектировочный расчет червячном передачи При проектировочном расчете определяют ориентировочное зна- чение межосевого расстояния червячной передачи, исходя из контактной выносливости поверхностей зубьев червячного колеса, а затем, после уточнения параметров передачи, определяют действительные контактные и усталостные изгибные напряжения и сравнивают их с допускаемыми. 58
формуле Расчетное межосевое расстояние (см. рис. 5.1) определяют по где Z2 = ZtU - число зубьев червячного колеса (Z? — целое число, причем h > 26), Z] — число заходов червяка (при U < 14 Zj = 4; при 14 < U < 30-ZI=2,npHl/>30-Z|=- l);Afw = 1,1 - коэффициент дина- мической нагрузки; q - коэффициент диаметра червяка Предвари- тельно принимают q' = 10 dL dal Рис 5 1 Основные параметры червячного зацепления Расчетный осевой модуль, мм, Гпр = + Z>) По табл. 5.5 принимают стандартный модуль т, наиболее близкий к расчетному nip. Также принимают значение Коэффициента q таким, чтобы меж- осевое расстояние aw= 0,5(q + Z2)zw, мм, было максимально близким к расчетному а„. 59
Таблица 5 5 Сочетание модулей т, коэффициента относительной толщины черника д и числа заходов червяка Z, (ГОСТ 2144) Модуль Число заходов червяка si при коэффициенте относительной толщины червяка д 8 (9) 10 (12) 12.5 (14) 16 20 2 3 5 6 7 8 9 1 00 1 1,2,4 1,25 1 7.-4 1*4 1*4 (1,50) (1.2,4) (1) 1.60 1.2,4 1*4 1,2.4 1*4 2,00 1*4 12.4 П 2.4, 1*4 1,2:4 1*4 2,50 1.2,4 1,2,4 (1*4) 1,24 1,2,4 1,2.4 (3.00) (>.2-4) (1*4) 3,15 1,2.4 1,2’4 U.4 1:2.4 1,2.4 (3.50) .(1*4) (I) <11 4.00 124 (1,2.4) 1 2,4 (1) 1,2:4 1,2:4 1.2,4 5 00 1.2,4 1,2 4 1*4 1.2,4 17 4 (6,00) (1,2.4) (1-2,4) 630 1 2,4 1 '-7*4 1 2.4 1*4 1*4 1*4 (7 00) (1,2,4) 8.00 1.2.4 1*4 1*4 1,2,4 1.2,4 го.00 1.2.4 1 2,4 1*4 1.2:4 (12 00) (|;2) 1230 1,2-4 1,2,4 1-,2,4 1.2,4 1.2,4 (14 00) (2) 16,00 I 2.4 12,4 1.2,4 1*4 - 20 00 1*4 1*4 Следует предпочитать Примечание В скобках приведены допускаемые значения значения, приведенное без скобок Уточняют скорость скольжения, м/с Г/ _ -»i 60 103cosy где di = qm, диаметр делительной окружности червяка, мм, у=arctg(Z|/^) - угол наклона винтовой линия град 60
Для материалов, где [о^] — /(!,), при полученной скорости скольжения Р, должно быть выполнено условие сн < [o/J, МПа. Если полученное значение F, не соответствует диапазону скоростей сколь- жения для выбранного материала (см табл. 5.1), то необходимо зано- во выбрать материал, соответствующий полученной скорости сколь- жения, и повторить проектный расчет. Определить степень точности передачи по окружной скорости червячного крлеса по формуле У _ со, -d2 2 “”2000 ’ где - диаметр делительной окружности червячного колеса, мм, rfz-wjZ,. Степень точности при ^<2 м/с принимается 9, при 2<И2 <5м/с-8, при 5 <F2< 10м/с-7, при У2> 10-6 Определяют ширину венца червячного колеса—&2. Значение ве- личины Ьг принимается при 2,=1(2\ b2 < 0,75(rft+2»jj при Zt = 4 b2 S 0,67(rf| + 2»;) Полученное значение b2 округляют до целого числа. При этом условный угол обхвата 28 червяка венцом червячного колеса должен находиться в пределах от 90 до 12,0” (б = arcsinj —|). +l,5m ) 5.3. Проверочный расчет на контактную выносливость Условие прочности по контактным напряжениям име.ет вид (53) Здесь Ки- коэффициент нагрузки Ки = КцрКну, где Кнц - коэф- фициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца колеса при постоянной нагрузке Кдр= I, Khv— коэффициент динами- ческой нагрузки, зависящий от скорости скольжения и принятой сте- пени точности изготовления червячной пары - принимают по табл. 5.6. В формулу подставляют в Н мм, ак в мм, для д используют уточненное значение 61
Должно выполняться условие 0,9[ся]<сЛ <1,05[<tw] Если эти условия не соблюдаются, то необходимо выбрать другие значения гп и <7 и вновь провести проверочный расчет При повторном невыполне- нии условия прочности следует выбрать другой материал с учетом фактической скорости скольжения и вновь произвести проектный и проверочный расчет передачи Коэффициент динамической нагрузки Кщ‘ Таблица 5-6 точности до 1,5 Скорость скольжения м/с св. 1,5 до 3 св. 3 до 7 5 св 7,5 до 12 1,25 1,25 5.4. Проверочный расчет на выносливость при изгибе Определяется напряжение изгиба зубьев червячного колеса по формуле <sF=0,7WFl YFhn < [oF], (5.4) где JYFl — —удельная окружная динамическая сила, Н/мм, (А^=1,1); Fa= ZTJdi - окружная сила в зацеплении, Н, YF - коэффициент, учитывающий форму зуба (определяется из табл 5.7 по эквивалентному числу зубьев червячного колеса, вычис- Z ляемому по формуле Z2E = —5—) Таблица 5 7 Значения коэффициента 1>, учитывающего форму зуба Действительное напряжение изгиба не должно отличаться от допус- каемого более чем на 5% при перегрузке; недотрузка не ограничивается 62
5.5. Определение параметров червячной передачи Расчет параметров представлен в разделе 8. 5.6. Силы в зацеплении Определение усилий в зацеплении червячной передачи (рис 52) необходимо для расчета валов и подбора подшипников. Рис 5 2 Силы в червячной передаче Окружное усилие на червяке FfJ равно осевому усилию на чер- вячном колесе Fa2 (без учета КОД); Fa = Рл-27‘t/d,. Окружное усилие на червячном колесе Fn равно осевому уси- лию на червяке Ful Fot = Fa- Радиальное усилие на червяке Frt равно радиальному усилию на червячном колесе Fr2 = Ff2^ Frttg(a(1), где аи - угол профиля (с.,“20°) 5.7. Расчет вала червяка на жесткость (выполняется □осле разработки эскизной компоновки редуктора) Правильность зацепления червячной пары обеспечивает доста- точная жесткость червяка. Критерием жесткости является значение прогиба/(мм) и среднем сечении чераяка, которое не должно превы- шать допустимого /s[/L обычно принимают [/ ]=(0,005 - 0,01)от, и определяется по формуле 63
где Flt, Frl — соответственно окружная и радиальная силы для червяка, п. 5.6, Н, L - (0,9 - 1,0)4- расстояние между опорами червяка, мм; Е-1 10s - модуль упругости материала червяка, МПа; J=Jf^ — момент инерции сечения червяка, мм4; , этс/г, . Jf=—мм; <р = 0,4-f-0,6(4dI/4q). 64 Значения диаметров 41,4н и модуля т необходимо подставлять в формулы в миллиметрах. В случае неудовлетворительного результа- та расчета на жесткость следует уменьшить расстояние между опора- ми червяка (на компоновке) или увеличить коэффициент диаметра чераяка q и после этого произвести перерасчет геометрических пара- метров передачи 5.8. Тепловой расчет червячной передачи Тепловой расчет производят после определения размеров кор- пуса при эскизном проектировании При работе червячной передачи часть мощности расходуется на преодоление сил трения, в результате чего происходит нагревание ре- дуктора Выделяемое тепло отводится в окружающую среду через стенки корпуса редуктора В случае недостаточного отвода тепла ре- дуктор перегревается и выходйт из строя. Поэтому необходимо про- изводить тепловой расчет с целью определения температуры масла, которая не должна превышать допускаемой величины. Температуру масла определяют по формуле к,л 1“1' (36) где /в — температура окружающей среды (обычно tB = 2Q°C); Pt мощность, подводимая к редуктору, Вт; ц - коэффициент полез- ного действия (КПД) передачи, определяемый по формуле ц — (0,95—0,96) - ' (здесь р' - приведенный угол трения, кото- tgty+p)
рый выбирают в зависимости от скорости скольжения по табп. 5 9), К, - коэффициент теплопередачи, принимают К, = 8 10 Вт/(м2 град) при слабой циркуляции. К,- (14-17) Вт/(м2 град)-при хорошей цир- куляции воздуха, А - площадь поверхности охлаждения (м2) (равна площади поверхности всех стенок редуктора, кроме поверхности дна, которым он крепится к плите Или раме) Величина А определяется по- сле разработки эскизной компоновки редуктора; [/,,] - допускаемая температура масла (80-90СС). Если окажется, что температура масла больше допускаемой, необходимо увеличить площадь поверхности охлаждения А, предусмотрев охлаждающие ребра (ряс 53) В расчете учитывается только 50% црверхнрети ребер. Таблица 5 9 Приведенный угол трения трения р' м/с 0.1 05 1.0 | 1,5 2,0 4=30 5°|0 3°10 3=40 2=30 -3°10 2=20 -2=50 2=00 2=30_ 10.0 V..M/C 1S 30 40 7.0 . £ 1=40 -2=20 1°30 -2°00 1-20 -1°40 1°00'-1°30 0°55’-1°20 Рис. 5.3 Профиль охлаждающих ребер: #=(4-5)&в=&Я=0,58, Л,=О,258;6=25 Если указанная мера не даст результата, необходимо применить искусственное охлаждение, кото- рое может осуществляться: а) обдувом корпуса воздухом с помощью вентилятора, насаженно- го на вал червяка, что увеличива- ет коэффициент теплопередачи до К,= (20-28) Вт/(м2 град), б) путем размещения в масляной ванне змеевика с циркулирующей водой К, = (90-200) Вт/(м2 град): в) применением циркуляци- онной системы смазки с холо- дильником. 5 Дулевич Л. «Ь и др
6. РАСЧЕТ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ Исходными данными для расчета денной передачи являются- передаточное число U, мощность на ведущем Pt и ведомом Рг валах, частота вращения nt и п2- крутящие моменты на ведущем 7, и ведо- мом Тг валах, условия работы и расположение передачи. Цепные передачи (рис 6.J) устанавливают на тихоходной сту- пени привода, передающего мощность до 80 кВт Для этого применя- ют втулочные, роликовые или зубчатые цепи с различным шагом. Шаг Р является основным параметром, от которого зависят основные размеры и характеристики приводной цепи Проектирование цепных передач обусловлено в первую очередь правильным выбором типоразмера цепи, который устанавливается в процессе расчета исходя из условия допускаемого значения среднего давления в шарнире цепи и принятого значения межосевого расстояния. Рис. 6 1 Геометрические и силовые параметры цепной передачи 6.1. Проектный расчет цепной передачи втулочной в роликовой цепью Требуемый шаг (см. рис 8.4) определить по формуле Vzi[9o]«₽ (6.1) 66
где Kj - коэффициент эксплуатации, определяемый по формуле ^•э — ^РЕГ^-см-^геж > (62) Кд - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, К,, - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние (при выполне- нии проектного расчета, когда неизвестно межосевое расстояние Ка = I); Кц - коэффициент, учитывающий угол наклона а центров звездочек к горизонту; Кряг — коэффициент, учитывающий способ регулировки передачи, Кем - коэффициент, учитывающий харак- тер смазки, АГрЕж — коэффициент, учитывающий режим работы пе- редачи. Значение коэффициентов принимать по табл. 6 1. В случае, если рассчитанный коэффициент эксплуатации будет больше 3, необходимо изменить условия работы передачи и выполнить рас- чет заново Z\ - количество зубьев на ведущей (меньшей) звездочке. Рекомен- дуемое значение зубьев определяют по табл. 6 2 или по формуле Z,=3L-2U (6.3) Полученное значение округляется до целого нечетного, чтобы обеспечить долговечность работы цепи fco] — допускаемое давление в шарнирах цепи, при выполнении проектного расчета определяется как среднее значение для разных ша- гов цепи при заданной частоте вращения мвлой звездочки (табл 6.3); г»р - коэффициент, учитывающий количество рядов цепи (табл 6 4). Рассчитанное по формуле значение шага округляется до бли- жайшего стандартного в большую сторону (прил. 2, табл. 1). С увели- чением шага цепи возрастают динамические нагрузки и шум при ра- боте передачи. Поэтому при больших скоростях следует принимать цепи с меньшим шагом, одновременно увеличив число рядов 6.2. Проверочные расчеты цепной передачи с втулочной и роликовой цепями Проверочные расчеты выполняют по допускаемой частоте вращения [и] малой звездочки, допускаемому числу ударов цепи [о], допускаемому давлению в шарнирах цепи [/?с] и запасу проч- ности [5] а) Расчет по допускаемой частоте вращения [nJ выполняется с целью уменьшения динамических нагрузок на цепь и звездочки по условию 67
MH (64) где [nJ - допускаемое значение частоты вращения малой звездочки (табл 6.3) Таблица 61 Значения коэффициентов, учитывающих условия работы цепной передачи Коэффициент Условия работы передачи Значение кп Спокойная нагрузка (стартовые нагрузки превы- шают номинальные на 150%) Кд=1 Нагрузка с толчками (стартовые нагрузки превы- шают номинальные на 200%) Кд=1^-1,5 Нагрузка с сильными удгфами (стартовые натруз- ки превышают номинальные па 300%) Кд=!.В К» При а = (30-50)? Ка=\ При а <25? К«= 1,25 При а -- (60-80)? K«=09 Кп При « < 60° Кн= I Прис >60° Кн= 1 25 КрЕГ Отжимные опоры Кгег= 1 Оттяжные звездочки Крег=1,1 Натяжные ролики ЯтЕГ= 1,1 Нерегулируемые Крвг= 1>25 Кем Непрерывная смазка в масляной ванне Лсм=0,8 Регулярная капельная или виутришарнирная смазка Ксм = 1 Периодическая смазка Ксм= 1,5 КреЖ Работа в одну смену ^ВЕЖ= 1 Работа в две смены Креж= 1,25 Работа в три смены Креж=1,45 Таблица 6.2 Определение числа зубьев ведущей звездочки Тип цепи Число зубьев меньшей звездочки Zi при передаточном числе U 1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 >6 Втулочная и роликовая 31-27 27-25 25-23 23 21 21-17 17-15 Зубчатая 35-33 33-29 29-25 25-23 23 19 19-17 68
Таблица 63 Допускаемоедавление в шарнирах цени рл,), МПа (при Z,= 17) и допускаемая частота вращения [и>[ малой (ведущей) шепотки л, мин 1 Шаг цепи 1, мм 12,7 15,875 19.05 25,4 31,75 38 1 44.45 50,8 50 46 43 39 36 34 31 29 27 100 37 34 31 29 27 25 23 22 200 29 27 25 23 22 19 18 17 300 26 24 22 20 19 17 16 500 22 20 18 17 16 14 13 12 750 19 17 16 15 14 13 1000 17 16 14 13 13 - Л]], мин-1 1250 1000 900 800 630 500 400 300 Примечания- 1 Если Z, 17, то табличное значение (</<>[ необходимо умножить па kz “ I + 0 0I(Zj 17) 2 Для передач, защищенных от пили, при спокойной ра- боте и надежной смазке козможно увеличение допускаемой частоты вращения [mJ на 25-30% Таблица 6.4 Значение коэффициента рядносги цепи шр | Число рядов цепи Zo 1 1 2 3 • ; 4 1 "'ll 1 1 1-7 2.5 1 LJLJ б) Расчет по удельному давлению д0 в шарнирах выполняют для обеспечения износостойкости цепи по условию где А, — окружная сила, Н, определяемая по формуле rf(n диаметр делительной окружности меньшей (ведущей) звездочки (рис 8 4), определяемый по формуле (6.7) 5*Дуле«нчА_Ф ндр 69
A — проекция опорной поверхности шарнира, мм , определяемая Пр формуле (6.8) где d2, bt - размеры элементов цепей, мм (прил 2, табл. 1). Если условие q0 < [<?с] не выполняется, необходимо увеличить число рядов цепи и повторить проверочный расчет. в) Рассчитать число ударов цепи о при набегании на зубья звез- дочек и сбегании с них с целью исключения повышенных динамиче- ских нагрузок по формуле где W- число звеньев цепи, определяемое по формуле (610) t а Kzt и Кгг - вспомогательные коэффициенты, рассчитываемые по формулам а - заданное или предварительно принятое оптимальное межосевое расстояние, м, определяемое по формуле а = (30-50)/. (6 11) Полученное число звеньев цеди округляют до целого четного. В этом случае отпадает необходимость использовать переходные звенья, уступающие по прочности основным. [о] - допускаемое число ударов цепи (табл. 6.5). В случае, если расчетное число ударов превышает допускаемое, необходимо увеличить число звеньев цепи и повторить расчет. г) Уточнить межосевое расстояние по формуле «, - - к„ д) Цепи тяжелонагруженных передач, подвергающиеся боль- шим перегрузкам при пуске, работающие при больших скоростях (Pi 10м/с), в которых возможны большие внутренние нагрузки, а также цени тихоходных передач (V <0,25 м/с) проверяют по запасу прочности 5 по формуле 70
------------sfsl, F,KR+Ff+Fy 1 J (6.12) где Q - разрушающая нагрузка, H (прил. 2, табл. 1), Кд -коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки; /у— натяжение от силы тяже- сти цепи, Н, определяемое по формуле F/=9,81mayK/. (613) Здесь т - масса 1 метра цепи, кг/м (прил. 2, табл. 1); К/ - коэффициент, учитывающий провисание цепи, определяемый по формуле К, =-6—0,0456а; / (04 а - угол наклона центров звездочек к горизонту, град Fy~ натяжение цепи от центробежной силы, Н, определяемое по формуле Fr=mPa, (6.14) где V - средняя скорость цепи, м/с, определяемая по формуле jz- zttn\ 60000' (6 15) [5] - допускаемое значение коэффициента безопасности (табл. 6.5) Таблица 6.5 Допускаемые значения коэффициента безопасности для втулочной и роликовой цепи Шаг цепи t, мм Значение [SJ при частоте вращения, мин ’, малой звездочки (ие более) 50 200 400 600 1000 12,70-15,875 7,0 7,8 8,5 93 11,0 19,05-25,40 7,0 8,2 9,3 10,3 12,9 31,75-38,10 7,0 8.5 10,2 13,2 16.3 44,45-50,80 7,0 93 П.7 14,0 Если условие S > [S] ие выполняется, необходимо выбрать цепь с большим шагом или большим числом рядов и повторить проверочный расчет. 71
е) Для нормальной работы передачи необходимо провисание холостой ветви цепи примерно на 0,01а Это достигается путем уменьшения расчетного межосевого расстояния на 0,75-1,0%. Поэто- му рекомендуемое монтажное расстояние ам принимают равным ак= (0.996-0,998)йу. ж) Определяют нагрузку на валы звездочек по формуле г„=ад, (6.16) где Кв - коэффициент нагрузки, учитывающий характер нагрузки, дейст- вующей ya вал, и распрдджение передачи (табл 6.6). Таблица б 6 Значения коэффициента нагрузки Кл учитывающего характер нагрузки, действующей на вал, и расположение передачи Характер нагрузки Угол наклона 0-40° >40° Спокойная 1,15 1,05 Ударная 1,30 1,15 6.3. Определение основных параметров звездочек втулочных и роликовых цепей Профиль зубьев и основные размеры звездочек для втулочных и роликовых цепей определяют по ГОСТ 591 (прил. 2, табл. 1) Расчет параметров звездочек представлен в разделе 8. 6.4. Расчет цепной передачи с зубчатой цепью Расчет проводится в следующей последовательноеги I. Определяют число зубьев Z\ ведущей (малой) звездочки Z, = 35-2(7 >17 (6.17) Полученное значение округлить до целого. 2. Определяют число зубьев ведомой (большой) звездочки- Z2 = Zj и > 100-120 (6.18) Полученное значение округлить до целого 3. Определяют фактическое передаточное число; <4 = ^ ф z, 72
4. Вычисляют коэффициент эксплуатации по формуле (6.2). Если значение К-, > 3, следует изменить условия работы переда- чи и выполнить расчет коэффициента эксплуатации здц^вр 5. Определить расчетную мощность Рр, кВт: (619) 6. Вычисляют шаг цепи t по формуле 5800 (620) Выбирают предварительное значение шага цепи /ц, мм (прил. 2, табл 3) При этом следует выбирать шаг возможно меньшим, чтобы избежать резких ударов при набегании цепи на звездочку. 7 Вычисляют скорость цепи F, м/с, по формуле ,7-^ < «. 60-Ю3 8. Рассчитывают ширину цепи по формуле Ы' где [Рю] - допускаемая мощность, передаваемая зубчатой цепью ши- риной 10 мм (табл. 6 7). (621) (622) Таблица 6.7 Ориентировочные значения кВт, для зубчатых цепей условной шириной 10 мм Шаг цепи I, мм При скорости цепи V, м/с 2 3 4 6 8 ю 12.7 0.4 0.8 1.0 1.3 1,6 2,0 2,3 15.875 0,6 1,0 1.3 1.6 2.1 2,5 3,0 19,05 0,8 1,2 1.6 1 9 2.5 3,0 3,5 25,4 1.0 1.6 2.1 2,6 3.4 4.0 4,6 31,75 1.2 2,0 2.6 3,2 42 5.1 5,9 8 Число звеньев цепи определяют по формуле , (7 7)\ t 2 8оп2 (6.23) 7Д
где а - требуемое межосевое расстояние, мм. Полученное значение округлить до целого четного. 9. Уточняют межосевое расстояние ау при принятом количестве звеньев по формуле С учетом монтажного расстояния действительное межосевое расстояние будет равно aN = 0,99бау. 6.5. Проверочные расчеты цепной передачи с зубчатой цепью Цепную передачу с зубчатой цепью проверяют по числу ударов цепи при набегании ее на зубья звездочек и сбегании с них, а также по допускаемому запасу прочности цепи. а) Число ударов v, с , цепи определяют по формуле . 42л. D =——<[1)1 60H (625) где [о] - допускаемое число ударов цепи, с1, определяемое по формуле г , 800 [«]=-— Если условие не выполняется, необходимо увеличить количест- во звеньев цепи (IV), уточнить межосевое расстояние (ау, аы) и пере- считать число ударов цепи. б) Действительный коэффициент запаса прочности цепи опре- деляют по формуле (6.26) где Q- разрушающая нагрузка, Н (прил 2, табл. 3), F,- окружная си- ла, Н, определяемая по формуле 10007? (6 27)
Pt - мощность на ведущем валу, кВт; Кд- коэффициент, учитываю- щим динамичность нагрузки; /у - натяжение от силы тяжести цепи, Н, определяемое по формуле /у =9,81тпу/Су, (6.28) tn - масса 1 метра цепи, кг/м (прил. 2, табл 3); Kf- коэффициент, учи- тывающий провисание цепи, определяемый по формуле К, =б-0,0456а, f 104 а - угол наклона центров звездочек к горизонту, град, Fv- натяжение цепи от центробежной силы, Н, определяемое по формуле Fv = mV1 (6.29) [S] - минимальный запас прочности представлен в табл 6 8 Таблица 6.8 Минимальный коэффициент запаса прочности зубчатых цепей [5) (при Z, > 17) Шаг цепи 1, мм Минимальный коэффициент запаса [.$] при частоте вращения малой звездочки л,. мка-1 50 100 200 300 400 500 600 800 1000 12,7 20 21 22 23 24 25 26 28 30 15,875 20 21 22 24 25 26 27 30 32 19,05 21 22 23 24 26 28 29 32 35 25,4 21 22 24 26 28 30 32 36 40 31.75 21 22 25 28 30 32 35 40 - в) Определяют силу, нагружающую вал передачи Fv Н, по формуле Г, = (1,15 -1,20)/; 6.6. Определение основных параметров звездочек зубчатой цепи Расчет параметров звездочек представлен в разделе 8.
7. РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ Основными критериями работоспособности и расчета ременных передач являются: тяговая способность, которую определяет величина передаваемой окружной силы, и долговечность ремня, которую при нормальных условиях эксплуатации ограничивает разрушение ремня от усталости. Исходными данными для расчета являются: мощность на веду- щем валу кВт; крутящий момент Ts, Нм; угловая скорость <оь с-1, и частота вращения мин-1, ведущего шкива; передаточное число пе- редачи U. 7.1. Расчет плоскоременных передач Ременные передачи плоским бесконечным ремнем широко при- меняются в различных отраслях машиностроения. Обычно плоскоре- менные передачи используются для изменения угловой скорости при- водного вала и занимают место между электродвигателем и редукто- ром. В учебной литературе описываются усложненные виды плоско- ременных передач: полуперекрестиые, перекрестные, с натяжным ро- ликом. На практике такие передачи используются редко, поэтому приводится методика расчета для открытых передач с параллельными осями валов. В данном методическом пособии изложена методика расчета для широко применяемых прорезиненных ремней. Проектный расчет плоскоременной передачи выполняют в сле- дующей последовательности: а) Определяют диаметр малого (ведущего) шкива А (рисунок) по формуле (71) б) Диаметр бддьщрго шкива D2 будет равен Ла-41/(1-{). (7 2) где коэффициент скольжения ремня (Е, = 0,01-0,02). Полученные в результате расчета значения диаметров шкивов округляют до стандартного значения по ГОСТ 17383 из следующего ряда значений: 40; 45; 50; 56; 63, 71; 80; 90, 100; 112; 125; 140, 160, 180; 200; 224,250,280; 315, 355; 400:450,500,560; 630; 710; 800; 900, 1000; 1120; 1250; 1400; 1600,1800;2000 мм. 76
в) Уточняют передаточное число передачи: (7.3) При этом должно выполняться условие Если данное условие не выполняется, необходимо выбрать дру- гой стандартный диаметр одного или обоих шкивов. Необходимо стремиться выбрать такие диаметры шкивов, чтобы отклонение фак- тического передаточного числа от заданного было минимально. г) Находят скорость ремня V (м/с) по формуле Г=^<30 2000 Если скорость ремня превысит максимальное значение, необхо- димо уменьшить диаметры шкивов. Если скорость V < 10 м/с, то не- обходимо увеличить диаметры шкивов д) Определяют минимальное межосевое расстояние по формуле <.^,>2(D, + D2) (7.5) Принять межрсевое расстояние д„р(рис 7 1)- (74) 77
е) Проверяют угол обхвата меньшего (ведущего) шкива ремнем а, по формуле И| =180°-57°^------(7 6) Слр где [а] — минимальный допускаемый угол обхвата. Для плоскоремен- ных передач [а] = 150°. Если указанное ограничение не выполняется, то необходимо увеличить межосевое расстояние и повторить расчет угла охвата. ж) Определяют требуемую длину ремня L по формуле (77) 2 4% Полученное значение округлить до целого. з) Определяют число пробегов ремня в секунду по формуле (78) где L — длина ремня м; 177] - допускаемое число пробегов ремня Для плоских ремней [£/] = 5 с-1. Если указанное ограничение не выполняется, необходимо уве- личить длину ремня до размера, превышающего L — и) Определяют расчетную толщину ремня по формуле 8 = 0,02577,. (7 9) к) В зависимости от полученной скорости ремня V по табл 7.1 выбирают вид ремня, толщину прокладки 8| и определяют требуемое количество прокладок по формуле (7 10) Полученное значение округляют до иелого z^ в меньшую сто- рону Принятое значение znp должно попадать в заданный интервал (табл. 7.1). л) Определяют фактическую толщину ремня по формуле 8 = B^IP (7Л1) м) Определяют допускаемое полезное напряжение по формуле 78
[а] = а01ад,КсКр, (7 12) где а01 - номинальное полезное напряжение при стандартных условиях (горизонтальная передача при угле обхвата а = 180°, скорость ремня V = = Ю м/с, спокойная односменная работа и нормальные условия окружаю- щей среды). Значения о0| для прорезиненных ремней при напряжении от предварительного напряжения а0—1,8 МПа в зависимости от отношения Г>, Л 6 определим по формуле стС| = 8.10-V - 2 - UT**2 + 0,0187л +1,7708, Ка - коэффициент, учитывающий угол охвата на малом шкиве, опре- деляемый по формуле Ки =0,003а + 0,46; Ку - коэффициент, учитывающий влияние натяжения от центробеж- ной силы, уменьшающей сцепление ремня со шкивом, определим по формуле Ку = 1,006 - 0,0001 Уг + 0,006 V, Ко—коэффициент, учитывающий расположение передачи (табл. 7.2); Кр- коэффициент, учитывающий влияние режима работы (табл. 7 3). Таблица 7.1 Технические данные плоских кпрдешнуровых ремней “ 1 1 Вид ремия и рекомендуемые скорости, м/с А Нарезные (У < 30) Б Послойно завернутые (И< 20) В Спирально завернутые (У < 15) _ ] |1 1| !*" 'И Ширина ремия Ь, мм 3-5 20-71 20-71 3—6 80-112 80-112 4-6 125-250 150 250 125-250 4-8 280-355 280-335 280-355 Примечание. Толщина одной прокладки |,25 мм, прокладки с прослойкой I 5 мм Ширину ремия назначают из ряда. 20; 25, 40,50, 63, 71, 80; 90; 100, 112; 125; 160, 180- 200; 224; 250; 280; 315; 355 79
н) Определяют окружную силу?7,, передаваемую ремнем F _ 20007] ' О, ’ (713) где 7\ - крутящий момент на валу меньшего шкива, Н-м о) Определяют требуемую ширину ремня по формуле (7 14) Полученное значение округляют в большую сторону до стан- дартного значения ширины ремня (табл. 7 1). Таблица 7 2 Влияние угла наклона передачи на Л'п г Угол наклона передачи у ЗначенияКо у S 60° 1 60° < у < 80° 0,9 80° <у < 90“ 0.8 п) Определяют время работы ремня t (ч) по формуле (7.15) где о, - напряжение упругости (для плоских прорезиненных ремней сту - 7 МПа), Кс - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа, определяется по формуле Ку = 0333317 + 0,6667, о11ИХ максимальное напряжение, возникающее в сечении ремня при на- бегании его на шкив меньшего диаметра (МПа), определяется по формуле G, = СТП +——, ' ‘ 2М с„ - напряжение изгиба при огибании меньшего шкива (МПа), опре- деляется по формуле 80
Е - модуль упругости (для прорезиненных ремней Е ~ 200 МПа); ot--напряжение от центробежных сил (МПа), определяется по формуле ctf=pR2-/P ‘ где р - плотность материала ремня, кг/м3 (1100-1200). Если долговечность ремня будет меньше 1000 ч, необходимо уменьшить толщину ремня и повторить п.п. л - и. р) Определяют силу предварительного натяжения ремня F<j, Н, по формуле E^csof>b, (7 16) гдеи0= 1,8 МПа (см (7 12)). Таблица 7 3 Коэффициент динамичности и режима нагрузки А,, при работе приводя от электродвигателя постоянного пли переменного тока или асинхронного с короткозамкнутым ротором Примечание Для приводов ст синхронных электродвигателей переменного тока, асинхронных с контактными кольцами, а также от двигателей внутреннего сгора- ния табличное значение умсиьшать на 0,1 6 Дулевич А. Ф и ар.
с) Определяют силу, действующую на вал Н, по формуле F, = 2F0 sm(0,5a) (7.17) Максимальное натяжение (с учетом последующего ослабления) принимают в 1Д раза больше. ^ax=L5FB. (7.18) т) Определяют параметры шкивов плоскоременной передачи по методике, изложенной в п. 8 5. 7.2. Расчет клиноременных передач В клиноременной передаче поперечное сечение ремня имеет фор- му клина. Такая форма обеспечивает увеличение силы трения между ремнем и шкивом за счет эффекта заклинивания Вследствие этого сила предварительного натяжения ремня меньше, чем у плоскоременных пе- редач, что приводит к уменьшению сил, действующих на опоры, а так- же уменьшению диаметров шкивов и увеличению передаточного числа. Расчет передачи выполняют в следующей последовательности а) Диаметр ведущего шкива определяют в зависимости от кру- тящего момента на ведущем шкиве по табл. 7.4. Таблица 7 4 Значения диаметров шкивоп для передачи наибольших моментов Крутящий момент Г| на ведущем шкиве. Н м Обозначение сечения ремня Диаметр малого шкива D\, мм 30 Z 63 71 80 90 11-70 А 90 100 112 125 40-190 В 125 140 160 180 110-6.00 с 200 224 280 315 400-2400 D 355 400 450 82
6) Диаметр ведомого шкива определяют по формуле (7 2). Полученное значение округлдат до ближайшего стандартного диаметра (см п 7 1) в) Определяют фактическое передаточное число по формуле (7 3). г) Окружную скорость ремня определяют по формуле (7-4) д) Минимальное amin и максимальное сп|в, межосевре расстояние определяют по формулам =0,55(С, .О,),/,. =„„=2(О,+О1), (7.19) где h — высота ремня, мм (табл. 7 5). Клиновые ремни ио I "ОСТ 1284 Таблица 7 5 „а н 1 Размеры сечегша. мм Расчетная длинаL ремня, мм Масса 1 м длины. </. кг Ьп Ьр h Z 10 8.5 6,0 47 400-2500 0,06 А 13 11,0 80 81 560-4000 0,105 В 17 14,0 10.5 138 800-6300 0,180 с 22 19,0 13.5 230 1800-10600 ОДОО D 32 27,0 19,0 476 3150-15000 0,620 38 32,0 23,5 692 4500-18000 0,900 F 50 42,0 30,0 1170 6300-18000 1.500 Примечания-1 Размер Ьр относится к нейтральному слою. 2. Площадь поперечно- го сечения ремня А в ГОСТ 1284 ие указана. Она определена по размерам Ьд и h при фо ~ 40° 3 Стандартный ряд предпочтительных длин L ремня (мм) 400, 450. 500. 560, 630, 710. 800. 900, 1000, 1120. 1250, 1400, 1600, 1800, 2000, 2240, 250Ъ 2800 3150,3550. 4000. 4500, 5000 5600 6300 7100 8000. 9000. 10000 11000, 12500,14000,16000.18000. Принять межосевос расстояние а^, е) Определяют требуемую длину ремня L, мм, по формуле '•‘2‘!rr+T(')l+cJ) + ^—--. (750) 2 4«пр Полученное значение округлить до стандартного в большую сторону (табл 7.5, примечание). ж) Уточняют межосевое расстояние по формуле
1-Л.-1 -i'A, 4 (7 21) _4А+д) д 1 2 ’ 2 4 з) Определяют угол обхвата на малом шкиве по формуле а = 180°-57° >[а], (722) где [а] - допускаемое значение угла обхвата ([а] = 120°). Если условие не выполняется, необходимо принять ремень большей длины для выбранного сечения и повторить пункты ж и з и) Требуемое число ремней для передачи заданной мощности определяют по формуле Z = где [Р] - допускаемая мошность на один клин ремня при заданных ус- ловиях работы, определяемая по формуле (7-24) Здесь Ро - значение мощности, передаваемое в стандартных ус- ловиях одним ремнем, кВт (табл 7 6); Ко — коэффициент, учитываю- щий влияние угла обхвата, определяемый по формуле Ка = 0.0029а + 0 4846, А", коэффициент, учитывающий влияние режима работы (табл 7 3) Рассчитанное значение округлить до целого в большую сторону. При этом должно выполняться условие Z < 8. Если условие не выполняется, необходимо увеличить диаметр малого шкива (табл. 7.4) и повторить расчет, начиная с пункта (б) к) В настоящее время не существует метода расчета ремня на долговечность, учитывающего все влияющие па него факторы, поэто- му расчет на долговечность ограничивают проверкой частоты пробе- гов ремня на шкивах по формуле [/=£<[(/]. (7.25) Если условие не выполняется, то необходимо выбрать ремень большей длины для выбранного сечения и повторить расчет, начиная с пункта (ж). 84
Таблица 7.6 Мощность Ра (кВт), передаваемая одним клиновым ремнем Обозначение сечения ремня Диаметр малого шкива О|, мм Скорость ремня 1, м/с 5 10 15 20 25 30 Z 63 0,49 0,82 1,03 1.11 71 0,56 0,95 1,22 1.37 1,40 80 0,62 1,07 1,41 1,60 1,65 90 0,67 1,16 1 56 1,73 1,90 1,85 Л 90 0,84 1,39 1,75 1.88 100 0,95 1,60 2,07 2,31 2,29 112 1,05 1,82 2.39 2,74 2,82 2.50 125 1,15 2,00 2,66 3,10 3,27 3,14 В 125 1,39 2,26 2.80 140 1,61 2,70 3.45 3,83 160 1,83 3,15 4.13 4,73 4,88 4,47 180 2,01 3,51 4,66 5,44 5.76 5,53 С 200 2,77 4,59 5,80 6,33 224 3,15 5,35 6,95 7,86 7,95 7J36 280 3.43 6,02 7,94 9,18 9,60 9,05 315 3,78 6,63 8,86 10.4 11 1 10,9 D 355 6,74 14,8 16,8 17.1 15,4 400 7.54 13,0 17,2 20,0 21,1 20,2 450 8,24 14,4 19,3 22,8 | 24,6 24,5 л) Определяют силу предварительного натяжения одного ремня по формуле • гм = 780f' (7 26) где q — масса 1 м длины ремня, кг (табл 7 5). м) Определяют силу, действующ}™ на валы, по формуле FB=2F01Zsm(0,5a). (7.27) н) Определяют параметры и конструкцию шкивов по методике, изложенной в п 8 5 7,3. Расчет передачи пол и клиновыми ремнями Проектный расчет ременной передачи поликлииовыми ремнями выполняют по условию тяговой способности ремня а) В зависимости от передаваемого крутящего момента на ве- дущем валу передачи по табл 7.7 выбирают тип ремня. 6*Дулевич А.<6 идо. 85
Таблица 7 7 Выбор типа по.тнклпнового ремня Крутящий момент Г(, Н м Тил ремня Базовая длина ремня /0 до 40 К 710 от 18 до 400 Л 1600 свыше 130 М 2240 б) Определяют оптимальный размер меньшего (ведущего) шки- ва по формуле Dt=k-‘^7{, (728) где кит- коэффициенты, зависящие от величины крутящего момен- та (табл. 7 8). Полученное значение округлить до стандартного (табл. 7.10) в большую сторону Это позволяет увеличить долговечность ремня и КПД передачи. в) Определить диаметр большего шкива по формуле D2=U Dt. (7 29) Получеиное значение диаметра округлись до стандартного в меньшую сторону (см п. 7 1) Таблица 7 8 Значения коэффициент он кит г) Уточнить частоту вращения ведомого вала пг по формуле (7 30) где * - коэффициент упругого скольжения (£, = 0,01-0,02). д) Определить окружную скорость V ремня по формуле 2000 (7.31) 86
В случае, если скорость ремня превысит 35 м/с, необходимо вы- брать шкив меньшего диаметра и повторить расчет по формулам (7.29)-(731) заново. е) Минимальное межосевое расстояние определим по формуле (О,+£>,)+*, (7.32) где Л - высота клина, мм (табл. 7.9). Максимальное межосевое расстояние определим по формуле «м-г (7.33) Выбрать требуемое межосевое расстояние а Таблица 7 9 Параметры пиликлииовых ремней Кордошнур (езжповолокно, лавсан) Примечание. Длину ремней принимать из ряда- 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900,1000 1120, 1250, 1400, 1600 1800.2000,2240 2500 2860,3150,4000. 87
ж) Определим требуемую длину ремня по формуле I = 2л + ОЛл(Д + Z>2) + 0,25/i(£)z - D,)2 (7 34) Полученное значение длины ремня округлить до стандартного для принятого сечения (табл. 7.9, примечание). з) В связи с тем, что расчетная длина ремня отличается от стан- дартной, уточним межосевое расстояние по формуле , _2(-<д,+д2)+42(-я(ц+д,)]'-8(д,-о,У „35. 8 1 ' ' Наименьшее расстояние необходимое для надевания рем- ней, определим по формуле «1анм =«-0,03/ (7 36) Наибольшее расстояние а,гаиб, необходимое для компенсации вцтяжки ремней, определим по формуле «,ии6 =« + 0,03/ (7 37) н) Угол охвата а малого шкива ремнем определим по формуле а = 180-57^~°'^[а], (7.38) а где [а] - допускаемое значение угла обхвата ([и] = 120°). к) Требуемое количество ребер Z ремня определим по формуле где [Р] — допустимая мощность (кВт), передаваемая одним ремнем с 10 ребрами, определяемая по формуле И=Й К..К, •«',) /,, (7.40) где Ро — мощность, передаваемая одним ремнем с 10 ребрами (табл 7-10); К,, - коэффициент угла обхвата а, определяемый по формуле Ка =1-0,003 (180-а); KL — коэффициент длины ремня, определяемый по формуле KL = 0,1691 In^-j+1,0024, 88
l0 - см табл 7 7, ДР] - поправка мощности, учитывающая влияние из- гиба на большом щкиве, определяемая по формуле ДР, = 0,0001 - A7J,| Я], где 7}д — поправка к моменту на быстроходном валу (табл 7.11); Кр - коэффициент, учитывающий динамичность и режим нагрузки (табл 7-3). Полученное значение необходимо округлить до целого в боль- шую сторону. При этом должно выполняться условие Zmm < Z < ZniiUl (табл. 7 9). Если условие не выполняется, необходимо увеличить меж- осевое расстояние или, если возможно, увеличить диаметр малого шкива и повторить расчет заново л) Силу предварительного натяжения ремня найдем по формуле = 78ОРо +9|в£г2 (7 41) У-Ка К’р 10 где q ю - масса 1 м ремня с 10 зубьями (табл. 7.9); К р — коэффициент динамичности и режима нагрузки при односменной работе (табл. 7.3). м) Силу, действующую на валы, определим по формуле (7 42) Таблица 7 10 Значение мощности, передапаемой одним ремнем 11 5 g. Диаметр меньшею шкива Di, мм Мощность Ро, кВт, передаваемая одним ребром с 10 ребрами при окружной скорости ремня И, м/с 2 5 10 15 20 25 30 35 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 40 0.65 1,40 2,40 3,2 37 45 0,70 1,55 2,70 3,6 4 3 4.9 50 0,76 1,65 2.90 4,0 4,8 5.3 56 0,80 1,80 3.10 4,3 5,2 5.9 6,2 63 0,85 1,90 3,40 4,6 5,2 _6,4 6.9 6,8 7.4 ' ~7,6 71 0,88 2,00 3.60 4,9 60 80 0,92 2.05 3,70 5.2 6.4 79 8,2 90 0,95 2,15 3,90 5.4 6,7 7,7 8.4 100 0.97 2,20 4,00 5,6 6,9 80 8,7 112 1.00 2,25 4,10 5,8 7.2 8,2 ч.т 125 1,02 2.30 4,20 6,0 7,5 8,7 9.5 140 1,05 2,35 4,30 6.2 7,6 8,8 96
Окончание табл 7 10 2 3 4 5 г. т 8 9 10 Л 80 1.9 3 9 6.4 7,9 8.3 90 100 2,2 45 7,6 9,7 10,8 2,3 5,0 8,6 1,7 12.7 13,0 112 2.54 5 5 9,6 2,7 14,7 15.3 125 2,7 5,9 10,4 3 9 16,3 17,4 17.0 140 2,9 6,3 11,0 5.0 17,8 192 19,0 17.2 160 3.05 6,7 12,0 6.2 19.4 212 21,5 20,0 180 3,1 7,0 12,6 /.() 20,6 22.8 23.4 23.6 200 3,2 7,2 13,0 7.9 21,6 24.0 24,8 224 3,3 7,5 13,5 18,6 22.6 25,2 26,2 250 3.4 7,7 14.0 19.2 23,4 26,2 27.5 280 3.5 7,9 14,3 19.7 24.0 27,2 28,6 315 3.6 8,0 14,7 20.3 24,8 28,0 29,7 . 355 3,6 8.2 15.0 20,7 25.5 28.8 30,6 м 180 7.1 14.5 24 0 30,2 32.8 31,8 24,2 200 7.7 16.3 27,7 35,8 40.3 40,4 35,4 м 224 8.5 18.0 31,3 412 47,5 49,5 46,3 37,0 250 9,1 19,7 34 4 45,9 53,8 57,0 56,0 48,0 280 9,7 21.0 37,4 50,3 59,8 65.0 64,0 58,0 315 10,2 >2.5 40,0 54.3 65.0 71.0 72,0 68.0 355 10.7 23.7 42,4 58,0 70.0 78,0 80,0 76,0 _ 400 450 11,0 24,8 44,6 61.0 74.0 83,0 86,0 84.0 11,5 25,7 46.5 64.0 78,0 87,0 92,0 91,0 500 630 800 11.8 26,5 47,8 66.0 81.0 91,0 96,0 95,0 105,0 12,3 28.0 50,7 70,0 87,0 98,0 135 0 12,8 29.0 53,1 74,0 91,0 104,0 112,0 113,0 1000 13,0 I 29.8 54,7 76,0 94,0 108.0 117.0 119.0 Таблица? II Значение поправки А 7м Передаточное числе 1 Справка А Ту на передаточное число к моменту на быстроходном валу при сечении ремня К Л М 1.03 1.07 0.1 0.9 7,0 108-1,13 0.2 1.8 13,8 1,14-1,20 0,3 2.7 20,7 1,21-1,30 0,44 3.6 27.6 1 31-1,40 05 4,0 31 0 1,41-1 60 0,55 4.5 34,5 1.61 -2,39 0,6 5,0 38,0 2,40 0,7 5,4 41.4 н) Определяют параметры и конструкцию шкивов по методике, изложенной в п. 8.5. 90
ТА. Расчет передачи зубчатыми ремнями Проектный расчет передачи выполняют по условию тяговой способности ремня в следующей последовательности. а) Определяют расчетное значение модуля тр ремия пр формуле Полученное значение округляют до ближайшего стандартного значения модуля т (табл. 7 12) б) Определяют диаметр ведущего Dt и ведомого D2 шкива (мм) по формулам где Z| - количество зубьев на ведущем шкиве (табл. 7 13), Z2 — коли- чество зубьев, на ведомом шкиве, определяемое по формуле Z2=Z,-t/ (7.45) Таблица? 12 Размеры и параметры поперачиых сечений зубчатых ремней с трапецеидальными зубьями Значение Шаг зубьев Размер ы сечения, м.м модуля tn, мм /р, мм Н Лр Я, 2а>° 1.0 3,14 1.6 0,4 0,8 1.0 0,2 0.2 50° 1.5 4.71 2.2 0,4 1 7 1,5 0,3 0,3 40° 2,0 6.28 3,0 0,6 1.5 1,8 0,4 0,4 40° 3.0 9.42 4,0 0,6 2,0 3.2 од 0,5 40° 4,0 12,57 5,0 08 2.5 4 4 1,о IJ) 40° 5.0 15,71 6,5 0.8 3,5 5,0 1.2 1.2 40° 7.0 21.99 НО 0.8 6,0 8,0 1.5 и 40° ю.о 31.42 15,0 0,8 9,0 12,0 2,0 1.5 40° 91
в) Определяют межосевое расстояние между шкивами по формуле Д[) = о™»Лйтаа (746) где д11мп и дпгах — соответственно минимальное и максимальное значе- ния межосевого расстояния, рассчитанные по формулам Kin=0’5,H(Z|+zz) =2™(^ + ^z) (7.47) Таблица? 13 Рекомендуемое число зубьев меньшего шкива Zt, удельной окружной силы И'о и масса 1 м длины ремчя шири пой 10 мм д и, меньшего шкива, мин1 При значении модуля т, мм 2.0 3,0 4,0 4,0 50 7,0 10.0 1000 12 14 16 18 18 22 22 Ь00 12 14 16 18- 18 24 24 2000 12 14 16 18 20 26 26 2500 12 16 18 20 20 28 30 3000 12 16 18 20 20 30 30 Ml, Н/мм 4 10 15 25 35 45 60 10 мм м 0.032 0,04 0,05 0,065 0,075 ООО 0,11 1) Определяют расчетное количество зубьев ремня по формуле (7-48) где Zp — шаг ремия, мм (табл 7.12). Полученное значение количества зубьев округляют до целого в большую сторону Zp (табл 7 14). д) Вычисляют действительную длину ремня I (мм) по формуле l=Z,’, (7 49) е) Уточняют межосевое расстояние су„ для принятой длины ремня по формуле г_ (750) Расчет выполнить с точностью до 0,01 мм. 92
Таблица 7 14 Стандартные длины ремней, выраженные в числе зубьев Zr Модуль т, мм Длины ремней выраженные в числе зубьев Zp 1,0 40, 42, 45, 48. 50, 52, 56, 60, 63 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105,112, 115.125,130, 140, 150.160 1,5 40. 42, 45. 48, 50, 52, 56, 60, 63, 67, 71. 75, 80, 85, 90 95 100, 105,112, 115, 125, 130, 140, 150.160 2,0 27 40, 42, 45, 48, 50, 52, 56. 60, 63. 67. 71, 75 80 85, 90. 95, 100, 105, 112.115.125, 130, 140, 150 160 3.0 36, 40. 42, 45. 48, 50, 52, 56, 60. 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 112. 115, 125, 130, 140,150, 160 4,0 48, 50, 52, 56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105. 112, 115, 125,130, 140,150,160,170, 180.200. 210.220,232, 250 5,0 48, 50, 52. 56, 60, 63 67, 71 75, 80. 85, 90 95, 100, 105 112. 115,125,130, 140, 150, 160,170,180,200,210,220,232.250 7,0 56,60,63. 67, 71,75 80, 85,90,95,100,105,112, 115.125.130, 140,150 10,0 56, 60,63, 67,7!, 75, 80 85. 90,95 100 105 112 ж) Определяют количество зубьев, находящихся в зацеплении с меньшим шкивом, по формуле Z)a| 360° >6, (751) где ct| - угол охвате меньшего шкива, определяемый по формуле =180О_57М^Э. (7 52) В том случае, если условие не выполняется, необходимо увели- чить Z или принять другой модуль и расчеты повторить. з) Определяют расчетное значение ширины ремня Ьр (мм). (7.53) где Ft — окружная сила (Н), определяемая по формуле город (7 54) 93
