Загрузил gorbatyukoo50

Drygin V.V. Javorskij N.I. Vasiljev D.A. Detali i uzly mashin obsxego naznachenija. Proektirovanie uchebnoe posobie

Реклама
Министерство транспорта Российской Федерации
Федеральное агентство железнодорожного транспорта
федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Дальневосточный государственный
университет путей сообщения»
Кафедра «Детали машин»
В.В. Дрыгин, Н.И. Яворский, Д.А. Васильев
ДЕТАЛИ И УЗЛЫ МАШИН ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Рекомендовано
Методическим советом ДВГУПС
в качестве учебного пособия для студентов,
обучающихся по направлению 190109.65
«Наземные транспортно-технологические средства»
специализации «Подъемно-транспортные,
строительные, дорожные машины и оборудование»
Хабаровск
Издательство ДВГУПС
2013
УДК 621.81 (075.8)
ББК К445я75
Д 769
Рецензенты:
Кафедра «Детали машин» ТОГУ
(заведующий кафедрой кандидат технических наук, доцент
А.В. Фейгин)
Директор опытно-конструкторского бюро филиала ПКТБ ЦП ОАО «РЖД»
В.А. Кудряшов
Д 769
Дрыгин, В.В.
Детали и узлы машин общего назначения. Проектирование :
учебное пособие / В.В. Дрыгин, Н.И. Яворский, Д.А. Васильев. –
Хабаровск : Изд-во ДВГУПС, 2013. – 168 с. : ил.
Пособие соответствуют ГОС ВПО по направлению подготовки дипломированных специалистов 190109.65 «Наземные транспортно-технологические средства» специализации «Подъемно-транспортные, дорожные, строительные машины и оборудование» по дисциплине «Детали
машин и основы конструирования».
Изложены задачи и цели проектирования деталей и узлов общего
назначения, основы конструирования и требования к ним.
Приведены типы и варианты заданий, правила выполнения текстовых документов, методика расчета закрытых механических передач редукторного типа, детали передач.
Представлен минимум справочных данных, необходимых для выполнения учебного проекта или курсовой работы.
Предназначено для студентов инженерных специальностей дневной
и заочной формы обучения.
УДК 621.81 (075.8)
ББК К445я75
© ДВГУПС, 2013
2
ВВЕДЕНИЕ
Выполнением курсового проекта или курсовой работы по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» завершается цикл
общетехнической подготовки студентов. Выполнение этой работы основано на знании таких основных общетехнических дисциплин, как
«Теория механизмов и машин», «Сопротивление материалов», «Материаловедение», «Взаимозаменяемость», «Инженерная графика», которые являются базовыми не только при проектирования деталей и
узлов машин общего назначения, но и основой при освоении специальных дисциплин.
Главной задачей проектирования является овладение методами
расчета и конструирования деталей и узлов машин общего назначения,
знание которых позволяет при заданных условиях эксплуатации сделать
выбор наиболее рациональных материалов, форм, размеров, степени
точности, требуемое качество поверхности, технических условий изготовления и эксплуатации.
Сложность процесса проектирования состоит в многовариантности решений, необходимости согласования решений наряду с общими и специфическими требованиями, предъявляемыми к конструкции, ещё и с требованиями соответствующих стандартов. Проектирование – непрерывная
цепь компромиссов, которые приходится принимать на всех стадиях создания механизма, машины или узла, поскольку необходимо решить задачу не только рационального сочетания технологических возможностей, но
и соблюдения требований экономической целесообразности.
Проектируемое изделие должно иметь более высокие техникоэкономические показатели по сравнению с уже существующими.
Поэтому процесс проектирования базируется на знании существующих
конструкций, способов (технологии) изготовления деталей, учета условий эксплуатации.
Целью проектирования является освоение техники разработки и
подготовки конструкторской документации: совокупности расчетов,
графических материалов и пояснений к ним, предназначенных для
обоснования и определения параметров конструкции, ее производительности, экономической целесообразности.
Основные требования и методические указания
Курсовой проект или курсовая работа по дисциплине «Детали машин
и основы конструирования» представляют собой совокупность конструкторских документов: графических (чертежи, схемы) и текстовых (пояснительная записка, спецификация).
3
Правила, порядок разработки и оформление конструкторских документов регламентированы комплексом стандартов Единой системы конструкторской документации (ЕСКД).
Содержание структурных элементов пояснительной записки:
1) титульный лист;
2) содержание (оглавление);
3) техническое задание;
4) введение;
5) основная часть;
6) заключение (выводы);
7) библиографический список (использованные источники информации);
8) приложения.
Пояснительная записка (ПЗ) является текстовым документом, который служит обоснованием принимаемых технических и технико-экономических решений, сопровождаемых необходимыми расчетами. Во «ВВЕДЕНИИ» необходимо изложить проблематику учебной дисциплины, ее
значимость в освоении специальности, общие цели и задачи при её
изучении в целом и частные задачи, решаемые конкретно в работе.
Необходимо привести описание проектируемого изделия, его назначение, устройство, особенности эксплуатации и соответствие расчетов
элементов изделия (деталь, сборочная единица, стандартное изделие)
основным критериям работоспособности.
Объем пояснительной записки – 25–40 страниц. Порядок выполнения соответствует методике, изложенной в данном пособии.
В конце пояснительной записки необходимо привести список источников (библиографический список), которые были использованы при выполнении работы. Составление библиографического списка и ссылки
на него по тексту должны быть выполнены по ГОСТ 7.1-2003. В качестве образца может служить библиографический список, приведенный в конце настоящего учебного пособия. Библиографический список
должен быть включен в Содержание ПЗ.
Оформление пояснительной записки должно удовлетворять требованиям ГОСТ 2.105–95. Общие требования к текстовым документам [1].
Указания к выбору технического задания
В соответствии с действующими рабочими учебными планами (РУП)
предусмотрено по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» выполнение курсового проекта (КП) для студентов, обучающихся
по специальности «Подъемно-транспортные, дорожные, строительные
машины и оборудование», и курсовой работы (КР) для студентов, обу4
чающихся по специальностям «Локомотивы», «Вагоны», «Электрический
транспорт железных дорог».
При выполнении обязательным является номер того задания,
который соответствует последней цифре шифра (номера зачетной
книжки) студента, и номер того варианта, который соответствует
предпоследней цифре шифра. Третья цифра справа условно обозначает вариант режима работы. Например, студент, номер зачетной
книжки которого …В – 120, обязан выполнить работу в соответствии с
заданием 10, вариант – второй, режим работы – вариант первый
(см. табл. 11). Режим работы приводной станции механизма, разрабатываемой в рамках выполнения КР, считать длительным с постоянной рабочей нагрузкой.
Объем графической части КП должен составлять три листа чертежей: сборочный чертеж редуктора (формат не менее А1), рабочий чертеж колеса (формат А3) и рабочий чертеж вала для этого колеса (формат А3).
Графическую часть КР (сборочный чертеж редуктора) выполнить в
стадии эскизного проектирования на двух листах миллиметровой бумаги
формата А2.
Графическая часть (чертежи) должна быть выполнена в масштабе, установленном ЕСКД, соответствовать расчетным параметрам, обоснованным в пояснительной записке, и удовлетворять требованиям ЕСКД «Правила оформления чертежей различных изделий».
В качестве исходных данных для проектирования механических передач привода машины задается: мощность Pn на валу рабочего органа
машин (барабан, звездочка конвейера и т.д.), частота его вращения nn
(угловая скорость n ), срок службы L и режим работы. Технические характеристики машины могут быть заданы усилием Fn на тяговом органе,
скоростью n и ее геометрическими параметрами (диаметры барабана
или диаметры делительной окружности тяговой звездочки). Индекс n
соответствует обозначению рабочего органа машины.
5
ЗАДАНИЯ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Задание 1. Спроектировать привод к цепному конвейеру по схеме в
соответствии с рисунком 1. Исходные данные: мощность Рз на ведущей
звездочке цепного конвейера, ее угловая скорость ωз и особенности
корпуса редуктора приведены в таблице 1.
Рисунок 1 – Кинематическая схема
привода конвейера по заданию 1
Рисунок 2 – Кинематическая схема
привода конвейера по заданию 2
Таблица 1 – Исходные данные для проектирования привода по схеме
рисунка 1
Техническое
задание
Рз, кВт
ωз, 1/с
Особенности корпуса редуктора
Вариант
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
1,3 2,0 3,5 3,5 4,5 5,0 6,0 4,5 3,5 2,0
2,5  3,0  3,0  2,0  3,0  4,0  5,0  2,5  4,0  2,0 
Расположение плоско- Расположение плоскости валов редуктора – сти валов редуктора –
горизонтальное
вертикальное
Задание 2. Спроектировать привод к цепному конвейеру по схеме в
соответствии с рисунком 2. Исходные данные: мощность Рз на ведущей
звездочке цепного конвейера, ее угловая скорость ωз, особенности корпуса редуктора приведены в таблице 2.
Таблица 2 – Исходные данные для проектирования привода по схеме
рисунка 2
Техническое
Вариант
задание
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Рз, кВт
2,5 3,0 3,5 4,0 4,5 5,0 6,0 2,0 1,5 1,2
3,0  4,0  4,5  5,0  6,0  2,8  2,7  2,5  2,3  2,0 
ωз, 1/с
Особенности корКорпус разъемный
Корпус неразъемный
пуса редуктора
6
Задание 3. Спроектировать приводную станцию ленточного конвейера в соответствии со схемой рисунка 3. Исходные данные: мощность на
валу барабана РБ, его угловая скорость ωБ, особенности корпуса редуктора приведены в таблице 3.
Рисунок 3 – Кинематическая схема конвейера к заданию 3
Рисунок 4 – Кинематическая схема конвейера к заданию 4
Таблица 3 – Исходные данные для проектирования привода по схеме
рисунка 3
Техническое задание
РБ, кВт
ωБ, 1/с
Особенности корпуса
редуктора
Вариант
1
2
3
4
5
6
7
8
9 10
4,5 5,0 6,0 2,0 2,5 3,0 4,0 5,0 6,0 2,0
2,5  2,5  3,0  3,5  3,5  2,2  3,0  2,0  2,5  2,5 
Корпус разъемный
Корпус неразъемный
Задание 4. Спроектировать приводную станцию ленточного конвейера по схеме рисунка 4. Исходные данные: мощность на валу барабана РБ,
его угловая скорость ωБ, особенности корпуса редуктора приведены в
таблице 4.
7
Таблица 4 – Исходные данные для проектирования привода по схеме
рисунка 4
Техническое задание
РБ, кВт
ωБ, 1/с
Особенности корпуса
редуктора
Вариант
1
2
3
4
5
6
7
8
9 10
6,0 5,0 4,0 3,0 2,0 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0
1,2  1,8  1,5  1,3  1,2  1,0  0,8  0,7  0,8  1,0 
Корпус разъемный
Корпус неразъемный
Задание 5. Спроектировать приводную станцию цепного конвейера
по схеме в соответствии с рисунком 5. Исходные данные: тяговое усилие Fз звездочки конвейера, скорость цепи Vц, шаг рц тяговой цепи и
число зубьев z звездочки конвейера, особенности корпуса редуктора
приведены в таблице 5.
Рисунок 5 – Кинематическая схема
конвейера к заданию 5
Рисунок 6 – Кинематическая схема
конвейера к заданию 6
Таблица 5 – Исходные данные для проектирования привода по схеме
рисунка 5
Техническое
задание
Fз, кН
vц, м/с
рц, мм
z
Особенности
корпуса
редуктора
8
Вариант
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
2,0 2,4 2,6 2,8 3,0 3,5 3,7 4,0 4,4 4,8
0,50 0,60 0,70 0,55 0,65 0,75 0,65 0,60 0,65 0,50
80 100 100 80
80 100 80
80 100 100
6
7
8
9
6
7
8
9
8
7
Корпус разъемный
Корпус неразъемный
Задание 6. Спроектировать приводную станцию ленточного конвейера по схеме в соответствии с рисунком 6. Исходные данные: мощность
на валу барабана РБ, его угловая скорость ωБ и особенности корпуса редуктора приведены в таблице 6.
Таблица 6 – Исходные данные для проектирования привода по схеме
рисунка 6
Техническое задание
РБ, кВт
ωБ, 1/с
Особенности корпуса
редуктора
Вариант
1
2
3
4
5
6
7
8
9 10
6,0 5,5 5,0 4,5 4,0 4,0 4,5 5,0 5,5 6,0
3,4  3,2  3,1  2,9  2,5  3,4  3,2  3,1  2,9  2,4 
Корпус разъемный
Рисунок 7 – Кинематическая схема
конвейера к заданию 7
Корпус неразъемный
Рисунок 8 – Кинематическая схема
конвейера к заданию 8
Задание 7. Спроектировать приводную станцию цепного конвейера по
схеме в соответствии с рисунком 7. Исходные данные: тяговое усилие Fз
звездочки конвейера, скорость цепи Vц, диаметр Dз звездочки и особенности конструкции приведены в таблице 7.
Таблица 7 – Исходные данные для проектирования привода по схеме
рисунка 7
Техническое
Вариант
задание
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
3,0 3,4 3,8 4,0 4,2 4,6 4,8 5,0 5,2 5,5
Fз, кН
0,55 0,60 0,65 0,60 0,65 0,65 0,60 0,65 0,60 0,55
Vц, м/с
Dз, мм
160 250 280 500 300 300 500 280 250 160
Особенности
корпуса реКорпус разъемный
Корпус неразъемный
дуктора
9
Задание 8. Спроектировать привод цепного конвейера по схеме рисунка 8. Исходные данные: мощность Рз на валу звездочки конвейера,
угловая скорость звездочки ωз и особенности корпуса редуктора приведены в таблице 8.
Таблица 8 – Исходные данные для проектирования привода по схеме
рисунка 8
Техническое
заВариант
дание
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Рз, кВт
2,0 3,0 4,0 5,0 6,0 6,0 5,0 4,0 3,0 2,0
3,4  3,2  3,1  2,9  2,5  3,0  3,2  2,0  2,5  3,0 
ωз, 1/с
Особенности кор- Нижнее расположение
Верхнее расположение
пуса редуктора
шестерни
шестерни
Редуктор вертикальный
Рисунок 9 – Кинематическая схема конвейера к заданию 9
Рисунок 10 – Кинематическая схема конвейера к заданию 10
Задание 9. Спроектировать привод ленточного конвейера по схеме
рисунка 9. Исходные данные: тяговое усилие FБ на барабане, скорость
ленты Vл диаметр барабана DБ конвейера и особенности корпуса редуктора приведены в таблице 9.
Таблица 9 – Исходные данные для проектирования привода по схеме
рисунка 9
Техническое
заВариант
дание
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
FБ, кН
1,2 1,6 1,8 2,0 2,2 2,4 2,6 2,8 3,0 3,2
Vл, м/с
1,5 1,4 1,3 1,2 1,2 1,1 1,0 0,9 0,8 0,7
DБ, мм
200 225 250 275 300 300 275 250 225 200
Особенности корКорпус неразъемный
Корпус разъемный
пуса редуктора
10
Задание 10. Спроектировать привод ленточного конвейера по схеме
в соответствии с рисунком 10. Исходные данные: мощность РБ на валу
барабана, угловая скорость ωБ барабана и особенности конструкции
корпуса приведены в таблице 10.
Таблица 10 – Исходные данные для проектирования привода по схеме
рисунка 10
Техническое
Вариант
задание
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
РБ, кВт
1,2 1,5 1,8 2,0 2,5 3,0 3,0 2,0 4,0 1,5
3,5  3,0  2,5  2,2  2,0  2,0  2,2  2,5  3,0  3,5 
ωБ, 1/с
Особенности
Корпус неразъемный
Корпус разъемный
корпуса редуктора
Режим работы. При переменных режимах
нагрузки назначают в виде циклограммы
(рис. 11) изменения крутящего момента T на
рабочем органе по времени t , где ki  Ti / T  –
коэффициент уровня нагрузки по отношению к
максимально действующему моменту T , продолжительность действия которого составляет
более 3 % суммарного времени Lh работы;
ti  i Lh – время работы передачи с заданным Рисунок 11 – Циклограмуровнем k i нагрузки;  i – доля времени работы
ма нагрузки
с i -м уровнем нагрузки.
Исходные данные режима работы приведены в таблице 11.
Таблица 11 – Режим работы привода
Вариант
Срок службы L , лет
Коэффициент годового
использования k г
Коэффициент суточного
использования kc
Коэффициk1
ент ki
k2
уровня
Реk3
нагрузки
жим
нагру Доля вре1
мени

зки
i
работы под 2
нагрузкой Ti 3
1
3
2
4
3
5
4
6
5
7
6
7
7
6
8
5
9
4
10
3
0,6 0,7 0,8 1,0 0,6 0,7 0,8 1,0 0,5 0,4
0,9 0,6 0,3 0,9 0,6 0,3 0,9 0,6 0,3 0,4
1,0
1,0
0,8
0,6
0,5
0,4
0,4
0,5
0,6
0,5
0,6
0,1
0,2
0,1
0,2
0,3
0,8
0,6
0,6
0,7
0,6
0,1
0,2
0,3
0,1
0,1
11
1. ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ГОСТ 2.105-95
ПО ОФОРМЛЕНИЮ ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ
Вниманию студентов!
В этом разделе и во всех последующих изложение материала
приводится в соответствии с требованиями ГОСТ 2.105-95.
Общие требования к текстовым документам. Единая система
конструкторской документации.
1.1 Общие положения
Пояснительную записку (ПЗ) выполняют на одной стороне белой нелинованной писчей бумаги формата А4 (210×297 мм) с рамкой. Расстояние от края страницы до линии рамки слева 20 мм, а справа, снизу и
сверху – 5 мм. На первом текстовом листе ПЗ выполняют основную
надпись (штамп) по форме 2 ГОСТ 2.104-68 (рисунок 1), а на всех последующих – по форме 2а (рисунок 2). В учебном проекте разрешается
оформление пояснительной записки на бумаге формата А4 в «клеточку».
10
23
15
10
Изм Лист №докум. Подп. Дата
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
120
5
50
5 5
7
Лит. Лист Листов
15
8х5=40
5
20
15
17
18
Рисунок 1 – Основная надпись первого текстового листа (форма 2 ГОСТ 2.104-68)
10
23
15
10
Изм Лист №докум. Подп. Дата
110
10
8 7
3х5=15
7
Лист
Рисунок 2 – Основная надпись для всех последующих листов пояснительной записки
(форма 2а ГОСТ 2.104-68)
12
Рамки, основные надписи и дополнительные графы к ним выполняют
сплошными основными и сплошными тонкими линиями по ГОСТ 2.303-68.
Расстояние от рамки до границ текста в начале и в конце строк – не
менее 3 мм, а от рамки до верхней или нижней строки текста – не менее
10 мм. Абзацы в тексте начинают отступом, равным 15–17 мм.
При выполнении ПЗ рукописным способом расстояние между заголовком и текстом – 15 мм. Расстояние между заголовками раздела и
подраздела, а также между строками текста – 8–10 мм.
Пример выполнения листа текстового документа приведен в приложении А1.
Оформление пояснительной записки выполняют одним из следующих способов:
1) машинописным – на пишущей машинке со шрифтом высотой не
менее 2,5 мм; лента должна быть только черного цвета;
2) рукописным – чертежным шрифтом по ГОСТ 2.304-81 с высотой букв
и цифр не менее 2,5 мм, тушью (чернилами или пастой) черного цвета;
3) с применением печатающих и графических устройств вывода ЭВМ.
В учебных курсовых проектах незначительные ошибки, обнаруженные в процессе написания ПЗ, допускается исправлять подчисткой или
закрашиванием «штрихом». При значительных неточностях исправления выполняют рядом на чистой стороне предыдущего листа ПЗ.
Удаление замечаний преподавателя не допускается!
Для размещения утверждающих и согласующих подписей к ПЗ служит титульный лист. Пример оформления титульного листа представлен
в приложении А2.
1.2 Требования к текстовому документу (пояснительной записке)
1.2.1 Текст пояснительной записки при необходимости разделяют на
разделы и подразделы. Разделы должны иметь порядковые номера в
пределах всего документа, обозначенные арабскими цифрами без точки
и записанные с абзацного отступа. Подразделы должны иметь нумерацию в пределах каждого раздела. Номер подраздела состоит из номеров
раздела и подраздела, разделенных точкой. В конце номера подраздела, как и раздела, точка не ставится.
Например:
3 Кинематический и силовой расчет привода
3.1 Определение требуемой мощности Pn на рабочем органе машины
3.1.1
Нумерация пунктов первого подраздела
3.1.2
третьего раздела документа
3.1.3
13
Разделы, как и подразделы, могут состоять из одного или нескольких
пунктов, которые в свою очередь могут состоять из подпунктов, как показано ниже:
1 …………
1.1 …………
1.2 …………
1.3 …………
1.3.1 …………
1.3.2 …………
1.3.3 …………
Номер раздела
Нумерация пунктов
первого раздела документа
Нумерация пунктов третьего
подраздела первого раздела документа
1.2.2 Если раздел или подраздел состоит из одного пункта, он также
нумеруется.
1.2.3 Внутри пунктов или подпунктов могут быть приведены перечисления требований, указаний, положений.
Перед каждой позицией перечисления следует ставить дефис или при
необходимости ссылки в тексте ПЗ на одно из перечислений строчную
букву, после которой ставится скобка. Для дальнейшей детализации перечислений необходимо использовать арабские цифры, после которых
ставится скобка, а запись производится с абзацного отступа, например:
а) _________
б) _________
1) _________
2) _________
в) _________.
1.2.4 Каждый пункт, подпункт и перечисления записывают с абзацного отступа.
1.2.5 Разделы, подразделы должны иметь заголовки. Пункты, как
правило, заголовков не имеют.
Заголовки должны четко и кратко отражать содержание разделов
и подразделов.
Заголовки следует писать, начиная с прописной буквы, строчными
буквами, без точки в конце, не подчеркивая. Переносы слов в заголовках
не допускаются. Если заголовок состоит из двух предложений, их разделяют точкой.
Недопустимо написание заголовка в конце страницы, а последующего текста на следующей. Под заголовком должно быть записано не менее трех строк. Каждый раздел документа необходимо начинать с нового листа.
1.2.6 В начале пояснительной записки на первом (заглавном) листе помещают содержание (оглавление), включающее номера, наименования
14
разделов и подразделов с указанием номеров листов (страниц). Содержание включают в общее количество листов (страниц) данного документа.
Обращаем внимание, что слово «Содержание», в отличие от
наименования разделов, подразделов, записывают в виде заголовка
симметрично границам текста. Слово «Содержание», а также наименование разделов и подразделов, записывают строчными буквами, начиная с прописной буквы.
1.3 Изложение текста пояснительной записки
1.3.1 Полное наименование изделия на титульном листе, в основной
надписи и при первом упоминании в тексте должно быть одинаковым с
наименованием его в основном конструкторском документе. Наименование изделия в основном конструкторском документе начинается с имени
существительного, например: «редуктор цилиндрический».
В последующем тексте порядок слов в наименовании должен быть
прямой, т.е. на первом месте должно быть определение (имя прилагательное), а затем – название изделия (имя существительное), например:
«цилиндрический редуктор».
1.3.2 Изложение текста должно быть кратким, четким и не допускать
различных толкований.
При изложении обязательных требований в тексте должны применяться слова: «должен», «следует», «необходимо», «требуется, чтобы»,
«не допускается», «запрещается». При изложении других положений
следует применять слова: «могут быть», «как правило», «при необходимости», «в случае» и т.д.
Текст излагают одним из следующих способов:
 от третьего лица множественного числа («… значение коэффициента принимают …»);
 от первого лица множественного числа («… принимаем …»);
 в безличной форме («… принимается …», «… принято …»).
Допускается использовать повествовательную форму изложения текста документа, например «применяют», «указывают» и т.д.
В документах должны применяться научно-технические термины,
обозначения и определения, установленные соответствующими стандартами, а при их отсутствии – общепринятые в научно-технической литературе.
1.3.3 В тексте документа не допускается:
– применять обороты разговорной речи, техницизмы, профессионализмы;
– применять для одного и того же понятия различные научно-технические термины, близкие по смыслу (синонимы), а также иностранные
15
слова и термины при наличии равнозначных слов и терминов в русском языке;
– применять произвольные словообразования;
– применять сокращения слов, кроме установленных соответствующими государственными стандартами и правилами русской орфографии. Самостоятельно употребляемые сокращения (и др., и пр., и т.п.,
и т.д., т.е.) используются в любом контексте, независимо от того, с какими словами они соседствуют, за единственным исключением – не рекомендуется применять сокращения и др., и пр., и т.п. в середине фразы, если далее следует согласованное с сокращением слово;
– сокращать обозначения единиц физических величин, если они употребляются без цифр, за исключением единиц физических величин в головках и боковиках таблиц и в расшифровках буквенных обозначений,
входящих в формулы и рисунки.
1.3.4 В тексте документа, за исключением формул, таблиц и рисунков, не допускается:
– применять математический знак минус (–) перед отрицательными
значениями величин (следует писать слово «минус»);
– применять знак «» для обозначения диаметра (следует писать
слово «диаметр»). При указании размера или предельных отклонений
диаметра на чертежах, помещенных в тексте, перед размерным числом
следует писать знак «»;
– применять без числовых значений математические знаки: >, <, =, ,
, , №, %.
1.3.5 Условные буквенные обозначения, изображения или знаки
должны соответствовать принятым в действующем законодательстве и
государственных стандартах. В тексте документа перед обозначением
параметра дают его пояснение, например «Предел текучести Т».
1.3.6 В документе следует применять стандартизованные единицы
физических величин, их наименования и обозначения в соответствии с
ГОСТ 8.417-81.
Применение в одном документе разных систем обозначения физических величин не допускается. Единица физической величины одного и
того же параметра в пределах документа должна быть постоянной. Если
в тексте приводится диапазон или ряд числовых значений, выраженный
в одной и той же единице физической величины, то ее указывают только
после последнего числового значения, например: 1,50; 1,75; 2,00 м; от
плюс 10 до минус 40 С.
Недопустимо отделять единицу физической величины от числового
значения (переносить их на разные строки или страницы), кроме единиц
физических величин, помещаемых в таблицах. Между последней циф16
рой числа и обозначением единицы физической величины следует
оставлять пробел, в том числе перед С и %.
1.3.7 В тексте документа числовые значения величин с обозначением
единиц физических величин и единиц счета следует писать цифрами, а
числа без обозначения единиц физических величин и единиц счета от
единицы до девяти – словами, например: провести испытания пяти труб,
каждая длиной 5 м; отобрать 15 труб для испытаний на давление.
1.3.8 Для обозначения диапазона значений ставят: а) предлог от перед первым числом и до – перед вторым; б) тире.
Например: толщина слоя от 0,5 до 0,8 мм;
толщина слоя 0,5–0,8 мм.
1.3.9 Числовые значения параметров следует указывать со степенью
точности, которая необходима для обеспечения требуемых свойств изделия, при этом в ряду числовых значений осуществляется выравнивание числа знаков после запятой. Дробные числа необходимо приводить
в виде десятичных дробей, за исключением размеров в дюймах, кото3"
рые следует записывать ¾", но не
.
4
При невозможности выразить числовое значение в виде десятичной
дроби допускается запись в виде простой дроби в одну строчку через
косую черту, например 5/32.
1.4 Выполнение расчетов
При выполнении расчетов необходимо указать, из каких соображений или в соответствии с какими критериями работоспособности принято то или иное решение. Пояснение к расчетам должно быть кратким,
но исчерпывающим.
1.4.1 Порядок изложения расчетов определяется характером рассчитываемого параметра. Расчеты в общем случае должны содержать:
 задачу расчета (с указанием, что требуется определить при расчете);
 исходные данные для расчета;
 условия расчета;
 эскиз или расчетную схему изделия;
 расчет;
 заключение (выводы).
1.4.2 Все необходимые для расчета уравнения должны быть представлены сначала в общем виде (т.е. в буквенном обозначении) со
ссылкой на источник. Формулы, как правило, выносятся ниже строки с
текстом симметрично левой и правой границ текста. Применение машинописных и рукописных символов в одной формуле не допускается.
17
1.4.3 В формулах в качестве символов следует применять обозначения, установленные соответствующими государственными стандартами.
Пояснения символов и числовых коэффициентов, входящих в формулу,
если они не пояснены ранее в тексте, должны быть приведены непосредственно под формулой. Пояснение каждого символа следует давать
с новой строки в той последовательности, в которой символы приведены
в формуле. Первая строка пояснения должна начинаться без абзаца со
слова «где» без двоеточия после него, например: окружное усилие Ft ,
Н, в зацеплении вычисляют по формуле
Ft  2T1 / d1,
(1.1)
где T1 – крутящий момент на валу шестерни, Нм;
d1 – диаметр делительной окружности шестерни, м.
Символы, повторно встречающиеся в тексте, расшифровке не подлежат.
Формулы, следующие одна за другой и не разделенные текстом,
разделяют запятой.
1.4.4 После «расшифровки» символов производится обоснование
числовых значений всех величин, входящих в формулу. Затем, в том же
порядке, в котором написаны символы в формуле, подставляются числовые значения физических величин, приведенные к соответствующей
единице физической величины (но без ее указания), и приводится лишь
окончательный результат. Все промежуточные операции опускаются.
При необходимости делают заключение о принятом значении единицы физической величины или параметра, например, при согласовании
линейных размеров с ГОСТ 6636-69 (Приложение А3).
1.4.5 Переносить формулы на следующую строку допускается только
на знаках выполняемых операций, причем знак в начале следующей
строки повторяют. При переносе формулы на знаке умножения применяют знак «х».
1.4.6 Формулы, за исключением формул, помещаемых в приложении,
должны нумероваться сквозной нумерацией арабскими цифрами, которые записывают на уровне формулы справа в круглых скобках в пределах границы текста. Допускается нумерация формул в пределах раздела. В этом случае номер состоит из номера раздела и порядкового номера формулы, разделенных точкой, например (3.1).
1.4.7 Ссылки в тексте на порядковые номера формул дают в скобках,
например, … в формуле (1).
Библиографические ссылки на источники информации должны приводиться в тексте в квадратных скобках. Арабскими цифрами простав-
18
ляют порядковый номер источника, в соответствии с перечнем использованной литературы, например [3].
1.4.8 Если необходимы пояснения или справочные данные к содержанию текста, таблиц или графического материала, то в документе приводят примечания. Примечания не должны содержать требований.
Примечания следует помещать непосредственно после текстового,
графического материала или в таблице, к которым относятся эти примечания, и печатать с прописной буквы с абзаца. Одно примечание не нумеруют. Несколько примечаний нумеруют по порядку арабскими цифрами.
Примеры
Примечание – ______________________________________________
___________________________________________________________
Примечания
1 _________________________________________________________
2 _________________________________________________________
Примечание к таблице помещают в конце таблицы над линией, обозначающей окончание таблицы.
1.5 Построение таблиц
Цифровой материал, как правило, оформляют в виде таблиц.
Таблицы применяют также для лучшей наглядности и удобства сравнения показателей.
1.5.1 Таблицу, в зависимости от ее размера, помещают под текстом,
в котором впервые дана ссылка на нее, или на следующей странице, а
при необходимости, в приложении к документу.
Допускается помещать таблицу вдоль длинной стороны листа документа.
1.5.2 Название таблицы, при его наличии, должно отражать ее содержание, быть точным, кратким. Название следует помещать над таблицей после номера таблицы, как показано на рисунке 3.
При переносе части таблицы на ту же или другие страницы название
помещают только над первой частью таблицы. Слово «Таблица» указывают один раз слева над первой частью таблицы, над другими частями
пишут слова «Продолжение таблицы» с указанием ее номера.
1.5.3 Таблицы, за исключением таблиц приложений, следует нумеровать арабскими цифрами сквозной нумерацией.
Таблицы каждого приложения обозначают отдельной нумерацией
арабскими цифрами с добавлением перед цифрой обозначения приложения, например: «Таблица Б.2». Если в документе одна таблица, она
19
должна быть обозначена «Таблица 1» или «Таблица В.1», если она приведена в приложении В.
Допускается нумерация таблиц в пределах раздела. В этом случае
номер таблицы состоит из номера раздела и порядкового номера таблицы, разделенных точкой.
На все таблицы документы должны быть приведены ссылки в тексте документа, при ссылке следует писать слова «таблица» с указанием ее номера.
1.5.4 Таблицы слева, справа и снизу, как правило, ограничивают линиями.
Таблица ______ – ____________________________
номер
название таблицы
Заголовки
граф
Подзаголовки
граф
Головка
Строки
Боковик
(графа для заголовков)
Графы
(колонки)
Рисунок 3 – Пример оформления таблицы по ЕСКД
Разделять заголовки и подзаголовки боковика и граф диагональными
линиями не допускается.
Горизонтальные и вертикальные линии, разграничивающие строки и
графы таблицы, допускается не проводить, если их отсутствие не затрудняет пользование таблицей.
Головка таблицы должна быть отделена линией от остальной части таблицы.
Высота строк таблицы должна быть не менее 8 мм.
1.5.5 Заголовки граф, как правило, записывают параллельно строкам
таблицы. При необходимости допускается перпендикулярное расположение заголовков граф.
Заголовки граф и строк следует писать с прописной буквы, а подзаголовки граф – со строчной буквы, если они составляют одно предложение
с заголовком, или с прописной буквы, если они имеют самостоятельное
значение. В конце заголовков и подзаголовков таблиц точки не ставят.
Заголовки и подзаголовки граф указывают в единственном числе.
Для сокращения текста заголовков граф отдельные понятия заменяют буквенными обозначениями, установленными ГОСТ 2.321, или дру20
гими обозначениями, если они пояснены в тексте или приведены на иллюстрациях, например: d – диаметр делительной окружности; Н – высота;  – длина.
1.5.6 Графу «Номер по порядку» в таблицу включать не допускается. Нумерация граф таблицы арабскими цифрами допускается в тех
случаях, когда в тексте документа имеются ссылки на них, при делении
таблицы на части и при переносе части таблицы на следующую страницу. При необходимости нумерации показателей, параметров или других
данных порядковые номера следует указывать в первой графе (боковике) таблицы непосредственно перед их наименованием без точки после
них. Перед числовыми значениями величин и обозначением типов, марок и т.п. порядковые номера не проставляют.
1.5.7 Если все показатели, приведенные в графах таблицы, выражены в одной и той же единице физической величины, то ее обозначение
(полностью) необходимо помещать над таблицей справа, а при делении
таблицы на части – над каждой ее частью.
Если числовые значения величин в графах таблицы имеют различную размерность, то их сокращенные обозначения указывают в заголовке каждой строки.
Если в большинстве граф таблицы приведены показатели, выраженные в одних и тех же единицах физических величин (например, в миллиметрах), но имеются графы, выраженные в других единицах физических величин, то над таблицей следует писать наименование преобладающего показателя и обозначение его физической величины, например: «Размеры в миллиметрах», а в подзаголовках остальных граф приводить наименование показателей и (или) обозначения других единиц
физических величин. Например: «Масса, кг».
Обозначение единицы физической величины, общей для всех данных в строке, следует указывать после ее наименования.
1.5.8 Ограничительные слова «более», «не более», «менее» «не менее» и др. должны быть помещены в одной строке или графе таблицы с
наименованием соответствующего показателя после обозначения его
единицы физической величины, если они относятся ко всей строке или
графе. При этом после наименования показателя перед ограничительными словами ставится запятая. Например: «Масса, кг, не более…».
1.5.9 Предельные отклонения, относящиеся ко всем числовым значениям величин, помещенным в одной графе, указывают в головке таблицы под наименованием или обозначением показателя.
Предельные отклонения, относящиеся к нескольким числовым значениям величин или к определенному числовому значению величины,
указывают в отдельной графе.
21
1.5.10 Повторяющийся текст в строках одной и той же графы и состоящий из одиночных слов, чередующихся с цифрами, заменяют кавычками. Если повторяющийся текст состоит из двух и более слов, то при первом повторении его заменяют словами «То же», а далее кавычками.
При наличии горизонтальных линий текст необходимо повторять.
Заменять кавычками повторяющиеся в таблице цифры, математические значки, знаки процента и номера, обозначение марок материалов и
типоразмеров изделий не допускается.
1.5.11 При отсутствии отдельных данных в таблице следует ставить
прочерк (тире).
1.5.12 При указании в таблицах последовательных интервалов чисел, охватывающих все числа ряда, их следует записывать: «От … до …
включ.», «Св. … до … включ.». В интервале, охватывающем числа ряда,
между крайними числами ряда в таблице допускается ставить тире.
Например, твердость НВ 192–228.
1.5.13 Числовое значение показателя проставляют на уровне последней строки наименования показателя. Значение показателя, приведенное в виде текста, записывают на уровне первой строки наименования показателя.
1.5.14 Цифры в графах таблиц располагают таким образом, чтобы
разряды чисел во всей графе были расположены один под другим, если
они относятся к одному показателю. В одной графе, как правило, должно
быть соблюдено одинаковое количество десятичных знаков для всех
значений величин.
1.5.15 При наличии в документе небольшого по объему цифрового
материала его нецелесообразно оформлять таблицей, а следует давать
текстом, располагая цифровые данные в виде колонок.
1.6 Оформление иллюстраций
Иллюстрации (расчетные схемы, эпюры, эскизы) выполняют карандашом (пастой, тушью) черного цвета. Масштаб допускается произвольный,
но обеспечивающий четкое представление о рассчитываемом изделии.
Количество иллюстраций должно быть достаточным для пояснения
излагаемого текста. Располагают иллюстрации как по тексту документа
(возможно ближе к соответствующим частям текста), так и в конце его.
Вклеивание иллюстраций, вырезанных из научно-технической
литературы или выполненных калькированием, недопустимо.
Иллюстрации, за исключением иллюстраций приложений, нумеруют
арабскими цифрами сквозной нумерацией. Если рисунок один, то он
обозначается «Рисунок 1».
22
Иллюстрации каждого приложения обозначают отдельной нумерацией арабскими цифрами с добавлением перед цифрой приложения обозначения заглавной буквы русского алфавита, например: «Рисунок А3».
При ссылках на иллюстрации следует писать «… в соответствии с рисунком 2», если сквозная нумерация, «… в соответствии с рисунком 1.2» –
при нумерации в пределах раздела; «… в соответствии с рисунком А3», «в
соответствии с таблицей В1» – при ссылке на иллюстрации, помещенные
в приложении.
Иллюстрации, при необходимости, могут иметь наименование и пояснительные данные (подрисуночный текст). Слово «Рисунок» и наименование помещают после пояснительных данных и располагают следующим образом: «Рисунок 1 – Детали прибора».
2 ОБОЗНАЧЕНИЕ ИЗДЕЛИЙ И КОНСТРУКТОРСКИХ ДОКУМЕНТОВ
В соответствии с ГОСТ 2.201-80, устанавливающим единую обезличенную классификационную систему обозначения изделий основного и вспомогательного производства и их конструкторских документов,
каждому изделию присваивается обозначение, которое является одновременно обозначением чертежа детали и спецификации. Используя право децентрализованного присвоения обозначений организациями-разработчиками, в ДВГУПС принято иное обозначение изделий основного и вспомогательного производства, состоящее из кода организации-разработчика и кода классификационной характеристики.
В качестве кода организации-разработчика учебного заведения принято обозначение, состоящее из заглавных букв, отражающих стадию
учебного задания: ДП – дипломный проект, КП – курсовой проект, КР –
курсовая работа, РГЗ – расчетно-графическое задание, ЛР – лабораторная работа и шифра специальности, установленного перечнем ГОС ВПО
по направлению 190300.65 «Подвижной состав железных дорог» специальностям: «Локомотивы», «Вагоны», «Электрический транспорт железных дорог» и направлению 190109.65 «Наземные транспортно-технологические средства» специализации «Подъемно-транспортные, дорожные, строительные машины и оборудование».
Код классификационной характеристики в общем случае состоит из
порядкового номера комплексной группы, порядкового номера группы,
входящей в комплексную группу, номеров узлов и деталей. В обозначении указывается шифр конструкторского документа, входящего в номенклатуру проекта: пояснительная записка (шифр – ПЗ), сборочный чертеж
(шифр – СБ).
23
В общем виде обозначение документов имеет вид:
Например, обозначение курсовой работы (КР) по рассматриваемой
дисциплине для студента, имеющего номер зачетной книжки «… В –
120», направления 190300.65 будет иметь вид:
3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Задача: исходя из особенностей заданной кинематической схемы
привода обоснованно выбрать источник энергии (двигатель). Привести
его техническую характеристику и подготовить исходные данные, необходимые для расчета и конструирования механизмов привода и их
деталей: номинальная мощность P j , кВт, скоростная характеристика (угловые скорости  j , 1/с или частоты вращения n j , об/мин), передаточные отношения u i отдельных механизмов, номинальное значение вращающих моментов T j , Нм, на валах.
Рекомендуемая литература: [1, глава 1]; [5].
24
3.1 Определение требуемой мощности Pn
на рабочем органе машины
Если в исходных данных на проектирование указаны значения тягового усилия Fn , кН, и линейной скорости n , м/с, рабочего органа машины, то требуемая мощность Pn, кВт, определяется по формуле
Pn  Fn n .
(3.1а)
Если в техническом задании указаны значения вращающего (крутящего) момента Tn , кНм, и угловой скорости n , 1/с, то требуемая мощность Pn определяется по формуле
Pn  Tnn .
(3.1б)
В ряде случаев значение требуемой мощности Pn приведены в заданиях на проектирование.
3.2 Определение требуемой мощности Pдвтреб двигателя
Определение требуемой мощности Pдвтреб двигателя рассчитывается
по формуле
Pдвтреб  Pn /  ,
(3.2)
где  – общий коэффициент полезного действия (кпд) привода.
При последовательном соединении отдельных механизмов и узлов
привода общий коэффициент полезного действия  равен произведению частных кпд i элементов:
n
  П i ,
(3.3)
i 1
где i – кпд элементов привода, принимаемое в соответствии с таблицей 3.1.
Таблица 3.1 – Значение кпд механических передач (без учета потерь в
подшипниках и муфтах)
Тип передачи
Зубчатая:
цилиндрическая
коническая
Червячная
при передаточном числе u
свыше 30
» 14 до 30
» 8 » 14
Условное
обозначение
Закрытая
Открытая
ЗП
0,96…0,97
0,95…0,97
0,93…0,95
0,92…0,94
ЧП
0,70…0,75
0,80…0,85
0,85…0,95
–
–
–
25
Продолжение таблицы 3.1
Условное
обозначение
Тип передачи
ЦП
Цепная
Закрытая
Открытая
0,95…0,97
0,90…0,93
Ременная:
PП
плоским ремнем
–
0,96…0,98
клиновым ремнем
–
0,95…0,97
Примечания
1. Потери в подшипниках на трение оцениваются следующими коэффициентами: для одной пары подшипников качения
ПК = 0,99…0,995; для одной пары подшипников скольжения
ПС = 0,98…0,99;
2. Потери в муфте оцениваются коэффициентом
М = 0,98
3.3 Определение передаточного числа привода и его ступеней
Общее передаточное число привода u определяется отношением
номинальной частоты вращения ротора двигателя nн к частоте вращения приводного вала рабочей машины nn и равно произведению передаточных чисел ui механических передач, входящих в привод.
3.3.1 Требуемая частота вращения nn приводного вала рабочей машины, об/мин, если она не задана в техническом задании, определяется по формулам:
а) для ленточных конвейеров:
nn  60 1000n / Dб ,
(3.4а)
б) для цепных конвейеров:
nn  60  1000 n / zpц ,
(3.4б)
где n – скорость тягового органа, м/с;
Dб – диаметр барабана, мм;
z – число зубьев ведущей звездочки тягового органа;
pц – шаг тяговой цепи, мм.
3.3.2 Требуемое передаточное число u привода определяется по
формуле
n
u  nH / nn  П ui .
i 1
26
(3.5)
3.3.3 Предварительное распределение общего передаточного числа
u* 1) привода по ступеням должно обеспечить компактность каждого механизма и соразмерность его элементов. При этом надо стремиться к
тому, чтобы передаточное число закрытых передач редукторного типа
соответствовало в целях обеспечения взаимозаменяемости и унификации узлов стандартному ряду, приведенному в таблице 3.3.
Для того, чтобы габариты передач не были чрезмерно большими,
нужно придерживаться некоторых средних значений, по возможности, не
доводя их до наибольших, допускаемых лишь в отдельных случаях и
приведенных в рекомендациях таблицы 3.2.
Таблица 3.2 – Рекомендуемые значения передаточных чисел
Тип передачи
Значение
передаточных чисел
рекомендуемаксимальмые
ные
Зубчатая закрытая:
– с цилиндрическими колесами
2,5 … 5,0
6,3
– с прямозубыми коническими колесами
1,4 … 3,0
5,0
– с косыми или криволинейными зубьями конических колес
2,0 … 5,0
6,3
Зубчатая открытая
4,0 … 6,3
7,1
Червячная закрытая
10 … 50
80
Цепная
1,5 … 3,0
4,0
Плоскоременная
2,0 … 4,0
Плоскоременная с натяжным роликом
4,0 … 5,0
5,0
Клиноременная
2,0 … 4,0
П р и м е ч а н и е – Рекомендации по назначению передаточных
чисел планетарных и волновых передач и распределение передаточных чисел многоступенчатых редукторов не приводится, так как
их использование в техническом задании на курсовое проектирование не предусмотрено
Рекомендуемое значение передаточных чисел закрытых передач редукторного типа приведены в таблице 3.3.
Со звездочкой в дальнейшем принято обозначать параметры, значение которых назначены ориентировочно или получены расчетом, но в дальнейшем подлежат
уточнению или согласованию с действующими стандартами.
1)
27
Таблица 3.3 – Рекомендуемые передаточные числа редукторов
Закрытые зубчатые передачи одноступенчатые цилиндрические и конические (ГОСТ 2185-66)
1-й ряд – 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3
2-й ряд – 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1
Закрытые червячные передачи одноступенчатые для червяков
с числом витков z1 = 1; 2; 4 (ГОСТ 2144-75)
1-й ряд – 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80
2-й ряд – 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 31,5; 45; 56; 71
Назначив ориентировочно передаточные числа u*i отдельных механизмов, входящих в привод, определяют предварительно общее передаточное число привода по формуле
n
u*  П u*i .
i 1
(3.6)
треб
треб
3.3.4 Требуемая частота nдв
(или угловая скорость дв
) вращения ротора определяется по формуле
треб
nдв
 nnu*
треб
или дв
 nu* .
(3.7)
3.3.5 В соответствии с предварительно назначенными параметрами
подбирают электродвигатель.
В общем машиностроении наибольшее распространение получили
электродвигатели асинхронные переменного тока, которые по массе на
50 % меньше, следовательно, они требуют в 4,5 раза меньше расхода
меди по сравнению с двигателями постоянного тока той же мощности.
Трехфазный асинхронный двигатель с фазным ротором имеет скользящие контакты для включения реостата в цепь ротора. Это усложняет
конструкцию двигателя, но позволяет осуществлять плавный разгон с
регулированием скорости.
Трехфазный асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором
непосредственно включается в электросеть. Его преимущества: простота конструкции, сравнительно низкая стоимость, простота обслуживания, надежность. Технические данные этих двигателей с нормальным
пусковым моментом и синхронной частотой ротора nсинхр , равной 750,
1000, 1500, 3000 об/мин, приведены в приложении Б.
28
Мощность P , кВт, синхронная частота nсинхр и номинальная (асинхронная) частота вращения ротора nH , об/мин, назначаются ближайтреб
шими к Pдвтреб и nдв
. При подборе двигателя допускается перегрузка до 8 % при постоянном и до 12 % при переменных режимах нагрузки.
Далее необходимо привести типоразмер и технические данные выбранного электродвигателя.
3.3.6 Действительное передаточное число привода, определяемое
по формуле
u  nH / nn ,
(3.8)
распределяют по механизмам, из которых состоит привод. В случае небольшой разницы между u* и u целесообразно оставить передаточное
число редуктора u ред в соответствии с таблицей 3.3, внеся поправку в
передаточное число открытой передачи по формуле
uоткр  u / u ред .
(3.9)
Если разница между u* и u значительная, то необходимо изменить
передаточное число редуктора, соблюдая рекомендуемые значения
таблиц 3.2 и 3.3, и по формуле (3.9) определить передаточное число открытой передачи.
3.3.7 Проектирование осуществляют по требуемой мощности, если
оно ведется для известного потребителя, т.е. известна нагрузка и режим работы. В этом случае определяют мощность на каждом валу привода. Например, в кинематической схеме задания 7 мощность Pj на
валах редуктора:
P1  Pдвтреб  pп ; P2  P1ЗП 2ПК .
3.3.8 В соответствии с принятыми значениями передаточных чисел
определяют частоты (угловые скорости) вращения валов:
n1  nH / u рп ; n2  n1 / uЗП ; i  n j / 30 .
3.3.9 Значение вращающих моментов T j , Н·м, определяют по формуле:
T j  9550 Pj / n j , или T j  1000 Pj /  j .
(3.10)
29
4 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ
ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ И КОНИЧЕСКИХ КОЛЕС.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
Рекомендуемая литература: [1, глава 2]; [2, глава 8].
Расчет и проектирование деталей машин начинают с выбора материалов для их изготовления, что является ответственным этапом, определяющим качество детали и машины в целом. Выбор материала определяется необходимостью обеспечения требуемой надежности деталей
при заданных требованиях к габаритам или условиями изготовления, а
также экономической целесообразностью при назначенных размерах.
Выбирая материал, учитывают:
 соответствие свойств материала главному критерию работоспособности;
 весовые и габаритные требования;
 требования, связанные с назначением деталей и условиями ее изготовления;
 соответствие технологических свойств материала конструктивной
форме и намеченному способу изготовления;
 стоимость и дефицитность материала.
4.1 Выбор материала
Основными критериями работоспособности зубчатых передач являются: выносливость рабочих поверхностей зубьев усталостному
выкрашиванию и их изгибная прочность.
Практикой эксплуатации установлено, что нагрузка, допускаемая по
контактной выносливости, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками
можно получить при изготовлении зубчатых колес, в особенности высоко
нагруженных, из сталей, механические характеристики которых зависят
от термообработки.
В зависимости от твердости стальные зубчатые колеса условно подразделяют на две группы:
1) с твердостью H  350 HB (термообработка – нормализация или
улучшение);
30
2) с твердостью H > 350 HB (термообработка: объемная закалка ТВЧ,
химико-термическая: цементация, азотирование, нитроцементация).
Твердость материалов первой группы ( H  350 HB ) позволяет производить чистовое нарезание зубьев после термообработки и получить
высокую точность без применения дорогих отделочных операций (шлифовка, притирка и т.п.). Колеса из материалов этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Чтобы обеспечить наилучшую прирабатываемость
зубьев, равнопрочность зубьев шестерни и колеса и уменьшить вероятность задира, необходимо, чтобы твердость материала шестерни HB1 была больше твердости HB2 материала колеса не менее чем
HB1  HB2  10...15 .
(4.1)
Технологические преимущества материалов этой группы обеспечили им широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных передачах,
а также в передачах с большими колесами, термообработка которых затруднена.
Специальные виды термообработки материалов второй группы
( H > 350 HB ) позволяют получить твердость HRC до 50…60
(500…600 HB ), однако это вызывает дополнительные трудности при изготовлении, тогда как требует высокой точности изготовления, повышенной жесткости валов и опор, хотя это экономически целесообразно в
крупномасштабном, серийном производстве.
Сочетание шестерни, закаленной при нагреве ТВЧ, и зубчатого колеса с твердостью HB  350 дает бóльшую нагрузочную способность, чем
улучшенная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прирабатывается. Ее применение предпочтительно в том случае, если
нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса.
В учебных целях рекомендуют для изготовления зубчатых колес применять материалы первой группы: стали 35, 40, 45, 50 (ГОСТ 1050-88) и
легированные стали марок 35ХМ, 40Х, 40 ХН (ГОСТ 4543-71), но при
обязательном выполнении условия формулы (4.1).
Марки стали выбирают с учетом наибольших размеров пары: Dпред –
для вала – шестерни или червяка и толщины сечения S пред – для колеса
с припуском на механическую обработку после термообработки.
Механические характеристики сталей, широко применяемых при изготовлении зубчатых колес, приведены в таблице 4.1.
31
Таблица 4.1 – Механические характеристики сталей для изготовления
зубчатых колес
Марка
сталей
35
40
45
Предельные размеры, мм
Dпред
S пред
любые размеры
120
60
любые размеры
125
80
80
50
200
125
125
80
Термообработка
Твердость, H
Н
163 … 192 HB
550 270 235
У
192 … 228 HB
700 400 300
Н
179 … 207 HB
780 540 335
B
T
 1
МПа
235 … 262 HB
890 650 380
269 … 302 HB
790 640 375
235 … 262 HB
790 640 375
269 … 302 HB
40Х
900 750 410
поверхности
125
80
У+ТВЧ
45…55 HRC
315
200
У
235 … 262 HB
800 630 380
200
125
У
269 … 302 HB
40ХН
920 750 420
поверхности
200
125 У+ТВЧ
48…53 HRC
315
200
У
235 … 362 HB
800 670 380
200
125
У
269 … 302 HB
35ХМ
920 790 420
поверхности
200
125 У+ТВЧ
48…53 HRC
П р и м е ч а н и е – В графе «Термообработка» приняты обозначения: Н – нормализация; У – улучшение; ТВЧ – закалка токами высокой частоты
В пояснительной записке после краткого обоснования выбора материалов для изготовления зубчатых колес и термообработки необходимо
привести (лучше в табличной форме) их механические характеристики.
У
У
У
У
4.2 Определение допускаемых напряжений
В соответствии с принятыми критериями работоспособности зубчатых передач для расчета необходимо назначить допускаемые контактные напряжения H  для передачи и допускаемые напряжения изгиба
F  j  для шестерни и колеса.
Здесь и далее индекс j = 1 присваивается параметрам шестерни или червяка;
индекс j = 2 – параметрам колеса