Dt — диаметр ведущего шкива (мм), определяемый по форму- ле (7 44), Z| — количество зубьев на ведущем шкиве (табл. 7.13), [И',] — удельная окружная сила при заданных условиях работы, оп- ределяемая по формуле k]=I^KvK«K2- Р55> где Wo - удельная окружная сила, передаваемая при спокойной рабо- те и передаточном числе U > I и Zo > 6 (табл. 7.13); Кр - коэффици- ент режима работы (табл. 7 3); Ку- коэффициент передаточного числа, учитывается только для повышающих передач (табл 7.15); Ко - коэф- фициент, вводимый при наличии натяжных или направляющих ро- ликов (при одном ролике КР = 0,9, при двух - 0,8), К2- коэффициент, учитывающий количество зубьев в зацеплении Zv (при Zo = 6 A?z=l,npMZo=5 Kz = 0,8 и npHZ0=4 К-/. = 0,4); q - масса 1 м длины ремня шириной 10 мм, кг/(10 мм-м) (табл. 7 13); К- скорость ремня, определяемая по формуле 7.31. Таблица 7.15 Коэффициент передаточного числа Kv U I до 0,3 I св. 03 до 0,4 св 0,4 до 0,6 I си. 0,6 до 0,8 I св 0,8 до 1 I 0Д0 I 085 I ОДЮ I 0,95 | 1 | Полученное значение ширины ремня округлить до стандарт- ного значения (табл. 7 16) для принятого модуля т. При этом долж- но выполняться условие /><£>,. Если условие не выполняется, необ- ходимо выбрать другое значение модуля и выполнить расчет шири- ны ремня b заново. Таблица? 16 Ширина зубчатых ремней Ь и заеисимосго от модуля т Ширина ремня Ь, мм Модуль HI, мм 1.0 1.5 2,0 3,0 4,0 5,0 7,0 10,0 3,0 да ла 4,0 да ла 5,0 да да ла 8,0 да ла да 10,0 ла ла да 12,5 да да да да 16,0 ла да да да 20,0 да да да ла да 94
Окончание табл. 7 16 Ширина Модуль т, мм ремня Ь, мм 1.0 1.5 2,0 3.0 4.0 5,0 7.0 10,0 250 да да да 32,0 да да да 40,0 да да да да 50,0 да да да да 63,0 да да да да 80.0 Да да ла да 100,0 ла да да да 125,0 да да и) Определяют силу Fb, действующую на валы передачи по формуле F,-(1,1-1,2)F,. (7.56) к) Определяют силу предварительного натяжения ремня Fo по формуле 1,,’ (1.1-1,3)561'’ (7.57) л) Определяют параметры и конструкцию шкивов по методике, изложенной в п 8.5
8. ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ, КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС, ЗВЕЗДОЧЕК И ШКИВОВ 8.1. Определение параметров цилиндрических зубчатых колес Зубчатые колеса изготавливают из стали с последующей терми- ческой обработкой. Реже зубчатые колеса выполняют из чугуна. Стальные зубчатые колеса диаметром до 400-500 мм (в отдельных случаях до 600 мм) выполняются коваными, при больших диаметрах - литыми. Типовые конструкции кованых колес представлены на рис. 8 1 и 8 2, а литых - на рис. 8.3. Конструкция, представленная на рис. 8 1, применяется при наружном диаметре колеса d„ < 200 мм или при нешироких колесах (ум < 0,2) при d„ < 400 мм Конструкция, представленнав на рис. 8.2, применяется при d„ < 500-600 мм. Рис 8 1 Конструкция цилиндрического зубчатого колеса Конструкции колес из чугунного литья при da 500-600 мм ана- логичны представленным на рис. 8 1 и 8.2, с той разницей, что ступица делается несколько толще (Дт « а наружная поверхность ступи- цы и внутренняя поверхность обода должны иметь литейные укло- ны 1:20. При больших диаметрах используется конструкция со спи нами (рис 8 3). 96
Рис. 8.2. Основные параметры цилиндрических зубчатых колес Рис. 8 3 Конструкция цилиндрического зубчатого колеса со спицами
В том случае, когда расстояние от впадины зуба до шпоночного паза х (рис. 8 4, а) меньше 1т, то зубчатые колеса делают как одно це- лое с валом (вая-шесгерия) Иногда целесообразнее шестерню делать заодно с валом и при большем значении размера х, чем указанное. Основные соотношения геометрических параметров цилиндри- ческих зубчатых колес - в табл 8 1. а) б) Рис 8 4 Варианты исполнения зубчатых колес (шестерен) Таблица 8 1 Основные параметры цилиндрических зубчатых колес Параметры Расчетная формула Высота головки 3v6a ha. мм для прямозубых колес йа=т для косозубых и шевронных колес Высота зуба Л, мм А’Ав + й/ Высота ножки зуба hr, мм лля прямозубых колес й, =1,25и1 для косозубых и шевронных колес йу = 1.25»чя Диаметр окружности вершин da зубьев, мм* Диаметр окружности впадин <^зубьев, мм* </,-=<4-2/1, Толщина обода а, мм в=(2.б-4,0)йл Диаметр ступицы de, мм*’ </cr=(i,6-l,8)<7, Дшна ступицы 4,, мм /сг=(1,2-1,б)</ж - Диаметр вала d„ под ступицей колеса, мм Методика расчета </„ представлена в п 9 1 I оящина диска с, связывающего ступицу и обол, мм c=(LO-J,2)« ЛОЙ* ИГ
Окончание табл 8.1 Параметры Расчет нал формула Внутренний диаметр обода А-. мм D* =df-2a Диаметр отверстий в диске Da', мм Г) - ° (2,5—4,0) Диаметр окружности центров отверстий Оо11)мм Ширина уклона s, мм s = 0,8с Вписанная дуга окружности Я. мм Принимается конструктивно Толщина выступа е, мм e=0.2d. Максимальная ширина спицы А, мм A=0,8rfe Минимальная ширина спицы 1ц, мм Л; =0,8/f * Размеры определяются для шестерни и колеса. * * Если dr dB >8/^, то зубчатое колесо экономически целесообразно выполнять с ободом, диском и ступицей (рис. 82 83) На торцах зубьев выполняют фаски размером /^(0,6—0,7)/г(1 с округлением до стандартного значения по табл. 8.2. Угол фаски Оф. на прямозубых колесах Оф - 45°, на косозубых колесах при твердости рабочих поверхностей НВ < 350 Оф = 45°, а при НВ > 350 Оф= 15° Таблица 8 2 Стандартные размеры фасок f мм Диаметр ступицы или обода, мм /мм Диаметр ступицы или обода, мм /, мм са 20 до 30 1.0 са. 80 до 120 2.5 св 30 до 40 1.2 св 120 до 150 з.о св. 40 до 50 L6 св. 150 до 250 4,0 св 50 до 80 2,0 св 250 до 500 5,0 8.2. Определение параметров конических зубчатых колее Конические зубчатые колеса изготавливают из тех же материа- лов, что и цилиндрические Колеса изготавливают кованными или ли- тыми Конструкция кованого колеса приведена на рис. 8 5. Для колес из чугунного литья наружная поверхность ступицы должна иметь ли- тейные уклоны (I ’20) аналогично цилиндрическим колесам 99
Рис 8 5 Конструкция и основные геометрические параметры конического колеса Конические зубчатые колеса малого диаметра (шестерни), как и цилиндрические, при небольшой разнице их диаметра и диаметра вала делают как одно целое с валом. Основные соотношения геометрических параметров кониче- ских колес представлены в табл 8 3. Таблица 8.3 Основные параметры цилиндрических зубчатых колес Параметры Расчетная формула Количество зубьев Z Угол делительисго конуса шестерни 61, град сп II и Н Угол делительного конуса колеса Иг, град б2 =90-8| Внешний окружной модуль т,„ мм Внешнее конусное расстояние Я,, мм «€=O,5mK7Z’+z? Среднее конусное расстояние R„, мм Я„=Я^-0.5Ь Средний модуль зацепления т„, мм Re Средний делительный диаметр dm, мм d" -n^2 Радиальный зазор в зацеплении С, мм C=0,2mu 100
Окончание табл 8.3 Параметры Расчетная формула Внешняя высота головки зуба hee, мм Внешняя высота ножки зуба h/e, мм Внешняя высота зуба Ло, мм Внешний диаметр делительной окружности dc, мм' <="iK.Z Внешний диаметр окружности верши, i зубьев 4«, мм 2^ cosS Внешний диаметр окружности впадин зубьев d#, мм dfe=de -2,4ЛОГ cos 6 Толщина обода а, мм «.(Л0-4,0)Л.и Диаметр ступицы dcr. мм dc, = (1,6-1,8)4, Длина ступицы 1„, мм 4, = (12-1,6)4. Диаметр вала d, под ступицей колеса, мм Расчет d. представлен в n. 9 Толщина диска с. связывающего ступицу и обод, мм c =(1,0-1,2)a Внутренний диаметр обода £>», мм Dl-dj- 2a Диаметр отверстий н диске Do", мм n - (2,5 -4,0) Диаметр окружности центров отверстий /)ото, мм °" 2 * Размеры определяются для шестерни и колеса. ** Если dfe -dv >&hCF, то зубчатое колесо имеет обод, диск и ступицу (рис 8 5). Расчет ведется для шестериц и колеса 8.3, Определение параметров червяка и червячного колеса Червяк в большинстве случаев изготавливают заодно с валом, при этом резьба может быть получена фрезерованием (твоя 8 4, рис а) или нарезана на токарном станке (табл 8 4, рис. б). Геометрические соотношения параметров червяка приведены в табл. 8.4 Червячное колесо по экономическим соображениям выполняет- ся составным. Оно состоит из бротдрврго венца и чугунного либо стального центра (рис 8 6) Венец и центр получают путем отливки. Соединение венца и центра осуществляется либо при помощи глухой посадки с натягом (рис 8.6, а и б), либо при помощи болтов, поставленных без зазора (рис 86, в). ?• Дулевич А. Ф. и лр.
Таблица 8 4 I еометрические параметры червяка Параметр Расчетная формула Диаметр делительной окружности d, мм d. = tnq Диаметр окружности выступов <!л, мм Диаметр окружности впадин d/. мм dj = rn(g-2,4) Длина нарезной части червяка Ь\, мм, при числе заходов Zi = lnZl = 2 >m(H+0.06Z,) Zj=4 >вг(12,5+0,09Z,) Примечание. Для шлифуемых и фрезеруемых червяков длину Ь\ следует уве- личить не 25 мм ори т < 10 мм; на 35-40 мм при т = 10-16 мм, на 50 мм при т > 16 мм Во время работы происходит уменьшение натяга. Так как брон- зовый венец больше нагревается, чем чугунный центр, а также вслед- ствие большего значения коэффициента линейного расширения брон- зы, чем чугуна (стали). Для гарантии неподвижности в плоскости стыка обычно уста- навливают четыре-шесть винтов, как показано на рис 8.6, а, или бол- ты, при этом выступающую часть болта спиливают (рис. 8 6, е) Вин- ты и болты проверяются на смятие. В последнее время находит применение отливка бронзового венца на ранее изготовленный чугунный центр. При этом способе со- единения венца с центром (рис. 8 6, д) не требуется дополнительного крепления винтами или болтами В некоторых случаях червячные колеса изготавливают сплош- ными (рис. 8 6, г) 102
Рис. 8 6 Конструкция червячного колеса и способы крепление венца Соотношения геометрических параметров червячного колеса представлены в табл. 8 5 Таблица 8 5 {'еометрические параметры червячного колеса Параметр Диаметр делительной окружности </, мм Диаметр окружности выступов d„, мм Диаметр окружности впадин d/, мм Ширина венца колеса ^2, мм, при числе заходов_ Zi=l hZi = 2 Z,=4 Наружный диаметр червячного колеса <4^, мм, при числе заходов z^i ~ “ Расчет ная формула rf, =mZ2 <2=w(22+2)£j/) <^-2,4)^ fc, ^0,75 </gx 3^1) 6Д< 0,674g, d id2+2m 103
Окончание табл 8.5 Параметр Расчетная формула а-г S40 Zi = 4 d«nSd,a + 'n Толщина обода (венца) и лиска а. мм 2 Д o = (2-4)m 1 олщина диска с, связывающею ступццу и обод, мм Диаметр отверстий в диске Dan. мм ~ Id 0 df2-4a-dv 1 (2,5-4.0) Диаметр вала под.ступицей d„ колеса, мм cm. n. 9 1 Диаметр ступицы </ст, мм = (1,6-1.84 Длина ступицы /с„ мм < (1.6 1.84 Крепежный винт или болт диаметр винта (болта) мы -(0.6-0,7)a длина вин та (болта) мм U,ra = (2.O-3.O)<I С JK- На торцах зубьев выполняют фаски размером / = 0,5»; с округлением до стандартного значения по табл. 8 2. Угол фаски Оф = 45° 8.4. Определение параметров звездочек цепных передач Звездочки для втулочных и роликовых цепей имею! неболь- шую ширину. Поэтому их изготавливают цельными (рис. 8 7, в) или составными (рис. 8 7, а, б) из двух частей — диска с зубьями и ступицы, которые в зависимости от материалов и назначения звез- дочки свариваются (рис. 8 7, а) или соединяются заклепками (бол- тами) (рис. 8.7, б). Звездочки для зубчатых цепей (рис 8 8) широ- кие, их выполняют целыми. Монолитные звездочки и диски составных в основном изготав- ливают из среднеугтеродистой или легированной стали 40, 45, 40Х, 50Г2, 35ХГСА, 40ХН с закалкой до твердости 40-50HRC или цемен- тируемой стали 15, 20, 15Х, 20Х, 12ХН2 с термообработкой до твер- дости 5C-60HRC Звездочки тихоходных передач при скорости цепи V <. 3 м/с и отсутствии динамических нагрузок изготавливают также из серого или модифицированного чугуна СЧ15, СЧ18, СЧ20, СЧЗО с твердо- стью поверхности до 260-300НВ. 104
Рис. 8 7 Конструкция звездочек роликовых и втулочных цепей Рис. 8 8. Конструкция звездочек зубчатых цепей Конструирование звездочек для роликовых и втулочных цепей Соотношения основных параметров звездочек роликовых и вту- лочных цепей представлены в табл. 8.6.
Таблица 8 6 Основные параметры звездочек роликовых и втулочных цепей Параметр Расчетная формула Шаг цепи /, мм Прил 2. табл 1,2 Диаметр ролика di, мм Прил. 2, табл 1,2 Ширина пластины цепи //, мм Прил. 2, табл 1.2 Расстояние между внутренними пластинами Ь>. мм Прил. 2, табл 1,2 Расстояние между рядами цепи Л), мм (определя- ется для многорядных цепей) Прил. 2, табл 2 Количество зубьев звездочки Z" См п 6 Радиус впадин г. мм г = 0,5025^+0,05 Радиус закру! пения зуба и, мм Л - 1.7^1 Расстояние от вершин зубьев до линии центров дуг закругления 1ц, мм *(=0,8^ Ширина зуба звездочек Ь, мм 6=0,936,-0.15 Размер фаски / мм /=0.26 Делительный дламетр звездочки, мы" d,'_ (ISO0'! 8,П[—J Диаметр окружности выступов Dcl звездочки, мм* Дламетр окружности впадин Di звездочки, мм* Р,=^-2г Наибольший диаметр обода Dc звездочки, мм* аг-41?)-1-2* Количество рядов цепи ZB См 11.6.1 Ширина венца звездочки В, мм £=4(zp-i)+6 106
Окончимте табл 8 6 Параметр Расчетная формула Диаметр вала d, под звездочкой, мм’ См п 9 Диаметр ступицы ДС7, мм' <4т=(1.6-1,8)44 Длина ступицы /ст, мм* /СТ=(1,6-1,8М Толщина диска с, мм” e = (U-l,3)z Толщина обода о, мм a=\5(De-de) Внутренний диаметр обода Z)». мм” Di -Dt-2a Диаметр отверстий в диске Do, мм n- ° (2,5-4,0) Диаметр окружности центров отверстий Dm,. мм” • Вычисляются для ведущей и ведомой звездочки ** Рассчитывают, если обод соединяю! со ступицей диском Конструирование звездочек для приводных зубчатых испей Профили зубьев и конструкция звездочек зубчатых цепей пред- ставлены на рис 8 8, 8 9. Основные геометрические параметры звез- дочек представлены в табл. 8 7 107
Таблица 8 7 Основные параметры звездочек зубчатых цепей Параметры Расчетная формула Шаг цепи 1. мм Прил 2, табл 3 Количество зубьев Z звездочки Вспомогательный коэффициент к*< Табл 8.8 Радиальный зазор е, мм г=0,1/ Высота зуба Л । цепи, мм Прил. 2, табл 3 Высота зуба fa, мм Л, =Ц+е Ширина цепи Ь. мм Прин 2, тябл. 3 Толщина пластины s, мм Прил. 2, табл 3 Делительный диаметр rl звездочки, мм* а=~ л «И s,n[ z J Диаметр начальной окружности 1)е звездочки, мм J3 II r,!g 1 Nllp Диаметр окружности впадин О, звездочек, мм* D>~d fiV'i I z J Угол поворота звена <р°* 360° ф=— Угол наклона рабочих граней о зубьев a = 60c Угол впадины зуба 2]3° (для цепи типа 1) 2р°=а<,-ф° Половина угла заострения зуба у заездочки' y°=30°-<pc Ширина зтба fa звездочки мм для цепи типа 1 b1=b+2s для цепи типа 2 bj -2,55s Ширина венца fa звездочки, мм для цецм типа 1 bt=t^ дла цепи типа 2 b4 =b+l 58s Расстояние от вершины Зуба до линии центров с,. мм q к 0,4/ Радиус закругления торца зуба и направляющей проточки г мм для пени типа 1 г e t для цепи типа 2 г-50 Глубина прогочки fa, мм fa =0,75/ Ширина проточки s(l мм s, -2s 108
Окончание табл 8 7 Параметры Расчетная формула Диаметр вала </« под звездочкой, мм См п 9 Диаметр ступицы г/„, мм <4, = (1,6-1,84 Длина ступицы /„, мм 4т = (1,6-1.84 1 олшина диска с, мм с = (12-1,3)/ Примечания 1 Высочу зуба кг и зазор е вычисляют с точностью до 0,1 мм, прочие линейные размеры - с точностью до 0,01 мм, угловые с точностью до 1 2 * Параметры рассчитываются для ведущей и ведомой звездочек. Значение коэффициента А',1С Таблица 8,8 Количество зубьев Тип цепи 1 Тип цепи 2 до 40 1 0.99 св 40 0,995 8.5. Определение параметров шкивов ременных передач Шкивы ременных передач изготавливают из чугуна, стали, легких сплавов, пластмасс и дерева. Наружная часть шкива, на которой устанав- ливают ремень (ремни), называется ободом, а центральная часть, насажи- ваемая на вал, называется ступицей (рис 8 10) Обод со ступицей соеди- няется диском (рис. 8.10, а, б) или спицами (рис 8 )0, в). Если шкив мож- но надеть на вал с конца, его делают неразъемным (рис. 8 10, а, б, в), если шкив надеть на вал с конца нельзя или если он большого диаметра, что затрудняет перевозку и установку на месте, его делают разъемным Разъ- ем шкива может быть выполнен как по спицам, так и между ними. Наи- более целесообразно делать с разъемом по спицам. Обод шкива плоскоременной передачи выполняют либо цилинд- рическим (рис 8 10, в), либо слегка выпуклым (рис. 8 10, а) или с двумя конусами (рис 8 10, г). Выпуклость делают в целях удержания ремня в средней плоскости шкива, т. е. для центрирования ремня Так как выпуклость на ободе вредно отражается на долговечности ремня, то обычно лишь один шкив имеет выпуклый обод Обод шкива клиноре- менной передачи выполняют с канавками клиновой формы (рис. 8.10, б), в которых помешают клиновые ремни. Чугунные шкивы (рис. 8 10)- самые распространенные. Основные марки чугуна при окружной скорости передачи Г <. 15 м/с - СЧ15, при 109
F = 15-30 м/с - СЧ18 и при V = 30-35 м/с - СЧ20. Для усиления обода в плоскости спиц предусматривают ребро (рис. 8 10, в). Чугунные шкивы диаметром до 300-350 мм изготавливают с диском, в котором преду- сматривают отверстия круглой формы (рис. 8 10, а, б) для уменьшения массы и удобства крепления шкива на станке при его механической об- работке. Шкивы больших диаметров выполняют со спицами в один ряд (рис. 8 10, в) при ширине обода В < 300 мм и в два ряда при ширине обода В > 300 мм Спицы чугунных шкивов изготавливают обычно эл- липтического сечения (рис. 8.10, в), так как по сравнению со спицами крутого сечения они прочнее (при той же площади поперечного сече- ния) и сопротивление воздуха движению спиц меньше. Так как изги- бающий момент, возникающий в поперечных сечениях спиц, у обода меньше, то сечение спиц возле обода принимают на 20% меньше, чем у ступицы Для удобства формования при отливке шкивов внутреннюю поверхность обода и наружную поверхность ступицы делают от середи- ны к краям с линейным уклоном 1 :25-1 50 Рис. 8 10 Конструкция шкивов ПО
Количество спиц определяется по формуле где D — диаметр шкива, мм. Если п < 3, то шкив выполняют с диском, если и > 3, то шкив делают со спицами, причем их число рекомендуется брать четным Длина большей оси эллипса А спицы (рис. 8.10, в) равна где F, - окружная сила, Н (п 7); [о,,]-допускаемое напряжение изгиба, МПа (для чугуна [о„] = 30 МПа). Полученное значение округлить до целого Длина малой оси эллипса определяется по формуле в=0,4Лф Шкивы из легких сплавов изготавливают преимущественно из алюминиевого литья По конструкции они такие же, как и чугун- ные, но с более тонкими стенками. Так как масса шкивов из легких сплавов по сравнению с чугунными и стальными значительно меньше, то их рационально применять в первую очередь в быстро- ходных передачах. Шкивы быстроходных передач подвергают балансировке. Вычисление диаметра d шкива ременной передачи подробно рас- смотрено в п 7 Наружный диаметр ступицы «4, (рис. 8.10) определя- ется по формуле rf„=(i.6T2k., где d„ - диаметр вала. Длину ступицы /ст (рис. 8 10) определим по формуле 'a = y+rf,»154rf. Остальные размеры шкива определяют следующим образом. Для шкивов плоскоременных передач (см. рис. 8 10, а, в, г) диаметр d, ширину обода В и стрелу выпуклости А принимают по ГОСТ 17383 в зависимости от ширины Ь ремня (табл 8 9 и 8 10). Ill
I + s I I Таблица 8 11 Обозначение сечения ремня Конструкция шкива при d. мм Размеры профиля канавок, мм Монолитная С диском Со спицами Д-пп- йр 1 / Z 63-90 80-160 180 2,5 7,0 8,5 12,0*03 А 90-100 112-200 224 3,3 8,7 11,0 15,0*0,3 В 125-250 280 4,2 10,8 14,0 19,0*0,4 С 200-355 400 3,7 14,3 19,0 25,5*0,5 D 315-400 450 8,1 19,9 27,0 37,0*0,6 Обозначение сечения ремня d для угла наклона а0 Другие размеры, мм а = 34° а=36° а=38° а = 40° а* Л, Z 50-71 80-100 Н2-160 >180 ей” 6 0,5 А 75-112 125-160 180-400 >450 а+1" 6 1,0 В 125-160 180-224- 250 500 >560 ай” 8 1,0 С 200-315 355-630 >710 а*30 10 1,5 D 315-450 500-900 >1000 а±30 12 2,0
Пределы расчетных диаметров и числа канавок шкивов клино- ременных передач стандартизованы ГОСТ 20889 -20897 в зависимо- сти от профиля сечения ремня и конструкции шкива. Ширина обода В, мм клиноременного шкива (рис. 8.11) равна B-{Z -1)< + 2/. (S1) где Z—число канавок. Дли поликлиновых шкивов размеры профиля канавок t, Ло, й(, 8, f п и г2 определяют в зависимости от профиля сечения ремня (табл 8 12). Ширина обода S, мм, поликлинового шкива определяется по фор- муле (8.1) Для шкивов зубчато-ременных передач размеры профиля межзубной впадины представлены в табл. 8 13. Делительный диаметр зубьев Д мм, по оси кордшнура равен d =mZ, где т - модуль ремня, мм; Z - число зубьев на шкиве. 114