32
На величину допускаемых напряжений влияют свойства материала,
срок службы, режим работы и характер нагрузки, шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев и другие факторы. Расчет на усталость при
циклических контактных, как и при других видах напряжений, базируется на кривых усталости (рисунок 4.1).
Рисунок 4.1 – Диаграмма выносливости: выполнена «без привязки» к виду напряжения и его характера
В соответствии с ГОСТ 21354-87 допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба в учебных целях определяются по упрощенным зависимостям:
[ H ] j  ( H 0 / sH ) Z R K HL ,
(4.2а)
[ F ] j  ( F 0 / sF )YR K FC K FL ,
(4.2б)
где  H 0 и  F 0  – пределы контактной и изгибной выносливости зубьев,
соответствующие базовым числам циклов N H 0 и N F 0 перемены напряжений, изменяющихся по отнулевому (пульсирующий) циклу;
S H , S F – коэффициенты безопасности;
K HL , K FL – коэффициенты долговечности;
K FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например, реверсивные передачи, сателлиты планетарных передач);

В ГОСТ 21354-87 пределы контактной и изгибной выносливости соответственно
имеют обозначения:  H lim b и  F lim b .
33
Z R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей:
Z R = 0,9…1,0;
YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба:
YR = 1,2 при нормализации и улучшении;
YR = 1,05…1,2 при закалке ТВЧ.
Значения неограниченных пределов выносливости  H 0 и  F 0 для
зубчатых колес зависят в основном от материала и от его термической
обработки, а значения коэффициентов безопасности S H и S F – и от его
структуры: однородная структура получается при нормализации, улучшении и объемной закалке, неоднородная – при закалке ТВЧ. Для материалов, приведенных в таблице 4.1, определение значений этих параметров в соответствии с ГОСТ 21354-87 приведено в таблице 4.2.
Таблица 4.2 – Определение допускаемых напряжений
Группа
сталей
Стали
35, 40,
45, 40Х,
40ХН,
35ХМ
40Х,
40ХН
35ХМ
 F0,
МПа
Термообработка
Твердость H
 H 0 , МПа
SH
Н или У
H  350 HB
2 HB +70
1,1 1,8 HB
SF
1,75
У+ТВЧ
Поверхности
48…53 HRC ;
Сердцевины
269…302 HB
650
17 HRC +200
1,2
2 HB +70
550
Машины в процессе работы загружены неравномерно. Интенсивность эксплуатации оценивается коэффициентами годового k г и суточного k c использования:
k г = (число рабочих дней в году)/365;
k c = (число часов работы в сутки)/24.
Характер изменения крутящего момента по времени устанавливается графиком (циклограмма нагрузки). Недооценка фактического режима работы приводит к завышению массы и габаритов. Этот фактор
учитывается при назначении допускаемых напряжений введением в
формулы коэффициентов долговечности K HL и K FL .
34
На основании экспериментальных исследований установлено, что
в пределах криволинейного участка зависимость величины напряжений  от числа циклов N циклов подчиняется закону (в соответствии с рисунком 4.1):
 m Nциклов  const.
На основании этого
 Rm N0   Em N E или
 E   R m N0 / N E или
 E   RKL ,
где K L = m N0 / N E – коэффициент долговечности;
N 0 – базовое количество циклов перемены напряжений, изменяющихся по отнулевому циклу;
N E - эквивалентное число циклов;
m – показатель степени: m = 6 при расчете на контактную и изгибную выносливость при H  350 HB .
Базовое количество циклов N H 0 перемены напряжений при расчете
на контактную выносливость принимают в пределах
N H 0  30  HB 2,4 , но не более 12·107 циклов,
при расчете на изгиб, независимо от материала:
N F 0 = 4·106 циклов.
Эквивалентное число циклов N HE , N FE нагружений по условиям контактной и изгибной выносливости определяют по фактическому времени
работы и степени загруженности.
При известных коэффициентах k г и k c время работы при определенном уровне нагрузки i за срок службы L составит:
ti  365 L kг 24 kc i ,
где  i – доля времени работы с i -м уровнем нагрузки.
Количество циклов нагружения Nij за время ti :
N ij  60cn j ti ,
где n j – частота вращения j -го вала редуктора, об/мин.
При вычислении эквивалентного числа циклов N HE и N FE нагружения
меньшие нагрузки T2 , T3 учитываются уменьшением числа циклов
нагружения за время их действия на величину:
T2 / T1m  k2m ; T3 / T1m  k3m ,
где m – показатель степени, равный трём – при расчете на контактную
выносливость и шести – при расчете на изгибную.
35
Таким образом, в заданиях на курсовое проектирование эквивалентное число циклов NHE и NFE определяется по формуле:
N HE  N1 j  N 2 j k23  N3 j k33 ,
N FE  N1 j  N 2 j k26  N3 j k36 ,
,
(4.3)
а значения коэффициентов долговечности рассчитывается по формулам:
K HL  6 N H 0 / N HE ,
(4.4а)
1  K HL  2,4 при H  350HB .
(4.4б)
K FL  6 N F 0 / N FE ,
(4.5а)
1  K FL  2
(4.5б)
при H  350 HB и для колес с твердостью H > 350 HB со шлифованной
поверхностью зубьев.
K FL  9 N F 0 / N FE ,
1  K FL  1,6
(4.6а)
(4.6б)
при H >350 HB и при нешлифованной поверхности зубьев.
Подставив полученные данные в исходные формулы (4.2а) и (4.2б),
определяют допускаемые контактные напряжения  H  j и допускаемые
напряжения изгиба  F  j для шестерни и колеса. При длительной работе с постоянной нагрузкой можно принять значения коэффициентов KHL
и KFL равными единице.
5 РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРНОГО ТИПА
Рекомендуемая литература: [1, глава 2]; [2, главы 8 и 9]; [4,
главы 10 и 11]; [5]; [8]; [9]; [10].
Задача. Расчетом по основному критерию работоспособности закрытых передач (контактная выносливость рабочих поверхностей) необходимо предварительно определить геометрические параметры передач: межосевое расстояние, диаметральные размеры колес, их ширину,
модуль, число зубьев, угол их наклона к образующим делительного ци36
линдра или конуса и др. При необходимости – согласовать эти параметры с требованиями соответствующих стандартов. Обоснованно назначить требуемую точность изготовления. Выполнить проверочные расчеты на контактную и изгибную выносливость зубьев колес. При необходимости – провести коррекцию. По окончании принятых решений разработать эскизы колес.
Исходными данными для расчета являются:
 вращающие моменты на валах: T1 и T2 , Н·мм;
 передаточное число редуктора u  u p (в соответствии с разделом 3);
 конструктивное исполнение передачи;
 режим работы и характер нагрузки (в соответствии с разделом 3);
 механические характеристики материалов для изготовления деталей редукторной пары (в соответствии с разделом 4)
П р и м е ч а н и е – индекс H в обозначениях соответствует параметрам, используемым при расчете на контактную выносливость, индекс
F – при расчете на изгибную выносливость.
5.1 Расчет эвольвентных цилиндрических передач
внешнего зацепления
5.1.1 Определение межосевого расстояния aw , мм, передачи выполняется из условия выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле:


a*w  ka u  13 EпрT2kH / H 2 u 2ba ,
(5.1)
где ka – коэффициент, учитывающий расположение зуба (прямой или
косой) относительно образующих делительного цилиндра. Для прямозубых передач ka = 0,85, для косозубых ka = 0,75; Eпр  2 E1E2 / E1  E2  ,
МПа – приведенный модуль упругости материалов зубчатых колес.
В случае изготовления колес из сталей Eпр  Е1  Е2  2,15  105 МПа;
T2 – крутящий (вращающий) момент на валу зубчатого колеса, Н·мм;
k H – коэффициент концентрации нагрузки (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба);
H  – допускаемые контактные напряжения материалов передачи, МПа;
ba  bw / aw  – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.
37
5.1.1.1 Значение коэффициента ba назначают в соответствии с таблицей 5.1 в зависимости от расположения зубчатых колес относительно
опор (схема сборки) и твердости рабочих поверхностей зубьев.
Таблица 5.1 – Рекомендуемые значения коэффициентов ba и bdmax
Расположение
колес
в редукторе
(схема сборки)
Симметричное
Несимметричное
Консольное
Обозначение
коэффициентов
ba
bdmax
ba
bdmax
ba
bdmax
Твердость рабочих поверхностей
зубьев
HB1 и HB2  350
HB1
или HB2  350
и HB2 > 350
0,30…0,50
1,20…1,60
0,25…0,30
0,90…1,00
0,25…0,40
1,00…1,25
0,20…0,25
0,65…0,80
0,20…0,25
0,60…0,70
0,15…0,20
0,45…0,55
Примечания
1. Значение коэффициента ba в пределах рекомендуемых назна
чают по ГОСТ 2185-66 из ряда: 0,10; 0,125; 0,16; 0,20; 0,25; 0,315;
0,40; 0,50; 0,63; 0,80; 1,00.
2. Для шевронных колес ba увеличивают в 1,3…1,4 раза.
3. Для подвижных колес коробок скоростей и открытых передач
ba = 0,1…0,2
5.1.1.2 Значения коэффициентов k H и k F концентрации нагрузки
назначают в соответствии с таблицей 5.2 в зависимости от значения коэффициента bd  bw / d1 ширины колеса относительно диаметра делительной окружности шестерни, расположения колес относительно опор
и ожидаемой жесткости валов.
Коэффициент  bd связан зависимостью с коэффициентом ba и
определяется по формуле
bd  0,5ba u  1  bd max .
(5.2)
Его ограничивают максимальным значением (в соответствии с таблицей 5.1) в целях обеспечения требуемой жесткости вала – шестерни.
Если это условие не выполняется, то необходимо уменьшить ранее
принятое значение коэффициента ba .
38
Таблица 5.2 – Значения коэффициентов k H и k F
Симметричное
расположение
Коэффициент
шестерни
относительно
опор
Шестерня расположена несимметрично
относительно опор
весьма
менее
жесткий
жесткий
вал
вал
Консольное
расположение
одного
из колес
 bd
k H
k F
k H
k F
k H
k F
k H
k F
0,2
0,4
0,6
0,8
1,0
1,2
1,4
1,6
1,0
1,0
1,01
1,03
1,04
1,05
1,07
1,08
1,0
1,01
1,02
1,05
1,08
1,10
1,13
1,16
1,0
1,02
1,04
1,06
1,08
1,10
–
–
1,01
1,04
1,07
1,11
1,15
1,20
–
–
1,02
1,05
1,08
1,12
1,15
1,18
–
–
1,05
1,12
1,17
1,23
1,32
1,40
–
–
1,07
1,15
1,24
1,35
–
–
–
–
1,13
1,28
1,50
1,70
–
–
–
–
5.1.1.3 Расчетное допускаемое контактное напряжение H  для
прямозубых, а также для косозубых передач с небольшой разностью
твердости зубьев шестерни колеса принимают меньшим из двух допускаемых напряжений  H  j , определяемых в соответствии с указаниями
раздела 4. Если HB1  HB2 > 70, за расчетное допускаемое напряжение
H  косозубой цилиндрической передачи принимают среднее из H 1 и
H 2 , но не более 1,25 H 2 по формуле
H   0,5H 1  H 2   1,25H 2 .
(5.3)
*
5.1.1.4 Определенное по формуле (5.1) межосевое расстояние aW
для нестандартных редукторов (редукторы индивидуального изготовления) округляют до ближайшего из ряда Ra по ГОСТ 6636-69 (см. приложение А3), а для стандартных редукторов машин общего назначения –
по ГОСТ 2185-66 (в соответствии с таблицей 5.3).
Таблица 5.3 – Стандартные межосевые расстояния aW
цилиндрических редукторов
1-й ряд
2-й ряд
40
140
50
180
63
225
80
280
100
355
125
450
160
В миллиметрах
200 250 315
39
5.1.2 Выбор модуля m и числа зубьев z j
Значение модуля в малой степени влияет на выносливость зубьев
по контактным напряжениям, которая характеризуется произведением
модуля на число зубьев. Мелкомодульные колеса с большим числом
зубьев предпочтительны по условиям плавности работы передачи
(увеличивается коэффициент торцового перекрытия) и экономичности, так как уменьшаются потери на трение, сокращается расход
материала, экономится станочное время нарезания зубьев, но возрастают требования к точности изготовления и жесткости всех
элементов конструкции. Крупномодульные колеса с большим объемом зубьев дольше противостоят износу, изгибу, менее чувствительны к перегрузкам и неоднородности материалов.
Минимально допускаемые значения модуля определяют из условия
прочности зубьев на изгиб, но в этом случае получают зубчатые колеса
с очень мелкими зубьями, применение которых практически ограничено.
Поэтому значение модуля назначают, ориентируясь на рекомендации,
выработанные практикой.
Чтобы обеспечить плавность и бесшумность работы, малые габариты и отсутствие подрезания зубьев, рекомендуется назначать число
зубьев шестерни z1* > (20…25). В этом случае значение коэффициента
m  bw / mn ширины колеса по отношению к модулю в нормальном сечении определяется по формуле
m  0,5ba z*1 u  1 .
(5.4)
Исходя из этого, ориентировочные значения нормального модуля
определяются по формуле
m*n  bw / m ,
(5.5)
где bw  baaw – начальная ширина зубчатых колес, и назначаются по
ГОСТ 9563-60 и в соответствии с таблицей 5.4.
Таблица 5.4 – Значение модуля mn
В миллиметрах
1-й
1,0 1,25 1,5 2,0 3
4
5
6
ряд
2-й
1,125 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 5,7
ряд
8
10
12
16
20
9
11
14
15
22
25
При ориентировочной оценке модуля можно воспользоваться рекомендациями:
 для передач редукторного типа с достаточно жесткими валами и
твердостью зубьев HB  350 можно принять  m  30…20;
40
 для зубчатых колес с твердостью зубьев HB > 350 –  m  20…15;
 в силовых передачах редукторного типа m*n  (0,01…0,02) aw .
В косозубой передаче различают торцовое и осевое перекрытия зубьев. С увеличением угла  наклона зубьев увеличивается окружной шаг, а
рабочая длина линии зацепления остается неизменной. При этом коэффициент торцового перекрытия   уменьшается, но с увеличением 
увеличивается коэффициент осевого перекрытия  и осевое усилие Fa ,
дополнительно нагружающее опоры валов. Минимальное значение угла
наклона зубьев назначают из условия обеспечения коэффициента осевого перекрытия в пределах  = 1,1…1,2 по формуле


min  arcsin  mn /  ba aw  .
(5.6)
Во избежание больших осевых сил в зацеплении рекомендуется принимать угол наклона зубьев  = 8…20°.
Назначив ориентировочно угол * наклона зубьев в пределах рекомендуемого, определяют суммарное число зубьев редукторной пары
по формуле


z*  z1*  z*2  2awcos* / mn .
(5.7)
Полученное значение z* округляют в меньшую сторону до целого
числа. Для прямозубых передач   0 с целью сохранения принятого
межосевого расстояния модуль зацепления следует подбирать таким образом, чтобы z было целым числом.
Число зубьев шестерни z1*  z / u  1 округляют до целого числа z1 .
Для прямозубых передач, нарезанных без смещения, во избежание подреза ножки зуба необходимо выполнения условия z1  17 .
Число зубьев колеса z2  z  z1 .
Фактическое передаточное число, определяемое по формуле
uф  z2 / z1 ,
(5.8)
не должно отличаться от заданного более 4 % , т.е.
u  uф  u / u 100  4 % .
При невыполнении этого условия необходимо уменьшить значение
назначенного модуля и скорректировать расчеты.
При назначенном значении суммарного числа зубьев z определяют
действительный угол наклона зубьев по формуле


  arccos0,5 z mn / aw .
(5.9)
41
Точность вычисления arccos – до пятого знака после запятой.
Значение угла  наклона зубьев следует привести в градусах, минутах, секундах.
5.1.3 Для выполнения проверочных расчетов предварительно вычисляют основные размеры колес:
d1  mn z1 / cos ; d2  mn z2 / cos ; b2*  ba aw ; b1*  b2  2...4 мм.
Примечание – точность вычисления диаметров – до 0,001 мм, ширину колес округлить до ближайшего размера из ряда Ra 20 по
ГОСТ 6636-69.
5.1.4 Проверочные расчеты
Поскольку приведенные выше расчеты предполагали определенные
допущения и ряд параметров требовал согласования со стандартами, то
окончательное решение об их значении производят только после проверочных расчетов.
5.1.4.1 Окружная скорость зубчатых колес  , м/с, определяется по
формуле
  d1n1 / 60 1000 .
(5.10)
Руководствуясь опытом эксплуатации аналогичных механизмов и исходя из окружной скорости и условий работы передачи, назначают степень точности в соответствии с таблицей 5.5.
Таблица 5.5 – Рекомендации по выбору степени точности передачи
Степень
точности не ниже
6 (высокоточные)
7 (точные)
8 (средней
точности)
9 (пониженной
точности)
42
Окружная скорость
не более, м/с,
Примечание
прямокосозузубая
бая
15
30
Высокоскоростные передачи
Передачи при повышенных
скоростях
и
умеренных
10
15
нагрузках или при повышенных нагрузках и умеренных
скоростях
Передачи общего машино6
10
строения
Тихоходные передачи с пони2
4
женными требованиями к точности
5.1.4.2 Действительные контактные напряжения в передаче определяют по формуле:
 H  1,18 Z H
EпрТ1k H k H  u  1

   H ,
d12b2sin2W  u 
(5.11)
где Z H – коэффициент повышения контактной выносливости косозубых
цилиндрических передач по сравнению с прямозубыми. Для прямозубых передач Z H  1,0;
k H – динамический коэффициент (таблица 5.6);
W  20° – угол зацепления для передач, зубчатые колеса которых
нарезаны без смещения.
Таблица 5.6 – Значение коэффициентов k F и kH при HB  350
Степень
Окружная скорость  , м/с
Коэффициент
точности
1
2
4
6
8
10
1,04
1,07
1,14
1,21
1,29
1,36
kH
1,02
1,03
1,05
1,06
1,07
1,08
7
1,08
1,16
1,33
1,50
1,67
1,80
k F
1,03
1,06
1,11
1,16
1,22
1,27
1,04
1,08
1,16
1,24
1,32
1,40
kH
1,01
1,02
1,04
1,06
1,07
1,08
8
1,10
1,20
1,38
1,58
1,78
1,96
k F
1,03
1,06
1,11
1,17
1,23
1,29
1,5
1,05
1,10
1,20
1,30
1,40
kH
1,12
1,01
1,03
1,05
1,07
1,09
9
2,25
1,13
1,28
1,50
1,77
1,98
k F
1,35
1,04
1,07
1,14
1,21
1,28
П р и м е ч а н и е – В числителе приведены данные для прямозубых
колес, в знаменателе – для косозубых и колес с круговыми зубьями
Значение коэффициента z H для косозубых передач определяют
по формуле
Z H 
k
H cos
2

 /  ,
(5.12)
где k H – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки между парами зубьев, одновременно находящихся в зацеплении, в связи с погрешностями изготовления (таблица 5.7);
43
  – коэффициент торцового перекрытия. Для косозубых передач,
колеса которых нарезаны без смещения, расчет ведется по формуле
  1,88  3,21/ z1  1/ z2 cos .
(5.13)
Таблица 5.7 – Значения коэффициентов k H и kF
Окружная
скорость  , м/с
До 5
Свыше 5 до 10
Свыше 10 до 15
Степень
точности
7
8
9
7
8
7
8
k H
kF
1,03
1,07
1,13
1,05
1,10
1,08
1,15
1,07
1,22
1,38
1,20
1,30
1,25
1,40
Если при решении уравнения (5.11) оказалось, что отклонение действительных контактных напряжений H от допускаемых H 
 H   H   H  /  H 100  4 % ,
(5.14)
то для более полного использования механических характеристик материалов зубчатой пары необходимо изменить ширину колеса b2
b2*  b2 H / H 2 .
(5.15)
5.1.4.3 Проверка зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба производится по формулам:
 2T Z k k

 F 1   1 F 2F F  YF 1    F 1,
 b2mn z1

(5.16)
 F 2   F 1YF 2 / YF 1    F 2 ,
(5.17)
где Z F – коэффициент повышения прочности косозубой передачи по
напряжениям изгиба (для прямозубых передач Z F = 1,0);
YFj – коэффициент формы зубьев;
k F – динамический коэффициент (см. таблицу 5.6).
Коэффициент Z F определяется по формуле
Z F  k FY /  ,
(5.18)
где k F – коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев (см. таблицу 5.7);
44
Y – коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности косых зубьев вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и
неравномерного распределения нагрузки, определяемый по формуле
Y  1   / 140 ,
(5.19)
где  – угол наклона зубьев; градусы; минуты и секунды переводят в
доли градуса.
Коэффициенты формы зубьев для колес, нарезанных без смещения,
определяют по формуле
YFj  3 ,47  13 ,2 / zj
(5.20)
или назначают в соответствии с рисунком 5.6,
где z j – эквивалентное число зубьев шестерни и колеса, определяемое
по формулам:
z1  z1 / cos3 ; z2  z2 / cos3 .
(5.21)
По результатам расчетов необходимо сделать вывод о соблюдении
условий прочности. Значительное отклонение  Fj от  F  j (недоиспользование прочностных свойств материалов) допустимо, так как основным
критерием работоспособности закрытых передач является контактная, а
не изгибная выносливость).
Геометрические размеры элементов зацепления зубчатых колес (рисунок 5.1) целесообразно свести в таблицу (таблица 5.8).
5.1.5 Конструирование зубчатых колес
Конструирование колес зависит главным образом от проектных размеров, материала, способа получения заготовки и масштаба производства.
Основными конструктивными элементами колеса являются обод,
ступица и диск (рисунок 5.1).
Рисунок 5.1 – Конструкция зубчатых колес
45
Обод воспринимает нагрузку от зубьев и должен быть достаточно
прочным и в то же время податливым, чтобы способствовать равномерному распределению нагрузки по длине зуба. Жесткость обода обеспечивается его толщиной:   2,2mn  0,05b2 .
Ступица служит для соединения колеса с валом и может быть расположена симметрично или несимметрично относительно обода колеса.
Длина ступицы  ст должна быть оптимальной, чтобы обеспечить
устойчивость колеса на валу в плоскости, перпендикулярной оси вала, и
возможность получения заготовок ковкой. Желательно, чтобы  ст  b2 .
Оптимальные значения  ст  (1,0 … 1,5) d k , где d k – диаметр отверстия
для посадки колеса на вал, который назначается после разработки
конструкции вала (см. раздел 7). Наружный диаметр dст ступицы для
стальных колес при соединениях шпоночных и с натягом dст  1,55dk .
Таблица 5.8 – Параметры зацепления цилиндрических передач
В миллиметрах
Размеры
Наименование параметра
Обозначение
Шестерня Колесо
Межосевое расстояние
aW
Модуль зацепления нормальный
mn

Угол наклона зубьев, град
Число зубьев
z
Диаметр делительной окружноd
сти
Диаметр окружности вершин
da
зубьев d a  d  2mn
Диаметр окружности впадин
d f  d  2,5mn
df
b
Ширина зубчатого венца
Размер фаски c  0,6...0,7mn
c
П р и м е ч а н и е – Угол фаски  ф на прямозубых и косозубых колесах при твердости рабочих поверхностей HB  350  ф  45  ; при
HB > 350  ф  15
Зубчатые колеса с размерами da  100…500 мм (исполнение 1 по рисунку 5.1) выполняют с диском, который соединяет обод и ступицу колеса. Толщина s диска в этом случае: s  0,3b2 .
46
При размерах d a < 100 мм s  b2 –(2…4) мм (исполнение 2 по рисунку 5.1).
Иногда в диске выполняют отверстия, которые используют при
транспортировке и обработке колес.
Меньшее из зубчатых колес (шестерня), как правило, изготавливается за одно целое с валом (вал-шестерня). И только при размере
d f 1 > 2,5 d в1 ( d в1 – диаметр участка вала, на котором находится шестерня) ее целесообразно делать съемной.
Конструктивные размеры элементов колес выбирают по ГОСТ 6636-69
и выполняют эскизы колес.
5.2 Расчет закрытых ортогональных конических передач
5.2.1 Выбор материалов для изготовления конических зубчатых колес, термообработки и определение допускаемых напряжений осуществляется по аналогичной методике, приведенной в подразделах 4.1
и 4.2.
5.2.2 Расчетом на выносливость рабочих поверхностей зубьев по
контактным напряжениям определяют основные габаритные размеры
передачи: внешний делительный диаметр de2 в торцевом сечении и
внешнее конусное расстояние Re (рисунок 5.2).
47
Рисунок 5.2 – Коническая зубчатая передача
В передачах с непрямыми зубьями (рисунок 5.3) тангенциальный
зуб направлен по касательной к некоторой окружности радиусом е и составляет с образующей делительного конуса угол  n . Круговой зуб располагается по дуге окружности радиуса е, по которой движется инструмент при нарезании зубьев. За расчетный угол принимают угол между
касательной к этой окружности и образующей делительного конуса в
данной точке. Значения углов  n назначают в пределах 25…30 для колес с тангециальным зубом и  n  35 – для колес с круговым зубом.
Рисунок 5.3 – Конические колеса с непрямыми зубьями
Внешний делительный диаметр de2 определяется по формуле
d e 2  1,73
EпрТ 2uk H
 H  H  1  k be k be
2
,
(5.22)
где kbe  bW / Re  – коэффициент ширины зубчатого венца относительно
внешнего конусного расстояния.
При наиболее распространенном значении kbe  0,285 ,


d e*2  2,93 EпрT2uk H / H  H 2 ,
Re  0 ,5de2 u 2  1 / u ,
(5.23)
(5.24)
где Eпр  2 E1E2 / E1  E2  – приведенный модуль упругости материалов
зубчатых колес. В случае изготовления зубчатых колес из сталей
Eпр  E1  E2  2,15  105 МПа;
48
T2 – крутящий момент на валу колеса, Нмм;
u – передаточное число конического редуктора;
k H – коэффициент концентрации нагрузки;
H  F  0,85 – опытный коэффициент, характеризующий понижение прочности прямозубой передачи по сравнению с эквивалентной ей цилиндрической.
Для передач с круговыми зубьями значения H и F приведены в
таблице 5.9.
Таблица 5.9 – Значения коэффициентов H и F для конических
передач с круговыми зубьями
Твердость зубчатых колес
H1  350 HB ; H2  350 HB
H1  45 HRC ; H2  350 HB
H1  45 HRC ; H2  45 HRC
H
1,22  0,21u
113
,  0,13u
0,81  0,15u
F
0,94  0,08u
0,85  0,04u
0, 65  0,11u
Значение коэффициента k H назначают по графикам в соответствии
с рисунком 5.4.
49
Рисунок 5.4 – Рекомендации по выбору коэффициента
k H
Номера кривых соответствуют схемам передач на шариковых – 1ш и
роликовых – 1р опорах. На рисунке 5.4, б приведены значения коэффициентов k H при твердости рабочих поверхностей зубьев одного из колес H  350 HB ; на рисунке 5.4,в при H1 и H 2 > 350 HB ; сплошные линии – для прямозубых передач, штриховые – для передач с круговыми
зубьями (для этих передач при H2  350 HB принимают k H  1,0 ).
Полученные расчетом значения внешнего делительного диаметра
de2 для нестандартных редукторов следует округлить до ближайшего
числа из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69 (см. приложение А3).
Внешний делительный диаметр шестерни d e1, мм, определяется
по формуле
de1  de2 / u .
(5.25)
5.2.3 Ширина bw зубчатого венца шестерни и колеса, мм, определяется по формуле
bw  kbe Re .
(5.26)
5.2.4 По графикам в соответствии с рисунком 5.5 назначают предварительное число зубьев шестерни z1' в зависимости от ее диаметра d e1.
Рисунок 5.5 – Предварительное число зубьев шестерни:
a – прямозубой; б – с круговыми зубьями
5.2.5 Уточняют число зубьев шестерни с учетом твердостей зубьев
шестерни и колеса по рекомендации таблицы 5.10.
Из условия отсутствия подрезания зубьев
z1*  17cos1cos3n
50
(5.27)
окончательно принимают z1 .
Таблица 5.10 – Рекомендации по назначению чисел зубьев
конической шестерни
Твердость
H1  350 HB
H2  350 HB
H1  45HRC
H2  350 HB
H1  45 HRC
H 2  45 HRC
Число зубьев z1
1,6 z1*
1,3 z1*
z1*
Полученные значения округляют до целого числа z1 .
Число зубьев колеса z2  z1u .
5.2.6 Фактическое передаточное число определяют по формуле
uф  z2 / z1 .
(5.28)
5.2.7 Углы при вершинах делительных конусов (точность вычисления
до 10 угловых секунд) определяют по формулам:
2  arctgz2 / z1 ,
1  90  2 .
(5.29)
5.2.8 Внешний окружной модуль me для прямозубых и mte для колес
с круговыми зубьями определяют по формуле
me  mte  de1 / z1.
(5.30)
Его можно не округлять до стандартного (таблица 5.4), так как одним и тем
же режущим инструментом можно нарезать колеса с различными значениями модуля. Применение me и mte менее 10 мм не рекомендуется.
5.2.9 Средний делительный диаметр колес определяется по формуле
dm1  0,857de1 и dm2  0,857de2 .
(5.31)
5.2.10 Окружная скорость  на среднем делительном диаметре, м/с,
определяется по формуле
  0,857de1n1 / 60 1000  .
(5.32)
5.2.11 Ориентируясь на передачи общего машиностроения в соответствии с таблицей 5.5, назначают степень точности передач в зависимости от окружной скорости и значения динамических коэффици51
ентов k H и k F с понижением точности на одну степень против фактической, в соответствии с таблицей 5.6.
5.2.12 Выполняют проверочный расчет передачи на контактную выносливость по формуле
2
EпрТ1k H k H  uф  1 
 H  1 H  1,18
  H ,
2


u
H d m1bwsin2 w
ф


(5.33)
где  w  20 – угол зацепления.
Отклонение действительных контактных напряжений от допускаемых
определяют по формуле
 H 
 H   H 
100   H ,
 H 
(5.34)
оно не должно превышать 5 %. В противном случае необходимо изменить ширину bw зубчатого венца.
5.2.13 Для повышения износостойкости и сопротивления зубьев заеданию конические зубчатые колеса выполняют с высотной модификацией. Значения коэффициентов смещения режущего инструмента xe1
для прямозубой шестерни и xn1 – для шестерни с круговым зубом
назначают в соответствии с таблицами 5.10 и 5.11. Коэффициенты смещения для колес соответственно равны: xe2   xe1 и xn2   xn1 .
5.2.14 Основные геометрические соотношения конических зубчатых
колес определяют по формулам, приведенным в таблице 5.12.
5.2.15 Проверка конической передачи на выносливость зубьев при
изгибе производится по формулам:
F 1 
2T1kF  kF kF 
F d m1bw me
YF'1   F 1 ;
(5.35)
F 2
YF'2
 F 1 '   F 2 ,
YF 1
где T1 – крутящий момент на валу шестерни, Нмм;
kF  – коэффициент неравномерности нагрузки между парами зубьев,
одновременно находящихся в зацеплении;
kF  – коэффициент концентрации нагрузки при изгибе;
52
kF  – динамический коэффициент;
YF'1 и YF'2 – коэффициенты формы зубьев.
Таблица 5.10 – Коэффициенты смещения xe1 для конической шестерни
с прямыми зубьями
z1
12
14
16
18
20
25
30
1,0
–
–
–
0,00
0,00
0,00
0,00
1,25
–
–
0,17
0,15
0,14
0,13
0,11
xe1 при и
2,0
–
0,42
0,38
0,36
0,34
0,29
0,25
1,6
–
0,34
0,30
0,28
0,26
0,23
0,19
2,5
0,50
0,47
0,43
0,40
0,37
0,33
0,28
3,15
0,53
0,50
0,46
0,43
0,40
0,36
0,31
4,0
0,56
0,52
0,48
0,45
0,42
0,38
0,33
Таблица 5.11 – Коэффициенты смещения xn1 для конической шестерни
с круговыми зубьями
z1
12
14
16
18
20
25
30
1,0
–
–
–
0,00
0,00
0,00
0,00
1,25
–
–
0,11
0,10
0,09
0,08
0,07
xe1 при и
2,0
0,32
0,29
0,26
0,24
0,22
0,19
0,16
1,6
–
0,23
0,21
0,19
0,17
0,15
0,11
2,5
0,37
0,33
0,30
0,27
0,26
0,21
0,18
3,15
0,39
0,35
0,32
0,30
0,28
0,24
0,21
4,0
0,41
0,37
0,34
0,32
0,29
0,25
0,22
5.2.15.1 Коэффициент концентрации нагрузки, определяемый по
формуле


kF   1  1, 5 kH  1 ,
(5.36)
учитывает более благоприятное влияние приработки на контактную выносливость, чем на изгибную.
5.2.15.2 Значения коэффициентов kF  принимают равным 1,0 для
прямозубых колес и колес с круговыми зубьями.
5.2.15.3 Значение динамических коэффициентов kF  назначают по
методике, изложенной в п. 5.2.11.
53
5.2.15.4 Значение коэффициента F назначают в соответствии с
таблицей 5.9.
54
54
Таблица 5.12 – Основные геометрические соотношения конических зубчатых передач
Геометрические соотношения
Внешний делительный
диаметр
Внешнее конусное расстояние
Ширина зубчатого венца
Угол делительного конуса
Для прямозубой передачи
Для передачи с круговыми зубьями
при   35
de1  me z1; de 2  me z2
de1  mte z1; de 2  mte z2
Re  0,5me z12  z22  0,5de2 u 2  1 u
Re  0,5mte z12  z22  0,5de2 u 2  1 u
b  R Re  0, 285Re
b  R Re  0, 285Re
tg 1  z1 z2  1 u ; 2  90  1
tg 1  z1 z2  1 u ; 2  90  1
Средний модуль
m  me  ( b sin 1 ) z1  0, 857me
m  [ mte  ( b sin 1 ) z1 ] cos   0, 702mte
Средний делительный
диаметр
d1  mz1  0,857de1;
d1  mz1 cos   0,857de1;
d2  mz2  0,857de2
d2  mz2 cos   0,857de2
Высота головки зуба:
внешняя hae и в среднем сечении ha
Высота ножки зуба:
внешняя h f e и в сред-
hae1  ( 1  xe1 )me ;
hae1  ( 1  xn1 )m;
hae2  ( 1  xe1 )me
hae2  ( 1  xn1 )m
hfe1  ( 1, 2  xe1 )me ;
hfe1  ( 1, 2  xn1 )m;
hfe2  ( 1, 2  xe1 )me
hfe2  ( 1, 2  xn1 )m
Среднее конусное расстояние
R  Re  0, 5b
R  Re  0, 5b
Угол ножки зуба
tg f 1  hfe1 Re ; tg f 2  hfe 2 Re
tg f 1  hf 1 R ; tg f 2  hf 2 R
нем сечении h f
55
Продолжение таблицы 5.12
Геометрические соотношения
Для прямозубой передачи
Для передачи с круговыми зубьями
при   35
Угол головки зуба
a1  f 2 ; a 2  f 1
a1  f 2 ; a 2  f 1
Угол конуса вершин
a1  1  a1; a 2  2  a 2
a1  1  a1; a 2  2  a 2
Внешний диаметр вершин зубьев
dae1  de1  2( 1  xe1 )me cos 1;
dae1  de1  1, 64( 1  xe1 )mte cos 1;
dae2  de2  2( 1  xe1 )me cos 1
dae2  de2  1, 64( 1  xe1 )mte cos 2
55
56
5.2.15.5 Значения коэффициентов YF'1 и YF'2 назначают в соответствии с рисунком 5.6 в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни z1 , колеса z2 и коэффициентов смещения режущего инструмента (см. п. 5.12.13.).
Эквивалентное число зубьев колес прямозубой передачи определяют по формулам:
z1  z1 / cos 1 ,
z2  z2 / cos 2 ,
(5.37)
а для передач с круговыми зубьями по формулам:


z1  z1 / cos 1  cos3 n ,


z2  z2 / cos 2  cos 3 n .
(5.38)
Рисунок 5.6 – Значения коэффициентов формы зубьев
Если окажется, что F  F  свыше 5 %, то надо увеличить значение
модуля me или mte , соответственно пересчитать числа зубьев z1 , z2 и
повторить проверочный расчет передачи на изгиб.
5.3 Расчет цилиндрических червячных передач
Исходными данными для расчета червячных передач являются: значения крутящего момента Т 2 на валу червячного колеса, Нм; частота
его вращения n2 , об/мин; передаточное число u  uред . Методика подготовки исходных данных рассмотрена ранее (см. раздел 3).
57
5.3.1 Причины выхода из строя червячных передач
и их механические характеристики
Основными причинами выхода из строя червячных передач являются
заедание, износ и поверхностные разрушения зубьев колеса.
Заедание особенно опасно, если колеса изготовлены из твердых материалов (алюминиево-железистые бронзы, чугуны). В этом случае заедание происходит со значительным повреждением поверхности и последующим быстрым износом зубьев колеса частицами материла, приварившимися к червяку. При мягких материалах колес (оловянистые
бронзы) заедание наблюдается в менее опасной форме: материал колеса (бронза) «намазывается» на червяк.
Усталостное выкрашивание наблюдается главным образом в передачах с колесами, изготовленными из бронз, стойких против заедания.
Износ ограничивает срок службы большинства передач. Он очень
сильно зависит от условий и качества смазки, точности монтажа, шероховатости поверхности червяка. В связи с этим материалы червячной пары
должны обладать износостойкостью, пониженной склонностью к заеданию, хорошей прирабатываемостью и повышенной теплопроводностью.
Червяки современных передач изготовляют из углеродистых или легированных сталей. Наилучшее качество работы червячной передачи
обеспечивают червяки, изготовленные из цементируемых сталей марок:
15Х, 20Х, 12Н3А, 18ХГТ, 20ХФ с твердостью после термообработки HRC
58…63 или среднеуглеродистых и легированных сталей марок: 45; 40Х;
38ХГН; 40ХН с поверхностной или объемной закалкой до твердости HRC
50…55. При этом необходима высокая степень класса шероховатости
рабочих поверхностей червяка, которая достигается шлифованием и
полированием. Такие червяки обеспечивают меньший износ рабочих поверхностей зубьев колеса, бóльшую стойкость против заедания и более
высокий кпд.
Чугунные червяки применяют в тихоходных вспомогательных и малонагруженных передачах.
Венцы червячных колес выполняют из антифрикционных материалов. Все применяемые для червячных колес материалы можно условно
разделить на три группы в зависимости от их склонности к заеданию (в
соответствии с таблицей 5.13:
Группа 1. Оловянистые бронзы с пределом прочности на растяжение
не более 300 МПа. Эти бронзы отличаются хорошими противозадирными свойствами, но вследствие дефицитности и высокой стоимости их
следует применять в ответственных высокоскоростных передачах при
скоростях скольжения  s от 6 до 25 м/с. При отливке этих бронз в металлические формы (кокиль) или центробежным способом их механические свойства улучшаются.
58
Таблица 5.13 – Механические характеристики материалов венца
червячных колес
Механические
Скорость
характеристики, МПа скольжения
Группа
Материал
 s , м/с
T
 BИ
B
Ц
285
165
Бр 010Н1Ф1
 35
К
275
200
Бр 010Ф1
 25
З
230
140
К
200
90
Бр 05Ц5С5
25
1
З
145
80
З
180
90
Бр 06Ц3С
 12
К
200
90
–
180
–
Бр Су7Н2
 25
З
400
200
Бр А9Ж4
К, Ц
500
200
Ц
700
460
Бр А10Ж4Н4
К
650
430
К
550
360
Бр
5
З
450
300
А10ЖЗМц1,5
Ц
530
245
Бр А9ЖЗЛ
2
К
500
230
З
425
195
Ц
500
330
ЛЦ23А6ЖЗМц2
К
450
295
З
400
260
З
340
140
ЛЦ58Мц2С2
З
500
380
ЛЦ58Мц202С2
З
355
СЧ 18
2
З
315
СЧ 15
3
3
З
280
СЧ 12
3
П р и м е ч а н и е – Принятые обозначения способов отливки: Ц – центробежный; К – в кокиль; З – в землю
Способ
отливки
Группа 2. Безоловянистые бронзы и латуни с пределом прочности
при растяжении более 350 МПа. Эти материалы имеют хорошие механические характеристики, дешевле оловянистых бронз, но обладают
худшими антифрикционными свойствами и поэтому применяются при
скоростях скольжения до 8 м/с.
59
Группа 3. Относительно мягкие серые чугуны. Применение этих материалов рекомендуется в пределах небольшой мощности с ручным
приводом при  s до 2 м/с.
Выбор марки материала червячного колеса (венца) производят в
зависимости от скорости скольжения, которую, приступая к проектному
расчету, можно ориентировочно определить по формуле
*s  4, 5  104 n1 3 T2 ,
(5.39)
где *s – скорость скольжения, м/с;
T2 – крутящий момент на валу колеса, Нм;
n1 – частота вращения червяка, об/мин.
5.3.2 Определение допускаемых напряжений
Особенности выбора допускаемых напряжений для червячных передач связаны с различной склонностью материалов к усталостному разрушению, заеданию, износу, с относительно малыми частотами вращения колес и высокими скоростями скольжения. Так, например, в передачах с колесами из оловянистых бронз работоспособность ограничена
контактной прочностью, а в передачах с колесами из безоловянистых
бронз и чугуна – заеданием.
Допускаемые напряжения определяют для зубчатого венца червячного колеса в зависимости от материала зубьев, твердости витков червяка, скорости скольжения и ресурса Lh в соответствии с таблицей 5.14.
Таблица 5.14 – Допускаемые напряжения материалов венца
червячного колеса
Червяк
Червяк заГрупНереверсивная пе- Реверсивная
па ма- улучшенный кален. ТВЧ,
редача
передача
H  350НВ
H  45 HRC
тери[  н ] , МПа
[  F ] , МПа
алов
0,75σв C k HL 0,9σв C k HL
1
(0,08σв+0,25σт) k FL
0,16σв k FL
250 – 25  s
300 – 25  s
2
175 – 35  s
200 – 35  s
0,12σви k FL
0,075 σви k FL
3
Примечания
1 σт; σв; σви; – предел текучести, пределы прочности при растяжении и изгибе соответственно (см. таблицу 5.13);
2 С  – коэффициент, учитывающий износ (в соответствии с табли
цей 5.15);
3  s – скорость скольжения, м/с; 4) k HL ; k FL – коэффициенты долговечности
60
Значения коэффициентов долговечности определяется по формулам:
kFL  9 106 / NFE ,
kHL  8 107 / NHE ,
(5.40)
где N HE , N FE – эквивалентные числа циклов нагружения червячного колеса:
а) при постоянной нагрузке
N HE = N FE = 60 Lh n2 ,
(5.41)
б) при переменной нагрузке
N HE = 60  [( T2i / T2 )4 n 2 t i ]=60 L h n 2  (  i4 i ),
(5.42)
N HE  25107,
(5.42а)
N FE = 60  [( T2i / T2 )9 n2ti ] = 60 L h n 2  (  i9 i );
(5.43)
106  N FE  25107.
(5.43а)
Кратковременные перегрузки, в том числе и пусковые, если суммарная продолжительность их действия составляет не более 3 % суммарного рабочего времени (  i  0,03), при расчетах деталей машин на усталостную прочность не учитываются, т. е. в формулах (5.42), (5.43) принимают k1 = 0, но после выполнения расчетов на усталостную прочность
необходим проверочный расчет на статическую прочность при кратковременных перегрузках.
Таблица 5.15 – Значения коэффициента С  , учитывающего износ
s
С
1
1,33
2
1,21
3
1,11
4
1,02
5
0,95
6
0,88
7
0,83
8
0,80
5.3.3 Проектный расчет передачи
Червячные передачи рассчитывают на усталостную и статическую
прочность зубьев червячного колеса по контактным напряжениям и
напряжениям изгиба. Эти расчеты имеют условный характер , так как
вследствие неблагоприятных условий смазки рабочих поверхностей
червячной пары основное значение для работоспособности червячных
передач приобретает стойкость зубьев колеса против заедания, пластического деформирования, износа. Учитывая, что стойкость против за61
едания и интенсивность износа зависят от контактной выносливости рабочих поверхностей, расчет по контактным напряжениям принят в качестве основного для передач редукторного типа с числами зубьев колеса
меньше 90.
Для червячных передач с числами зубьев z 2  90, а также открытых
передач и передач с ручным приводом проектный расчет выполняют из
условия прочности зубьев на изгиб.
5.3.3.1 Определение межосевого расстояния
Расчетное межосевое расстояние aw* червячной передачи определяют из условия выносливости рабочих поверхностей по формуле