Диаметр вершин зубьев шкива do, мм, равен d0*=d-2H + k, где Н - расстояние от нейтральной линии ремня до вершины зуба (табл 8 13), к - поправка на диаметр вершин зубьев для более равно- мерного нагружения зубьев (табл. 8 14). Таблица 8.13 Основные параметры шкивов зубчато-ременных передач мм /„мм Размеры профиля межзубной впадины шкивов зубчато-ременных передач, мм' и г. г- 2<р° 1,0 3,14 1 0±0 10 1,3±0,10 0,6 0,3й0,ю 0,3+0.10 50^2® 1 5 4,71 1.5±0 15 1.840,15 0,6 0,440.10 0,4+0.10 50°±2° 2,0 628 1.8+0 15 2,2±0.15 0,6 0.540.10 0.540 10 50°42° 30 9,42 3 2±0.20 3,0+0.20 0,6 0.740.10 1,0±0,Ю 40°±2° 4,0 12,56 4 0+0.20 4,0±й,20 0.8 1,040.15 1.340,15 40°±2° 5,0 15.71 4 8±0.20 5,040,20 0.8 1.540,15 2,040,15 40°±2° 7,0 21,98 7 540 30 8,540.30 0.8 2.540,20 3,040,20 40°±2° 100 31 42 11 540 30 12,540.03 0.8 з,о±о,зо 3.5±0,30 40°42® Таблица 8 14 Значение вспомогательного коэффициента к Диаметр впадин зубьев шкива df, мм. равен 115
d^^-2^. Где ha - высота зуба шкива, мм (табл. 8.13). Шаг по диамегру вершин зубьев мм. равен _ nd0 “ Z ’ Ширину обода шкива Вш, мм, определяй по формуле вш ~Вр+т где Bf — ширина ремня, мм Толщину обода шкива 8^, мм, определим по формуле 6Ш = 1,5м+2. Если б,,, < 6 мм, то Бш = 6 мм Для предотвращения осевого сползания ремня шкивы изготав- ливают с ребордами. При межосевом расстоянии а > 8dt и U < 3 оба шкива выполняют с ребордами высотой а = т (для т < 7 мм) и а = - 8 мм (для т > 7 мм) (рнс. 8 12). При меньших значениях а реборды выполняют на одном из шкидов, чаще меньшего диаметра Рис 8 12 Конструкция шкива зубчато-ременной передачи с ребордами (16
9. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ РАСЧЕТЫ И ЭСКИЗНАЯ РАЗРАБОТКА ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА 9.1. Проектным расчет валов Валы предназначены для установки на них вращающихся дета- лей (зубчатых колес, шкивов, звездочек и т д.) и передачи крутящего момента. Конструкция валов в основном определяется деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и технологическими требованиями. Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе про- ектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий мо- мент не может быть определен, так как неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном рас- чете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения Диаметр вала d, мм, в опасном сеченни определяется по формуле (9.1) где Т- крутящий момент на рассматриваемом валу, Н-мм, [тк] - по- ниженные допускаемые напряжения кручения, Н/мм2. Для валов, изготавливаемых из сталей 35, 40, 45, 40Х, 40ХН, допускаемые напряжения принимаются: - ведущего вала [тк ] = (15-20) МПа; - промежуточных ввлов в местах посадки колес и вала червяка [т,]= (20-30) МПа; - 'ведомого вала [т, J = (30-40) МПа. При этом при выборе материала валов необходимо учитывать материал зубчатых колес Для зубчатых колес с более высокой твер- достью необходимо принимать материал с более высокой прочностью (с более высокими допускаемыми напряжениями [тк]) Диаметры остальных участков вала назначают по конструктив- ным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников ка- чения, зубчатых колес и т. д. и необходимости фиксации этих деталей на валу в осевом направлении. Этим требования.^ отаечают ступенча- тые валы (рис. 9 1). 8‘ДулсвичА. Ф илр 117
Рис. 9 i Конструкция ступенчатого вала Полученные значения диаметров должны быть округлены по ГОСТ 6639 до ближайшего из ряда диаметров: 10, 10,5, 11; 11,5; 12; 13; 14; 15, 16, 17, 18, 19; 20, 21, 22; 24; 25, 26, 28, 30, 32; 34, 36, 38, 40; 42, 48, 50, 52; 55, 60; 63; 65- 70; 75, 80, 85, 90; 100, 105; НО; 120ит.д. В конкретном случае некоторые участки могут отсутствовать, однако соотношения д иаметров сохраняются (см. табл. 9.1). Определение диаметров участков вала Таблица 9 I Диаметр вала Входной и выходной вал, мм Промежуточный вал, мм 4| - выходного конца формула9 1 йз под уплотнение <&.+ (5-10) rfj - под внутреннее кольцо подшипника 4х+ (2-10) 4, (5-10) При di > 20 значение должно быть кратным 5 di — под насаживаемую деталь 4ф + (5-10) | формула 9 1 (1$ - буртика 4 +(5- 10) 9.2. Предварительный выбор подшипников Тип подшипников (радиальный, радиально-упорный, упорный) выбирается в зависимости от величины, направления и соотношения сил, действующих на опоры, характера нагрузок, частоты вращения ва- ла и требуемого срока службы. Рекомендации по выбору типа подшипников для редукторов об- щего назначения даны в табл. 9.2. 118
Таблица 9 2 Отношение сил в зацеплении Р'„1ГГ Тип подшипника до 03 шариковый радиальный (прил 1.табл 1) св ЙДдо 0 7 шариковый радиально-упорный (прил 1,табл 2) св 0 7 роликовый радиально-упорный (прил 1, табл. 3) Примечания' I. Предварительно принимаются подшипники средней серии 2. Для радиально-упорных подшипников принимать меньший угол (а) для меньшего от- ношения 3 В черничных передачах при расстоянии между опорами черняка L > 3tlf (диаметр впадин червяка) рекомендуется одну опору выполнять фикси- рующей с установкой радиалыю-упорпых подшипников, а вторую - «плаваю- щей» С установкой радиального шарикового или роликового подшипника. Для предварительно выбранного подшипника находят условное обозначение, диаметр наружного кольца, ширину, динамическую и статическую грузоподъемность выбранного подшипника. 9-3. Расчет и конструирование основных элементов редуктора Корпус редуктора (рис. 9.2) предназначен для размещения в нем деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия усилий, возникаю- щих при работе, а также для предохранение деталей от повреждений и загрязнений. Наиболее распространенным материалом д ля литых корпусов яв- ляется серый чугун (например, СЧ15) Реже применяются стальные сваренные либо литые корпуса (в основном при высоких динамических нагрузках) Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными. Плоскость разъема проходит, как правило, через оси валов параллельно плоскости основания. В этом случве каж- дый вал редуктора со всеми расположенными на нем деталями пред- ставляет собой самостоятельную сборочную единицу, которую соби- рают и контролируют заранее независимо от других валов и затем мон- тируют в корпусе. Косой разъем (непараллельный плоскости основания) выполняют при большой разнице диаметров колес различных ступеней для сниже- ния габаритов и массы корпуса и улучшения условий смазки путем по- гружения колес всех ступеней в масляную ванну 119
ic. 9 2. Корпус редуктора
Рис. 93 Крышки смотровых отверстий вать хороший обзор зацепления прямоугольной, круглой или ОВЭЛ! крышкой с отдушиной (рис 9.3). Корпус редуктора дол- жен быть достаточно прочным и жестким, так как его дефор- мации могут вызвать перекос валов и нарушить зацепление зубчатых колес, что может при- вести к повышенному износу и даже поломке зубьев Увели- чение жесткости достигается ребрами к приливам (бобыш- кам) под подшипники. Дно корпуса выполняют наклон- ным (1 °—2”) в сторону сливно- го отверстия. В крышке корпуса для заливки масла, контроля сбор- ки и осмотра редуктора при эксплуатации предусматрива- ют смотровое окно. Оно рас- полагается в местах, удобных для осмотра зацепления Раз- меры окна должны обеспечи- Форма отверстия может быть ной. Смотровое окно закрывают Таблица 93 Ориентировочные размеры крышек смотровых отверстий, мм Для подъема и транспортировки крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматривают крючья (рис. 9.4, б), проуши- ны (рис 9 4, а, в, г) или рым-брлты (рис. 9.5, табл. 9 4). 121
Рис 9.4. Элементы корпуса для подъема и транспортировки редуктора Рис. 95 Рым-болты 122
Таблица 9 4 Размеры рым-бол той, мм M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 M36 M42 M48 di 36 45 54 63 72 90 108 126 144 162 А 20 25 30 35 40 50 60 70 80 90 А 8 10 12 14 16 20 24 28 32 38 d, 20 25 30 36 40 50 63 75 85 95 h 12 16 18 20 24 29 37 43 50 52 Al 6 8 10 12 14 16 18 22 25 30 fj 10 12 14 16 19 24 28 32 38 42 L 18 21 25 32 38 45 55 63 72 82 12 15 19 25 29 35 44 51 58 68 d, 13 15 17 22 28 32 38 45 52 60 6 7 9 10 11 12 14 17 19 22 26 33 39 47 57 65 74 84 120 200 300 550 850 1250 2000 3000 4000 5000 Qi. 160 250 350 500 650 IOOO 1400- 2000 2600 3300 Примечание Q\ — грузоподъемность на один рым-болт, кН. ft - грузоподъемность на два рым-болта, кН Масса редуктора определяется по формуле- <ррГ цилиндрического и конического т = „ 109 , nd, • червячного ги—<рр<?!~ где ф—коэффициент заполнения, определяемый по формуле • цилиндрического ф = -0,0918 ln(clv) + 0,8832, • конического <р = -0,1067 +0,9653, • червячного <р = -3,2587 ln(J2) + 24,495 о„, - межосевое расстояние ак, мм, 7?с— внешнее конусное расстояние, мм; di — делительный диаметр червячного колеса, мм; р - плотность чугуна, р = 7300 кг/м1, V- условный объем редуктора, определяемый по формуле Г = LBH, L, В, Н — длина, ширина и высота редуктора, мм, dj - делительный диаметр червяка, мм. Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами, которые устанавливают до расточки от- верстий под подшипники Эти штифты точно фиксируют относительное 123
положение деталей корпуса при чистовой расточке отверстий под наружное кольцо подшипника или стакана и последующих сборках. В нижней части основания корпуса предусматривают маслослив- ное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой, и отверстие для уста- новки маслоуказателя (разновидности и размеры отверстий, а также пробок и маслоуказателей см в п. 13). Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес, заключенных в корпус, положением плоскости разъе- ма и расположением валов. Размеры элементов корпуса из чугунного литья определяют по сцо.тцртрнням, приведенным в табл. 9.5 и на рис. 9.2. Таблица 9 5 Основные соотношения размеров элементов корпуса редуктора Наименование элементов корпуса Обозна- чение Ориентировочные соотношения (размеры, мм) 1 (олщина стенок редуктора 6:8т Во всех случаях 8 и 8, & 7 мм одноступенчатого цилинд- рического 8 = O,O25cw+l, 6| • 0,02п„+1, где межосевое расстояние одноступенчатого коничес- кого 6 = 0,05/?, * 1; б, - 0,04/?,+1. где /?, - внешнее конусное рас- стояние одноступенчатого червячного 8 = 0,04дж+-2, 8, = 0,032«„Г2, двухступенчатого 6= 0,025ли1+3, д,, - межосевое расстояние тихо- ходной ступени 2. Глубине корпуса редуктора (ориентировочно) 1/ Глубина корпуса должна обес- печивать необходимый объем зали- ваемого масла Г = (0,4-0,8) л/кВт (картерная смазка) для одноступенчатого Н-а„ для многоступенчатого Н~ат для червячного с нижним расположением червяка #>0,5do| +6m для червячного с верхним расположением червяка НZ.Q,^daml Ч-б»1 3- Размеры сопряжений Толщина стенок, мм 8 J5 15 20 20-25 расстояние от стенки X 2-3 4 5 расстояние от фланца 15 20 25 радиус закругления R 5 5 5 высота просвета fi 4 С 8 124
Окончание табл. 9 5 Наименование элементов корпуса Обозна- Ориентировочные соотношения (размеры, мм) 4 Диаметры болтов 11олученные значения диаметров ок- руглить до ближайших стандартных фундаментных соединяющих крышку корпу- са с основанием редуктора. 4» г/$= 0,036a„ + 12, мм = 0,072/?с + 12 мм а) у подшипников / а, \ d, = 0.75 4/, ~ / 6) прочих 1 4 ! А-(0.5-О,«>* крепящих крышку под- шипников с корпусом dsj ^Z-(0,4-0,S)^ крепящих смотровую крышку d,/ А-«0-0,41* TZ У Количество фундаментных Чйвггов 6 Размеры элементов фланцев. . / M + N ) и,. — , но не менее 4 200+300 M и N- размеры основания корпу- са (определяют при эскизной ком- поновке редуктора) Диаметр болта М8 М10 MI7 MI6 М20 М2.4 ширина фланца Ki 24 28 _?3 39 48 54 расстояние от оси болта до стенки Ci В 15 \ 18' 21 25 27 диаметр отверстие иод болт dB 9 П 13 17 22 76 \_1 диаметр планировки Do 17 20 26 3? 38 45 /\- радиус закругления К 3 3 4 5 5 8 7 Размеры элементов подшип- пковых гнезд Диаметр расточки D Принимают равным наружному диаметру подшипника или стакана Диаметр оси установки болтов D, См табл 12.1 Наружный диаметр фланца Ог Длина гнезда подшипника In-6 + К, + (3-5 мм). ... Ди метр расточки D, мм 47 62 68-80 85 100 100 140 Количество бо:ттов для креп- ления крышки подшипника Hi 4 4 б 6 Диаметр болтов di М8 М10 М10 15 12 8 I тубина завинчиаания I 12 15 15 Г лубина нарезания резьбы Глубина сверления I, h 20 24 24 28 24 28 30 34 125
9.4. Эскизная компоновка Эскизная компоновка устанавливает положение зубчатых колес редуктора, элементов открытых передач и муфты относительно опор (подшипников) с целью определения сил. действующих на опоры, и изгибающих моментов, действующих на валы и, в конечном итоге, выполнения проверочных расчетов валов, подшипников и шпоночных соединений, а также сборочного чертежа редуктора. Выполнению компоновки должна предшествовать проработка конструкций типовых редукторов с учетом параметров зубчатых ко- лес и их расположения в пространстве, конструкции подшипниковых узлов (способа регулирования радиального зазора, вида уплотнения, способа смазки, типа крышек подшипников), а также элементов кор- пуса На рис 9 6, 9 7 и 9.8 приводятся схемы соответственно кониче- ско-цилиндрического двухступенчатого, червячного одноступенчато- го и соосного двухступенчатого редукторов Для выполнения компоновки необходимо заполнить табл. 9 6 Таблица 9 6 Необходимые размеры и их соотношения при выполнении компоиокки Наименование элемента Обозначение Значение (мм) 1 Диаметр вершин зубчатых колес См п. 8 2. Наружный диаметр червячного ко- См п 8 3 Диаметр ступицы См. п 8 4 Длина ступицы 4т См п 8 с учетом расчета п 94 5 Ширина шкива ременной передачи, звена цепи цепной передачи или зубча- того колеса открытой цилиндрической передачи В См п. 8 6 Ширина подшипника См. ti.9 2 7 1 олщииа стенки корпуса 8 См. п 93 \8 Расстояние между серединой кони- ческой шестерни и подшипником а Принимается конструк- тивно, после выполне- ния компоновки 9 Расстояние между осями подшипников на аалу конической шестерни h 4 = (2,5-3,0) с 126
Окончание табл 9 6 127
a. Рис 9 6. Компоновка коническо-цилиндрического двухступенчатого редуктора ИГ Рис 9 7 Компоновка червячного редуктора
Рис. 9 8. Компоновка соосного цилиндрического редуктора во
Компоновка выполняется на миллиметровой бумаге формата А2 пли А1 карандашом в контурных линиях в масштабе 1 . I в следую- щей последовательности. I) Провести геометрические оси валов в соответствии с расчет- ными значениями межосевого расстояния (n„,) или внешнего конусно- го расстояния (/^). 2) Рассчитать длину ступицы (Z£T) зубчатых колес редуктора и элементов открытых передач из условия прочности шпонки на смятие /ст=4и+ (5-10), где /ш - длина шпонки, мм: 1 2Г “ d4 (A-rJE^j’ где Т — крутящий момент на валу, Н мм: d4 - диаметр вала, на кото- ром установлено зубчатое колесо, мм, А — стандартная высота шпон- ки, Z| - глубина шпоночной канавки (см табл. 11 4); [осм] — допускае- мое напряжение на смятие, для предварительного расчета принимаем [Оса,1 = 90 МПа. Значение /ст должно быть не более /ст = (1,2—1,6) d4 и не менее ши- рины венца зубчатых колес, шкивов, звездочек. Если /ст> (1,2— 1,6)й<, принимаем две шпонки и расчеты повторяются. 3) Вычертить внешние контуры зубчатых колес в зацеплении по ранее найденным размерам^, du„a, Ь1гЬъ b3, dCT, 1С,) .При располо- жении ступиц зубчатых колес относительно диска необходимо руко- водствоваться тем, чтобы ширина редуктора была минимальной (см рис. 9 7 и 9 8) 4) Провести контуры валов по диаметрам посадки внутренних колец подшипников (d3), (см. табл. 9 1). 5) Вычертить контур внутренней стенки корпуса редуктора на расстоянии X от выступающих вращающихся частей зубчатых колес 6) Вычертить контуры предварительно выбранных под- шипников (см и 9.2 ) на посадочном диаметре d3 (см. табл 9 1) на расстоянии ¥ от внутренней поверхности редуктора. Опоры на ведущем валу конической передачи (II) располагают- ся в зависимости от величины консоли а (см. табл. 9 6). Подшипники на внутренней опоре соосного редуктора (рис. 9 8) устанавливаются заподлицо с внутренней стенкой редуктора 7) Для подшипников ведущего вала конической передачи уста- новить стакан «о размерам (8,, 8г). 8) От внутренней стенки корпуса и стакана ведущего вала кони- ческой передачи на расстоянии толщины стенки корпуса (8) пунктир- 131
ной (невидимой) линией (см рис. 9 6 и 9 8) или сплошной (см. рис. 9.7) показать внешнюю стенку корпуса. 9) Вычертить контур внешнего торца фланца - основания кор- пуса на расстоянии К> (у подшипников) и К2 - на остальной площади фланца. 10) На расстоянии глубины гнезда подшипника (ZJ со стороны внешнего торца фланца установить стандартные крышки подшипни- ков (см. п 12.3) с указанием головок болтов (винтов) Лб. Для подшип- ников ведущего вала конической передачи выполнить крышку под- шипника конструктивно с учетом установки стакана и возможности ее крепления 11) Выполнить отаерстия на фланце основания корпуса под диаметры болтов’ для df по координатам С и Z, для d2 — С и конструк- тивного равномерного распределения болтов по периметру фланца. 12) Па расстоянии X от наиболее выступающей части (крышки подшипника или головки болта) на выходном и входном концах валов установить элементы открытых передач юти полумуфту 13) Установить точки приложения сил и реакций опор подшип- ников на валах по следующим рекомендациям силы, действующие от зубчатых колес, шкивов ременных и звездочек цепных передач, а так- же неуравновешенная сила от муфты прикладываются от середины ступицы или ширины колес; точки приложения реакций в опорах за- висят от типа и установки подшипников качения’ при использовании радиальных шариковых или роликовых подшипников реакции при- кладываются по середине ширины подшипника, при использовании радиально-упорных шариковых или роликовых подшипников точки приложения смещаются на величину а в зависимости от тела качения, угла наклона дорожек тел качения (с) и установки подшипников (враспор, врастяжку) (см рис. 11 3) 14) При выполнении компоновки желательно, чтобы А= А ; Б-Б.В-В,
10. ВЫБОР И РАСЧЕТ МУФТ Муфты служат для продольного соединения двух деталей при- вода, связанных общим крутящим моментом Тип муфты выбирают в соответствии с предъявляемыми к ней требованиями (например, уменьшение динамических нагрузок, предохранение от перегрузок, компенсация отклонений от соосности и др ). Все муфты стандартизированы и выбираются в зависимости от условий эксплуатации, величины расчетного крутящего момента и диаметров соединяемых валов. rp = K7-H, (10.1) где Тр - расчетный крутящий момент, Н-м; Тн - номинальный мо- мент на валу, определяемый кинематическим расчетом привода, Л’ — коэффициент, учитывающий режим работы привода. Принимают по табл 10.1. Таблица 10 J Значение коэффициента режима работы (К ) 1 ип машины Электро- двигатели Особые случаи Деревообделочные станки, ленточные или цепные транспортеры 1.5 2 - Текстильные машины 1,5-2 Поршневые компрессоры 2,25-3,5 Мстал.'1орея^>щие станки 1,25-2,5 — Ставки с приводом от трансмиссий 1,5 Реверснаная передача у строгального станка 3 Мельницы-дробилки - муфта между мотором и передачей мчфта между передачей и машиной - 23 Краны, подъемники, элеваторы 3-5 Автомобили - IJ-I 10.1. Расчет упругих втулочпб-пальцевых муфт(МУВП) Эта муфта используется при необходимости гашения динамиче- ских нагрузок, возникающих в приводе и для компенсации несоосно- сти(рис 10.1) 9* Дулевич А. <Ь и др. 133
Рис 10 _| Муфта упругая втулочно-пальцевая 1.2 - полумуфты; 3 - палец. 4 - втулка упругая, 5 - шайба для пальцев, -шайбастопорная с носком. 7— гайка Проверочный расчет заключается в определении давления меж- ду пальцами и резиновыми втулками (набора резиновых колец) по на- пряжениям смятия гг. skJ. где Z - число пальцев; D\ — диаметр окружности расположе- ния центров пальцев, мм, I — рабочая длина втулки (набора резино- вых колец), мм, d„ - диаметр пальцев под резиной, мм, [осм] - допускаемое напряжение смятия для резиновых втулок, [осм] = = 2-4 Н/мм2 Кроме этого, пальцы муфты рассчитывают на изгиб: где F, — окружная сила, определяемая как Ft = 1\ - длина втулки. мм; W момент сопротивления изгибу для сечения пальца W = 0.1J3 Допускаемые напряжения [си]=(0 4-0,5)от от - предел текучести материала пальца. 134
10.2. Расчет зубчатых муфт Данные муфты используются в тяжелонагруженных передачах для компенсации отклонения соединяемых валов привода от соосно- сти (рис 10 2), подбираемые по ГОСТ 5006. После выбора муфты не- обходима проверка ее по условию ограничения износа зубьев. Определяется давление q. где Ь — длина зуба втулки, мм, d = tnZ - диаметр делительной окружности, мм; Z - число зубьев втулки; т - модуль зацепления, мм; [<?] допускаемое давление, обычно принимаемое равным [</] = 12 15 МПа.
11. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ 11 .1. Определение реакций в опорах валов и построение эпюр изгибающих н крутящих моментов Для определения реакций в опорах вначвле необходимо по- строить схему нагружения валов редуктора Она выполняется на от- дельном листе формата А4 и должна содержать название схемы, схему валов в изометрии с указанием всех сил, действующих на ввл как от зубчатого зацепления в редукторе, так и от внешних передач направления вращения валов; координатную систему осей X, Y, Z для ориентации схемы; таблицу силовых и кинематических па- раметров. При выборе направления сил и угловых скоростей необходи- мо руководствоваться следующими рекомендациями вращение электродвигателя выбрать в соответствии с направлением враще- ния приводного вала рабочего органа привода; окружную силу на шестерне (червяке) Ftt направлять противоположно напраапению вращения вала, а на колесе Fa — по направлению вращения; ради- альная сила F,, лежащая в плоскости валов, направляется из точки зацепления к оси вала, силу от муфты F„ направить противопо- ложно окружной силе в зацеплении F,; силы от открытых передач (ременной, цепной, зубчатой) направляются в зависимости от их расположения в кинематической схеме привода (если проектным заданием предусмотрено наклонное положение передач более 30°, то внешнюю силу нужно разложить на вертикальную и горизон- тальную составляющие) Если на вал действует несколько осевых сил Fa, то необходимо принимать направление зубьев колес или витков червяка таким, чтобы эти силы азаимно уравновешивались. На рис 11.1 приведены примеры составления схем нагружения ва- лов- червячной передачи - рис II 1, а, конической - рис. 11 1, б и цилиндрической косозубой - рис II 1, в. Определение реакций в опорах и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для аала в сборе (рис 11.2, а) выполняется в следующей последовательности. 1 Выполняют схему нагружения вала с указанием действую- щих сил и расстояний между точками их приложения (берутся из компоновки, см п. 9) (рис 11 2, б). 2. Определяют точки приложения сил к валу и точки реакций опор по следующим рекомендациям 136
Рис. 11 1 Схема нагружения валов
а) силы от передач (Fr, Ft, Fu F& F^ располагают no середине ступиц зубчатых колес, звездочек, шкивов и полумуфт, б) осевая сила в зацеплении прикладывается на делительном “й диаметре и создает сосредоточенным изгибающий момент, в) точки приложения реакций в опорах устанавливают’ в зависи- мости от типа подшипника. Для радиальных подшипников точка приложения реакции проходит через центр ширины подшипника. Для радиально-упорных подшипников следует иметь в видуэ что точка приложения реакции находится в месте пересечения нормали к середине поверхности контакта тела качения с наружным кольцом и > оси вала, т.е. на расстоянии а от торца кольца подшипника (рис 11 3). \д Расстояние а может быть определено графически (рис. 11 3) или по одной из следующих формул' для шариковых радиально-упорных подшипников а = 0,5[В + 0,5(d + n)tg(a)]; для роликовых радиально-упорных подшипников a = TI2+(d + D)elb, где В — ширина колец подшипников, мм, Т — монтажная ширина роли- ковых радиально-упорных подшипников, мм, d — диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника, мм; D - наружный диаметр наруж- ного кольца подшипника, мм Значения d. D, В, Т, е для радиально- упорных шарикоподшипников выбирают по ГОСТ 831 (прил 1, табл 2) и для роликовых конических подшипников по ГОСТ 333 (прил 1,табл 3). 3 Составляют схему нагружения вала в вертикальной плос- кости (рис. 112, в), с учетом того, что окружная сила Fn сила от муфты F„ и составляющая открытой передачи находятся в одной плоскости, а радиальная Гг, осевая Fu, и составляющая открытой передачи - в другой. 4 По правилам сопротивления материалов, рассматривая вал как балку, лежащую на шарнирно-подвижных опорах и нагруженную сосредоточенными силами, определяют реакции в опорах в верти- кальной плоскости и строят эпюры изгибающих моментов. При этом необходимо дать числовые значения моментов в опорах и точках при- ложения сил в предварительно выбранном масштабе (рис, 11,2, в) 5 Аналогичную схему нагружения вала, определения реакций опор и построения эпюр изгибающих моментов выполняют для гори- зонтальной плоскости (рис. 11 2, г) >38
Рис. 11 2 Расчетная схема вала 6 Определяют суммарные изгибающие моменты в наиболее на- груженных сечениях вала. М м, 139
где Мв и Мг - соответственно изгибающие моменты в вертикальной и гори- зонтальной плоскостях, и строят эпюру изгибающих моментов (рис. 11.2, д). 7 . Строят эпюру крутящих моментов для вала (рис. 11.2, е). 8 Определяют суммарные радиальные реакции опор вала (например, *Л =-\^АВ +Алг • где Лдв и Лдг - соответственно реакции в опоре А в вертикальной и горизонтал ьной плоскостях) Рис. ПЛ 11.2. Проверочный расчет подшипников Существует два вида расчетов подшипников качения: 1) по статической грузоподъемности для предотвращения пла- стических деформаций тел и дорожек качения. Расчет выполняют при частоте вращения и < 1 мин-1 (в настоящем пособии расчет не рас- сматривается), 2) по динамической грузоподъемности д ля предотвращения уста- лостного контактного выкрашивания тел и дорожек качения Расчет вы- полняется при и > I мин 1 Расчет по динамической грузоподъемности С является расчетом на долговечность, так как базируется на эмпирически полученной зависимости, связывающей эквивалентную динамическую нагрузку Р, действующую на подшипник, и срок его службы ДА> ч- C = PtfLiI, (111) где а -коэффициент, зависящий от формы тела качения; Lh ~ для ре- дукторов общего назначения принимают = 5000-20 000 ч. Расчет выполняется для предварительно выбранных подшипни- ков (см. п. 9.2) в следующей последовательности. 140
Определяют эквивалентные динамические нагрузки, действую- щие на подшипники Для однорядных шариковых радиальных подшипников и ради- ально-упорных и роликовых подшипников определение эквивалент- ной динамической нагрузки производят по формуле р=:(X V R + YFX)K6KT при е, (112) а при отсутствии осевой нагрузки Fx и при условии, когда —~<е - j RV во формуле ? P = FRKfKr, (113) где R - суммарная реакция опоры, действующая на подшипник, кН; F, - осевая нагрузка, кН; V - коэффициент вращения при вращении внут- реннего кольца подшипника 7= ], наружного -V- 1,2; К5~ коэффици- ент безопасности при спокойной нагрузке Кб = 1; с малыми толчками Ks = 1,0-1,2; с умеренными толчками Кб = 1,3-1,5, Kt - температурный коэффициент- при температуре подшипника менее 100° С К-{ = 1, X - ко- эффициент радиальной нагрузки; У — коэффициент осевой нагрузки: е - коэффициент осевого нагружения. Осевая нагрузка определяется по следующей методике (рис. 11.4). Рис. 114 Схема нагружения опор 141
При установке по концам вала двух радиально-упорных подшип- ников «враспор> (рис 11 4, а) результирующие осевые нагрузки каждо- го из них должны определяться с учетом действия как внешней осевой нагрузки, например осевого усилия в червячном зацеплении (на рисун- ке эта сила обозначается буквой так и осевых составляющих ради- альных реакций подшипников Sj и 5п. Для определения осевой нагруз- ки F„ определяют алгебраическую сумму всех внешних осевых сил F„ и осевых составляющих S радиальных нагрузок. При этом осевые силы, нагружающие данный подшипник, считают положительными, а раз- гружающие его - отрицательными. Если полученная сумма окажется положительной, то расчетная сила Fx для этого подшипника определя- ется как алгебраическая сумма внешних осевых сил Fa и силы S проти- воположного подшипника Если сумма окажется отрицательной, то за расчетную силу F, принимается сила S данного подшипника Напри- мер, пусть сумма всех осевых сил, действующих на опору 1 (рис 11.4, а), положительна, т е. Fllt +Sn — $', -FM >0 Тогда расчетная осевая сила для этой опоры /'д., = Fal - FllU + Sn Дня опоры II алгебраическая сумма всех осевых сил отрицательная, т. е. F„u + S( -SH -Fal <0 Тог- да Fyp —Stl Для второго случая (рис. 11 4, б) расчет производят по аналогии с вышеизложенным. Определение значений коэффициентов X, ¥ и е для радиальных шариковых подшипников: а) из каталога или прил 1, твбл I находят статическую грузо- подъемность Сп предварительно выбранного подшипника, б) определяют отношение — и : " Со RV в) по табл. 11.1 находят коэффициент е, соответствующий отио- Н шенмю , F г) если -~&е, то коэффициенты радиальной и осевой нагру- зок равны X = 1 и Y = 0. F Если > е, то коэффициенты радиальной X и осевой У на- грузок находят в соответствующей колонке табл 111с учетом значе- ния ранее найденного е. 142
Таблица Ill Значения коэффициентов радиальной X и осевой V нагрузок Подшипники Угол контакта Относительная нагрузка. — Q с Однорядные подшипники >е R V -^—<е R V у } X Шариковый радиальный 0 0.014 0 19 2,30 0,56 0 0.028 0,22 1,99 0.056 0 26 1.71 0,084 0.28 1.55 0,110 0.30 1 45 0,170 0.34 131 0,280 0.38 1,15 0.420 0,42 1,04 0560 044 I 00 Шариковый радиапыю- упориый 12 0,30 1.81 046 0 0,34 1,62 0,37 1.46 0,41 1,34 0,45 1,22 0,48 1,13 0,52 1,04 054 1,01 1,00 0,54 18 20 0.57 1,00 0,43 0 1 .24—26 0.68 0,87 0.41 Роликовый конический *ёР... O,4ctg0 0,4 0 г Определение значения коэффициентов X, ¥ и е для радиально-упорных шариковых подшипников: а) из каталога или прил I, табл 2 находят статическую грузо- подъемность Со предварительно выбранного подшипника, б) коэффициент е для подшипников с углом контакта а = 12° определяют по формуле е=10 4'729 , 143
О” е=10 73М при а = 15°, е = 0,57 при а = 18° Для подшипников с а >18° находят е в табл. 11.1; в) вычисляют осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта а по формулам S2 = е Л>; г) определяют расчетные осевые нагрузки Fxt и на подшип- ники в соответствии с условиями нагружения (см. выше), д) находят коэффициенты X и Y. При этом, если соблюдается F условие < е, осевые нагрузки не учитывают и X- 1 и Y = 0, а при F ~j^>e значения коэффициентов Хи У находят по табл. 11 1 в соот- ветствии с коэффициентом е. Определение значении коэффициентов X, У и е для радиально-упорных роликовых подшипников: а) из каталога или прил. 1, табл. 3 находят коэффициент е для предварительно выбранного подшипника; б) вычисляют осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта а по формулам. Si = 0,83еЛ,, 5г=0,83еЛг; в) определяют расчетные осевые нагрузки Fxt и F& на подшип- ники в соответствии с условиями нагружения (см выше), г) если -^р-<е, то коэффициенты радиальной и осевой нагру- зок равны A'= 1 и У = 0. Если то коэффициент радиальной Xнагрузки X = 0,4, а коэффициент осевой нагрузки Y находят по каталогу или в соответ- ствующей к@лррке прил 1, табл. 3. 144
Определяют по табл. 11.2 или 11.3 отношение — - у в завися- мости от принятой долговечности и частоты вращения вала и для каж- дого из подшипников. Таблица 112 Величине отношения С/Л для различных долговечностей п частот вращения шариковых подшипников Частота вращения п. mhii Долговечность Ljlt ч 5000 6300 8000 10 000 10 1,45 1,56 1,68 1,82 16 1,68 1,82 1,96 2.12 25 1,96 2.12 2.29 2,47 40 2,29 2,47 2.67 2,88 63 2,67 2,88 3.11 3,36 100 3,11 3,36 3,63 3,91 125 3 36 3,63 3.91 4.23 160 3 63 3.91 4,23 4.56 200 3,91 4,23 4,56 4,93 250 4,28 4,56 4 93 5,32 320 4,56 4,93 5.32 5,75 400 4,93 5,32 5,75 6,20 500 5.32 5,75 6,20 6,70 630 5,75 6.20 6.70 7,23 800 6,20 6,70 7,23 781 1000 6,70 7,23 7,81 8,43 1250 7,23 7,81 8.43 911 1600 7,81 8,43 9 11 9.83 2000 8 43 9,11 9.83 1060 2500 9,11 9.83 [0,60 11.50 3200 9 83 10,60 11,50 12,40 < Вычисляют требуемую динамическую грузоподъемность под- щипников по формуле Ю Дулевич А Ф ндр- 145
Таблица 11 3 Величина отношения С/Р для различных долговечностей и частот вращения роликовых подшипников Частота враще- ния и, мин*1 Долговечность Li„ ч 5000 6300 8000 10 000 10 1,39 1,49 1,60 171 16 1,60 1.71 1^83 1,97 25 1.83 1,97 2.U 2,26 40 2.П 2,26 2.42 2,59 63 2,42 _ 2,59 2.78 2,97 100 2,78 2,97 3,19 3,42 125 2,97 3,19 3.42 3.66 160 3,19 3,42 3,66 3,92 200 3,42 3,66 3,92 4,20 250 3,66 3.92 4,20 4,50 320 3,92 420 4,50 4,82 400 4.20 4.58 4,82 5.17 500 4,50 4,82 5,17 5,54 630 4.82 5,17 5 54 5,94 800 5,17 5.54 5,94 6,36 1000 5,54 5.94 6,36 6,81 1250 5,94 6.36 6,81 7,30 1600 6,36 6,81 7.30 7,82 2000 6.81 7,30 7.82 8,38 2500 7,30 7.82 8,38 8,98 3200 7,82 8J8 8,98 9,62 При применении сдвоенных радиально-упорных подшипников надо учитывать, что при Fx/(l'Fr)^e динамическая грузоподъемность сдвоенного подшипника равна динамической грузоподъемности од- норядного подшипника, умноженной на 1,625 для шариковых и на 1,715 - для роликовых подшипников. При Fx/(vFr)>e в сдвоенных подшипниках работает один ряд и значение динамической грузоподъ- емности надо принимать как для однорядного подшипника. Отсюда следует что при указанных значениях Fx/(VFr) применение сдвоен- ных подшипников нецелесообразно Полученные значения Срьсч сравнивают с табличными для предварительно выбранных подшипников (см. ц. 9.2) При этом 146
должно выполняться условие CraGn > Срвсч Если условие не выпол- няется, ТО’ а) выбрать подшипник с большей динамической грузоподъем- ностью (изменить серию или тип подшипника); б) при необходимости изменить посадочный диаметр d3 внут- реннего кольца подшипника, выбрать другой типоразмер и произве- сти повторный проверочный расчет. При этом одновременно необхо- димо пересмотреть конструкцию вала. , Примечание При получении в результате расчета в опорах ва- ла подшипников разных типоразмеров необходимо по конструктив- ным и экономическим соображениям ус гановить в опорах одинаковые подшипники более нагруженной опоры 11.3. Проверочный расчет шпонок Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помошыо шпоночных или шлицевых соединений, предназна- ченных для передачи крутящих моментов В редукторах общего назначения из-за простоты конструкции, сравнительно низкой стоимости и удобства сборки и разборки широко применяются соединения призматическими шпонками (табл 11 4) Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала по табл. 114, длину шпонки - по длине ступицы с округлением в мень- шую сторону до стандартной (см примечание’ к табл. 11.4). где 1Ш - длина шпонки, мм, 1„~ длина ступицы, мм. После определения размеров шпонки производят проверочный расчет соединения по напряжениям смятия 1„ (*-<,) (|14> где Т - крутящий момент на валу, Н-мм, d - диаметр вала в месте посадки шпонки, мм, 1Р - рабочая длина шпонки (для шпонки со скругленными торцами /р = I - Ь), мм: (/> - rt) - сминаемая высота шпонки, мм (b, h, и 1| берутся из табл 11 4); Z - количество шпонок, [ссц ] - допускаемое напряжение смятия, Н/мм2. при стальной ступице [°с*] = 1Ю-190 МПа, при чугунной 50-80 МПа Если при проверке шпонки о„, окажется значительно ниже [ос„], то можно взять шпонку 147
меньшего сечения как для вала предыдущего диапазона с обязатель- ной проверкой ее на смятие. Если <тсм > [сгсм ], то принимают две шпонки пол углом 180° или три под углом 120° или выполняют шли- цевое соединение с последующей проверкой его на смятие. Таблица 1) .А Шпоночные соединения с призматическими шпонками Примечание Длины призматических шпонок выбираются из ряда (по ГОСТ23360) б, 8. 10,12, 14 16, 18,20,22.25,28,32, 36,40,50,56,63,70,80,90,100,110, 126,150, [60.180,220. 4 » 11.4. Проверочный расчет валов Проверочный расчет вала на прочность проводится при совмест- ном действии изгиба и кручения путем определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях и сравнении их с допускаемы- ми. При этом должно выполняться условие: S > [S]. 148
Действительный коэффициент запаса прочности определяется в следующей последовательности 1 Выбрать материал вала. При этом необходимо учесть, что при изгот овлении вала-шестерни расчет ведут по материалу шестерни. 2 . Выбрать опасные сечения на валах. В качестве опасного сече- ния выбирается такое, в котором действуют изгибающий и крутящий моменты, при этом сечение вала минимально или/и имеется концен- тратор напряжения Например, в месте посадки колеса или подшип- ника на вал. Для выбранного опасного сечения определяется коэффициент запаса прочности: ад Js; +sf (115) где 5О и S, - коэффициенты запаса по иягибным и крутящим напряже- ниям соответственно формулам Указанные коэффициенты определяются до \.= °-' . <1'0 s,=-^—'л ll° , Ий кХ,"+Ч’,Т" где <т । и т. । - пределы выносливости для материала вала при симмет- ричном цикле изгиба (твбл 11 5); Кпг> и Кто - эффективные коэффици- енты концентрации напряжений; Kd - коэффициент алияния абсолют- ных размеров поперечного сечения (табл. 11.6), Ку — коэффициент алияния поверхностного упрочнения (твбл 11.7); Vo и V» - коэффици- енты чувствительности к асимметрии цикла напряжений (см табл 11 5), [SJ - допускаемое значение коэффициента запаса, зависит от надежности и достоверности многих факторов и обстоятельств, учи- тываемых при его определении, обычно принимают равным 1,1-2,5; оп и Ха амплитудные напряжения, о„, и т„, — средние напряжения цикла. При расчете принимают, что нормальные напряжения изменя- ются по симметричному циклу о„ = о„ии о,„ - 0, а касательные напря- жения по отнулевому (пульсирующему) циклу-. т„ = Тп^/З, т,„ ' тгаах/2 (подробнее см [5]) 10*ДулевичА Ф и др. 149
Таблица 11.5 Механические характеристики основных материалов валов Коэффициенты К„ц и К,о определяют в зависимости от формы дстали(табл. 11.8-11.10) и шероховатости (табл 11.11): КаП~ /^=^+^-1, где KF ~ коэффициент влияния шероховатости поверхности (табл. 11.11). Таблица 11 6 Значения коэффициента Напряженное состояние материала Диаметр вала d. мм 30 40 50 70 100 Изгиб для углеродистых сталей 0.88 0,85 0,81 0,76 0,71 Изгиб для легированных сталей 0,77 0,73 0.70 0,67 0,62 Кручение для всех сталей Таблица 117 Значения коэффициента К, при различных видах поверхностного упрочнения Вид упрочнения ов сердце- вины, МПа Лг для гладких валов приКс £15 >| 5 Закалка с нагревом 1ВЧ (тол- тина слоя 0,9 1.5 мм) 600-800 1,5-1.7 1,6 1.7 2.Д-2.8 800 1000 1,3-1.5 Азотирование 900-1000 1,1-1,25 1,5-17 1,7-2.1 Цемснтацнк 700-800 1.4-13 1000-1200 1.2-1,3 2,0 Дробеструйный наклеп или накатка роликом 600-1600 1,1-13 1,5-1,6 1.7-2,0 150
Таблица 118 Значения коэффициентов К, и Кг для валов со шпоночными пазами оВ:МПа R<, при выполнении паза фрезой К, концевой дисковой 500 1.60 1,40 1,40 700 1,90 1 55 1.70 900 2,15 1,70 2,05 1200 2,50 1,90 2,40 Таблица II9 Значения коэффициентов К„ и К, для шлицевых и резьбовых участков валов св, МПа /ьп ДЛЯ К, для шлицов шлицов резьбы прямобочных эвольвентных 500 1,45 1,80 2,25 1,45 700 1,60 2,20 2.45 1.50 900 1.70 2.45 2.65 1.55 1200 1,75 2,90 2,80 1,60 Таблица 11.10 Значения коэффициентов К, и К, для валов в месте перехода с галтелью й d А'о при св. МПа К, при Св, МПа 500 700 900 1200 500 700 900 1200 < 1 0,01 1,35 1.40 1,45 1,50 1.30 1.30 1 30 1.30 0,02 1,45 1.50 1,55 1,60 1.35 1,35 1,40 1 40 0.03 1,65 1.70 1,80 1,90 1,40 1.45 1,45 1.50 0,05 1,60 1,70 1.80 1,90 1.45 1.45 1,55 1,55 0.10 1.45 1.55 1,65 1,80 1,40 1,40 1,45 1.50 £ 2 0.01 1,55 1,60 1,65 1,70 1,40 1,40 1.45 1,45 0.02 1.80 1,90 2,00 2,15 1.55 1.60 165 1.70 0,03 1,80 1,95 2,05 2,25 1,55 1,60 1,65 1,70 0,05 1,75 1.90 2.00 2,20 1.60 1.60 1,65 1,75 £3 0.01 1,90 2,00 2.10 2,20 1.55 1.60 1,65 1,75 0,02 1,95 2,10 2,20 2,40 1.60 1.70 1,75 1.85 0.03 1.95 2.10 2,25 2,45 1,65 1.70 1,75 1,90 £5 0,01 2,10 2.25 2.35 2,50 2,20 2,30 2,40 2.60 0.02 2.15 2,30 2,45 2,65 2.10 2,15 2,25 2 40 151
При расчетах вала в местах установки деталей с гарантирован- т нт tn ,, ., „ ным натягом----,----,---подставляют формулы П.6 и 11.7 отмоше- рб гб «6 ния (табл. 11.12) K,i Максимальные напряжения в опасных сечениях определяются по формулам где W~ осевой момент сопротивления сечения, W„ - полярный момент сопротивления сечения вала Значения Wh W„ мм* для наиболее харак- терных сдучаев определяют по формулам, приведенным в табл 1113. Таблица 1111 Значения коэффициента А/.' Класс шероховатости Обозначение на чертежах ов. МПа 500 700 900 1200 3,4,5 x/Az80, V«z40, Vfe20 1,20 1,25 1,35 1.50 6,7,8 Vr«i2,5, Jro1~25, 1,05 1,10 1,15 1,25 9; 10 v'fla0,32, 7«aO,16 1 00 1.00 1,00 1,00 Таблица 1112 Значения коэффициентов и KtDIKg для валов в местах установки деталей с гарантированным натвгом K^/Kj при Ов, МПа KoTj/K,) при Ов, МПа 700 Диаметр вала<1. 3 ОС 1200 4,25 J.20 5,60 500 1,90 2.25 2,40 700 2,20 2,60 2,80 900 2.50 3,10 1200 3,00 3,60 3,80 3 Полученное действительное значение коэффициента запаса прочности сравнивают с допускаемым Если не выполняется условие S a [S], необходимо внести изменения в технологию изготовления, конструкцию или выбрать другой материал вала. 152
153
Выводы. После выполнения всех проверочных расчетов необходимо со- гласовать их между собой с целью получения оптимального варианта разработанной конструкции. Для этого строим таблицы расчетов для каждого вала (табл. 11.14). Таблица II 14 Элементы проверочных расчетов Действительное значение Допускаемое значение Результат проверочных расчетов (процент перегрузки или недогрузки), % 1. Подшипники качения 2. Шпоночное соединение Ссм = [<?««] = [<Г«м] = 3. Расчет вала 3= [51 = Необходимо добиться таких результатов проверочных расчетов, чтобы максимальная недогрузка любого элемента не превышала 100% допускаемого значения, а максимальная перегрузка — 5%. Внимание. При изменении диаметра вала все проверочные рас- четы необходимо повторить.
12. РЕКОМЕНДАЦИИ ПО КОНСТРУИРОВАНИЮ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА И ПРИВОДА 12.1. Схемы установки подшипников Конструкции подшипниковых узлов (опор) редукторов зависят от типа применяемых подшипников, схемы их установки, типа зубча- того зацепления и способа смазывания подшипников и колес Основным изделием подшипникового узла является подшипник. Подшипники служат опорами для валов, осей и других вращающихся деталей Они воспринимают радиальные и осевые усилия, приложен- ные к валу. Прмимо этого, комплект деталей подшипникового узла может включать: детали крепления колец подшипников на валу и в корпусе; крышки, стаканы и компенсаторные кольца, уплотнения и регулирующие устройства. Методика предварительного выбора типа подшипника рассмот- рена в п. 9 2, а ее проверочный расчет приведен в п. 11.2. Осевое фик- сирование валов осуществляется различными способами установки подшипников, в плавающих и фиксирующих опорах Плавающие опоры допускают осевое перемещение вала от тем- пературных деформаций в любом направлении и воспринимают толь- ко радиальную нагрузку (см. рис. 12.1,12.3). Фиксирующие опоры ограничивают перемещение вала в од- ном или обоих направлениях и воспринимают радиальную и осевую нагрузки. На рис. 12 1 приведен способ установки ведущего вала цилинд- рического редуктора с горизонтальным расположением валов в шари- коподшипниках. Такая схема применяется при любых расстояниях между опорами, значительных температурных деформациях вала и невысоких требоввниях к жесткости опор и вала, а также, если меж- осевое расстояние передачи составляет а|Г> 180 мм. Кроме шариковых, в такой схеме возможно применение радиально-упорных роликовых и двухрядных сферических под- шипников На рис. 12.2 показан способ установки ведущего вала-шестерни в конических радиально-упорных подшипниках Данная схема пред- почтительна и широко применяется для быстроходных, промежуточ- ных и тихоходных валов цилиндрических редукторов, а также для вала червяка червячных редукторов при межосевом расстоянии й»-< 160 мм. 155
Рис. 12.1 Установка ведущего вала цилиндрического редуктора на шарикоподшипниках левая опора—плавающая, правая — фиксирующая В этом случае обе опоры конструируют одинаково, подшипники установлены враспор (возможно врастяжку), что ограничивает осевое перемещение вала. По такой схеме можно устанавливать радиальные однорядные шариковые и радиально-упорные шариковые подшипни- ки. Для компенсации тепловых деформаций в таком случае между торцом наружного кольца подшипника и крышкой устанавливают за- зор 0,2-0,5 мм (на сборочных чертежах не показывают) При установ- ке радиально-упорных подшипников для предотвращения защемления тел качения от темпера гурных деформаций предусматривают осевую регулировку зазоров в подшипнике, которая осуществляется набором металлических прокладок толщиной 0,1-0,2 мм, установленных меж- ду крышкой подшипника и корпусом редуктора На рис. 12 3 показан способ проектирования подшипниковых узлов вала червяка. Левая опора - фиксирующая на двух конических роликовых радиально-упорных подшипниках (возможно также при- менение шариковых радиально-упорных подшипников), правая - пла- вающая (радиальный однорядный шариковый ияи роликовый под- шипник). Такую схему применяют при межосевом расстоянии чер- вячной передачи а1Г> 160 мм. При диаметре окружности вершин вит- ков червяка с/ы больше диаметра наружного кольца подшипника D подшипники фиксирующей опоры устанавливают в стакан (рис. 12.3) 156
157
Рис 12 4 Установкавертикально расположенного вала червячного колеса в роликовых конических радиально-упорных подшипниках На рис 1 2 4 представлена схема установки подшипников на вер- тикально расположенном ведомом валу червячного. Подшипники уста- новлены враспор, обе опоры фиксирующие Данная схема установки подшипников используется также при проектировании подшипниковых узлов цилиндрических передач. Конструкцию корпуса для нижнего подшипникового узла проектируют с таким расчетом, чтобы подшипник це забрасывало маслом, смазывающим червячное зацепление На рис 12.5-12 7 приведены способы установки подшипников ве- дущего вала конического редуктора Применяют такие схемы при не- больших расстояниях между опорами I = (8-10)rf. Минимальные значения относятся к роликовым, а большие - к шариковым радиально-упорным подшипникам. Для возможности регулировки радиального зазора в зуб- чатом коническом зацеплении подшипники устанавливают в стакан 1X2. Крепление колец подшипников на валу и в корпусе При выборе способа крепления колец подшипника учитывают схему его установки, тип опоры (фиксирующая или плавающая), ве- личину осеврй нагрузки, способ регулирования подшипников и зубча- 158
того зацепления, размеры и конструкцию узла в целом В каждом частном случае принятому способу крепления внутреннего кольца могут соответствовать различные способы крепления наружного кольца, и наоборот 'Рис. 12.5. Установка конических роликоподшипников на входном валу конического редуктора враспор Рис |2 6 Установка шариковых радиально-упорных подшипников на входном валу конического редуктора враспор 159
Рис 12.7 Установка конических роликоподшипников на входном валу конического редуктора врастяжку На рис 12 8 и 12 9 приведены наиболее распространенные спо- собы крепления колец подшипников на валу и в корпусе. При отсутствии осевых нагрузок внутреннее кольцо подшипни- ка фиксируют на валу посадкой с натягом (рис. 12.8, а) При значительных осевых нагрузках внутреннее кольцо целесо- образно фиксировать круглой шлицевой гайкой (рис. 12.8, б) Гайка предохраняется от развинчивания стопорной многолапчатой шайбой, внутренний зуб которой входит в паз вала, а один из наружных отги- бается в прорези гайки. Параметры шлицевых гаек и стопорных шайб приведены в прил. 3, табл I и 2 Со второй стороны внутреннее коль- цо фиксируется упорным буртиком на валу Распространено закрепление внутреннего кольца подшипников концевой шайбой, которая крепится к торцу вала одним (рис 12.8, в) или двумя (рис 12 8, г) винтами, стопорящими специальными стопор- ными шайбами или штифтом (см. прил 3, табл 3). На рис. 12.8, д с одной стороны внутреннее кольцо подшипника фиксируют пружинным упорным кольцом, которое в разведенном со- стоянии закладывается в кольцевую канавку на валу. Со второй сто- роны внутреннее кольцо фиксируют буртиком на валу или вторым пружинным кольцом (рис. 12.8, е). Применяют такой способ при не- больших частотах и значительных осевых нагрузках Параметры пру- жинных колец приведены в прил. 5, табл 4 160
Рис 12 8 Способы крепления внутреннего кольца подшипника, а) посадкой с натягом. 6) круглой гайкой со шлицами; в), г) торцевой шайбой, д), е) пружинным упорным кольцом, ж)"шайбами с радиальными винтами ж) Фиксирование внутреннего кольца подшипника двумя шайбами с радиальными винтами представлено на рис. 12.8, ж. В некоторых случаях фиксацию внутреннего кольца выполняют распорной втулкой, установленной между торцами внутреннего коль- ца подшипника и ступицей элемента открытой передачи или муфты (рис. 12.1, правая опора) На рис 12 9 представлены способы крепления наружно- го кольца. Наружные кольца фиксирующих опор закрепляют в корпусе с двух сторон врезной или торцовой крышкой и уступом в корпусе (стакане) либо пружинным кольцом (рис. 12 9, а~в) Внешнее кольцо роликовых радиально-упорных конических подшипников выполняют с односторонней фиксацией торцовой (врезной) крышкой (рис 12 2, 12 5, 12.6 - правая опора), уступом в стакане (корпусе) (рис. 12 3 - 11 Дулевич А Ф. м ар- 161
правый подшипник левой опоры, рис. 12 5, 12 б - левая опора, рис. 12 7 обе опоры) Внешнее кольцо подшипников плавающих опор не фиксируют (рис. 12 1 левая опора). а) б) в) Рис. 12.9 Способы крепления наружного кольца подшипника а) крышкой и уступом в корпусе или крышкой и пружинным кольцом, б) крышкой и уступом в стакане или компенсаторным кольцом и пружинным кольцом, в) компенсаторным кольпом и пружинным кольцом либо уступом в корпусе 12.3. Проектирование крышек подшипниковых узлов Для герметизации подшипниковых узлов редуктора, осевого фиксирования подшипников и восприятия осевых нагрузок применя- ют торцовые (накладные) и врезные крышки. Они изготавливаются, как правило, из чугуна СЧ-15 и выполняются в двух конструкциях - глухие и сквозные (с отверстием под выходной вал) Размеры крышек определяют в зависимости от диаметра наружного кольца подшипни- ке/) или стакана , .Р,°ТЕ1 "“"S'™ (торцовых) (рис. 12,10, а) в июадиых (рис. 12.10, б) крышек определяют по табл 12 1 Ширина кольца I = 6-8 мм (при D < 100 мм), I = 8-10 мм (при £> > 100 мм), высота кольца с = 0,5/, I, £ I 162.