aw*  0, 625 q* z2  1
EпрТ 2
3
Н 2  q*
z2

,
(5.44)
где q * – предварительно принятое значение коэффициента диаметра
червяка в соответствии с таблицей 5.16;
Епр  2Е1Е2 /  Е1  Е2  – приведенный модуль упругости материалов
червячной пары, МПа;
z2 – число зубьев червячного колеса;
T2 – крутящий момент на валу червячного колеса, Н·мм.
5.3.3.1.1 Число заходов червяка
Увеличение числа заходов червяка z 1 повышает кпд червячной пары,
но усложняет технологию ее изготовления и увеличивает габариты передачи. Число заходов червяка для силовых передач назначают в зависимости от передаточного числа: z 1 =4 при u =8…15; z 1 =2 при u =15…30;
z 1 =1 при u 30; z 1 =3 стандартом не предусмотрено.
5.3.3.1.2 Число зубьев червячного колеса
Число зубьев червячного колеса определяется по формуле
z 2  z1  u .
(5.45)
При больших передаточных числах получают большое число зубьев
z 2 и, как следствие, большое расстояние между опорами червяка, что
уменьшает его жесткость и приводит к большой деформации вала.
62
Минимальное число зубьев колес z 2 min во вспомогательных кинематических цепях при однозаходном червяке принимают из условия
неподрезания ножки зуба: z 2 min =17…18; в силовых передачах
z 2 min=26…28. Оптимальное число зубьев z 2 =32…63 (не более 80).
5.3.3.1.3 Значение коэффициента q * диаметра червяка предварительно назначают по формуле
q*   0, 212...0, 250  z2
(5.46)
и в целях унификации зубообрабатывающего инструмента принимают
по ГОСТ 19672–74 (таблица 5.16).
Таблица 5.16 – Значения коэффициентов диаметра червяка q
(ГОСТ 19672-74)
q
1 ряд
2 ряд
6,3
7,1
8
9
10
11,2
12,5
14
16
18
20
22,4
Полученное расчетом по формуле (5.44) межосевое расстояние
принимают для стандартных редукторов по ГОСТ 2144-93 в соответствии с таблицей 5.17, а для редукторов индивидуального производства
– из ряда R a 40 по ГОСТ 6636-69: 56; 60; 63; 71; 75; 80; 85; 90; 95; 100;
105; 110; 115; 120 и далее через 10 до 260 и через 20 до 420 мм (см.
приложение А3).
Таблица 5.17 – Межосевые расстояния a w стандартных редукторов
(ГОСТ 2144-93)
aw
1 ряд
2 ряд
40
50
63
80
100 125 160 200 250 315 400
140 180 225 280 355 450
5.3.3.2 Ориентировочное значение осевого модуля определяют по
формуле
m*  2 aw / ( q  z2 ) .
(5.47)
Окончательный выбор значений m , q и z 1 согласовывают по
ГОСТ 2144-93 (таблица 5.18).
63
Таблица 5.18 – Рекомендуемые сочетания значений модуля, коэффициентов диаметра червяка и числа заходов червяка
Рекомендуемые сочетания
q
z1
m , мм
2,0; 2,5;
3,15; 4,0;
5,0;
8; 10; 12,5;
16; 20
6,3
8; 10; 12,5;
14; 16; 20
8,0; 10;
12,5
8; 10;
12,5;16; 20
16
20
Допускаемые сочетания
q
z1
m , мм
2
12
1; 2; 4
8; 10; 12,5;
16
8; 10
2,5
12
3
10; 12
3,5
10; 12; 14
4
9; 12
6
7
12
14
9; 12
12
10
8
1; 2; 4
1
1; 2; 4
1
1; 2; 4
1; 2
2
Отступление от стандартных значений m , q , z 1 , допускается в открытых
передачах и при проектировании самотормозящих червячных передач.
При выбранных значениях m и q действительное межосевое расстояние a w в общем случае может не соответствовать ранее принятому.
Для «вписывания» в стандартное a w (в целях унификации корпусных
деталей) червячную передачу выполняют со смещением. Коэффициент
смещения x исходного контура определяют по формуле
x =[ a w –0,5 m ( q + z 2 )]/ m .
(5.48)
По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение
коэффициента смещения должно находиться в пределах
-1 x +1.
(5.49)
Если это условие не выполняется, то следует варьировать значениями q и z 2 . При этом z 2 рекомендуется увеличивать или уменьшать на
один – два зуба, чтобы не превысить допускаемое отклонение передаточного числа  u  4% и значение x в пределах, указанных в (5.49).
5.3.3.3 Диаметр d1 делительной окружности червяка
d1  mq .
64
(5.50)
5.3.3.4 Делительный угол подъема винтовой линии определяется
по формуле
  arctg  z1 / q  .
(5.51)
5.3.3.5 Уточненное значение скорости скольжения s , м/с, определяют по формуле
s  d1n1 /  60  1000 cos  .
(5.52)
5.3.3.6 Необходимо сравнить действительное значение скорости скольжения с предварительно принятой по формуле (5.39) скоростью скольжения.
При малой разности скоростей s и *s можно сохранить назначенный материал (см. п. 5.3.1) для изготовления венца червячного колеса и, соответственно, значение допускаемых напряжений. В противном случае необходимо уточнить  H  и произвести перерасчет.
5.3.4 Назначение точности изготовления
Нормы точности червячных цилиндрических передач регламентированы ГОСТ 3675-81, который предусматривает 12 степеней точности.
Степени точности 3…6 рекомендуют для передач высокой кинематической точности, а 7 … 9 – для силовых передач в соответствии с таблицей 5.19.
Таблица 5.19 – Степень точности изготовления червячных передач
Степень
точности
6
(высокоточные)
7
(точные)
Скорость
скольжения  s , м/с
Свыше15
До 10
Обработка
деталей
Область
применения
Червяк цементирован
и закален, шлифован
и полирован. Колесо
нарезается
шлифованными
фрезами.
Рекомендуется обкатка под нагрузкой
То же. При отсутствии
чистовой отделки обкатка под нагрузкой
обязательна
Передачи
станков
средней
точности.
Скоростные передачи
регуляторов двигателей
Передачи с повышенными требованиями к
габаритам и повышенными скоростями
65
Продолжение таблицы 5.19
Степень
точности
Скорость
скольжения  s , м/с
8
(средней
точности)
До 5
9
(пониженной
точности)
До 2
Обработка
деталей
Область
применения
То же, но допускается
нешлифованный червяк при твердости не
более 350 НВ
Червяк не шлифуется.
Колесо
нарезается
любым способом
Среднескоростные
передачи со средними
требованиями к габаритам, шуму
Неответственные передачи, низкоскоростные и с ручным приводом
Червячные передачи более чувствительны к погрешностям монтажа. Осевое смещение червячного колеса и небольшие изменения межосевого расстояния существенно влияют на характер распределения
нагрузки по длине зуба. Поэтому устанавливают более жесткие допуски на межосевое расстояние и положение средней плоскости колеса
относительно червяка. В конструкциях червячных передач следует
предусматривать возможность регулировки положения средней плоскости колеса относительно червяка. При монтаже это положение проверяют по пятну контакта.
5.3.4 Проверочный расчет передачи
Проверочный расчет выполняется с учетом поправочных коэффициентов, которые не могли быть обоснованы ранее.
5.3.4.1 Проверка на выносливость рабочих поверхностей
Проверка на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев
червячного колеса выполняется сравнением фактических  H и допускаемых [  H ] контактных напряжений по формуле
H  1,18 ЕпрТ 2kH cos 2 w / ( d 22d1 sin 2w )  H  ,
где kH – коэффициент нагрузки;
66
(5.53)
  – торцовый коэффициент перекрытия;
 = 0,75 – коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии в связи с тем, что соприкосновение осуществляется не по
полной дуге обхвата (2  );
 w = 20° – угол зацепления.
5.3.4.1.1 Коэффициент нагрузки kH
Коэффициент нагрузки в применении к червячным передачам определяют как произведение эффективного коэффициента концентрации
нагрузки k на динамический коэффициент k  по формуле
k H = k F = k k  .
(5.54)
Эффективный коэффициент концентрации нагрузки определяют
по формуле
k = 1 + ( z 2 / θ )3 (1 – Х ),
(5.55)
где θ – коэффициент деформации червяка, зависящий от q и z1 и принимаемый в соответствии с таблицей 5.20;
Х – отношение средневзвешенного момента к максимальному, определяемому по формуле
X  (
T2 N i

)   (ki  i ),
T2i N 
(5.56)
где k i ,  i – коэффициент уровня нагрузки и доля времени работы с
этим уровнем нагрузки соответственно (см. исходные данные).
Таблица 5.20 – Значение коэффициента θ деформации червяка
Число
витков
червяка
z1
1
2
(3)
4
Коэффициент деформации червяка θ
при коэффициенте диаметра червяка q
7,1
8
9
10
11,2
12,5
14
57
45
40
37
72
57
51
47
89
71
61
58
108
86
76
70
127
102
89
82
157
125
110
101
190
152
134
123
67
Динамический коэффициент k  назначают в соответствии с таблицей 5.21 в зависимости от принятой степени точности изготовления
(см. п. 5.3.4) и фактической скорости скольжения  s , м/с (см. подпункт 5.3.3.5).
Таблица 5.21 – Значение динамического коэффициента k 
Динамический коэффициент k  при скорости скольжения  s ,
Степень
м/с
точности
свыше
свыше
свыше
свыше
до 1,5
свыше 3
1,5
7,5
12
18
6
–
–
1
1,1
1,3
1,4
7
1
1
1,1
1,2
–
–
8
1,0…1,1 1,1…1,2 1,2…1,3
–
–
–
9
1,2…1,3
–
–
–
5.3.4.1.2 Торцовый коэффициент перекрытия определяется по формуле
   ( 0,03 z 22  z 2  1  0,17 z 2  2,9 ) / 2,95 .
(5.57)
Отклонение H действительных контактных напряжений, определенных по формуле (5.53), от допускаемых не должно превышать 4 %.
 н 
н   н 
 100  4% .
 н 
(5.58)
5.3.4.2 Проверка прочности зубьев колеса на изгиб
Проверочный расчет зубьев червячного колеса на изгиб выполняется
по формуле
F 
2T2  kF  cos w  YF
  F  .
1, 3 m3 z2 q
(5.59)
Значение коэффициента формы зубьев Y F червячного колеса назначается в соответствии с таблицей 5.22 в зависимости от эквивалентного
числа зубьев z 2 по формуле
z2  z2 / cos 3  .
(5.60)
Таблица 5.22 – Значение коэффициента Y F формы зубьев
z 2 20
24
26
28
30
32
35
37
40
45
50
60
80 100 150
Y F 1,98 1,88 1,85 1,80 1,76 1,71 1,64 1,61 1,55 1,48 1,45 1,40 1,34 1,30 1,27
68
5.3.5 Проверка передачи при перегрузках
При кратковременных перегрузках возможны значительные пластические деформации или хрупкое разрушение зубьев червячного колеса.
Этого не произойдет, если будут выполнены следующие условия, определенные по формулам:
H max  H Т 2 max / T2  H max  ,
(5.61)
F max  F T2 max / T2  F max  ,
(5.62)
где T2 max – максимальный (пиковый) момент на червячном колесе при
перегрузке ( T2 max  k1 T2 ), если характер изменения нагрузки задан циклограммой и T2 max  T ДВ max u  при постоянной нагрузке;
T ДВ max – максимальный момент двигателя;
[ H max ], F max  – предельные допускаемые напряжения.
Предельные допускаемые контактные напряжения определяются
по формулам:
– для материалов группы 1 (мягких бронз с  В = 300 МПа)
H max   4Т ,


(5.63)
– для материалов группы 2 (твердых бронз и латуней с  В  350 МПа)
H max   2 T ,


(5.64)
– для материалов группы 3 (чугунов)
H max   1, 65 ВИ .


(5.65)
Предельные допускаемые напряжения изгиба определяются по
формулам:
– для бронз и латуней (материалы групп 1 и 2)
F max   0,8 T ,


(5.66)
– для чугунов (материалы группы 3)
F max   0, 6 ВИ .


(5.67)
5.3.6 Геометрические размеры элементов зацепления передачи (рисунок 5.7) определяют по формулам, приведенным в таблице 5.23.
69
Рис. 5.7 – Геометрические параметры червячной передачи
Таблица 5.23 – Геометрические параметры червячной передачи
Наименование
Червяк
Делительный диаметр
Начальный диаметр
Диаметр вершин витков
Диаметр впадин витков
Расчетная формула
d1=qm
dw1=m(q+2 x )
d a1 =d1+2m
df1=d1-2,4m
b1=(10+5,5 x +z1)m+c,
Длина нарезанной части червяка
где c=0 при x 0;
c=100m/z2 при x 0
Делительный угол подъема линии витков  =arc tg (z1/q)
Венец червячного колеса
Делительный диаметр
d2=dw2=mz2
Диаметр вершин зубьев
d a 2=d2+2m(1+ x )
Наибольший диаметр колеса
d aM 2  d a 2+6m/(z1+2)
Диаметр впадин зубьев
df2=d2-2m(1,2- x )
Ширина венца
b2=0,355 a w при z1=1; 2
b2=0,315 a w при z1=4
Радиусы закругления зубьев
R a =0,5d1-m
Rf=0,5d1+1,2m
Условный угол обхвата червяка венцом 2=2arc sin [b2/(d a 1 - 0,5m)]
колеса
70
5.3.7 Проверка редуктора на нагрев
Вследствие значительных потерь механической энергии в червячной
передаче происходит нагревание деталей передачи и смазочного материала. В результате нагрева резко ухудшаются свойства смазочного материала, понижается кпд передачи, растет тепловыделение и возникает
опасность заедания в зацеплении. Для предупреждения этого повреждения производится проверка редуктора на нагрев. Этот расчет
выполняется после разработки конструкции корпуса редуктора.
5.3.7.1 Рабочая температура масла
Для червячных передач, работающих в непрерывном или повторно-кратковременном режиме без искусственного охлаждения, определяют рабочую температуру масла t p и сравнивают с допустимой
t max  по формуле
t p  t 0  103 (1- ) P1 /[ kTA ( 1   ) ]  t max ,
(5.68)
где t 0 – температура окружающего воздуха, оС (при отсутствии специальных указаний принимается равной 20 оС); k Т – коэффициент теплопередачи корпуса, Вт/(м2  оС) (при естественном охлаждении в зависимости от циркуляции воздуха в помещении и масла в масляной ванне:
k Т = (8,7…17,5) Вт/(м2  оС). Большие значения k Т следует принимать:
при хорошей циркуляции воздуха; незагрязненной поверхности корпуса;
отсутствии внутри него ребер; интенсивной циркуляции и малой вязкости масла; А – площадь свободной поверхности охлаждения корпуса,
включая 70 % площади поверхности ребер и бобышек, м2 (определяется
либо непосредственным обмером разработанной конструкции, либо
приближенно по зависимости):
А  20  a 1w,7 ,
(5.69)
где a w – межосевое расстояние, м;  – коэффициент, учитывающий
теплоотвод в раму или плиту фундамента (при прилегании корпуса по
большой поверхности  = 0,3, при установке редуктора на бетонное основание его дно выключается из теплоотдачи и  = 0);  – коэффициент, учитывающий уменьшение тепловыделений в единицу времени
цикла работы передачи за счет перерывов и снижения нагрузки и определяемый по формуле
  t /  ( P2i t i / P2 ) = 1 /  (  i k i );
(5.70)
где  – кпд передачи (определение  см. п. 5.3.7).
71
Максимально допустимая температура нагрева масла в масляной
ванне редуктора t max   95 оС.
В случае невыполнения условия (5.68) должен быть предусмотрен
отвод избыточной теплоты. Это достигается оребрением корпуса (если
это ранее не предусматривалось), искусственной вентиляцией, установкой в масляной ванне змеевиков с охлаждающей жидкостью или другими устройствами.
5.3.7.2 Рабочая температура масла при наличии вентилятора
Рабочая температура при наличии вентилятора определяется по выражению
10 3 ( 1   )P1
t p  t0 
 t max ,
[ k T ( 0 ,7   )  0 ,3 k ТВ ] A
(5.71)
где k ТВ – коэффициент теплоотдачи части поверхности корпуса редуктора, обдуваемой вентилятором. Значение k ТВ назначают в зависимости
от частоты вращения вентилятора n B (таблица 5.23).
Таблица 5.23 – Значение коэффициента теплоотдачи
n B , об / мин
750
1000
1500
3000
Вт / м 2
17
21
29
40
k ТВ ,
о
С
5.3.7.3 Количество тепла, отводимого змеевиком
При искусственном охлаждении редуктора с помощью змеевика с
проточной водой количество тепла Q зм , Вт, отводимое змеевиком за 1
секунду, определяется по формуле
Q зм  P1( 1  )103  kT A( 1  )( tmax  t0 ).
(5.72)
Секундный расход воды W ВД , м3/с, необходимый для охлаждения,
определяется по формуле
WВД  Qзм /(  ВД С ВД   t ВД ) ,
где  t ВД =2…100С – повышение температуры воды в змеевике;
 ВД = 1000 кг/м3 – плотность воды;
С ВД =4,187103 Дж/(кг  оС) – теплоемкость воды.
72
Температура воды при выходе из змеевика определяется по формуле
t 2  t1   t ВД ,
(5.73)
где t1 – температура воды при входе в змеевик; обычно принимают
t1  t 2 = 20оС.
Выбрав по таблице 5.24 наружный диаметр трубы d н , находят скорость потока воды в трубе  ВД , м/с, по формуле
 ВД  W ВД /
( d н  2 ) 2
4  10 3
,
(5.74)
где  – толщина стенки трубы, мм.
Таблица 5.24 – Сортамент красномедных труб для змеевиков
Наружный диаметр
13
15
18
22
26
30
36
d н , мм (по ГОСТ
617-72)
Толщина стенки  ,
1,5
1,5
2,0
2,0
2,0
2,5
3,0
мм
Площадь наружной
поверхности 1 м
0,0041 0,047 0,056 0,069 0,082 0,094 0,13
2
трубы AT , м /м
Требуемая наружная поверхность охлаждения змеевика Азм , м2,
определяется по формуле
Азм  Q зм /( k зм   t ср ) ,
(5.75)
где  t ср – средний температурный перепад, определяемый по формуле
 t ср  0,5( t 2  t1 )  0,5 t ВД ;
(5.76)
k зм – коэффициент теплоотдачи змеевика, назначаемый по таблице 5.25.
Требуемая длина  трубки змеевика, м, определяемая по формуле
  Азм / АТ .
(5.77)
73
Разработка конструкции змеевика производится в зависимости от
размеров корпуса редуктора. Минимальный радиус оправки при изгибе
красномедных труб на 180о рекомендуется принимать более 1,5 d н .
Таблица 5.25 – Значение коэффициента теплоотдачи kзм змеевика из
красномедной трубки, Вт/ (м2  оС)
Окружная скорость червяка 1 , м/с
до 4
4…6
6…8
8…10
10…12
Скорость воды  ВД , м/с
0,1
146
153
162
168
174
0,2
157
163
174
180
186
0,4
165
174
186
195
203
5.7.7.4 Коэффициент полезного действия червячной передачи
После проведения проектного расчета определяют действительное
значение кпд передачи по формуле
 =  3  0  р  в.
(5.78)
5.7.7.4.1 Коэффициент полезного действия червячного зацепления
Коэффициент полезного действия червячного зацепления:
3 
tg  w
,
tg (  w   )
(5.79)
где   arc tg f – приведенный угол трения. В таблице 5.26 приведены
значения коэффициентов трения f и соответствующие им значения
приведенных углов трения  без учета потерь в подшипниках качения.
Поэтому при определении кпд передачи по формуле (5.78) следует принять  0 = 1.
74
Таблица 5.26 – Значение коэффициента f и углов трения 
Скорость
скольжения
 S , м/с
0,01
0,05
0,10
0,25
0,50
1,0
1,5
2,0
2,5
3
4
5
8
10
15
24
Материал венца червячного колеса
Группа 1
Группа 2
Группа 3
Твердость поверхностей витков червяка
Остальные
Остальные
HRC  45
HRC  45
HRC  45
случаи
случаи
f
f
f
f
f