Рис 12.10 Основные размеры крышею а) накладная (торцовая) 6) закладная (врезная) - Таблица 12 1 Основные размеры накладных крышек полтинников 163 №
Окончание табл 12 I 1 2 . 3 | 4 । 5 Ширина под манжетное уплотнение йусм прил 6. табл 5 Фаска /см табл Диаметр отверстия под выходной конец вала Л =//24(1,0-1,5), где d2 - диаметр вала под уплотнение Отверстие для выпресовки ман- жетного уплотнения </3 = (2,0-3,0) мм Примечания- I Размер/ принимают конструктивно 2 Размер Я-в зависимости от толщины наружного кольца подшипника. 12,4. Конструирование стаканов Применение стаканов при конструировании подшипниковых узлов обусловлено облегчением их сборки и разборки вне корпуса редуктора и удобством регулировки радиальных зазоров в подшипниках и зубчатых зацеплениях (рис. 12.5, рис. 126, рис. 12.7), с конструктивных соображе- ний и в случаях установки вала в неразъемный корпус (рис. 12.3). Стака- ны изготавливают обычно из чугуна СЧ-15, реже из стали. Конструкция стакана и его размеры представлены на рис. 12.11 и в табл.. 12 2. 164
Таблица 12 2 Основные размеры стакана Основные размеры, мм Наружный диаметр подшипника D мм <52 52-80 | 80-120 120-170 Толщина стакана lit б 8 Г 10 12 Диаметр установки болтов £>i=£>o + 2,5d3 Наружный диаметр фланца D2=£>i +2.0<6 Толщина фланца AjSA, Голшипа заплечика Н по толщине наружного кольца подшипники Диаметр болтов d; и их количе- ство Z> определяют по табл 12 1, приняв за D зна- чение Do 12,5. Уплотнения подшипниковых узлов Уплотнения применяют для предотвращения вытекания сма- зочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги в полость редуктора В зависимости от места установки в подшипниковом узле уплотнения делят па две группы: наружные - устанавливают в крышках подшипников и внутренние - устанавливают с внутренней стороны подшипнико- вых узлов. Наружные уплотнения. Выбор типа уплотнения зависит от способа смазывания подшипников, окружной скорости ввла, рабо- чей температуры и характера внешней среды. Манжетные уплотнения. Их используют при смазывании подшипников квк пластичным, так и жидким материалом при низ- ких и средних скоростях V < манжеты состоят (рис, 12 12) из Рис. 12 12. Типы и конструкция резиновых манжет 10 м/с. Резиновые армированные корпуса 1, изготовленного из бен- зомаслостойкой резины, сталь- ного Г-образного каркаса 2 и браслетной пружины 3, которая стягивает уплотняющую часть манжеты и образует рабочую кромку Манжеты, работающие в засоренной среде, снабжены «пытьником» (тип 2) Для предохранения сма- зочного материала от вытекания манжету обычно устанавливают 11* Дулевич А. Ф и др 165
рабочей кромкой внутрь корпуса, что обеспечивает к кромке доступ масла, уменьшающего износ резины. Для удобства выемки манжеты в крышке подшипника иногда предусматривают 2—3 отверстия диа- метром 3-4 мм Размеры манжет выбирают в зависимости от диаметра участка вала под манжетное уплотнение по табл 5 (прил. 6). Щелевые (рис 12 13), лабиринтные (рис 12 14, а) и комбини- рованные (рис. 12 14, б) уплотнения эффективно работают при лю- бом способе смазывания подшипников, практически при любой скорости, так как не оказывают сопротивления вращению вала Та- кие уплотнения надежно удерживают смазочный материвл от выте- кания под действием центробежной силы Формы проточек щеле- вых уплотнений см на рис. 12.13. Зазоры щелевых и лабиринтных уплотнений целесообразно заполнять пластичным смазочным мате- риалом, создающим дополнительный жировой заслон для попада- ния извне пыли и влаги Рис 12 13. Формы щелевых канавок 166
Рекомендуемые размеры канадрк щелевых уплотнений выбира- ют по табл. 12 3. На рис 12 14 представлены лабиринтные и комбинированные уплотнения. Размеры зазоров в лабиринтах выбирают по табл 12.4. Внутренние уплотнения. Установка и конструкция внутренних уплотнений зависят от способа смазывания подшипников и конструк- ции подшипникового узла а) При смазывании разбрызгиванием подшипников картерной смазкой при нижнем или боковом расположении червяка в чераяч- ных редукторах и шестерне в цилиндрических н конических редук- торах масло, выжимаемое из зацепления, обильным потоком вы- брасывается в рядом расположенные подшипники Во избежание попадания в подшипники продуктов износа червячных и зубчатых ко- лес, а также излишнего полива маслом подшипниковые узлы закры- вают с внутренней стороны корпуса маслозащитными шайбами (рис 12 15). Толщина шайб 1,2—2,0 мм, зазор между корпусом и на- ружным диаметром шайбы - 0,2-0,6 мм (на чертежах этот зазор не показывается). Таблица 12 3 Размеры канавок щелевых уплотнений, мм 85 < dw„ < 100 минимальное число щелей Рис. 12 14 Уплотнения- а) лабиринтное, б) к^мбинироватгос 10 s < 167
Таблица 12 4 Рекомендуемые размеры зазора в лабиринтах, мм Рис 12.15 Маслозащитные шайбы: а) и б) со ступицей, в) и г) с центрирующим кольцом б) При смазывании подшипников пластичным материалом подшипниковые узлы должны быть изолированы от внутренней полости редуктора во избежание вымывания пластичного сма- зочного материвла жидким, применяемым для смазывания за- цепления Уплотнение мазеудерживаюшим кольцом (рис. 12.16, а) являет- ся комбинированным — центробежным и щелевым одновременно Кольцо вращается вместе с валом и имеет две-четыре круговые канав- ки треугольного сечения и зазор между кольцом и корпусом (стака- ном) 0,1-0,3 мм (на чертежах зазор не показывают); выход за торец корпуса стакана С — 1—2 мм Выступающий за пределы корпуса уча- сток кольца отбрасывает жвдкое масло, остальная цилиндрическая поверхность с проточками удсржиавет пластичный смазочный мате- риал от вымывания. 168
a = 6-9 мм Рис. 12.16. Уплотнение мазеудерживаюшим кольцом а) конструкция подшипникового узла, б) рекомендуемые размеры колец Рис 12.17 Уплотнение стальной шайбой с прижимным кольцом Рекомендуемые размеры мазеудер- живающих колец приведены на рис. 12.16,6 Торцовое уплотнение стальной шай- бой (рис. 12 17) относится к типу контакт- ных и весьма эффективно предохраняет подшипник от вытекания смазочного мате- риала и попадания воды и грязи. Кольцо между шайбой и буртиком вала создает ее точное центрирование
13. ВЫБОР СПОСОБА СМАЗКИ И СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ Смазка зубчатых и червячных зацеплений и подшипников уменьшает потери па трение, износ и нагрев деталей. По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки Картерная смазка осуществляется окунанием венцов зубчатых и червячных колес (или червяков) в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту' смазку применяют при окружных скоростях в зацеплении зубча- тых передач V < 12-15 м/с, в зацеплении червячных передач при ско- рости скольжения Г < 10 м/с. При большей скорости масло сбрасыва- ется центробежной силой При смазывании окунанием объем масла, заливаемого в картер, определяется из расчета (0,4-0,8) л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Глубина погружения в масло зубьев колеса в цилиндрических редукторах 2т < hn < 0,25t/2 (гДе zw - модуль зацепления); при распо- ложении шестерни ниже колеса hm = (0,1—0,5)rfz, при этом /tmin = ОД/и. Рекомендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего те- ла качения подшипника (шарика или ролика) (рис.13.1) В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни В червячных редукторах при окунании в масляную ванну чер- вячного колеса 2т < /гт< 0,25Д>; при нижнем или боковом расположе- нии червяка /!„, = (0,l-0,5)rf>, причем 2 2,2т. Одновременно реко- мендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника Если при этом < 2,2т, то на валу червяка размещают брызговики (рис 131), забрасывающие масло ца червяч- ное колесо. 2 вариант Рис 131 Ьрьвговрки на валу червяка 170
В двухступенчатом цилиндрическом редукторе при окружной скорости колес тихоходной ступени 1/О№> 1 м/с достаточно погружать в масло только колесо тихоходной ступени При Р01ф< 1 м/с рекомен- дуется погружать колеса обеих ступеней. В соосных редукторах также рекомендуется погружать в масло колеса обеих ступеней. В косозу- бых н червячных передачах масло увлекается зубьями колеса или вит- ками червяка в сторону одного из подшипников, вызывая в нем до- полнительные гидравлические потери и снижая качество уплотнения подшипникового узла. В этом и другом случаях для предотвращения обильного забрасывания масла в подшипники устанавливают мазе- удерживающие кольца и шайбы (рис 12 16,12.17) При окружной скорости зубчатых колес КО1!р> 12 м/с применяют циркуляционную смазку зацепления, при которой масло из картера или бака подается насосом ио трубопроводу через фильтр и холо- дильник к месту зацепления. Для открытых передач, работающих при окружных скоростях КО1Я) *- 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание зацепле- ния вязкими маслами или пластичными мазями, которые наносят на зубья через определенные промежутки времени. В некоторых случвях (при ГОкС < 1,5 м/с) применяют капельное смазывание вли смазывание погружением в ванну, наполненную вязким маслом Смазывание подшипников качения редукторов общего назна- чения осуществляют жидкими маслами или пластичными мазями. Наиболее благоприятные условия для работы подшипников обеспечи- вают жидкие масла Преимуществе их заключаются в высокой ста- бильности смазывания, меньшем сопротиалении вращению, способ- ности отводить теплоту и очищать подшипник от продуктов износа. Жидкое масло легче заменить без разборки узла. Недостаток жидких масел связан с необходимостью применения сложных уплотнений На практике подшипники стремятся смазывать тем же мас- лом, которым осуществляется смазывание деталей передач механиз- ма При этом смазывание подшипников обычно осуществляется за счет разбрызгивания масла зубчатыми колесами, в результате чего масло попадает в подшипниковые узлы. Однако такое смазывание эффективно при окружной скорости колес Ут„ > 2-3 м/с При мень- ших скоростях смазывднуе подшипников производят индивидуально пластичными мазями. Пластичные мази лучше, чем жидкие масла, защищают под- шипник от коррозии, особенно при длительных перерывах в работе. Для нх удержания в подшипнике и корпусе не требуются сложные 171
уплотнения При выборе пластичной мази учитывают рабочую темпе- ратуру подшипникового узла и наличие в окружающей среде влаги. В узлах с интенсивным тепловыделением пластичные мази не применя- ют из-за недостаточного отвода теплоты трущихся поверхностей. Наиболее распространенной для подшипников качения редукторов общего назначения является мазь марки 1-13 (табл. 13.1). Таблица 13.1 Характеристика пластичных смазок, применяемых для механизмов общего назначений Наименование и марка смазки ГОСТ Температура примсн.. "С Водостойкость Солидол синтетический общею назначения 4366-76 -20-+65 Хорошая Мазь универсальная сред- неплавкая УС (жировой солидол) марок УС-1 и УС-2 (пресс-солидол) 1033-73 Удовлетворительная Смазка ЦИЛТИМ 201 6267-73 -60-+90 Гигроскопична Смазка ЦИАТИМ-202 1170-75 —50-+120 Г игроскопнчиа Смажа ЦИАТИМ-203 (с удлиненными противо- задирными свойствами, эф- фективна в тяжелонагру- женных винтовых и чер- вячных передачах, а также я подшипниковых опорах) 8773 73 50-+90 Хорошая Мазь универсальная ту- гоплавкая жировая 1-13 1631-61 -6.0-+110 Хорошая Для зашиты от загрязнений изаяе и предупреждения вытекания смаз- ки подшипниковые узлы снабжают уплотняющими устройствами (п. 12.5). Для отделения узлов подшипника от обшей системы смазки при их смазывании пластичными мазями (окружная скорость по- верхности аала V < 2—3 м/с) применяют мазеудерживающие кольца (рис. 12.16) Выбор сорта масла начинают с определения его необхо- димой кинематической вязкости- для зубчатых передач - 8 зависимо- сти от окружной скорости (табл. 13.2), для червячных передач - от скорости скольжения (табл. 13.3) Затем по найденному значению вяз- кости выбирают соответствующее масло (табл 13 4). 172
Материал зубчатых <т„, МПа колес_________ Сталь < 1000 ЮОО 1250 Таблица 13.2 Рекомендуемые значения кинематической вязкости масел для смазывания зубчатых передач, ИГ6 м2/с Окружная скорость Р.г^/е до 0.5 266 (20.5) 266 (32,4) 444 (52) 0,5 1 177 (20,5) 266 (32,4) 266 (32,4) 1-2,5 118 (Н.4) 177 (205) 266 (32,4) 2,5-5 81,5 118 (4.5) 117 (20,5) 5-12,5 59 81,5 118 (ПЛ) 12,5-25 44 59 81,5 Примечание Числа без скобок обозначают кинематическую вязкость при 50°С. в скобках - при 100°С. Таблица 13.3 Рекомендуемые значения кинематической вязкости массн для смазки червячных передач Скорость скольжения И, м/с Условия работы Смазка Кинематическая вязкость, м!/с Менее 1 Тяжелые Окунанием 444 (52,0) 1-2,5 -И- И- 266 (32,4) Менее 5 Средние Струйная 177(20 5) 5-10 //- Окунанием Н8(Н.4) Примечание Числа без скобок означают кинематическую вязкость при 50°С, а в скобках - при 100°С Таблица 13 4 Кинематическая вязкость некоторых сортов масел, МТ® м2/с Наименование и марка масла ГОСТ При температуре Температура застывания, “С (ие выше) 50°С |00’С Индустриальное 20А 20799 17-23 -20 Индустриальное ЗОЛ 20799 28-33 — -15 Иидусзриальнос 40Л 20799 35-45 — -10 Индустриальное 50А 20799 47-55 -20 Индустриальное 70А 20799 65-75 — Турбинное 30 9972 28-32 — 10 Турбинное 57 9972 55 59 — Авиационное МО-14 21743 > 92 >14 30 Авиационное МО-20 21743 2 157 >20 18 Авиационное МО-22 21743 > 192 >22 -14 173
Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контроли- руют различными маслоуказатедями (рис. 13.2-13.3)- Рис 13 2. Жезловые мислоуказатели а) маслоуказатель в корпусе; б) основные размеры Наибольшее распространение имеют жезловые маслоуказатели, так как они удобны для осмотра, конструкция их проста и достаточно надежна (рис 13.2). Круглые маслоуказатели (рис 13 3) просты по конструкции и удобны для корпусов, расположенных достаточно высоко над уров- нем пола В них через нижнее отверстие масло проходит в полость маслоуказателя, через верхнее отверстие маслоуказатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора. Таблица 13 5 Основные размеры пробок с цилиндрической резьбой, мм Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается маслосливное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и 174
закрываемое резьбовой пробкой. Разновидности и основные разме- ры пробок с цилиндрической резьбой и маслосливных отверстий приведены на рис 13 4 Размеры пробок выбирают из табл. 13.5. Разновидности пробок с конической резьбой приведены на рис. 13.5 Их размеры приведены в табл. 13 6. Рис. 13.3 Круглый маслоуказатель Рне 13 4 Пробки с цилиндрической резьбой Рис. 13 5. Пробки с конической резьбой 175
Таблица 13 6 Размеры пробок с конической резьбой d Н h ь D S 51 А^и 1/2" (21,0 мм) 15 7 16,2 14 8 Л’тоуп 3/4 (26.4 мм) 16 9 5 19.6 17 12 I (33,2 мм) 19 10 5 25,4 22 14 А груб 1/5 (47.8 мм) 24 16 6 41,6 36 24 Рис 13 6 Пробка- Рис. 13 7 Ручка- Во время ра- боты редукторов по- вышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к вы- давливанию масла из корпуса через уплотнения. Чтобы избежать этого, внут - реннюю полость кор- пуса соединяют с внешней средой пу- тем установки от- душин (обычно в крышке смотрового окна) Разновидно- сти и размеры от- душин приведены на рис. 13 6-13.8 и в табл. 13 7. Таблица 13 7 Основные размеры колпачковых отдушин, мм А в В Г Д £ Ж з И М?.7*2 15 30 15 45 36 32 6 4 М48«3 35 45 25 70 62 52 10 5 К 27 М Н П М27х2 10 8 22 6 32 18 36 32 М48*3 15 13 52 10 56 36 52 55 176
14. НОРМИРОВАНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ДЕТАЛЕЙ. Одним из принципов конструирования и производства незави- симо изготовленных деталей и узлов, обеспечивающих правильную сборку, работоспособность и замену их при ремонте без дополнитель- ной обработки с соблюдением требований качества и экономичности, является взаимозаменяемость Для обеспечения взаимозаменяемости деталей и узлов и упоря- дочения их производства должны выполняться определенные требо- вания. предъявляемые к точности геометрических, механических и других параметров качества, устанавливаемых соответствующими стандартами. Точность геометрических параметров оценивается точностью размеров, форм, взаимным расположением и шероховатостью поверх- ностей и должна быть соответствующим образом задана в техниче- ской документации (на чертежах). 14.1. Нормирование размеров деталей, некоторые сведения о допусках и посадках и обозначение их на чертежах Для изготовления деталей на чертежах необходимо проставить все номинальные размеры Номинальный размер - это размер, полу- ченный в результате расчета на прочность, жесткость вли принятый из конструктивных соображений, округленный до стандартного и по- ставленный на чертеже. Так как в реальных условиях абсолютно точ- но получить действительный размер невозможно (погрешность стан- ка, приспособления, инструмента и т. д.). вводится понятие предель- ных размеров Dmax, dnm, £)О11П), между которыми должно нахо- диться значение действительного размера годной детали. Действи- тельный размер — это размер, полученный в результате изготовления и замеренный с определенной точностью. Принято обозначать dmin для вала, £>jnax, Дпт для отверстия. Для изготовления и контроля детали информация о предель- ных (допускаемых) размерах должна быть известна из чертежа. Од- нако для упрощения чертежей на них обозначают не предельные размеры, а предельные отклонения размера от номинального зна- чения (верхнее и нижнее), которые представляют собой алгебраи- ческую разность между соответствующим предельным размером и номинальным. ИДуяевичА Ф и др Ш
Величины отклонений могут быть как положительными, так и отрицательными. Разность между наибольшим и наименьшим пре- дельными размерами, или алгебраическая разность между верхним и нижним предельными отклонениями, называется допуском размера. Зона (область значений), ограниченная нижним и верхним пре- дельными отклонениями, или наименьшим и наибольшим предель- ными размерами, называется полем допуска (рис. 14.1) Расположение полей допусков относительно номинального раз- мера (нулевой линии) определяется одним из предельных отклонений, называемым основным, и обозначается одной или двумя буквами ла- тинского алфавита — прописной для отверстий и строчной для валов (например. И, N, Fs, Л, п, Js и т. д.). Основным всегда является предельное отклонение, ближайшее к номинальному рвзмеру (нулевой линии). Его величина зависит от но- минального размера и буквенного обозначения. Рис 141 Размерные параметры вала и отверстия схемы полей допусков Второе предельное отклонение (не основное) зависит от вели- чины допуска При увеличении допуска на размер требования к точности сни- жаются, и деталь в изготовлении будет простой и дешевой При одном и том же допуске деталь большего размера изготовить сложней, чем деталь меньшего размера Поэтому величину допуска [IT) определя- ют по формуле IT=a i. 178
где г — единица допуска, которая зависит от размера и определяется по формуле /=0,454^ - 0,00 Id, мкм (здесь d мм), а - число единиц допуска (коэффициент точности) и зависит от при- нятой точности изготовления Стандартом установлено 19 квалитетов точности. 01,0,1.2,.... 17 При этом в среднем машиностроении каалитеты 5-11 используют для назначения допусков на сопрягаемые размеры деталей, а квалитеты 12-17 - для несопрягаемых (свободных) размеров. Числовые значения предельных отклонений и допуски размеров деталей определяются единой системой допусков и посадок (ЕСДП, установленной ГОСТ 25347 и ГОСТ 25346) и указываются на рабочих чертежах деталей для всех размеров. Величины верхнего и нижнего предельных отклонений сопря- гаемых размеров указывают на чертежах иепосредстаенно после но- минального размера одним из трех способов. 1) числовыми значениями предельных отклонений в миллимет- рах (более мелкими цифрами верхнее - вверху, нижнее - внизу: каж- дое со своим знаком: отклонение, рааное нулю, не проставляется; если верхнее и нижнее отклонения равны по абсолютной величине, но име- ют разные знаки, то они записываются один раз со знаком «+» циф- рами одинаковой высоты с цифрами номинального размера), например ОЛ-С|.С?1 |Лп40,№>й -’-'-О 072 ' J+0.030 1 20-0.033 75(± 0,023) JS*0*™ ’ 2) в виде условного обозначения поля допуска, состоящего из буквы и цифры, например 20Й8; 35/9; 50Н7; 40К6; 3) одновременным указанием условного обозначения поля до- пуска и соответствующих ему цифровых значений предельных откло- нений (в скобках), например 20Л8(- 0,033) 35/9(+ад®)- Выбор способа простановки зависит от типа производства Предельные отклонения размеров, не указанных на чертежах, обозначаются в технических требованиях в виде записи «неуказанные предельные отклонения размеров; отверстий /714, „ ^14 валов я 14, остальных ±----» 179
В отдельных случаях в указанных вариантах записи допускается опускать поясняющие слова, например В любом варианте записей для всех размеров ссылка должна быть на один каалитет точности. Числовые значения стандартных допусков и предельных откло- нений приведены в ГОСТ 25346 или технической литературе Отклонения угловых размеров указывают на изображениях не- посредственно после их номинального зиячения числовыми значе- ниями в градусах, минутах, секундах, например 90°±10 . Характер соединения двух деталей (охватываемой — вала и охватывающей - отверстия) называется посадкой. Если диаметр отверстия больше диаметра вала (поле допуска отаерстия находится над полем допуска вала), то в соединении между ними образуется зазор (S„MX и S^™), обеспечивающий свободное перемещение одной детали относитель- но другой (рис 14 2, а). Если размер отверстия меньше размера вала (попе допуска вала находится над полем допуска отверстия), то в со- единении образуется натяг и Wnii„) (рис. 14.2, б) В том случае, когда поля допусков перекрываются, образуется переходная посадка Ki»x = “ 'Чпах = --Smin) (рИС. 14.2, в) а) б) в) Рис 14 2. Схемы полей допусков посадок с зазором (а), с натягом (С) в переходных (в) Для того чтобы на сборочном чертеже указать характер двух со- прягаемых деталей (посадку), необходимо и достаточно после номи- нального размера сопрагаемых поверхностей обозначить их поля до- пусков Обозначения выполняют в виде дроби; в числителе обознача- ют поле допуска отверстия, а в знаменателе - поле допуска вала одним из указанных выше способов, например 180
90«2. so 90^Z' 90^7- s6 +Д035 +0093 +0 071 ) В посадках могут сочетаться поля допусков одинаковых или разных квалитетов в зависимости от технологии изготовления детали. В ЕСДП предусмотрены две системы образования посадок, сис- тема основного отверстия — «система отверстия» (СА) и система ос- новного вала —«система вала» (СВ) В основу системы отверстия положена независимость размера отверстия от вида посадки, т е. предельные отклонения данного разме- ра отверстия одинаковы для всех посадок Различные посадки дости- гаются путем изменения предельных отклонений размеров (полей до- пусков) вала (рис 14.3, а). Отверстие в такой системе называют основным, а расположение его поля допуска (основное отклонение, нижнее, равное нулю) обозна- чают букаой Н. Второе отклонение, верхнее, всегда положительно, т е поле допуска располагается в «тело» детали Обозначение посадки в системе отверстия имеет вид 50-. кЪ При образовании посадок в системе вала принимают, что размер ва- ла не зависит от вида посадки, а различные посадки получают за счет из- менения предельных отклонений (полей допусков) отверстий (рис. 14.3, б) Вал в такой системе называют основным, а расположение его поля допуска (основное отклонение, верхнее, равное нулю) обознача- ют буквой h Второе отклонение, нижнее, всегда отрицательно, т.е по- ле допуска располагается также в .«теггр» детали. Обозначение посадки в системе вала имеет вид 5 и—. йб Рис. 14 3 Схемы полей допусков посадок в системе отверстия (а) и системе вала (6) 12*Дуле»цчА Я> и др.