0,110 6017/ 0,120 6051/ 0,180 10012/ 0,180 10012/ 0,190 10045/
0,090 5009/ 0,100 5043/ 0,140 7058/ 0,140 7058/ 0,160 9005/
0,080 4034/ 0,090 5009/ 0,130 7024/ 0,130 7024/ 0,140 7058/
0,065 3043/ 0,075 4017/ 0,100 5043/ 0,100 5043/ 0,120 6051/
0,055 3009/ 0,065 3043/ 0,090 5009/ 0,090 5009/ 0,100 5043/
0,045 2035/ 0,055 3009/ 0,070 4000/ 0,070 4000/ 0,090 5009/
0,040 2017/ 0,050 2052/ 0,060 3026/ 0,060 3026/ 0,080 4034/
0,035 2000/ 0,045 2035/ 0,055 3009/ 0,055 3009/ 0,070 4000/
0,030 1043/ 0,040 2017/ 0,050 2052/
–
–
–
–
0
/
0
/
0
/
0,028 1 36 0,035 2 00 0,045 2 35
–
–
–
–
0,024 1022/ 0,031 1047/ 0,040 2017/
–
–
–
–
0
/
0
/
0
/
0,022 1 16 0,029 1 40 0,035 2 00
–
–
–
–
0,018 1002/ 0,026 1029/ 0,030 1043/
–
–
–
–
0
/
0
/
0
/
0,016 0 55 0,024 1 22 0,025 1 26
–
–
–
–
0,014 0048/ 0,020 1009/
–
–
–
–
–
–
0
/
0,013 0 45
–
–
–
–
–
–
–
–
Шероховатость поверхности витков червяка должна быть по Ra от
1,25 до 0,32 мкм по ГОСТ 2309–73.
Если проектируется самотормозящая передача, то необходимо выполнить условие
 w  .
(5.80)
5.7.7.4.2 Определение коэффициента  р
Коэффициент  р, учитывающий потери мощности на разбрызгивание
и размешивание смазки, определяется по формуле
 р  1  0 ,75 b  t /( 10 3 P1 ) ,
(5.81)
75
где  – окружная скорость погруженной в масло нарезанной части червяка 1 или червячного колеса  2 , м/с, определяемая по формуле
1 
 d1 n1
;
60  1000
(5.82)
b – длина нарезанной части червяка b1 или ширина венца b2 , мм (см.
таблицу 5.22);  t – кинематическая вязкость масла, м2/с (определяется в
соответствии с таблицами 5.27 и 5.28).
Таблица 5.27 – Кинематическая вязкость масла
Скорость
сколь- (0…1)* (0…2,5)*
жения
 s , м/с
Кинематическая
вязкость
масла
 t  1006
м2/с при
50 °С
450
300
(при
100 °С)
(55)
(35)
(0…5)**
5…10
180
120
10…15 15…25
80
65
Свыше 25
65
(12)
–
–
–
СтруйПод давлением, МПа
ный
Способ
Окунанием
или
смазки
0,07
0,20
0,30
окунанием
П р и м е ч а н и е – * – тяжелые условия работы; ** – средние условия работы
76
(20)
Таблица 5.28 – Масла, применяемые в червячных передачах
Масло
Цилиндровое 24
(вискозин)
Цилиндровое 52
(вапор)
Трансмиссионное
автотрактороное
летнее
(нигрол летний)
Трансмиссионное с
присадкой, летнее
Тракторное АК–15
(автол 18)
АвтотракторноеАКЗп–10
40
Вязкость масла при t 0С  t 10-6, м2/с
50
60
70
80
90
100
110
550
270
140
76
48
35
24
17
1400
680
360
200
129
78
56
38
850
400
220
95
65
47
32
23
850
400
220
95
65
47
32
23
230
115
70
43
28
22
16
12
68
44
30
22
16
13
9
4
При больших окружных скоростях червяка ( 1  5 м/с) рекомендуется
червяк располагать над колесом, а при 1  10 м/с принять циркуляционную смазку поливанием.
Коэффициент  в, учитывающий потери мощности на привод вентилятора, определяется по формуле
 в =1-(4,5 D B5 / 10 14 P1 ) /( n1 / 1500 )3 ,
(5.83)
где D B – наружный диаметр крыльчатки вентилятора, мм
D B  ( 0 ,6...0 ,8 ) d 2 .
(5.84)
5.7.8 Конструирование червячных колес и червяков
В целях экономии дорогостоящих антифрикционных материалов червячные колеса чаще всего изготавливают составными: центр из серого
чугуна или стали, зубчатый венец – из бронзы. Соединение венца с центром должно обеспечить передачу большого крутящего момента. Конструкция колеса и способ соединения зависит от объема выпуска и диктуется экономической целесообразностью. При индивидуальном и мелкосерийном производстве и небольших размерах колес ( d aM 2  300 мм)
зубчатые венцы соединяют с центром посадкой с натягом. При постоян77
ном направлении вращения червячного колеса на наружной поверхности
центра делают буртик, воспринимающий осевую силу. В соединениях с
относительно небольшим натягом между центром и венцом устанавливают винты. При больших размерах колес ( d aM 2  300 мм) крепление венца к центру можно осуществлять болтами (рисунок 5.8), поставленными
без зазора. Необходимо в этом случае надежное стопорение гайки от самоотвинчивания. Пружинные шайбы применять не рекомендуется.
Рисунок 5.8 – Конструкция червячных колес
в мелкосерийном производстве
Вследствие малой частоты вращения червячных колес, их балансировку не проводят. Поэтому нерабочие поверхности оставляют необработанными. Острые кромки на торцах винта притупляют фасками
f 0,5 m с округлением до стандартного значения. Размеры других конструктивных элементов:
S 2 m +0,05 b2 ; S 0 1,25; C =(1,2…1,3) S 0 ; h 0,15 b2 ; t 0,8 h .
При серийном производстве экономически выгодно применять
наплавленный венец. При этом снижаются требования к точности обработки сопрягаемых поверхностей венца и центра, не требуется крепление винтами, не нужны прессы для их соединения. Для этого центр колеса, нагретый до 700…800 оС, закладывают в металлическую форму
(кокиль), которую перед заливкой расплавленной бронзой подогревают
до 150…200 оС. После заливки и остывания между центром и венцом
возникает натяг, вызываемый усадкой затвердевающего жидкого металла венца. Для улучшения сцепления венца с центром обод последнего
выполняют по одному из вариантов, приведенных на рисунке 5.9.
78
b
d  ( 0 ,4...0 ,5 )b
( 0 ,3...0 ,4 ) d
A A
A
Рисунок 5.9 – Конструкция червячных колес в серийном
производстве
Толщину S наплавленного венца принимают: S =2 m .
Червяки чаще всего выполняют вместе с валом. При конструировании червяка желательно предусматривать свободный выход инструмента при нарезании и шлифовании витков и необходимую величину упорного заплечика для подшипников (рисунок 5.10).
20 о
а
б
20 о
20 о
b1
20 о
в
b1
L
Рисунок 5.10 – Конструкция червяков
79
На рисунке 5.10, а, б диаметр вала червяка перед нарезанной частью
удовлетворяет условию свободного выхода инструмента при обработке
витков. При относительно малом диаметре червяк приходится выполнять по рисунку 5.10, в. Для выхода инструмента длину нарезанной части с каждой стороны червяка необходимо увеличить на (2…3) m .
6 РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Рекомендуемая литература: [1, глава 10]; [2, глава 15]; [5].
Для поддержания вращающихся деталей и для передачи крутящего
момента от одной детали к другой в механических передачах используют прямые валы в форме тел вращения, устанавливаемые в подшипниковых опорах. Валы относятся к числу наиболее ответственных деталей
машин, так как нарушение формы вала или его разрушение может повлечь за собой выход из строя всего технического устройства. Исходя из
этого, к валам предъявляются высокие требования по работоспособности, надежности, технологичности, экономичности. Работоспособность
валов машин общего назначения, как правило, должна удовлетворять
критериям прочности и жесткости.
6.1 Выбор материалов и термической обработки
Выбор материалов и термической обработки валов определяется
критериями их работоспособности, в том числе критериями работоспособности цапф с опорами. В случае применения опор скольжения указанный выше выбор может быть определяющим.
Основными материалами для изготовления валов служат углеродистые
и легированные стали, обладающие высокими механическими характеристиками, способностью к упрочнению и технологичностью изготовления.
Прямые валы для средних нагрузок изготавливают без термообработки из углеродистых сталей: 25, 30, 35, СТ3, СТ4, СТ5. В некоторых случаях
применяются стали: 40, 45, 40Х, 40ХН с улучшенной термообработкой.
Для высоконагруженных валов ответственных машин применяют легированные стали: 40ХН, 40ХН2М2, 30ХГТ, 30ХГСА и др. Валы из этих сталей
обычно подвергают улучшению: закалке с последующим высоким отпуском или поверхностной закалке с нагревом ТВЧ и низким отпуском.
80
Быстроходные валы, вращающиеся в подшипниках скольжения, требуют высокой твердости цапф. Их изготавливают из цементируемых
сталей 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ или азотируемых сталей типа 38Х2МЮА.
Если шестерня изготавливается заодно с валом (вал-шестерня), то
материал вала такой же, как у шестерни.
Участки валов в местах установки уплотнений рекомендуется подвергнуть термообработке на глубину 0,3…0,4 мм до твердости 45…48 НRС.
6.2 Проектный расчет валов
Исходными данными при проектном расчете обычно являются: крутящий момент Т или мощность Р и частота вращения n; нагрузка и размеры основных деталей, расположенных на валу (например, зубчатых
колес, шкивов, муфт и др.). Основной расчетной нагрузкой являются изгибающий М и крутящий Т моменты. Влияние сжимающих и растягивающих сил обычно незначительно и, как правило, не учитывается.
При выполнении проектного расчета необходимо знать конструкцию
вала (места приложения нагрузок, расположение деталей, опор и т.п.).
В то же время разработка конструкции невозможна без, хотя бы приближенной, оценки его диаметра. С этой целью предварительно определяют средний диаметр вала d* из расчета только на кручение по пониженным (условным) допускаемым напряжениям [  ]. Эти напряжения
косвенно учитывают напряжения изгиба, влияние концентраторов
напряжений и характера нагрузки, которые на данном этапе не известны:
d   3 T / ( 0, 2[] ) ,
(6.1)
где Т – крутящий момент, передаваемый валом, Нмм.
Обычно принимают [  ]= 20…30 МПа – для трансмиссионных валов и
[  ] = 12…15 МПа – для редукторных и других аналогичных валов.
После определения среднего диаметра вала разрабатывают
конструкцию и выполняют проверочные расчеты.
6.3 Конструирование валов
Конструкция вала (форма в осевом сечении) определяется характером изменения нагрузки по длине, т.е. размерами деталей, которые располагаются на валу, технологией изготовления и сборки.
81
В большинстве случаев валы выполняют ступенчатыми. Эта форма
удобна в изготовлении и сборке. Уступы валов могут воспринимать
большие осевые силы. Желательно, чтобы каждая насаживаемая на вал
неразъемная деталь (ступица колеса, втулка, подшипник качения и т.п.)
проходила по валу до своей посадочной поверхности без натяга в целях
предупреждения повреждения поверхностей и ослабления посадок.
Посадочные поверхности под ступицы деталей, насаживаемых на
вал, выполняют цилиндрическими или коническими. Основное применение имеют цилиндрические поверхности, как более простые. Конические
поверхности применяют для облегчения постановки на вал и снятия с
него тяжелых деталей, для обеспечения заданного натяга и для повышения точности центрирования деталей. Диаметры посадочных поверхностей под ступицы колес, шкивов, звездочек, муфт, подшипников в целях обеспечения взаимозаменяемости назначают
из стандартного ряда посадочных размеров (см. приложение А3).
При конструировании ступенчатого вала следует стремиться к минимальному числу ступеней, так как это сокращает число переходов и номенклатуру режущего и измерительного инструмента, более того, обеспечивает технологичность и экономичность конструкции.
Перепад диаметральных размеров ступеней вала должен обеспечить
согласование размеров со стандартными значениями посадочных поверхностей ступиц и подшипников и достаточную опорную поверхность
для восприятия осевых сил при заданных размерах переходных поверхностей (радиусов закругления кромок, размеров фасок) и условия сборки. Перепад диаметров должен быть минимальным, но достаточным
для удовлетворения приведенных выше требований.
Передача осевых нагрузок на валы от насаженных на них деталей и
их фиксирование в осевом направлении осуществляется следующими
способами:
1) тяжелые нагрузки – упором деталей в уступы на валу (буртики, заплечики), посадкой деталей с натягом;
2) средние нагрузки – гайками, штифтами;
3) легкие нагрузки – стопорными винтами, пружинными кольцами,
клеммовыми соединениями.
Для передачи крутящих моментов применяют шпоночные, шлицевые
и другие соединения.
Диаметр dВ* выходных концов валов определяют по формуле (6.1).
Если быстроходный вал редуктора приводится во вращение валом электродвигателя через стандартную муфту, то диаметр выходного конца
вала должен быть согласован с диаметром dДВ вала электродвигателя:
82
dВ* =(0,8…1,0) dДВ.
(6.2)
В конструкции ступенчатого вала условно выделяют: концевые участки, участки перехода от ступени к ступени, места посадки подшипников,
уплотнений и деталей, передающих вращательное движение.
Концевые участки выполняют цилиндрическими (рисунок 6.1) или
коническими (рисунок 6.2).
Рисунок 6.1 – Цилиндрические концы валов
Рисунок 6.2 – Конические концы валов
Окончательно размеры выходных концов валов округляют в ближайшую сторону до стандартных величин (в соответствии с таблицами 6.1
или 6.2).
83
Таблица 6.1 – Концы валов цилиндрические по ГОСТ 12080 – 66
В миллиметрах
1-й
ряд
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
50
L
2-й
ряд
j6
(k6)
70
80
90
100
110
125
84
Исполнение
R
c
L1
L2
d1
1
30
40
2
25
28
1,0
0,6
30
40
18
28
М8  1
М10  1,25
50
36
1,6
1,0
50
36
М12  1,25
60
42
60
42
М16  1,5
80
58
80
58
М20  1,5
19
24
30
35
2,0
1,6
k6
38
М24  2
42
48
110
82
110
2,5
53
55
60
Поле
допуска
d
63
65
75
85
95
105
120
82
М30  2
М36  3
2,0
m6
140
105
170
130
210
165
140
3,0
2,5
170
105
М42  3
130
М48  3
М56  4
Таблица 6.2 – Концы валов конические (ГОСТ 12081–72) с конусностью 1:10
В миллиметрах
d
L1
L2
d2
1-й 2-й Исполнение Исполнение
ряд ряд
…
14
16
18
1
2
1
30
40
28
18
28
2
16
19
20
22
50
36
36
22
24
25
28
30
60
42
42
24
80
58
58
36
32
35
36
38
40
110
82
82
54
42
45
48
50
55
56
60
140
105
105
70
63
65
70
71
75
80
170
130
130
90
85
90
95
100
110
210
120
125
,,,
165
165
120
Исполнение
1
2
13,1
14,6
16,6
17,6
18,2
20,2
22,2
22,9
25,9
27,1
29,1
32,1
33,1
35,1
35,9
37,9
40,9
43,9
45,9
50,9
51,9
54,7
57,7
59,7
64,7
65,7
69,7
73,5
78,5
83,5
88,5
91,7
101,7
111,7
116,7
15,2
17,2
18,2
18,9
20,9
22,9
23,8
26,8
28,2
30,2
33,2
34,2
36,2
37,3
39,3
42,3
45,3
47,3
52,3
53,3
56,5
59,5
61,5
66,5
67,5
71,5
75,5
80,5
85,5
90,5
94,0
104
114
119
b
h
t
d3
d4
3
3
1,8
М8  1
М10  1,25
М4
4
4
2,5
М12  1,25
М6
М16  1,5
М8
М20  1,5
М10
5
6
5
6
3,0
3,5
М24  1,5
10
8
М5
М12
5,0
М30  2
12
М16
М36  3
14
9
М20
5,5
16 10 6,0
М42  3
18 11 7,0
М48  3
М24
20 12 7,5
М56  4
М30
22 14 9,0
М64  4
25
28 16
10
М72  4
М80  4
М90  4
М36
М42
М48
85
Переходные участки между ступенями валов являются концентраторами напряжений. С целью снижения уровня концентрации напряжений переходные участки между двумя ступенями различных диаметров
выполняют следующих типов:
1) С канавкой для выхода шлифовального круга.
Размеры и форма канавок регламентированы ГОСТ 8820-69 (см. рисунок 6.3 и таблицу 6.3). Канавки выполняют на валах, диаметры которых определяются условиями жесткости (например, на валах коробок
передач), и на концевых участках валов, на которых изгибающие моменты не велики. Канавки также нужны на концах участков с резьбой для
выхода резьбонарезного инструмента (таблица 6.4).
Таблица 6.3 – Размеры канавок
b
В миллиметрах
d1
R
R1
dВАЛ
3,0
dВАЛ – 0,5
1
0,5
5,0
dВАЛ – 1,0
1,6
0,5
2,0
1,0
10…50
50…100
более 100 8,0
Рисунок 6.3 – Канавки для выхода
шлифовального круга
Таблица 6.4 – Проточки для выхода резьбонарезного инструмента
(ГОСТ 10549-80)
В миллиметрах
Шаг
резьбы
1
1,25
1,5
1,75
2
2,5
3
86
d3
b
3
4
5
6
r
1
r1
0,5
1,6
1,0
b
3,6
4,4
4,6
5,4
5,6
7,3
7,6
r
2
2,5
2,5
3
3
4
d – 1,5
d – 1,8
d – 2,2
d – 2,5
d – 3,0
d – 3,5
d – 4,5
2) С переходной поверхностью – галтелью постоянного радиуса
или специальной формы.
Скругленный переход (таблица 6.5) выполняют в тех случаях, когда
по условиям прочности нельзя допускать высоких уровней концентрации
напряжений. В этом случае требуется специальная заправка шлифовального круга по радиусу галтели, а это усложняет производство.
Переходная поверхность специальной формы значительно понижает
концентрацию напряжений, но технологически трудоемка. Ее применение целесообразно в ответственных конструкциях.
Таблица 6.5 – Размеры радиусов галтелей и фасок
В миллиметрах
Диаметр d
Радиус R Фаска с
Свыше 18 до 30
1,6
2,0
Свыше 30 до 50
2,0
2,5
Свыше 50 до 80
2,5
3,0
Свыше 80 до 120
3,0
4,0
Разность диаметров соседних участков вала должна обеспечивать восприятие осевых усилий и фиксацию деталей в осевом
направлении и исключить кромочный контакт сопрягаемых деталей. Ширина упорного пояска k должна быть не менее 1…2 мм в
зависимости от величины нагрузки и размера вала. Исходя из
этого, минимальный диаметр буртика (заплечика) d1 , или наружный диаметр дистанционной втулки, обеспечивающий точность положения деталей и передачу больших осевых усилий,
должен удовлетворять условию
d1*  d+2(c+k),
(6.3)
где с – величина фаски насаживаемой детали в соответствии с таблицей 6.5.
Соседним с концевым является участок вала для установки
подшипников качения. В случае назначения выходного конца вала цилиндрическим (см. рисунок 6.1) диаметр dП вала для установки подшипников должен быть в соответствии с формулой (6.3) равен:
dП*  dВ+2(с+k)
(6.4)
87
и, по возможности, допускать установку или снятие подшипника без
съема призматической шпонки в соответствии с рисунком 6.4:
dП**  dВ+2t2+1 мм,
(6.5)
где t2 – глубина шпоночного паза в ступице в соответствии с таблицей 6.8.
Рисунок 6.4 – Переходной участок выходного конца вала
В случае назначения выходного конца вала коническим (см. рисунок 6.2) диаметр вала в месте установки подшипника назначают аналогично:
dП*  d2+2t2+1мм,
(6.5а)
где d2 = d-0,05L.
Полученные значения dП* округляют до ближайшего стандартного
диаметра внутреннего кольца подшипника качения из ряда: … 10, 12,
15, 17, 20, далее до 110 мм через 5 мм и далее до 200 мм через 10 мм.
Входные (быстроходные) валы имеют участки, на которых нарезают зубья шестерен цилиндрических или конических зубчатых передач
и червяков.
На входном валу цилиндрической передачи зубья шестерен нарезают на промежуточном между опорами участке (см. рисунок 6.5).
Диаметр его определяется чаще всего размером dБП, значение которого
находят из условия надежного контакта заплечика и внутреннего кольца подшипника.
Размеры заплечиков dБП валов для подшипников назначают по рекомендациям МН 389–65 в соответствии с таблицей 6.6.
Конструкция вала зависит от соотношения геометрических размеров
шестерни и прилегающих к ней участков.
При небольших передаточных числах и относительно большом межосевом расстоянии диаметр df1 окружности впадин шестерни больше
диаметра dБП вала (в соответствии с рисунком 6.5, а). При больших передаточных числах и относительно малых межосевых расстояниях диаметр df1 шестерни может оказаться меньше диаметра dБП. Тогда кон88
струкцию вала выполняют по одному из вариантов, показанных на рисунках 6.5, б–д, предусматривая участки для выхода фрезы, нарезающей зубья длиной  вых, определяемой графически.
Таблица 6.6 – Размеры заплечиков валов для подшипников (МН 389–65)
В миллиметрах
Размеры заплечика dБП
Диаметр
для подшипников радиальдля подшипников роликовнутреннего ных и радиально-упорных
вых конических однорядкольца подшариковых и роликоподных
шипника
шипников
d = dП
легкая
средняя
легкая
средняя
серия
серия
серия
серия
20
26
27
26
28
25
31
32
32
32
30
36
37
36
37
35
42
44
42
44
40
47
49
48
50
45
52
54
52
55
50
57
60
58
60
55
64
65
65
65
60
69
72
70
72
65
74
77
75
77
70
79
82
80
82
75
84
87
85
87
80
90
92
90
92
85
95
99
95
99
90
100
104
100
105
95
107
109
108
110
100
112
114
112
115
Если диаметр df1 окружности впадин шестерни превышает диаметр
dБП более чем в 2,5 раза, то шестерню целесообразно выполнять съемной. Тогда конструкция входного вала будет аналогична конструкции выходного вала редуктора (см. ниже).
Если наружный диаметр d a1 шестерни оказывается меньше диаметра dБП, то обтачивают весь вал в средней части по диаметру шестерни (в
соответствии с рисунком 6.5, в), выполняя буртики так, как показано на
рисунке 6.5, г), либо между нарезанной частью и торцом вала выполняют конические участки (в соответствии с рисунком 6.5, д).
89
Участок выхода фрезы разрешается распространять на торец вала, в
который упирается подшипник качения (в соответствии с рисунком 6.5, г).
Длину  ВЫХ определяют графически, при этом учитывая диаметр фрезы в
соответствии с таблицей 6.7.
Рисунок 6.5 – Конструкции быстроходного вала цилиндрической передачи
Диаметр Dф фрезы принимают в зависимости от модуля m в соответствии с таблицей 6.7.
90
Таблица 6.7 – Диаметр фрезы
В миллиметрах
Степень
точности
передачи
7
8…10
2,0…2,25
90
70
Диаметр фрезы Dф при модуле m
модуль m
2,5…2,75 3,0…3,75
4,0…4,5
100
112
125
80
90
100
5,0…5,5
140
112
Конструкцию входного вала конической передачи выполняют в
соответствии с рисунком 6.6, располагая шестерню консольно относительно подшипниковых опор. Регулирование подшипников в этом случае
производят перемещением по валу правого подшипника при помощи
гайки, которую стопорят после регулировки многолапчатой шайбой.
Рисунок 6.6 – Конструкции вала шестерни конической:
а) dfe1  d3; б) dfe1  d3; в) dfe1  d3
91
Промежуточные валы многоступенчатых валов (рисунок 6.7)
не имеют концевых участков. Диаметр dк посадочного места колеса
назначают равным среднему расчетному, определенному по формуле
(6.1) и принятому по ГОСТ 6636-69 [7]. Диаметр посадочного места подшипника с целью облегчения посадки колеса на вал назначают в следующих пределах:
dП* = dК – (5 …10) мм
(6.6)
и принимают равным размеру d внутреннего кольца подшипника.
Рисунок 6.7 – Конструкции промежуточного вала
Диаметральные размеры дистанционной втулки назначают из условия надежного контакта ее торцов с колесом и внутренним кольцом
подшипника. В случае установки втулки переходной участок между ступенями вала выполняют галтелью. При этом между буртиком вала и
торцом втулки должен быть предусмотрен зазор 1 … 2 мм.
В зависимости от размеров шестерни конструкцию вала выполняют в
соответствии с рисунком 6.7, а (df1≥dБК) или с рисунком 6.7, б (df1dбк).
Участок выхода фрезы допускается распространять на торцы вала,
контактирующие с колесом или внутренним кольцом подшипника.
Конструкция тихоходного выходного вала аналогична конструкции быстроходного. Отличие заключается только в том, что колеса
больших размеров выполняют отдельно от вала. Валы, по возможности,
следует конструировать гладкими, с минимальным числом уступов.
В индивидуальном и мелкосерийном производстве валы изготавливают
с буртами для упора колес в соответствии с рисунком 6.8. Размеры буртов не следует значительно завышать, так как возрастут потери материала, что нежелательно для индивидуального и мелкосерийного производства при изготовлении вала из круглого проката.
Рисунок 6.8 – Конструкция тихоходного вала
92
6.4 Шпоночные соединения
Для соединения вала с деталями, передающими вращающий момент,
применяют шпоночные, шлицевые соединения и посадки с натягом.
В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки (таблица 6.8), изготовленные из
чистотянутой стали с пределом прочности В ≥600 МПа. Размеры поперечного сечения шпонки (bh) назначают по ГОСТ 23360–78 в зависимости от диаметра d посадочного участка вала. Длину  шпонок выбирают
таким образом, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой
детали на 5…10 мм, и соответствовала бы ряду стандартных длин в соответствии с примечанием 1 таблицы 6.8.
Для повышения технологичности конструкции переходные
участки (радиусы галтелей, ширину канавок, размеры фасок) на
одном валу желательно принимать одинаковыми. Если на валу
предусмотрено несколько шпоночных канавок, то для удобства
фрезерования их располагают на одной образующей вала и выполняют одной ширины, выбранной по меньшему диаметру вала.
Таблица 6.8 – Шпоночные соединения с призматическими шпонками
(ГОСТ 23360 – 78.)
В миллиметрах
Диаметр вала d
Свыше 12 до 17
«
17 « 22
«
22 « 30
«
30 « 38
«
38 « 44
Сечение шпонки
b
h
5
5
6
6
8
7
10
8
12
Глубина паза
вала t1
ступицы t2
3
2,3
3,5
2,8
4
3,3
5
3,3
Длина

10…56
14…70
18…90
22…110
28…140
93
Продолжение таблицы 6.8
Сечение шпонки
Глубина паза
Длина
Диаметр вала d