На практике в машийостроении система отверстия более распро- странена, т к способствует сокращению ассортимента требуемых ин- струментов для обработки отверстий и средств контроля. В обеих системах порядки могут быть, с зазором, с натягом, пе- реходные В том случае, когда экономически нецелесообразно использо- вать только СА или СВ, применяют комбинированную посадку 50—, А6 в которой отверстие выполнено в отверстии вала, а вал — в системе от- верстия (рис 144) Посадки с зазором применяют в подвижных и неподвижных со- единениях. подвергаемых частой разборке н сборке при невысоких требованиях к точности соединения и небольших нагрузках. Относи- тельная неподвижность деталей соединения достигается за счет до- полнительного крепления (шпонками, штифтами, винтами и т д.) Посадки с натягом применяют для неподвижных соединений де- талей без дополнительного крепления. Переходные применяют чаще всего в неразъемных неподвиж- ных соединениях с дополнительным креплением при повышенных требованиях к центрированию сопрягаемых деталей. Посалки назначают на основании расчетов или накопленного в промышленности опыта по методу аналогов. Предельные отклонения (допуски) размеров устанавливают (по ЕСДП) с учетом назначенных посадок, требуемой точности, техноло- гии изготовления и т.д Посадки основных деталей даны в табл. 14.1, а примеры обозна- чения — на рис 14 4. Табяипа 14 1 Посадки основных деталей редукторов 182
Окончание табл 14 I Обозначение посадки Примеры применения Н1 JS6 Стаканы под подшипники качения в корпус, распорные втулки в высокооборотистых передачах (переходная посадка) in in № dR Крышки торцовые узлов на подшипниках качеиня (посадка с за- зором) НИ J78 Л8 ’ Л9 Распорные кольца, втулки, крышки подшипников (посадка с за- зором при —0) £0 A-6 Внутренние кольца подшипников качения на валах (посадка с натягом) in 10 I lapjoKuwe кольца подшипников качения в неподвижном корпусе (посадка с зазором). in Hl js6 kf> Шкивы, звездочки, зубчатые колеса и муфты (переходная посадка). 14.2. Нормирование отклонений формы взаимного расположения поверхностен и обозначение их параметров на чертежах При изгстоалении деталей неизбежно возникают погрешности не только линейных размеров, но и геометрической формы, а также в относительном расположении осей, поверхностей и конструктивных элементов деталей Эти погрешности могут оказывать вредное влия- ние на работоспособность деталей машин Например, цилиндрически цапфа вала в процессе ее обработки может получить овальную форму в поперечном сечении и (или) седлообразную - в продольном После монтажа подшипника качения на эту поверхность его внутреннее кольцо может деформироваться, что приведет к нарушению нормаль- ных условий работы подшипника Чтобы ограничить подобные от- клонения, на чертежах задают допуски формы и взаимного располо- жения поверхностей За величину отклонений формы или расположения принимают наибольшее расстояние от точек реальной поверхности (профиля, оси) до прилегающей (номинальной) Данные о допусках формы или расположения поверхностей указывают в прямоугольной рамке, разделенной на две или три части. 183
Рис. 14 4 Пример обозначения посадок на чертежах При указании допусков (отклонений) формы рамку разделяют на две части, в которой помещают- в первой — знак допуска, во второй - числовое значение допуска (отклонения) в мм Рамку соединяют с контурной лини- ей элемента (или сс продолжением), к которому относится допуск, прямой или ломаной линией, заканчивающейся стрелкой (табл 14 2, п.1). При указании допуска расположения рамку разделяют на две или три части. В том случае, когда рамку возможно соединит!» с контурными линиями элемента, к которому относятся отклонение и базового элемента рамка, делится на две части. Линия, соединяющая рамку с базовым элементом, заканчивается знаком (зачерченный тре- угольник), расположенным основанием на контурной линии базового элемента (табл 14.2, и. б). Если невозможно базовый элемент соеди- нить с рамкой допуска, то базу обозначают прописной буквой, за- ключенной в квадратную рамку, и эту же букву аписывают в третью часть рамки допуска (табл 14.2, пи. 7,8, 9) 184
Таблица 142 Примеры обозначения условных знаков допусков формы и расположения поверхностей на чертежах (ГОСТ 2.308) Вид допуска Пример обозначения условных знаков Вид допуска Пример обозначения условных знаков 1. Допуск кругло- 6 Допуск перпенди- кулярности L_^l 2 Допуск о ци- линдричкости 7 Допуск соосности ёГРП а) 3 Допуск пря- мояияейиости 8 Допуск парал- лельности 4 Допуск про- филя продольно- го сечения ци- линдрической поверхности — 9 Допуск параллель- ности (/ /) и симмет- ричности 5 Допуск пло- скостности 10. Допуск радиаль- ного и торцевого биения Примечание. На чертежах деталей вращения (валы, червяки, колеса и т. д.) сле- дует рясповагать условные обозначения баз под изображением деталей, условные обозначения допусков формы и расположения над изображением летали на ми- нимальном числе уровней Числовые значения допусков формы и взаимного расположения в основном определяются в зависимости от принятой степени точно- сти изготовления, геометрического размера, величины его допуска, вида сопрягаемых деталей. Если базой является поверхность, то зачерченный треугольник, расположенный на ней, не должен совпадать с продолжением размер- 185
ной линии (табл 14.2, п 10) Если базой является ось или плоскость симметрии, то зачерченный треугольник должен совпадать с продол- жением размерной линии (табл 14.2, п п. 7, 9). Если нет необходимо- сти выделять один из элементов в качестве базового, то зачерченный треугольник заменяют стрелкой (табл. 14 2, п 8) Если допуск относится к поверхности, а не к ее оси или плоско- сти симметрии, то соединительная линия не должна совпадать с про- должением размерной линии этой поверхности (табл. 14.2, п. п 2,10). Если допуск относится к оси или плоскости симметрии, то стрелка соединительной линии должна совпадать с продолжением размерной линии (табл 14.2, п. п, 3.7) Если необходимо задать для элемента два разных вида допус- ков, то рамку можно объединить (табл. 14.2, п 9). Повторяющиеся виды допусков, обозначаемые одним и тем же символом, имеющие одно и то же числовое значение и относящиеся к одним и тем же базам, но к разным элементам, можно указывать один раз в рамке, от которой отходит одна соединительная линия, разветв- ляемая затем ко всем нормируемым элементам (табл 14.2, и 10) 14.3. Нормирование шероховатости поверхностей и обозначение ее параметров на чертежах Действительные поверхности деталей машин отличаются от но- минальных (заданных в технической документации) наличием неров- ностей, образовавшихся при обработке поверхности и обусловленных колебанием инструмента и детали в процессе обработки, дефектами инструмента и другими причинами Неровности, у которых отноше- ние шага к их высоте менее 50, принято называть шероховатостью. Шероховатость поверхностей существенно влияет на эксплуатацион- ные свойства деталей (снижает прочность, коррозионную стойкость, жесткость деталей, увеличивает интенсивность изнашивания) Параметры, характеризующие шероховатость поверхности, установлены ГОСТ 25142 Наибольшее применение в машино- строении получили среднее арифметическое отклонение профиля R„ (мкм) - среднее арифметическое абсолютных значений отклоне- ния профиля в пределах базовой длины /, высота неровностей про- филя но десяти точкам R, (мкм) - сумма средних арифметических абсолютных высот пяти наибольших выступов и глубин пяти наи- больших впадин профиля в пределах базовой длины I Отсчет этих величин ведется от базовой (средней) линии, имеющей форму но- 186
минального профиля поверхности и проведенной так, что среднее квадратичное отклонение профиля от этой линии в пределах базо- вой длины минимально. Базовая длина I — длина участка поверхно- сти, выделяемая для определения (нормирования) параметров ше- роховатости, устанавливается стандартом в зависимости от величи- ны шероховатости Для обозначения на чертежах шероховатости поверхностей применяют знаки (рис. 14.5) Высота А раяна высоте размерных чисел на чертеже, высота Н равна И = (1,5-3,0) h - в за- висимости от объема записи Если вид обработки поверхности конструктором не устанавли- вается, применяют знак (рис. 14.5, а). Знак (рис 14 5, б) применяют тогда, когда поверхность должна быть образована обязательно удале- нием материала, например точением, фрезерованием, шлифованием и т л Если необходимо, чтобы поверхность была образована без удале- ния слоя материала (накатыванием, штамповкой и т. д.) или в тех слу- чаях, когда поверхность не обрабатывается по данному чертежу, при- меняют знак (рис 14.5, в) а) б) в) г) Рис. 14 5 Знаки. используемые для обозначения шероховатости на чертежах Сведения о параметрах шероховатости указываются около соот- ветствующего знака согласно позициям, указанным на рис. 14.5, г. При этой на месте рамки 1 записывают условное обозначение направлений неровностей. На месте рамки 2 указывается базовая длина (если она ие стандартная) и параметр (параметры) шероховатости по ГОСТ 25142 (после соответствующего символа). На месте рамки 3 записывают вид обработки поверхности и другие дополнительные указания Требования по шероховатости должны быть ясны из чертежа и указаны для всех поверхностей. Однако если несколько участков поверхности детали имеют одинаковую шероховатость, то ее на чертеже детали не ставят, а указывают в правом верхнем углу фор- мата (рис 14.9).
Знак (V), взятый в скобки, означает, что все остальные поверх- ности детали, кроме тех, шероховатость которых обозначена непо- средственно на изображении, имеют шероховатость, указанную перед скобкой (рис. 14.9, а) Рис 14 9 Обозначение одинаковой шероховатости на чертежах Если ко всем участкам поверхности детали предъяаляются оди- наковые (равные) требования по всем параметрам шероховатости, то знак (V ), азятый в скобки, опускается (рис 14 9, б) Шероховатость поверхностей, не обрабатываемых по данному чертежу, указывают так, как показано на рис. 14.9, в, г, причем воз- можны два случая: первый (рис 14 9, г), когда остальные поверхно- сти сохраняются в состоянии поставки, второй (рис. 14 9. в) — ког- да поверхности получены без удаления слоя материала (напри- мер, литьем) Обозначения шероховатостей одной и той же части поверхно- сти или повторяющихся поверхностей (отверстий, зубьев и т.п ) нано- сят на чертеже только раз (рис 14 12). При этом они могут наносить- ся на линиях контура изображения (рис 14 12, г), на продолжении размерных линий (рис. 14 12, б), на вспомогательных линиях (рис 14 12,4) типа выносных или на линиях-стрелках (рис 14.12, в). Не следует ставить обозначения на линиях невидимого контура Условные обозначения параметров шероховатости следует рас- полагать на верхних частях изображения детали, а на торцевых по- верхностях - под изображением детали на тех видах и разрезах, где поставлены размеры, относящиеся к соответствующим частям дета- лей Если шероховатость поверхности деталей на различных участках различна, то между этими участками проводится граница сплошной тонкой линией с нанесением соответствующего размера и указанием знака шероховатости (рис 14 12, г). 188
Рис. 14 12. Обозначение шероховатости Обозначение шероховатости рабочих поверхностей зубьев зуб- чатых и червячных колес, звольвентных шлицев и других аналогич- ных поверхностей относится условно к делительной поверхности, как показано на рис. 14 13. Рис. 14.13 Обозначение выносных параметров шероховатости Наиболее предпочтительным параметром нормирования шеро- ховатости является значения которого можно принимать для поса- дочных поверхностей отверстий валов согласно рекомендациям табл 14 3, для других поверхностей деталей — согласие табл 14.4. Таблица 14 3 Интервал Отверстие | Вал Квалитет 67 8 9 6,7 | 8 I 9 Св 18 до 50 0,8 1 1,6 3,2 0,8 1 1,6 Св. 50 до 120 1.6 3.2 0,8 I 1.6 Св 120 до 500 |___ 1,6 1 3,2 189
Шероховатость поверхностей, не указанных в табл 14 4, можно определять по формуле Ri, = 0,05/7, округляя до ближайшего целого значения стандартного ряда (где 27- допуск размера) Параметр Я, часто принимают R, < (0,1-0,2)27. Таблица 144 Шероховатость поверхности конструктивных элементов деталей цилиндрические поверхности, центрирующие соединения 190
Окончание табл 14 4 Вид поверхности А’.,. неподвижного 1,6 ПОДВИЖНОГО 0,8 цилиндрические поверхности нецентрируюшие 3,2 Цилиндрические поверхности центрирующие 0.8 1 о же, нецентрируюшие 3.2 Торцы ступиц зубчатых, червячных колес, базирующихся по торцу запле- чиков валов, при отношении длины ступицы к диаметру Ud < 0 8 1.6 Ш>0.8 3,2 Боковая поверхность зубьев зубчатых, червячных колес степени т очности 0,4 7 0,8 8 1Л 9 3,2 Витки червяков степени точности 6 0.2 7 0.4 8 08 9 1.6 Свободные (нерабочие) поверхности выступов зубьев колес, витков чер- вяков, звездочек цепных передач, шкива, фаски и выточки на колесах, от- верстия под болты и ВИНТЫ 6,3
ПРИЛОЖЕНИЕ 1 Подшипники качения ПОДШИПНИКИ ШАРИКОВЫЕ РАДИАЛЬНЫЕ ОДНОРЯДНЫЕ (ПО ГОСТ 8388) Рис. I Габаритные размеры шариковых радиальных одисрядных подшипников Таблица 1 Основные размеры и параметры шариковых радиальных однорядных подшипников Условное обозначение подшипники с?. D, Д R, Г рузоподъемность, кН динамическая статическая 2 3 4 5 6 7 Особо легкая серия 100 10 26 8 0.5 4.62 1,96 101 12 28 8 0.5 5,07 2,24 104 20 42 12 1,0 9,36 105 25 47 12 1.0 11,2 5,6 106 30 55 1, 1,5 13.3 6,8 107 Гз5 62 14 1,5 15.9 8.5 108 40 68 15 1,5 16,8 9.3 109 75 16 1.5 21,2 12,2 110 80 16 21,6 13,2 111 5^ 90 18 2,0 28.1 17,0 112 60 95 18 2,0 29,6 18,3 113 65 100 18 2.0 30,7 19,6 114 70 110 20 2,0 37.7 24,5 115 75 115 20 2.0 39,7 26,0 ПО 80 125 22 2,0 47 7 31,5 192
Продолжение табл I I 1 2 3 4 5 6 Н7 85 130 22 2,0 49,4 33,5 118 90 140 24 2,50 57 2 39,0 119 95 145 24 2,5 60,5 41,5 120 100 150 24 2,5 60,5 41 5 Леекс серия 200 10 30 9 1,0 5.9 2,65 201 12 32 10 1.0 6,89 3,1 202 15 35 11 1,0 7,8 3,55 203 17 40 12 1.0 9,56 4 5 204 20 47 14 1,5 12,7 6,2 205 25 52 15 14,0 6Д>5 206 30 62 16 1,5 19 5 10,0 207 35 72 17 2,0 25.5 13.7 208 40 80 18 2,0 32,0 17,8 209 45 85 19 2,0 33,2 18.6 210 50 90 20 2,0 35,1 19,8 211 55 100 21 2,5 43,6 25,0 212 60 ПО 22 2,5 52,0 31,0 213 65 120 23 2,5 56,0 34,0 214 70 125 24 2,5 61,8 37,5 215 75 130 25 2,5 66,3 41,0 216 80 140 26 3,0 70.2 45,0 217 85 150 28 З.о 89,5 53,0 218 90 160 30 3,0 95,6 62,0 219 95 170 32 3,5 108,0 69.5 220 100 180 34 3,5 124,0 79,0 Средняя серия 300 10 35 11 1,0 8,06 375 301 12 37 12 1.5 9,75 4,65 302 15 42 13 1,5 11.4 5,4 303 17 47 14 15 13,5 6,65 304 20 52 15 2.0 15,9 7,8 305 25 62 17 2,0 22,5 11,4 306 30 72 19 2,0 29,1 14,6 307 35 80 21 2.5 33,2 180 308 40 90 23 2JS 41,0 22,4 309 45 100 25 2J 52,7 30,0 310 50 100 27 3.0 61,8 36.0 311 55 120 29 3,0 71,5 41 5 13ДулевичА.«Ь и др. jpj
Окончание табл. 1 1 2 3 4 5 6 7 312 60 130 31 3.5 81,9 48.0 313 65 140 33 3.5 92,3 56.0 314 70 150 35 3,5 104,0 63 0 315 75 160 37 3,5 112.0 72,5 316 80 170 39 33 124,0 80,0 317 85 180 41 4.0 133,0 90,0 318 90 190 43 4.0 143.0 99,0 319 95 200 45 4,0 153,0 110,0 320 100 215 47 4,0 174 0 132,0 Тяжелая серия 403 17 62 17 2,0 22,9 П.8 - 405 25 80 21 2.5 36,4 20.4 406 30 90 23 2,5 47,0 26,7 407 35 100 25 2,5 55„3 31,0 408 40 НО 27 3,0 63.7 36,5 409 45 120 29 3,0 76.1 45.5 410 50 130 31 3.5 87 1 52,0 411 55 140 33 3,5 100,0 63,0 412 60 150 35 зд 108,0 70,0 413 65 160 37 35 119.0 78.1 414 70 180 42 4,0 143.0 105,0 416 80 200 48 4,0 163,0 125,0 417 85 210 52 5,0 174 0 135,0
ПОДШИПНИКИ ШАРИКОВЫЕ РАДИАЛЬНО-УПОРНЫЕ ОДНОРЯДНЫЕ (ПО ГОСТ 831) Рис 2 Габаритные размеры шариковых радиально-упорных подшипников Таблица 2 Основные размеры и параметры шариковых радиалыю-упориых подшипников Условное обозначение подшипниал d. мм Дмм В мм Я, мм 1/, мм Грузоподъемность, кН динамическая статическая Сотипа 36 000146000 36000|46000 и=12" |а=26‘ Легкая се 36202 46202 15 35 11 1 0 0,3 8,15 8,25’ 3,83 3 65 36203 17 40 12 1.0 0,3 12 — 6,12 — 36204 46204 20 ..47 -.1,4 1,5 0,5 15,7 14,8 8,31 7,64 36205 46205 *"25 52 15 1.5 0,5 16.7 15,7 9.1 8,34 3'6206 46206 62 16 15 0.5 22,0 21.9 120 12,0 36207 46207 72 17 2,0 1.0 30,8 29,0 17.8 16.4 36208 46208 ( 40~> 80 18 2.0 1,0 38.9 36,8 23 2 21,3 36209 46209 85 ]9 2,0 1,0 41,2 38,7 25,1 23.1 36210 46210 / 50 90 20 , 2,0 1,0 43,2 40,6 27.0 24.9 36211 46211 55 100 21 2,5 1,2 58,4 50,3 34,2 31 5 36212 46212 60 110 22 2,5 1.2 61,5 60.8 39.3 38,8 36213 46213 65 120 23 2,5 1.2 — 69.4 — 45,9 36214 70 125 24 2.5 1,2 80 2 54,8 — 36215 46215 75 130 25 2.5 1,2 78.4 - 53,8 36216 46216 80 140 26 3,0 1.5 93.6 87,9 65,0 60,0 36217 46217 85 150 28 3,0 1,5 101,0 94,4 70.8 65,1 36218 46218 90 160 30 3,0 1,5 118,0 111.0 83,0 76,2 36219 46219 95 170 32 ' 3,5 2,0 134,0 95,0 - 46220 100 180 34 3,5 2,0 - 148,0 - 107,0 195
ПОДШИПНИКИ РОЛИКОВЫЕ КОНИЧЕСКИЕ ОДНОРЯДНЫЕ (ПР ГОСТ 333-79) Рис 3. Габаритные размеры роликовых конических однорядных подшипников Таблица 3 Основные размеры и параметры роликовых конических однорядных подшипников ill ч! Размеры, мм Грузоподъ- емность, кН Факторы приве- денной нагрузки d D т В Ь В Я/ дина- 1стати- миче- реская ская С Со е Г Го 1 2 3 4 5 6 7 8 9 I 10 12 13 Легкая серия а~ 2^-16“ 7202 15 35 12.0 11 9 1.0 03 10.5 6.1 0.451 1,329 0,731 7203 17 40 13,5 12 11 1.5 0,5 14,0 9,0 0,314 1,909 1,050 7204 20 47 155 14 12 1.5 0,5 21,0 13,0 0,360 1,666 0.916 7205 25 52 16,5 15 13 1,5 05 24,0 17,5 0,360 1,666 0,916 7206 62 17,5 16 14 1.5 0,5 31,0 22,0 0,365 1,645 0,905 7207 35 , 72 18,5 17 15 2,0 0 8 38,5 26,0 0,369 1 624 0.893 7208 40 ' 80 20,0 19 16 20 08 46.5 32,5 0,383 1.565 0.861 ^-7209 —45 85 21,0 20 16 2,0 08 50.0 33,0 0,414 1,450 0,798 7210 50 90 22,0 21 2,0 0,8 50.0 40,0 0374 1.604 0,882 *“7211 55 100 23,0 21 18 2,5 0.8 65.0 46,0 0,411 1,459 0,802 7212 60 100 24,0 23 19 2,5 0,8 78,0 58.0 0,351 1,710 0,940 7214 70 125 26,5 26 21 2,5 0,8 96,0 82,0 0,369 1,624 0,893 7215 75 130 27,5 26 22 2.5 0,8 107 0 84,0 0388 1.547 0,851 7216 80 140 28.5 26 22 3,0 1,0 112,0 95,0 0,421 1,426 0,784 7217 85 150 31,0 28 24 3,0 1.0 1300 109,0 0,435 1.380 0,759 7218 90 160 33,0 31 26 3,0 1.0 158,0 125.0 0383 1,565 0,861 7219 95 170 35,0 А 27 3,5 1.2 165.0 131Д- 0,407 1,426. 0,812 7220 100 180 37,5- 341 29 3,5 1,2 i85,a 146.0. 0.402' Т.493 0,821 <7 ~ / 196
Продолжение табл 3 1 9 3 4 8 6 | 7 8 9 1 '° 1 11 12 | 13 Легкая широкая ерия а=12+11Р 7506 30 62 21,5 20,5 17 1.5 0,5 36,0 27,0 0,365 1,645 0,905 7507 35 72 2.4 5 23 0 20 2.0 0.8 53,0 40 0 0.346 1,733 0.953 7508 40 80 25.0 23,5 20 2.0 0.8 56,0 44 0 0.381 1375 0,866 7509 45 85 25,0 23,5 Z0 2,0 0,8 60,0 46.0 0,416 1.442 0,793 7510 50 90 25 0 23,5 Z0 2.0 08 62 0 54,0 0.421 1,426 0.784 7511 5-5 100 27,0 25,0 21 2,5 0,8 80,0 61,0 0,360 1.666 0916 7512 60 по 30,0 28.0 24 2,5 0,8 94,0 75.0 0,392 1,528 0,840 7513 65 120 33,0 31 0 27 2,5 0,8 1190 980 0 369 1,624 0,893 7514 70 125 33.5 31,0 27 2,5 0,8 125,0 101,0 0,388 1,547 0,851 7515 75 130 33,5 31,0 27 2.5 08 130,0 108,0 0,407 1,476 0,812 7516 80 140 35,5 33,0 28 30 1,0 143,0 126.0 0,402 1,493 0821 7517 85 150 39,0 36.0 30 3,0 1 0 162,0 141,0 0,388 1 547 0,851 7518 90 160 43,0 40.0 34 3,0 1,0 190,0 171,0 0,388 1.547 0,851 7519 95 170 46 0 45.5 37 3.5 1.2 230,0 225,0 0383 1.565 0.861 7520 100 180 49-5 46,0 39 I 3,5 1,2 250,0 236,0 0,402 1.493 0.821 Средняя серия 0+14° 7304 2.0 52 16.5 16 13 2,0 08 26,0 17.0 0,29612,026 1.114 7305 2,5 62 18,5 17 15 2,0 0,8 33.0 23,2 0,360 1,666 0.916 7306 30 72 21.0 19 17 2,0 0.8 43,0 29.5 0,337 1.780 0,979 7307 35 80 23,0 21 18 2,5 0,8 54,0 38,0 0,319 1,881- 1,035 7308 40 90 25J5 23 20 2.5 08 66,0 47,5 0,278 2.158 1,187 7309 45 1001 275 26 22 2.5 0,8 83,0 60,0 0,287 2,090 1,150 7310 50- 110 29,5 29* 23 25 1.0 1000 75,5 0,310 1,937 1,065 7311 55 120 32,0 29 25 3,0 1.0 107.0 81.5 0332 1,804 0,992 7312 60 130 34,0 31 27 3,0 1,0 128,0 963 0,305 1.966 1,081 7313 65 140 36,5 33 28 3,5 1,2 146,0 112,0 0 305 1.966 1 081 7314 70 150 38,5 37 30 3.5 1.2 170,0 137,0 0,310 1 937 1,065 7315 75 160 40 5 37 31 3,5 1.2 180,0 148,0 0.328 1,829 1,006 7317 85 180 45.0 41 35 4,0 230,0 195,0 0314 1 909 1 050 7318 90 190 47,0 43 36 4.0 1.5 250.0 201,0 0,319 1,881 1,035' кдняи широкая серия а=11+13'’ 7604 20 52 22,5 21 18.5 2.0 0.8 31,5 | 22,0 0-298 1 2,011 1.106 7605 25 62 25,5 24 21 2.0 0,8 47 5 j 3.6,6 0.273 2,194 1,205 7606 30 72 29,0 29 23 2,0 0,8 63 0 51,0 0,319 1,882 1,035 7607 35 80 33,0 31 27 2,5 0,8 76,0 61.5 0,296 2,026 1,114 760$ 40 90 35,5 33 28,5 2,5 0.8 900 67,5 0.296 2.026 1.114 7609 45 100 38 5 36 31 2,5 0,8 114,0 90,5 0,291 2,058 1,131 7611 55 120 46,0 44,5 36,5 3 0 1,0 160,0 140,0 0323 1,855 1.020 7612 60 130 49,0 47.5 39 3,5 1,2 186,0 157,0 0 305 1,966 । 1,081 7613 65 140 51,5 48 41 3,5 1,2 210,0 168,0 0,328 1.829 1 1,006 13* Дулевич А. Ф. и др. 197
ПРИЛОЖЕНИЕ 2 ЦЕПИ ПРИВОДНЫЕ Таблица 1 Цепи приводные роликовые и втулочные однорядные
Окончание табл 1 ПР-44,45-172,4 №§Ш27~ 'ПР-63,5-354 2|3|4 I 44j45 1 25 40 | 12,70 I 30,8 | 31.~75~Г~П7Г I 63,5 । 38,10 | 19.84 Цепи приводные втулочные однорядные типа ПВ ПВ-9 525-13 | 9,525 | 9 52 Г 4,45 | 6;00 19785 | 212 | П~2~~' ~13.0 | 0.65 Цепи приводные роликовые с изогнутыми пластинами типа ПРИ ПРИ-78 I 360 78,1 38 10 17.15 33.30 45 50 102 51 360,0 14,50 ПРИ-78 1-400 78,1 38,10 19 00 ^00 5600 102 51 400,0 19,8.0 ПРИ-103,2-650 103,2 49.00 24,00 46.00 60 00 135 73 650,0 28 80 ПРИ-140-1200 140 80.00 36 00 65,00 90,00 182 94 1200,0 63 00 Размеры даны в мм Таблица 2 Типоразмер цепи *• не менее dl Л ие более &7. не более не более Разрушающая нагрузка Q, кН, не менее Масса 1 м (расчет- ная), кг Цепи приводные роликовые трех рядные типа ЗПР 2ПР-12.7-45,4 12.7 7.75 4,45 8.51 13 92 11.80 50 И 45,4 2.0 2ПР-15.875-68,1 15.875 9,65 5.08 10,16 16,59 14.80 57 13 68,1 2,8 2ПР-19.05-96 19.05 12,70 5,96 11.91 22.78 [8.08 76.2 17 75 96,0 4,3 2ПР-25 4-171 25.4 15,88 7.92 15,88 29.29 24,20 98 22 171.0 7,5 2ПР-31,75-2615 31.75 19 05 9,53 19,05 35.76 30,20 120 24 265,5 ПО 2 ПР-3 8,1-381 38.1 25.40 11,10 22,23 45,44 36,20 150 30 381.0 16.5 2Г1Р-44.45-5172 44.45 25.40 12 70 25,40 48,87 42,24 [60 34 517.2 21.7 2ПР-50.8-680.4 50,8 31.75 14,27 28.58 58,55 48,30 190 38 680.4 2-8 3 1 епи при одные роликовы четырехрядные типа 4Г1Р 4ПР-19 05-128 19.05 12,70 5.94 11 91 22.78 18 08 17,75 101,9 128 5.75 4ПР-25,4-228 25 4 15,88 7 92 15,88 29,29 24.20 22.00 129 9 228 10:9 4ПР-31.75-355 31 75 19,05 9.53 19.05 35.76 30.20 24.00 157.5 355 14.7 4ПР-38.1-50.8 38.1 25.40 11.10 2223 45 44 36,20 30.00 197.1 508 22,0 4 ПР-50.8-900 50.8 31 75 1427 28.58 58,55 48,30 38.00 252.3 900 38,0 Примеры условных обозначений цепей Цепь приводная роликовая однорядная шага 117 мм с расстоянием между внутренними пластинами bi - 7,76 мм и с разру- шающей нагрузкой 18.2 кН Цепь ПР-12,7-18,2 ГОСТ 13568-97 Тоже, с расстоянием между внутренними пластиками 6, =5,40 мм Цепь ПР-12,7-182-1 ГОСТ 13568-97 Цепь приводная роликовая трехрядная шага 25,4 км с разрушающей нагрузкой 171 кН Цепь 3 ПР-25,4-171 ГОСТ 13568- 97 Цепь приводная втулочная двухрядная шага 9,525 мм с разрушающей нагрузкой 20 кН Цепь 2ПВ-9,525-20 ГОСТ 13568-97 Цепь приводная роликовая с изогнутыми пластинами шага 103.2 мм с разрушающей ншрузкоЙ 650 кН, Цепь ПРИ-103,2-650 ГОСТ 13568-97
ПРИЛОЖЕНИЕ 3 Г АЙКИ КРУГЛЫЕ ШЛИЦЕВЫЕ КЛАССА ТОЧНОСТИ А (ГОСТ 11871} Рис I Конструкция и размеры гаек Таблица Размеры гаек, мм Примечания I Предпочтительные размеры обозначены звездочкой 2 Пример условного обозначения с диаметром резьбы d == 20 мм с шагом резьбы 1,5 мм. с полем допуска ПН Гайка М20х! 5-6Н ГОСТ 1 /871-88 202
ПРИЛОЖЕНИЕ 4 Шайбы СТОПОРНЫЕ МНОГО ЛАПЧАТЫЕ ШАЙБЫ (ГОСТ 11872) Рис I. Конструкция и размеры шайб Таблица 1 Размеры шайб, мм Примечание Пример условного обозначения шайбы для круглой шлицевой гайки с диаметром резьбы 20 мм. из материала группы 21 без покрытия Шайба 20 21 ГОСТ 11872-80 203
ШАЙБЫ ТОРЦОВЫЕ С КРЕПЛЕНИЕМ ОДНИМ БОЛТОМ (ВИНТОМ) (ГОСТ 14734-69) Рис 2 Закрепление подшипника на валу с использованием торцовой шайбы а) исполнение I, б) исполнение II. I - шайба концевак, 2 - болт (винт) 3 - штифт; 4 - шайба пружинная Рис 3 Шайба торцовая- а) исполнение 1, б) исполнение II Таблица 2 Размеры концевых шайб с креплением одним болтом (пин гом) 204
Окончание табл 2 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 7019-0628 7019-0629 7019-0630 7019-0631 1 2 2 36-40 45 12 40-45 50 16 7019-0632 7019-0633 1 2 45 50 56 5 16 6,6 4,5 18 12 М6*16 4m6*12 7019-0634 7019-0635 7019-0636 7019 0637 7019-0638 7019-0639 7019-0640 2 50-55 63 6 20 90 5,5 22 16 М8*20 5тбх16 1 2 55-60 67 2 60-65 71 25 1 65-70 75 6 25 9,0 5Л 22 16 М8*20 5тб*16 7019-0641 7019-0642 7019-0643 7019-0644 2 2 70-75 85 28 1 75-80 90 Примечание Пример условного обозначения шайбы исполнения 1. D ~ 40 мм. Шайба 7019-0627 ГОСТ 14734-69
ПРИЛОЖЕНИЕ 5 КОЛЬЦА ПРУЖИННЫЕ УПОРНЫЕ ПЛОСКИЕ НАРУЖНЫЕ ЭКСЦЕНТРИЧЕСКИЕ (ГОСТ 13942) И КАНАВКИ ДЛЯ НИХ Рис I Конструкция и размеры пружинных упорных колец и канавок для них Таблица Размеры и параметры упорных колец и канавок Примечание Пример условного обозначения кольца с отклонением от плоскости по группе А для закрепления подшипника или детый на ваку диаметра d =30 ММ' Кольцо АЗО ГОС! /39-12-80 206
ПРИЛОЖЕНИЕ 6 МАНЖЕТЫ РЕЗИНОВЫЕ АРМИРОВАННЫЕ (ГОСТ 8752) Таблица Основные размеры манжет, мм d.™ 23| Л’ ^пв 4» А If 1-й ряд 2-й ряд 1-й ряд 2-й ряд 10 26 22,25 7 10 42 — 58 7 10 11 25 62 75 10 14 12 28 26.30 44 65 13 26 45 60 7 10 14 30 65 70 / 10 14 15 30,32 35 48 70 16 30, 35 36,40 50 70 80 17 32 30,35 52 75 80 18 35 32 55 80 75.82 19 20 35 35 35 34 56 58 80 80 82 40 42 10 14 60 85 80,82 21 40 — 62 80,90 22 — 36,36 10 63 9(1 -- 40 — 10 14 65 90 23 — 35 7 10 70 95 92 10 14 24 40 71 95 — 46 10 14 75 100 95,102 25 — 38 7 10 105 42 10 14 80 105 110 26 45 — 85 ПО 115 12 16 28 50 45 90 120 115 207
Окончание таблицы d,u D, Л' 4» Лк л. Л* 'U. l-и ряд 2-й ряд 1-й ряд 2-й ряд 30 — 45 7 10 95 130 52 50 10 14 100 125 — 32 — 44,45 7 10 105 130 — . 52 — 10 14 НО 135 — 34 — 50 7 10 115 145 140 35 48,50 120 150 — 58 52.55 10 14 125 155 150 36 — 48 10 130 160 155 15 20 58 — 10 14 135 - 160 38 52 10 140 170 — 58 56,60 10 14 145 175 40 — 52.55 10 150 180 — 60,62 58 10 14 155 185 Примечание Пример обозначении манжеты тина I, исполнения I для вала =20 мм с наружным диаметром D = 40 мм. из резины группы 1 Манжета / 1-20x40-1 ГОСТ8752-79
ПРИЛОЖЕНИЕ 7 14 Дулевич А. Ф и др.
1 Обозначение Наинснобсние S Приме- чание £ \ - г-1-q — -.11 ТТЛ (1) (9) Рис. 4 Первый лист спецификации Рис. 5. Второй лист спецификации
ПРИЛОЖЕНИЕ 8 ПРИМЕРЫ ВЫПОЛНЕНИЯ ЭЛЕМЕНТОВ ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ УО «БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ» Кафедра ДМ и ПТУ ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ По дисциплине «ДЕТАЛИ МАШИН. ОСНОВЫ КОНСРУИРОВАНИЯ И ПТМ ОТРАСЛИ » Тема. «Привод подвесного конвейера» Разработал студент 3 курса факультета'ЛЯП специальности ММД-б Петров II П. Руководитель Сидорове С 2005 Рис. 1. Пример оформления титульного листа пояснительной зап иеки 211
РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА. ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕ- ДАЧА ВАЛ, ДВИГАТЕЛЬ, СМАЗКА. КОЛЕСО. ШЕСТЕРНЯ, МОДУЛЬ, ШПОНКА Реферат Эк, С гр., ТТЛП Рис 2 Пример содержания реферата 212
СОДЕРЖАНИЕ 2 Выбор электродвигателя и силовой и кинематический расчет привода. 3 Расчет открытых передач 3 I Расчет цепной передачи 3 2. Расчет клиноремеииой передачи 3 3 Расчет открытой конической передачи 4. Расчет цилиндрической косозубой закрытой передачи 4 1 Выбор материала передач и определение допускаемых напряжений 4 .4 Проверочный расчет на выносливость зубьев при нагибе 4 5 Расчет геометрических параметров зубчатых колес 5 Расчет передач на ЭВМ 6 . Расчет элементов корпуса редуктора 7 Проектный расчет валов, выбор подшипников н компоновка редукто- ра 7 I Проектный расчет валов редуктора 7 2. Предварительный выбор подшипников 8. Проверочные расчеты подшипников шпонок н валов. 8.! Определение реакций в опорах подшипников 8 2. Проверочный расчет подшипников 8 3 Проверочный расчет шлепок 8.4 Проверочный расчет валов 9 Выбор способа смазки и смазочного материала дня передач, и под шнпниковых узлов кий провода. 11 Выбор отклонений размеров, формы, взаимного расположении. па- раметров шероховатости поверхности Список использованных источников Приложение I Результаты проверочных расчетов на ЭВМ Приложение 2. Компоновка 12 13 20 20 22 23 27 31 32 34 37 37 38 39 40 40 45 48 31 55 57 58 59 Содержание Рис. 3- Пример оформления содержания
ВВЕДЕНИЕ Существуют следующие виды механических передач зубчатые цилин- дрические, конические открытые и закрытые, червячные, ременные (плоско-, клино-, поликлияовые и др.), цепные (втулочной. роликовой и забчатой) Согласно заданию на проектирование, привод содержит открытую ре- менную, закрытую косозубую и прямозубую. цепную роликовой цепью в от- крытую коническую прямозубую передачи На рис I I приведена кинематическая схема право да содержащая элек- тродвигатель, пал которого с помощью упругой муфты соединяется с вход* ным валом червячного редуктора На выходной вал редуктора насажена ве- дущая звездочка цепной передачи роликовой цепью Ведомая звездочка на- сажена на ведущий ват ленточного конвейера. Муфта предназначена для передачи крутящего шшекта с одного вала на другой, при этом упругая муфта позволяет компенсировать вредное влия- ние несоосности валов. вызванной неточностью изготовления и монтажа элементов привода, уменьшить динамические нагрузки путем амортизации возникающих толчков, ударов и колебаний Червячная передача обеспечивает компактность конструкции за счет большого передаточного числа, обеспечивая бесшумную работу Установка ее непосредственно за электродвигателем позволяет увеличить КПД за счет снижения потерь в червячном зацеплении К недостаткам червячной переда- чи следует отнести низкий КПД и, как следствие, необходимость использо- вания дорогих: Цепная передача, так же как и ременная, позволяет передавать крутя- щим момент на значительное расстояние (до & м). ие при этом является более компактной н обладает более высоким КПД (до 98%) Она обеспечивает по- стоянное передаточное число из-за отсутствия скольжения н позволяет npi- водать во вращение от одной звездочки несколько ведомых с разным на- правлением вращения. Важным достоинством цепной передачи, по сравиа- нню с ременной, является меньшая нагрузка на валы, потому что нет необхо- димости в большом начальном натяженв.м Б то же время при работе цепной передачи возникают дополнительные динамические нагрузки Для снижения этих нагрузок, а также шума и вибрации, вызванных большой скоростью, цепную передачу устанавливаем после червячного редуктора. Введение Зк.,Вгр.,Т7ЛП Рис 4. Пример содержания введения 214
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ источников 1 Анурьев В.Н. Справочник 1<о11С'фухтора-маи1НИОс1роитс'|я М,1982 2 Дунаев ПФ-, Лелякоа О И Конструирование узлов и деталей машин М.1985 3 Дунаев П.Ф, Леликов О П Детали машин Курсовое проектирование М. 1984 4 Решетов ДН Детали машин Атлас конструкций М. 1979 5 Курсовое проектирование детален мешин /СА. Чернявский. К Н Боков. И.М. Чсрнпн. Г М Ипкович, В П. Козинцев М 1988 Список испопъзо- ванных источников ПсЧйОр II 1 - ’I Peufml Зк.,вер..ггт Рис 5. Пример содержания списка использованных источников 2J5
ЛИТЕРАТУРА 1 ИвановМ Н. Детали машин --М Высшая школа,) 976 2 . Чернявский С А, Снесарев Г. А, Козинцов Б С и др Проектирова- ние механических передач. - М. Машиностроение, 1984. 3 Решетов Д. Н Детали машин. - М Машиностроение, 1974 4 Якушев А. И, Воронцов Л. Н, Федотов Н М. Взаимозаме- няемость, стандартизация и технические измерения. - М Агро- промиздат, 1987. 5 Детали машин в примерах и задачах / Под общей редакцией С Н. Ни- чипорчика — Мн.: Вышэйшая школа, 1981 6 Довгялло И. Г, Царук Ф. Ф, Дулсвич А. Ф и др Прикладная ме- ханика- детали машин. Мн.. БГТУ, 2002. 7 МархельИ И Детали машин. - М.: Машиностроение. 1986 8 Курмаз Л. В., Скойбсда А. Т. Детали машин. Проектирование. - Мн. Вышэйшая школа, 2000 9 Дунаев П. Ф„ Леликов О П. Конструирование узлов и деталей машин - М Высшая школа, 2000 10 . Шейнблит А. Е Курсовое проектирование деталей машин — М . Высшая школа, 1999 11 Чернилсвский Д. В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов — М Высшая школа. 1980
СОДЕРЖАНИЕ ПРЕДИСЛОВИЕ—______________ ._____ — ______ 3 1. ОБЩИЕ УКАЗАНИЯ ПО ВЫПОЛНЕНИЮ КУРСОВОГО ПРОЕКТА . 4 I I Цели и задачи проектирования ........................... 4 1.2. Основные этапы разработки конструкторской документации ..4 1 3 Основные требования к эскизному проекту..... .............- 5 1.4 Требования к сборочномучертежу механизма _ —______________- ——7 1.5 Требования к чертежу общего вида привода-------- .. . 9 1.6 Требования к рабочим чертежам детали ............. _.....1О 1 7 Требования к оформлению чертежей .............. .. _____11 I 8. Требования к составляющим пояснительной записки ....... _ ] 2 1.9. Требования к оформлению пояснительной записки........... 15 2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА .................................. 19 2 1 Определение мощности на валах привода ........_..........19 22 Кинематический расчет привода _________.. . ______________..20 2 3 Опреде ление кругящих моментов на валах и их проверочный расчет .. 25 3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ . 27 3 1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений ..., 27 3 2. Проектировочный расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость ___________ ______ ________33 3.3 Определение геометрических параметров зубчатого зацепления... .. ..36 3 4 Проверочный расчет закрытых зубчатых передач иа контактную выносливость ______________________...„ ______ _ ........... 38 3.5. Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе.._____40 3 6. Проскгировочиынрасчетоткрытых зубчатых передач на выносливость цри изгибе ............................... 41 37 Проверочный расчет открытых зубчатых передач ....... _.......42 38 Определение параметров зубчатых колес . .................. 42 39 Усилия в зацеплении_____________ _ _.......______________ к 42 3 10 Особенности расчета цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора ........ ........ ... __________ .43 4. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ................... .40 4.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений . ......_.46 4.2 Расчет закрытая конических зубчатых передач ..._ _______ _____46 4.3 Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям _...... 48 4.4. Проверочный расчет чубьев по усталостным напряжениям изгиба. 50 4 5 Проверка прочности зубьев при перегружая (при случайном увеличении крутящего момента сверх номинального) ____ ... ___ .51 217
4.6. Определение параметров конических зубчатых колес ____......_51 47 Силы о зацеплении конических колес-- ... — -------.51 4 8. Проектный расчет конической открытой передачи---------— .. 52 49 Проверочный расчет по усталостному напряжению изгиба зуба...... 53 4.|0 Проверочный расчет прочности зубьев при перегрузках (при случайном увеличении крутящего момента сверх номинального)...54 4 11 Силы в зацеплении ------_____________________ _______________...55 4 12 Определение параметров зубчатых конических колес............ 55 5. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ СI (ИЛИНДРИЧЕСКИМ ЧЕРВЯКОМ.................... _ ..... _ ....................... 56 51 Выбор материала и допускаемых напряжений_______.________________56 5 2 Проектировочный расчет червячной передачи---------------------- 58 5 3 Проверочный расчет на контактную выносливость. _______61 5.4 Проверочный расчет на выносливость при изгибе___________ ...._62 5 5 Определение параметров червячной передачи..... . ............ 63 5 6 Силы в зацеплении ...................................... 63 5 7 Расчет вала червяка на жесткость (выполняется после разработки эскизной компоновки редуктора) ._ ..... ..........................63 5 8 Тепловой расчет червячной передачи...................... 64 б-РАСЧЕТ ЦЕППЫХ ПЕРЕДАЧ ... .66 6 .1 Проектный расчет цепной передачи втулочной и роликовой цепью .....66 6 .2. Проверочные расчеты цешюй передачи с втулочкой и роликовой цепями 67 6 .3. Определение основных параметров звездочек втулочных кроликовых цепей......- ... ......__............................. 72 6 4 Расчет цепной передачи с зубчатой цепью ................. 72 6 5 Проверочные расчеты цепной передачи с зубчатой пенью....... 74 66 Определение основных параметров звездочек зубчатой цепи .. -.75 7. РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ 76 71 Расчет ллоскоремеяных передач............................. ..76 7.2 Расчет клинорсменных передач.._ .. . ...____________ .82 73 Расчет передачи поликлиновыми ремнями ..................... 85 74 Расчет передачи зубчатыми ремнями ........................... 91 8. ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ. КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС. ЗВЕЗДОЧЕК И ШКИВОВ..................................................... 96 8.1 Определение параметров цилиндрических зубчатых колес. .. .....96 82 Определение параметров конических зубчатых колес________ ______99 8.3 Определение параметров червяка и червячного колеса____________ 101 8.4. Определение параметров звездочек цепных передач ......... 104 85. Определение параметров шкивов ременных передач _....__________109 218
9 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ РАСЧЕТЫ И ЭСКИЗНАЯ РАЗРАБОТКА ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА . ---- 117 91 Проектный расчет валон .. . -...................117 92 Предварительный выбор подшипников.. .. ............... - 118 9 3 Расчет и конструирование основных элементов редуктора- ..119 9.4. Эскизная компоновка---------—... ---------126 10. ВЫБОР И РАСЧЕТ МУФТ ..................................... 133 101 Расчет упругих втулочно-пальцевых муфт (МУ ВП)-— -- 133 10.2 Расчет зубчатых муфт ... ____. ..------------135 II ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ. - - 136 11 1 Определение реакций в опорах валов и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов .............. - ... ..136 112 Проверочный расчет подшипников --------------------140 II 3 Проверочный расчет шпонок............... — 147 11.4 Проверочный расчет валов .--------------- .. 148 12. РЕКОМЕНДАЦИИ ИО КОНСТРУИРОВАНИЮ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ 155 —155 ..158 . 162 164 165 РЕДУКТОРА И ПРИВОДА . . 12.1 Схемы установки подшипников-----—_______ 122. Крепление колец подшипников навалу н в корпусе 12.3 Проектирование крышек подшипниковых узлов. 124 Конструирование стаканов ---------------— 12.5 Уплотнения подшипниковых узлов .....—...- 13, ВЫБОР СПОСОБА СМАЗКИ И СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ 170 14. НОРМИРОВАНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ДЕТАЛЕЙ 177 14 I Нормирование размеров деталей, i гекоторыс сведения о допусках и посадках и обозначение их на чертежах . -..... . .177 14.2. Нормирование отклонений формы взаимного расположения поверхностей и обозначение их параметров па чертежах _ 183 14.3 Нормирование шероховатости поверхностей и обозначение ее параметров иа чертежах .. ..... ... ..... . -------- 186 ПРИЛОЖЕНИЕ 1 .. 192 ПРИЛОЖЕНИЕ 2 ........ 199 ПРИЛОЖЕНИЕ 3 ... 202 ПРИЛОЖЕНИЕ 4 ..... ............ .. 203 ПРИЛОЖЕНИЕ 5 ... .... 206 ПРИЛОЖЕНИЕ 6 207 ПРИЛОЖЕНИЕ 7.................................. 209 ПРИЛОЖЕНИЕ 8 211 ЛИТЕРАТУРА . .. . ................216 219