вала t1
ступицы t2
b
h
«
44 « 50
14
9
5,5
3,8
36…160
«
50 « 58
16
10
6
4,3
45…180
«
58 « 65
18
11
7
4,4
50…200
«
65 « 75
20
12
7,5
4,9
56…220
«
75 « 85
22
14
9
5,4
63…250
«
85 « 95
25
70…280
Примечания
1. Длины призматических шпонок  выбирают из следующего ряда:
10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80,
90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250.
2. Пример условного обозначения шпонки исполнения 1: размеры
b = 16 мм, h = 10 мм,  = 50 мм: Шпонка 161050 ГОСТ 23360 – 78
6.5 Выбор типа подшипника
В соответствии с установившейся практикой проектирования и
эксплуатации машин тип подшипника назначают, исходя из следующих рекомендаций:
 для опор валов цилиндрических редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники (рисунок 6.9, а).
При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве
опор применяют также подшипники конические радиально-упорные в соответствии с рисунком 6.9, г;
 конические червячные колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники обладают малой жесткостью. Поэтому в силовых передачах
для опор конических и червячных колес применяют конические роликовые подшипники;
 для опор валов конической шестерни также применяют конические роликовые подшипники. При высоких частотах вращения валашестерни ( n  1500 об/мин) применяют подшипники шариковые радиально-упорные в соответствии с рисунком 6.9, б;
 опоры червяка в силовых передачах нагружены значительными
осевыми силами. Поэтому в качестве опор применяют в основном конические роликовые подшипники. При длительной непрерывной работе
червячной передачи, с целью снижения тепловыделений, в качестве
94
опор вала-червяка применяют шариковые радиально-упорные подшипники в соответствии с рисунком 6.9, б;
 для опор плавающих валов шевронных передач применяют радиальные подшипники с коротким цилиндрическим роликом в соответствии с рисунком 6.9, в.
Рисунок 6.9 – Подшипники качения
Предварительно выбирают подшипники легкой серии в зависимости от диаметра d П посадочной поверхности вала. Основные размеры
и механические характеристики подшипников приведены в приложениях В1–В4. На рисунке 6.9 изображены конструкции некоторых подшипников и приведены рекомендации по назначению размеров, необходимых для вычерчивания.
В пояснительной записке необходимо выполнить эскиз выбранного
подшипника, привести условное обозначение по соответствующему
стандарту, его основные размеры и паспортные характеристики.
В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы от осевых
перемещений. По способности фиксировать осевое положение вала
опоры разделяют на фиксирующие и плавающие. В фиксирующих опорах осевое перемещение ограничивается в обоих направлениях, а в
плавающих опорах осевое перемещение вала не ограничивается.
Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевую нагрузки, а
плавающая опора – только радиальную.
На рисунке 6.10 показаны основные способы осевого фиксирования
валов. В схемах «а» и «в» фиксирование осуществляется в одной опоре;
в схеме «а» – одним радиальным подшипником, в схеме «в» – двумя ра95
диальными или радиально-упорными подшипниками. Эти схемы применяют при любом расстоянии l между опорами. Схема «в» характеризуется большей жесткостью фиксирующей опоры. Схему «а» применяют в
редукторах для валов цилиндрических передач. Осевую фиксацию по
схеме «в» применяют в цилиндрических, конических зубчатых и червячных передачах. В плавающей опоре применяют радиальные подшипники.
Рисунок 6.10 – Способы осевого фиксирования валов
Подшипники обеих опор должны быть нагружены по возможности
равномерно. Поэтому, если опоры нагружены, кроме радиальной, еще и
осевой силой, то в качестве плавающей опоры выбирают опору, нагруженную бóльшей радиальной силой. Для компенсации температурных
деформаций валов в качестве плавающей опоры выбирают менее
нагруженную опору.
В схемах «б» и «г» осевое фиксирование осуществляется в двух
опорах, причем в каждой опоре в одном направлении. Чтобы в результате температурной деформации не происходило защемление вала в опорах, по схеме в «враспор» предусматривают зазор s  0, 2...0,5 мм.
Эту схему применяют при относительно коротких валах с отношением
d  6...8 . Меньшие значения относятся к роликовым, бóльшие – к шариковым радиально-упорным подшипникам.
При схеме «г» «врастяжку» значение отношения d  8...10 . Более
длинные валы устанавливать по схеме «г» не рекомендуется, так как
вследствие температурной деформации вала могут появиться большие
осевые зазоры, недопустимые для радиально-упорных подшипников.
96
7 ПРОЕКТИРОВАНИЕ СТАКАНОВ И КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ
Рекомендуемая литература: [1, глава 8]; [5].
В стаканах обычно располагают подшипники качения фиксирующей
опоры вала-червяка и опоры вала конической шестерни. Стаканы для
подшипников вала конической шестерни перемещают при сборке для
регулирования осевого положения конической шестерни путем постановки металлических прокладок необходимой толщины.
Конструкцию стакана в соответствии с рисунком 7.1 определяет схема расположения подшипников. Стаканы обычно выполняют литыми из
чугуна СЧ15.
Рисунок 7.1 – Конструкция стаканов
Толщину  стенки, диаметр d и число n винтов крепления стакана к
корпусу назначают в зависимости от диаметра D наружного кольца подшипника, устанавливаемого в стакан.
Таблица 7.1 – Стаканы для установки подшипников
D, мм
, мм
d, мм
n
Менее 50
4…5
6
4
50…62
5…7
6
4
63…95
7…9
8
4
100…145
9…11
10
6
150…200
11…13
12
6
Толщина 1 упорного буртика и толщина 2 фланца: 1; 21,2.
Координаты отверстий под винты крепления стакана: c  d ;
h  1,0...1, 2  d . Минимальный диаметр фланца Dф  Da   4, 0...4, 4  d .
97
Высоту t упорного буртика согласуют с размерами фаски наружного
кольца подшипника и возможностью его демонтажа винтовым съемником.
Для обеспечения сопряжения торцов стакана и корпуса по плоскости, а также перед буртиком стакана, по торцам которого устанавливаются подшипники, выполняют канавку шириной b в соответствии с рисунком 6.3, а; размеры – в соответствии с таблицей 6.3.
Крышки подшипников выполняют функции защиты от внешней
среды, регулировки зацепления передач и осевого фиксирования валов. Крышки изготавливают из чугуна СЧ15. Различают крышки привертные и закладные. Привертные крышки стандартизованы
(см. приложения Г1–Г3). Их подбирают в зависимости от размера D
наружного кольца подшипника.
Форма крышки зависит от конструкции опоры. Когда торец вала не
выступает за пределы подшипника, то поверхность крышки – плоская.
Если торец вала выступает за пределы подшипника, то крышку выполняют выпуклой (в соответствии с рисунком 7.2, а и б).
Рисунок 7.2 – Крышки подшипников привертные
Положение крышки при сборке определяется ее фланцем. Поясок с
центрирующей цилиндрической поверхностью делают небольшим, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса:  1, 2...1,5  b , где
b – ширина канавки (см. таблицу 6.3).
Определяющим при конструировании крышки, так же как и стакана,
является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Толщину 
стенки, диаметр d и число винтов n крепления крышки к корпусу назначают в зависимости от D в соответствии с таблицей 7.2.
98
Таблица 7.2 – Привертные крышки подшипников
D, мм
, мм
d, мм
n
50…62
5
6
4
63…95
6
8
4
100…145
7
10
6
150…220
8
12
6
Размеры конструктивных элементов крышек (см. рисунок 7.2):
11,2; 2=(0,9…1,0); cd; Dф=D+(4,0…4,4)d.
В сквозных крышках предусмотрена полость в соответствии с рисунком 7.2, в для установки манжетного уплотнения. Размеры полости
определяются размерами уплотнения: DM ; d M и hM (см. ниже)
При установке в крышке манжетного уплотнения предусматривают
2–3 отверстия диаметром 3…4 мм для удаления изношенной манжеты.
Форма фланцев в крышке соответствует форме платика корпусной
детали. Чаще всего фланцы крышек выполняют круглой формы.
На рисунке 7.3 показаны основные размеры закладных крышек.
Рисунок 7.3 – Крышки подшипников закладные
Закладные крышки (см. рисунок 7.3) широко применяются в редукторах, имеющих плоскость разъема корпуса по осям валов. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку,
и не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями.
Толщину  стенки принимают в соответствии с таблицей 7.2 в зависимости от диаметра D отверстия под подшипник. Размеры других элементов крышки: 1   0,9...1,0   ; s   0,9...1,0   ; с  0,5s ;  2,5b .
Размеры полости для установки манжетного уплотнения в соответствии с рисунком 7.3, в в сквозных крышках назначают в зависимости от
размеров DМ и hМ стандартной манжеты, выбираемой для уплотнения
участка вала, выходящего из редуктора.
99
8 УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
Рекомендуемая литература: [1, подраздел 11.4]; [4, глава 17]; [5].
Уплотнительные устройства применяют для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для их
защиты от попадания извне пыли, грязи и влаги. В редукторостроении
при смазывании подшипников густым и жидким материалом при
окружных скоростях вала до 20 м/с широкое применение нашли манжетные уплотнения.
Резиновая армированная манжета в соответствии с рисунком 8.1 состоит из стального каркаса, представляющего собой кольцо Г-образного
сечения, завулканизированного в корпус из маслобензостойкой резины,
и браслетной пружины. Каркас придает манжете жесткость и обеспечивает ее плотную посадку в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты и
образует с поверхностью вала рабочую кромку шириной 0,4…0,6 мм.
Манжеты, предназначенные для работы в засоренной среде, снабжены
«пыльником» в соответствии с рисунком 8.1, б.
Рисунок 8.1 – Манжеты резиновые армированные
Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса,
это обеспечивает хороший доступ смазочного материала к рабочей
кромке. При высоком уровне масла ставят рядом две манжеты в соответствии с рисунком 8.1, в или одну с пыльником. Свободное пространство между манжетами, а также между рабочими кромками манжеты и
пыльника заполняют при сборке пластичным смазочным материалом.
Манжеты выбирают по стандарту в зависимости от диаметра d участка вала, который они уплотняют.
100
Таблица 8.1 – Манжеты резиновые армированные
В миллиметрах
D1
d
1-й
ряд
20
40
22
24
25
42
28
–
30
52
35
58
38
40
60
2-й
ряд
35
37
38
42
35
42
42
45
40
45
45
47
50
45
47
50
47
50
55
57
55
60
62
55
58
62
h
h1, не
более
8
12
10
8
14
12
10
14
8
12
D1
d
1-й
ряд
42
62
44
–
45
65
48
70
50
70
52
75
55
80
58
10
14
60
85
63
65
90
68
–
70
71
75
95
100
2-й
ряд
65
68
62
65
62
70
65
72
72
75
80
72
80
75
82
75
82
80
82
–
95
90
95
100
–
102
h
h1, не
более
10
14
12
10
14
10
12
10
12
16
12
16
14
16
14
16
10
14
12
16
10
14
12
16
П р и м е ч а н и е – Пример условного обозначения манжеты типа 1
для вала диаметром d  50 мм с наружным диаметром D1  70 мм из резины третьей группы: «Манжета 1 – 5070 – 3 (по ГОСТ 8752-79)».
101
9 РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Рекомендуемая литература: [1, раздел 3]; [5]
Рассмотрим установление положений основных деталей редуктора
относительно корпуса и определение линейных размеров валов, то есть
подготовку исходных данных для выполнения проверочных расчетов валов и опор.
Эскизную компоновку выполняют в масштабе М1:1 на миллиметровой бумаге. Чтобы представить конструкцию, размеры деталей передач
и их относительное расположение, достаточно одной-двух проекций.
Цилиндрические, коническо-цилиндрические и конические редукторы
обычно конструируют с разъемом корпуса по осям валов. Для этого последние располагают в одной плоскости, что удобно для сборки редуктора: каждый из валов редуктора с подшипниками и расположенными на
нем деталями можно собрать независимо от других валов и затем установить их в корпус.
В червячных редукторах с межосевым расстоянием a w 160 мм корпус можно выполнять неразъемным, для этого в стенках корпуса необходимы круглые окна, через которые в корпус вводят комплект вала с
червячным колесом и подшипниками. В червячных редукторах больших
размеров разъем корпуса выполняют по оси червячного колеса. Червяк,
как правило, имеет небольшие внешние размеры, что позволяет устанавливать его в корпус через отверстия для подшипников. Для этого
необходимо, чтобы диаметр окружности выступов d a1 червяка был
меньше диаметра наружного кольца подшипника. В противном случае
необходима посадка подшипника в стакан. Эскизную компоновку редуктора выполняют в следующей последовательности.
1. В соответствии с результатами прочностного расчета и разработкой конструкции зубчатых, червячных колес и червяков (см. раздел 5)
вычерчивают габаритные параметры передач. Построение начинают с
нанесения расположения геометрических осей валов в рассматриваемой плоскости и линий, ограничивающих размеры колес, в соответствии
с рисунками 9.1–9.3.
2. Чтобы колеса не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор  , мм:
  3 L  3 мм,
где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач,
мм (  округлить до целого числа, но не менее 8 мм).
3. На расстоянии 2–3 мм от внутренней стенки редуктора вычерчивают выбранные (см. подраздел 6.5) подшипники опор тихоходного вала.
102
Рисунок 9.1 – Эскизная компоновка одноступенчатого
цилиндрического редуктора
Рисунок 9.2 – Эскизная компоновка конического редуктора
103
Рисунок 9.3 – Эскизная компоновка червячного редуктора
4. Для защиты передач и подшипников от внешней среды, регулировки правильности зацепления, фиксирования деталей передач в осевом
направлении устанавливают крышки подшипников (см. раздел 7).
Размеры крышек конструируют или принимают по соответствующим
стандартам в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника
или внутреннего диаметра стакана, в который устанавливается подшипник. Наружная торцовая поверхность врезной (закладной) или внутренняя торцовая поверхность привертной крышек предварительно определяет положение наружной поверхности подшипниковых бобышек или
фланцев корпуса.
5. Расстояние от внешней торцовой поверхности крышки подшипника
до буртика выходного конца вала должно быть не менее 10 … 15 мм.
6. В соответствии с принятыми в подразделе 6.2 диаметральными
размерами вычерчивают конструкцию вала.
7. Длину выходного конца вала назначают по стандартам в соответствии с таблицами 6.1 и 6.2 или принимают в пределах (1,5 … 2,5) dВ.
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ, ПОДШИПНИКОВ И ШПОНОК
Рекомендуемая литература: [1, подраздел 10.3 и глава 7];
[2, главы 15 и 16]; [4, главы 16 и 17]
Уточненный расчет валов начинают с определения нагрузок, действующих на вал от насаженных на него деталей, и составления расчетной схемы.
104
10.1 Определение нагрузок
Силы взаимодействия между зубьями сцепляющихся колес или
зубьями червячного колеса и витком червяка представлены тремя взаимно перпендикулярными составляющими: окружной Ft , радиальной Fr ,
и осевой Fa в соответствии с рисунком 10.1. На рисунках в целях
наглядности делительные цилиндры колес и делительные конусы конических передач несколько смещены.
Рисунок 10.1 – Усилия в зацеплении передач
10.1.1 Усилия в передачах, Н:
а) для цилиндрических колес:
Ft  2T2 / d 2 ,
Fr  Ft tg / cos  ,
Fa  Ft tg ,
(10.1)
где T2 – крутящий момент на валу колеса, Нмм; T2  T1  u   ;
u – передаточное число;
 – коэффициент полезного действия передачи;
 – угол зацепления;
 – угол наклона зубьев;
d 2 – диаметр делительной окружности колеса, мм;
б) для прямозубых конических колес:
Ft  2T2 / d m 2 , Fa1  Fr 2  Ft  tg  sin  1 , Fr 1  Fa 2  Ft  tg  cos  1 ,(10.2)
где d m 2 – средний диаметр колеса;
d m 2  0 ,857 d e 2 ;
 1 – угол при вершине делительного конуса шестерни.
105
в) для конических передач с круговым зубом:
Ft  2T1 / d m1; Fr   Ft / cos n   tg   cos 1  sin n  sin 1  ; 

Fa   Ft / cos n   tg   sin 1  sin n  cos 1  . 
(10.3)
При этом знак в формулах зависит от направления внешнего момента Т1, приложенного к валу шестерни, и линии наклона зуба как винтовой
линии. Верхние знаки – направления момента (при наблюдении с внешнего торца) и винтовой линии зуба – совпадают, нижние – не совпадают;
г) для червячной передачи:
Ft 1  Fa 2  2T1 / d 1 ; Ft 2  Fa1  2T2 / d 2 ; Fr 1  Fr 2  Ft 2  tg .
(10.4)
10.1.2 Нагрузки на консольные участки валов
Выходные (консольные) участки валов воспринимают нагрузки от других валов машин. Характер этих нагрузок зависит от способа соединения
редуктора с двигателем и исполнительными органами, в расчетной схеме
он может быть учтен воздействием на консольный участок вала радиальной или осевой силы, изгибающего момента или их сочетанием.
В случае соединения валов при помощи муфт вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов консольные участки валов нагружаются силой FM , значение которой при расчетах можно приближенно
принять по формуле
FM  ( 0 ,2 ...0 ,5 )Ft ,
(10.5)
где Ft – окружная сила муфты.
В случае проектирования редуктора для «неизвестного потребителя»
можно воспользоваться ГОСТ 16162-85, регламентирующим радиальные консольные нагрузки Fk , Н, для стандартных редукторов машин
общего назначения. Эти нагрузки считаются приложенными к середине
посадочной части выходного конца вала и принимаются равными:
а) на выходном валу двух- и трехступенчатых цилиндрических, коническо-цилиндрических, червячных, червячно-цилиндрических редукторов: Fk  250 T ;
б) на выходном валу остальных редукторов: Fk  125 T ;
в) на входном валу всех типов редукторов:
где T – крутящий момент на валу, Нм.
106
Fk  ( 50 ...125 ) T ,
Приведенные рекомендации учитывают, что в общем случае
на конце вала может быть установлена муфта, шестерня, шкив
или звездочка.
Направление сил FM или Fk , действующих на консольные участки
валов, может быть любым. В расчетной схеме эти силы направляют таким образом, чтобы они увеличивали напряжения и деформацию валов
от остальных внешних сил (в соответствии с рисунком 10.2).
10.2 Составление расчетной схемы. Назначение опасных сечений
Для определения опасных (наиболее подверженных разрушению)
сечений необходимо построить эпюры изгибающих и крутящих моментов. При их построении вал рассматривают как балку, шарнирно закрепленную в жестких опорах.
Нагрузки от зубчатых колес, шкивов, звездочек, муфт передаются на
валы через поверхности контакта ступиц. В расчетной схеме эти нагрузки для упрощения расчетов заменяют сосредоточенными эквивалентными силами F, приложенными в середине или по краям ступицы (в соответствии с рисунком 10.2, д). Точки приложения реакций R определяют
исходя из конструкции опор (в соответствии с рисунком 10.2, а–д). Радиальную реакцию R подшипника считают приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта дорожки качения наружного кольца подшипника и тела качения подшипника с осью вала.
Для радиально-упорных подшипников точка приложения реакции смещается от средней плоскости и ее положение определяется расстоянием Х, измеренным от широкого торца наружного кольца подшипника (в
соответствии с рисунком 10.2, в):
● для радиально-упорных однорядных шарикоподшипников
X  0,5( B 
dD
tg ) ,
2
(10.6)
● для конических однорядных роликоподшипников
X  0,5(T 
dD
e) ,
3
(10.7)
где d, D, B, T – геометрические размеры подшипников:
d – диаметр внутреннего кольца;
D – диаметр наружного кольца;
B или Т – осевые габариты подшипника;
е – коэффициент влияния осевого нагружения.
Если нагрузки действуют на вал в разных плоскостях, то сначала силы проецируют на координатные оси и строят эпюры моментов в коор107
динатных плоскостях в соответствии с рисунком 10.3 и затем производят
их геометрическое суммирование. Если угол между плоскостями действия сил не более 30о, то для упрощения расчетов считают, что все силы действуют в одной плоскости.
Рисунок 10.2 – Замена распределенной по длине вала
нагрузки сосредоточенными силами
На рисунке 10.3 показан эскиз ведомого вала цилиндрического редуктора, установленного на подшипниках качения, с закрепленными на
нем деталями: зубчатым колесом и ступицей детали на выходном конце.
Силы, действующие в зацеплении передачи, представлены тремя составляющими: Ft2, Fr2 и F a 2. На консольный участок действует сила Fk2.
Ниже представлена расчетная схема вала и эпюры изгибающих моментов Мх и Му в соответствующих плоскостях; эпюра суммарного изгибающего момента М и эпюра крутящего момента Т, которые построены в
масштабе  , Нм/мм.
Конструктивная форма вала (наличие шпоночных пазов, шлицов,
профильных и резьбовых участков, отверстий под штифты) создает концентрацию напряжений. Переходные участки снижают концентрацию
напряжений, создаваемую резким переходом диаметров.
108
Рисунок 10.3 – Пример расчетной схемы вала и построения эпюр
внутренних силовых факторов
109
Посадки с натягом ведут к возникновению на посадочных поверхностях радиальных давлений, приводящих при изгибе вала к повреждению
посадочной поверхности по краям ступицы (фриттинг-коррозия) вследствие сил трения. В этом случае опасные сечения валов располагают у
торцов ступиц в плоскости перепада диаметров. Посередине ступиц они
могут находиться лишь в случае сопряжения со значительным зазором.
10.3 Расчет вала на выносливость
Расчет вала на выносливость сводится к оценке величин действительных коэффициентов запаса прочности S по отношению к допускаемому (нормативному) [S], который при проектировании валов редукторов
машин общего назначения принимают: для обеспечения прочности
[S]=1,3 … 1,5, а для обеспечения прочности и жесткости [S]=2,5 … 4,0.
Действительный коэффициент запаса усталостной прочности при совместном действии изгиба и кручения определяется зависимостью:
S  S S / S2  S2  S .
(10.8)
Коэффициенты запаса по нормальным S  и касательным S  напряжениям определяются по формулам:
S    1 /[( k  ) D   a    m ] ,
S   1 /[( k ) D   a      m ] ,
(k ) D  (k / kd  K F  1) / K v ,
(10.9)
(k ) D  (k / kd  K F  1) / K v ,
где  1 ;  1 – пределы выносливости гладких образцов валов при симметричном цикле изгиба и кручения. Их значения можно назначить в соответствии с таблицей 10.1 или приближенно по эмпирическим зависимостям: для углеродистых сталей  1  0 ,43 в ; для легированных сталей
 1  0 ,35 в  100 МПа;  1  0 ,55 1 .
( k )D ; ( k )D – коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала;
k ; k – эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
Числовые значения коэффициентов k  и k  проставляют в соответствии с
таблицами: для ступенчатого перехода с галтелью – по таблице 10.3; для
110
шпоночных, шлицевых, резьбовых участков и поперечных отверстий – по
таблице 10.5. Для оценки концентрации напряжений в местах установки на
валу деталей с натягом используют отношения k  / k d и k / kd в соответствии с таблицей 10.2. При действии в расчетном сечении нескольких
источников концентрации напряжений учитывают наиболее опасный из
них (с наибольшим отношением k  / k d или k / kd );
kd ; kd – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного
сечения (масштабный фактор) – в соответствии с таблицей 10.4;
K v – коэффициент влияния поверхностного упрочнения (в соответствии с таблицей 10.6);
K F – коэффициенты влияния шероховатости поверхности (в соответствии с таблицей 10.7);
  ;   – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии
цикла напряжений (в соответствии с таблицей 10.1);
 a ;  a – амплитуды напряжений цикла;
 m ;  m – среднее напряжение цикла.
Таблица 10.1 – Механические характеристики материалов
Сталь
Диаметр
заготовки,
мм
Не ограничен
СТ5
Не ограничен
45
120
45
80
45
Не ограничен
40Х
200
40Х
120
40Х
60
20
120
20Х
120
12ХН3А
60
18ХГТ
Твердость
НВ (не
менее)
190
200
240
270
200
240
270
145
197
260
330
Предельные напряжения МПа
в
 Т  1  1
520
560
800
900
730
800
900
400
650
950
1150
280
280
550
650
500
650
750
240
400
700
950
220
250
350
380
320
360
410
170
300
420
520
130
150
210
230
200
210
240
100
160
210
280


0
0
0,1
0,1
0,1
0,1
0,1
0
0,05
0,1
0,15
0
0
0
0,05
0,05
0,05
0,05
0
0
0,05
0,1
111
Таблица 10.2 – Влияние посадок с натягом на концентрацию напряжений
Диаметр
вала d, мм
30
50
100 и более
k / kd при  в , МПа
500
2,5
3,05
3,3
700
3,0
3,65
3,95
900
3,5
4,3
4,6
1200
4,25
5,2
5,6
k / kd при  в , МПа
500
1,9
2,25
2,4
700
2,2
2,6
2,8
900
2,5
3,0
3,2
1200
2,95
3,5
3,8
Таблица 10.3 – Эффективные коэффициенты концентрации напряжений
k  , k в ступенчатом переходе с галтелью
Коэффициент
k
k
112
в
МПа
0,01
600
800
1000
1200
1,38
1,41
1,45
1,49
600
800
1000
1200
1,57
1,62
1,67
1,72
600
800
1000
1200
1,29
1,30
1,31
1,32
600
800
1000
1200
1,40
1,43
1,46
1,47
Значение коэффициента при r/d
0,03 0,05 0,10 0,01 0,02
t/R=1
t/R=3
1,67 1,64 1,50 1,94 2,02
1,76 1,73 1,61 2,03 2,13
1,84 1,83 1,72 2,12 2,25
1,92 1,93 1,83 2,21 2,37
t/R=2
t/R=5
1,88 1,82
2,17 2,23
1,99 1,95
2,28 2,38
2,11 2,07
2,39 2,52
2,23 2,19
2,50 2,66
t/R=1
t/R=3
1,42 1,44 1,39 1,59 1,66
1,45 1,47 1,43 1,64 1,72
1,48 1,51 1,46 1,68 1,79
1,52 1,54 1,50 1,73 1,86
t/R=2
t/R=5
1,57 1,57
2,24 2,12
1,61 1,62
2,37 2,22
1,66 1,68
2,48 2,31
1,71 1,74
2,60 2,40
0,05
2,03
2,16
2,30
2,44
1,69
1,74
1,8
1,8
Таблица 10.4 – Значения масштабного фактора kd и kd
Диаметр вала d, мм
КоэфМатериал
фициент
15
20
30
40
50
70
Углеродистая
0,95 0,92 0,88 0,85 0,81 0,76
сталь
kd
Высокопрочная углероди- 0,87 0,83 0,77 0,73 0,70 0,65
стая сталь
k d
Любая сталь
0,87 0,83 0,77 0,73 0,70 0,65
100
200
0,70 0,62
0,59 0,52
0,59 0,52
Таблица 10.5 – Эффективные коэффициенты концентрации напряжений
для шпоночной канавки, шлицевых и резьбовых участков, поперечных
отверстий
Предел прочности  в , МПа
КоэфКонцентратор напряжения
фициент 600
800 1100 1200
k
Шпоночная канавка,
1,46 1,62 1,77 1,92
полученная пальцевой фрезой
k
1,54 1,88 2,22 2,39
k
Шпоночная канавка,
1,76 2,01 2,26 2,50
полученная дисковой фрезой
k
1,54 1,88 2,22 2,39
k
1,55 1,65 1,72 1,75
Шлицы прямобочные
k
2,36 2,55 2,70 2,80
k
1,55 1,65 1,72 1,75
Шлицы эвольвентные
k
1,46 1,58 1,58 1,60
k
1,96 2,20 2,61 2,90
Резьба
k
1,54 1,71 2,22 2,39
k
Поперечное
2,05 2,10 2,20 2,30
a

0
,
015
...
0
,
15
отверстие
k
1,80 1,95 1,90 2,00
d
k
1,85 1,90 2,00 2,10
a
k
1,80 1,95 1,90 2,00
 0 ,15...0 ,25
d
113
Таблица 10.6 – Коэффициент K v поверхностного упрочнения
Вид обработки
 в , МПа
Значения K v для валов
(сердцевина) гладких
при k  1,5 при k  1,8
Закалка с
600…800
1,5…1,7
1,6…1,7
2,4…2,8
нагревом ТВЧ
800…1200
1,3…1,5
Азотирование
900…1200
1,1…1,25
1,5…1,7
1,7…2,1
700…800
1,4…1,5
Цементация
1000…1200
1,2…1,3
2
Дробеструйная
600…1500
1,1…1,25
1,5…1,6
1,7…2,1
обработка
Обкатка
600…1500
1,2…1,3
1,5…1,6
1,8…2,0
роликом
П р и м е ч а н и е – если упрочнение детали не предусматривается,
то принимают K v =1
Таблица 10.7 – Коэффициент K F влияния шероховатости поверхности
Среднее арифметическое отклонеK F при  в , МПа
ние профиля Ra , мкм
500
700
900
1200
0,1 … 0,4
0,8 … 3,2
1,0
1,05
1,0
1,10
1,0
1,15
1,0
1,25
При расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:  a   и  m  0 , а касательные напряжения по отнулевому циклу:  a   m   / 2 . Тогда напряжения в опасных
сечениях определяют по формулам:
  M / Wнетто ,   Т / WP нетто ,
(10.10)
где М – изгибающий момент, Нмм;
Т – крутящий момент, Нмм;
Wнетто, Wр нетто – осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала, мм3 (см. таблицу 10.8).
Если не выполняется условие (10.8), необходимо ввести коррекцию путем назначения не только более прочных материалов
для изготовления вала, но и термического, химико-термического
или механического упрочнения либо увеличения диаметральных
размеров вала. В последнем случае необходимо изменить геометрические параметры деталей, насаживаемых на вал.
114
Таблица 10.8 – Значения осевого Wнетто и полярного Wр нетто моментов
сопротивления сечений
Сечение вала
Wнетто, мм3
Wр нетто, мм3
d 3
d 3
32
16


d 3(1  c4 ),
32
где c  d o / d
d 3
bt1 (d  t1 ) 2

32
2d
32
d 3
bt1 (d  t1 ) 2

16
2d
d 3
a
( 1  1,54 )
32
d
d 13
32

256
d 3(1  c4 )
( d a  d f )3
d 3
16
(1 
a
)
d
d 13
16
d 3f / 16
10.4 Проверка подшипников на долговечность
Выбранные по рекомендациям подраздела 6.5 подшипники качения
подлежат проверке на долговечность, так как элементы подшипников
(шарики, ролики и дорожки качения колец) работают при циклически меняющейся нагрузке. Основными видами разрушения подшипников качения являются усталостное выкрашивание рабочих поверхностей, их
пластическое деформирование, разрушение сепараторов и колец.
Основными критериями работоспособности подшипников качения
являются долговечность по усталостному выкрашиванию элементов
подшипника при относительной частоте n вращения колец более 1 обо115
рота в минуту и статическое деформирование при частоте n менее одного оборота в минуту.
Исходными данными для проверочного расчета подшипников
качения являются: радиальные Rr и осевые Ra реакции опор (их
определение см. подраздел 10.2), частоты n вращения колец, характер действия нагрузки, температурный режим и паспортные
характеристики выбранного подшипника (динамическая Cr и статическая C0 грузоподъемности).
Срок службы Lh подшипников качения, выраженный в часах (ресурс)
связан эмпирической зависимостью с эквивалентной нагрузкой PE :
m
106  Cr 
Lh 

 ,
60n  PE 
(10.11)
где n – частота вращения кольца подшипника, об/мин; Cr – базовая динамическая грузоподъемность подшипника при вероятности безотказной
работы P  t   0,9 (см. паспортные характеристики подшипников, приложения В1–В4);
PE – эквивалентная динамическая нагрузка;
m – показатель степени, принимаемый по результатам испытаний
подшипников качения: равным 3,0 – для шариковых и равным 3,33 – для
роликовых подшипников.
Формула (10.11) справедлива при n   об/мин. При   n  1 принимают n   об/мин.
Эквивалентную динамическую нагрузку PE в общем случае определяют по выражению:
PE   XVRr  YRa  Kб KT ,
(10.12)
где X и Y – соответственно коэффициенты радиальной Rr и осевой Ra
нагрузок, которые назначаются в зависимости от выбранного типоразмера подшипника, соотношения  Ra / C0  осевой нагрузки Ra к статической грузоподъемности C0 в соответствии с таблицами 10.9 и 10.10;
V – коэффициент вращения: V  1,0 – при вращении внутреннего
кольца и V  1, 2 – при вращении наружного;
K б – коэффициент безопасности (динамический коэффициент),
учитывающий влияние перегрузок на долговечность подшипников качения (рекомендации по назначению выполняют в соответствии с таблицей 10.11);
KT – коэффициент учитывающий влияние температуры: KT  1, 0 при
t  125C до KT  1, 05...1, 4 при t  125...250C .
116
Таблица 10.9 – Значения коэффициентов X , Y , e для радиальных и
радиально-упорных шариковых подшипников
Подшипники
Подшипники двухрядные
Угол
iRa / C0 однорядные
контакта  ,
e
Ra / VRr  > e Ra / VRr   e Ra / VRr  > e
град
Х
Y
Х
Y
Х
Y
0,014
0,028
0,056
0,084
0,110
0,170
0,280
0,420
0,560
0,014
0,028
0,056
0,084
0,110
0,170
0,280
0,420
0,560
0,015
0,029
0,058
0,087
0,12
0,17
0,29
0,44
0,58
2,30
2,30 0,19
1,99
1,99 0,22
1,71
1,71 0,26
1,55
1,55 0,28
0
0,56
1,45
1,0
0
0,56 1,45 0,30
1,31
1,31 0,34
1,15
1,15 0,38
1,04
1,04 0,42
1,00
1,00 0,44
1,81
2,08
2,94 0,30
1,62
1,84
2,63 0,34
1,46
1,69
2,37 0,37
1,34
1,52
2,18 0,41
12
0,45
1,22
1
1,39
0,74 1,98 0,45
1,13
1,30
1,84 0,48
1,04
1,20
1,69 0,52
1,01
1,16
1,64 0,54
1,00
1,16
1,62 0,54
1,47
1,65
2,39 0,38
1,40
1,57
2,28 0,40
1,30
1,46
2,11 0,43
1,23
1,38
2,00 0,46
15
0,44
1,19
1,0
1,34
0,72 1,93 0,47
1,12
1,26
1,82 0,50
1,02
1,14
1,66 0,55
1,00
1,12
1,63 0,56
1,00
1,12
1,63 0,56
18, 19, 20
0,43
1,00
0,92
0,70 1,63 0,57
24, 25, 26, 30
0,41
0,87
0,92
0,67 1,44 0,68
35
–
0,39
0,76
1,0
0,78
0,63 1,24 0,80
36
0,37
0,66
0,66
0,60 1,07 0,95
40
0,34
0,57
0,55
0,57 0,93 1,14
П р и м е ч а н и е – Коэффициенты Y и e для промежуточных отношений iRa / C0  определяют интерполяцией, i – число рядов тел качения
117
Таблица 10.10 – Значения коэффициентов Х, Y, e для радиальноупорных конических и радиальных самоустанавливающихся подшипников
Однорядные
Двухрядные
Ra / VRr   e
Ra / VRr  > e
Ra / VRr   e
Ra / VRr  > e
e
Х
Y
Х
1,0
0
0,4
Y
0,4 ctg
Х
Y
1,0 0,45 ctg
Х
Y
0,67 0,67 ctg 1,5 tg
Таблица 10.11 – Рекомендуемые значения коэффициентов безопасности K б
Kб
Вид нагружения
Область применения
Маломощные кинематические редукторы и приводы. Механизмы ручных
Спокойная нагрузка
1,0
кранов и блоков. Тали, кошки, ручные
без толчков
лебедки. Ролики ленточных конвейеров
Прецизионные зубчатые передачи.
Металлорежущие станки (кроме строЛегкие толчки; кратгальных, долбежных и шлифовальковременные переных). Механизмы подъема кранов.
1,0…1,2
грузки до 125 % ноЭлектротали и монорельсовые тележминальной нагрузки
ки. Лебедки с механическим приводом.
Электродвигатели малой и средней
мощности. Легкие вентиляторы
Умеренные толчки;
Зубчатые передачи 7-й и 8-й степеней
вибрационная
точности. Редукторы всех типов. Буксы
нагрузка;
краткорельсового подвижного состава. Вин1,3…1,5
временные
перетовые конвейеры. Механизмы перегрузки до 150% нодвижения крановых тележек. Мехаминальной нагрузки
низмы поворота кранов
Механизмы изменения вылета стрелы
То же, но в условиях
кранов. Шпиндели шлифовальных
повышенной надеж- 1,5…1,8 станков. Центрифуги. Мощные элекности
трические машины. Энергетическое
оборудование
Нагрузки со значительными толчками
Зубчатые передачи 9-й степени точнои вибрациями; кратсти. Дробилки и копры. Кривошипно1,8…2,5
ковременные переползунные механизмы. Мощные венгрузки до 200 % нотиляторы. Валки прокатных станов
минальной нагрузки
Нагрузки с сильныТяжелые ковочные машины. Лесоми ударами; краткопильные рамы. Холодильное оборудовременные
пере- 2,5…3,0 вание. Рабочие роликовые конвейеры
грузки до 300 % нокрупносортных станов, блюмингов и
минальной нагрузки
слябингов
118
Принимая во внимание требования надежности (вероятность безотказной работы) и условия эксплуатации подшипникового узла, срок службы подшипников качения Lh (условие долговечности) формула (10.11)
принимает вид:
m
106  Cr 
Lh  12

  Lh  ,
60n  PE 
(10.13)
где 1 – коэффициент долговечности, назначаемый по таблице 10.12 в
зависимости от требуемого коэффициента надежности Р  t  ;
 2 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества ме-
талла и условия эксплуатации;
Lh  – минимально допустимый срок эксплуатации подшипников без
их замены.
Таблица 10.12 – Значение коэффициента долговечности 1
Р t 
0,90
0,95
0,96
0,97
0,98
0,99
1
1,0
0,62
0,53
0,44
0,33
0,21
Значение коэффициента  2 принимают для обычных условий работы в пределах:  2  0, 7...0, 8 для шариковых и  2  0, 6...0, 7 для роликовых подшипников.
Требуемая долговечность Lh  подшипника регламентирована
ГОСТ 16162-93 и составляет: для червячных редукторов – 5000 часов;
для зубчатых – 10000 часов.
При определении эквивалентной нагрузки для шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников и конических роликовых
необходимо учитывать то, что осевая нагрузка способствует более равномерному распределению радиальной нагрузки между телами качения
и не влияет на величину долговечности до тех пор, пока значение
Ra / VRr  не превысит определенной величины параметра осевого
нагружения е, т.е. при Ra / VRr   e значения коэффициентов равны:
X  1; Y  0 .
Значение параметра осевого нагружения е назначают в соответствии
с таблицами 10.9 и 10.10 в зависимости от отношения  Ra / C0  .
119
В случае выбора двухрядных радиально-упорных шариковых или конических роликовых подшипников надо иметь в виду, что даже небольшие осевые усилия влияют на величину эквивалентной нагрузки. Следует также учитывать, что при расчете эквивалентной динамической
нагрузки узла, состоящего из сдвоенных радиально-упорных подшипников, установленных узкими или широкими торцами наружных колец друг
к другу, пару одинаковых подшипников необходимо рассматривать как
один двухрядный радиально-упорный подшипник.
Сдвоенные радиально-упорные шариковые или конические роликовые
подшипники при отношении  Fa / VFr   e рассчитывают как двухрядные.
Если отношение  Fa / VFr   e , то в двухрядных подшипниках будет
работать только один ряд качения и величину динамической грузоподъемности следует принимать такой же, как для однорядного подшипника.
Особенности определения эквивалентной
нагрузки для радиально-упорных подшипников заключаются в том, что вследствие наклона
контактных линий при действии на них радиальных нагрузок Rr (рисунок 10.4) возникают дополнительные осевые составляющие Rs , определяемые по формулам:
а) для конических радиально-упорных подшипников Rs  0,83eRr ;
б) для шариковых радиально-упорных подшип- Рисунок 10.4 – Силы,
ников Rs  eRr .
действующие на радиально-упорный
Осевые составляющие Rs стремятся раздвинуть
подшипник
кольца подшипников в осевом направлении. Этому
препятствуют буртики вала и корпуса с соответствующими реакциями Ra .
Для нормальной работы подшипникового узла необходимо выполнение
условия: внешняя осевая сила Fa должна быть больше дополнительной
осевой составляющей Rs , иначе кольца подшипников раздвинутся, что
приведет к резкому снижению ресурса. Это условие зависит от схемы
нагружения подшипников.
В таблице 10.12 приведено определение осевой нагрузки Ra в зависимости от схемы действия сил в радиально-упорных подшипниках,
установленных «враспор» (в соответствии со схемой «а») и «врастяжку» (в соответствии со схемой «б»).
120
Таблица 10.12 – Определение осевой нагрузки Ra в радиально-упорных
подшипниках
Порядок выполнения проверочного расчета подшипников на
долговечность:
1. В соответствии с результатами выполненных работ и на основании рекомендаций, изложенных в подразделах 6.5, 10.1 и 10.2, необходимо привести исходные данные: типоразмер (условный номер) подшипника, его характеристику ( Cr , C0 ), частоту n вращения колец, расчетную схему вала, значения радиальных реакций в опорах Rri и осевой реакции Ra . Осевая реакция Ra на фиксирующей опоре равна
суммарной силе Fa в зацеплениях.
2. Определить отношение  Ra / C0  осевой реакции Ra на фиксиру-
ющей опоре к статической грузоподъемности C0 предварительно выбранного подшипника и в соответствии с таблицей 10.9 назначить значения коэффициентов Х; Y; е.
3. Для радиально-упорных подшипников в зависимости от их расположения относительно вала и корпуса определить значение осевой силы Ra (в соответствии с таблицей 10.12).
4. По выражению (10.13) определить действительный срок службы
подшипника.
121
Если условие (10.13) не выполняется, то необходимо назначить комплекс мероприятий по его выполнению: выбрать подшипник более тяжелой серии; принять вместо шариковых подшипников роликовые; спроектировать узел со сдвоенными подшипниками; увеличить размеры вала и, соответственно, размеры подшипника; ограничить срок эксплуатации, предусмотрев
периодический ремонт со сменой подшипника и т.д.
10.5 Проверка на прочность шпоночных соединений
Подобранные по конструктивным соображениям шпоночные соединения (см. подраздел 6.4) подлежат проверке на прочность. Для стандартных шпонок размеры поперечного сечения b и h подбираются таким
образом, чтобы нагрузка ограничивалась напряжением смятия:
см 
2T
 см  ,
d p  h  t1 
(10.14)
где Т – крутящий момент на валу, Нмм; d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм; p – рабочая длина шпонки, равная длине прямолинейного участка; t1 – глубина шпоночного паза вала, мм.
Рабочая длина для шпонки с двумя скругленными торцами определяется по формуле
p
 b.
(10.15)
Значение допускаемых напряжений смятия см  зависит от режима
работы, прочности материалов вала и ступицы насаживаемой детали,
характера посадки ступицы на вал. Для неподвижных соединений принимают: при переходных посадках см   80...150 МПа, при посадках с
натягом см   110...200 МПа. Меньшие значения принимают для чугунных ступиц и при резких изменениях нагрузки. В подвижных (в осевом направлении) соединениях в целях предупреждения задира и ограничения износа принимают см   20...30 МПа.
Если условие (10.14) не выполняется, то разрешается ставить две
шпонки или необходимо увеличить длину шпонки в пределах рекомендуемых длин (в соответствии с примечанием к таблице 6.8) и соответственно увеличить длину ступицы.
122
11 КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА
И КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Рекомендуемая литература: [1, глава 17]; [3]; [5]
Корпус редуктора служит для размещения деталей передачи, обеспечения их взаимного расположения, защиты деталей от загрязнения,
организации системы смазки, а также для восприятия сил, возникающих
в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытых передачах.
Корпусные детали обычно имеют довольно сложную конфигурацию.
Поэтому их получают методом литья из серого чугуна марки не ниже
СЧ15 или методом сварки при одиночном и мелкосерийном производстве, а при ограничении массы – из легких сплавов.
Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом критериев прочности и
жесткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной
формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов; подшипниковые приливы (бобышки) и ребра жесткости
выполняют внутри; стяжные болты располагают только по продольной
стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса. В случае выполнения корпуса разъемным, плоскость разъема выполняют проходящей по осям вращения валов. Горизонтальная верхняя
поверхность крышки корпуса служит технологической базой при обработке поверхности разъема. Для подъема редуктора служат проушины,
отливаемые заодно с корпусом. Дно корпуса делают наклонным (1…2)
в сторону сливного отверстия. Днище располагают на расстоянии у  4
от окружности вершин детали передачи, погружаемой в масляную ванну.
Толщину  стенки корпуса, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости, рекомендуется определять по формуле
  2, 6 4 0,1 Т  6 мм,
(11.1)
где Т – крутящий момент на тихоходном валу, Нм.
Толщина 1 стенки крышки корпуса определяется по формуле
1  0, 9  6 мм.
(11.2)
Толщину внутренних ребер жесткости у их основания принимают равной 0,8  толщины основной стенки, наружных – (0,9…1,0)  . Высоту hр
ребер принимают менее 5  . Обрабатываемые поверхности выполняют в
виде платиков, высоту f которых принимают в пределах:
f   0, 4...0,5   .
123
Рисунок 11.1 – Разъемный корпус цилиндрического редуктора
Для крепления корпуса к плите (раме) используют крепежные детали,
номинальный диаметр которых назначают в зависимости от вращающего момента T на тихоходном валу:
dф  3 2Т  12 мм.
124
(11.3)
Размер d с стяжных болтов корпуса определяют по формуле
dс  0,8dф  10 мм.
(11.4)
Размер d 0 отверстий под болты назначают в пределах:
d , мм
d 0 , мм
М10
11
М12
13
М14
15
М16
18
М18
20
Ширину фланцев К выбирают из условия свободного размещения головки винта (или гайки) и возможности поворота ее на угол  60 .
На рисунке 11.2 приведена форма и рекомендуемые размеры элементов корпусных деталей.
Рисунок 11.2 – Элементы корпусных деталей
125
Для соединения крышки с корпусом используют винты с наружной
шестигранной головкой (в соответствии с таблицей 11.1) или (что предпочтительнее) винты с цилиндрической головкой и внутренним шестигранником (в соответствии с таблицей 11.2).
Таблица 11.1 – Винты с шестигранной уменьшенной головкой
[ГОСТ 7796-76]
В миллиметрах
d
s
D
H
8
12
13,1
5
8–100
10
14
15,3
6
10–200
12
17
18,7
7
14–260
16
22
23,9
9
20–300
20
27
29,6
11
25–300
24
32
35,0
13
35–300
0
= при
0  22 при
при
0=
0  26 при
при
0=
0  30 при
при
0=
0  30 при
при
0=
0  38 при
при
0=
0  46 при
0
 25
 30
 30
 35
 30
 35
 30
 35
 40
 45
 50
 55
Примечания
1. Размеры в указанных пределах брать из ряда чисел: 8, 10, 12,
14, 16, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75, 80, 90, 100, 110,
120, 140, 150, 160, 170, 180, 190, 200,220, 240, 260, 280, 300.
2. Пример условного обозначения болта диаметром резьбы
d =12 мм, длиной =60 мм, с крупным шагом резьбы и полем до
пуска 6g , класса прочности 5.8, с цинковым покрытием толщиной
6 мкм, хромированным: «Болт М12- 6g х60.58.016 ГОСТ 7796-70».
126
Таблица 11.2 – Винты с цилиндрической головкой и шестигранным
углублением «под ключ» (ГОСТ 11738-84)
d
6
Шаг резьбы р
крупный мелкий
1
–
D
H
10
6
0
10…50
0
0
8
1,25
1
13
8
12…60
0
0
10
1,5
1,25
16
10
16…70
0
0
12
1,75
1,25
18
12
20…80
0
0
16
2
1,5
24
16
25…100
0
0
20
2,5
1,5
30
20
30…120
0
0
24
3
2
36
24
35…120
0
0
 при
 18 при
 при
 22 при
 при
 26 при
 при
 30 при
 при
 38 при
 при
 46 при
 при
 54 при
 20
 25
 25
 30
 30
 35
 30
 35
 40
 45
 50
 55
 60
 65
Примечания
1. Размер в указанных пределах брать из ряда чисел, приведенных в таблице 11.1.
2. Пример условного обозначения винта диаметром резьбы М8, с
крупным шагом резьбы, с полем допуска 6g, длиной 20 мм, класса прочности 6.8, без покрытия: «Винт М8-6g20.68.029
ГОСТ 1138-84»
Для предохранения винтов от самопроизвольного откручивания в
большинстве случаев применяют пружинные шайбы (таблица 11.3).
127
Таблица 11.3 – Шайбы пружинные (ГОСТ 6402-70)
Номинальный диаметр резьбы
болта, винта, шпильки
6
8
10
16
20
24
В миллиметрах
d
sb
6,1
8,2
10,2
16,3
20,5
24,5
1,4
2,0
2,5
3,5
4,5
5,5
Отверстия для винтов крепления крышки располагают преимущественно по продольным сторонам корпуса. Для увеличения жесткости в
районе бобышек стараются максимально приблизить их к отверстию под
подшипник. Болт, расположенный между отверстиями под подшипники,
размещают посередине между этими отверстиями. Минимальное расстояние между стенками близко расположенных отверстий должно быть
не менее 3…5 мм. На очень длинных боковых сторонах, кроме болтов, в
районе подшипниковых гнезд устанавливают дополнительно болты на
фланцах меньшей толщины, примерно на одинаковом расстоянии один
от другого – с шагом  10...12 dc . Высоту hп прилива (сечение В–В на
рисунке 11.1) в крышке под стягивающий болт определяют графически,
исходя из условия размещения головки болта на плоской опорной поверхности. Опорные поверхности на крышке обрабатывают для обеспечения ее перпендикулярности к оси болта в зависимости от формы головки винта.
Для точного фиксирования крышки относительно корпуса на максимально большом расстоянии располагают штифты, диаметры которых
определяют по формуле
dш   0,7...0,8  dc .
(11.5)
Обычно применяют два конических штифта с внутренней резьбой для их
демонтажа (таблица 11.4).
Таблица 11.4 – Конические штифты (ГОСТ 9464-79)
В миллиметрах
8
10
12
16
d
d1
М5
М6
М8
М10
9
10
12
16
1
25…50 30…60 35…70 40…80
Пример условного обозначения конического
штифта с внутренней резьбой и размерами
штифта d  10 мм,  60 мм: «Штифт 1060
ГОСТ 9464-79»
128
Для заливки масла, осмотра зацепления и подшипников в верхней
части крышки выполняют люк, размеры которого должны быть как можно
больше, форма – прямоугольная, реже – круглая. Люк закрывают крышкой. При мелкосерийном производстве применяют простейшую конструкцию из стального листа (в соответствии с рисунком 11.3, а), толщина которого определяется по формуле
к   0,010...0,012 L  3 мм.
(11.6)
При средне- и крупносерийном производстве применяют штампованные крышки (в соответствии с рисунком 11.3, б). Под крышкой располагают уплотнительную прокладку из технического картона или резины.
Крышку крепят винтами диаметром dв  1 , располагая их на расстоянии
в
 12...15  dв .
Штампованную крышку можно объединить с отдушиной и фильтром
(в соответствии с рисунком 11.3, в). В этом случае крышка состоит из
верхней пластины с гофрами, через которые внутренняя полость редуктора соединяется с атмосферой. В нижней штампованной части имеется
несколько отверстий диаметром около 5 мм. Эта часть крышки по периметру окантована привулканизированной резиной. Фильтр, расположенный между этими частями, состоит из медной проволоки или синтетических нитей.
Рисунок 11.3 – Крышки смотрового люка
В верхней части крышки корпуса или на крышке смотрового люка
располагают отдушины (в соответствии с рисунком 11.4), предназначенные для выравнивания давления внутри редуктора в связи с нагревом
воздуха и масла. При работе в запыленных помещениях отдушины
снабжают фильтрами (в соответствии с рисунками 11.3, в и 11.4, б).
129
Рисунок 11.4 – Отдушины
Для наблюдения за уровнем масла в картере редуктора предусматривают различные конструкции маслоуказателей. В местах, труднодоступных для наблюдения, наиболее часто используют жезловые маслоуказатели. На рисунке 11.5 показана конструкция, основные размеры
маслоуказателя и способы установки на фланце и корпусе.
Рисунок 11.5 – Маслоуказатель жезловый
Для замены отработанного масла в нижней части корпуса предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой. Цилиндрическая
пробка в соответствии с таблицей 11.5 не создает надежного уплотне130
ния. Поэтому под пробку с цилиндрической резьбой ставят уплотняющие
прокладки из промасленного технического картона толщиной 1…1,5 мм,
паронита толщиной 1…2 мм, алюминия или меди. Коническая резьба в
соответствии с таблицей 11.6 является самоуплотняющей и не требует
дополнительного уплотнения.
Таблица 11.5 – Пробка цилиндрическая Таблица 11.6 – Пробка коническая
d1
D D1 L
М161,5 25 21,9 24 13
М201,5 30 25,4 25 13
М241,5 34 27,8 28 13
b s
t
3 19 1,9
3 22 2,5
4 24 3,0
d
K 1 2"
K 3 4"
K1"
D
20,9
26,4
33,2
H
15
16
19
b
4,0
4,5
5,0
s
8
12
14
При единичном производстве экономически выгоднее корпусные детали выполнять сварными. Толщину стенок сварного корпуса принимают по формуле
св  0, 8 ,
(11.7)
где  – толщина стенки литого чугунного корпуса, определенная по
формуле (11.1).
Корпус и крышку сваривают из элементов, изготовленных из проката
(лист, полоса, пруток круглого сечения и др.). После сварки корпус и
крышку отжигают, рихтуют и подвергают механической обработке.
Конструирование отдельных элементов (подшипниковые гнезда, места
крепления крышки и корпуса, опорные фланцы) подчиняются общим
правилам, изложенным в этом разделе.
12 ВЫБОР СМАЗКИ РЕДУКТОРА
Рекомендуемая литература: [1, глава 11]; [5]
Смазка в любой механической системе необходима для уменьшения
потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся
поверхностей, для обеспечения теплоотвода, а также для предохранения деталей от заедания, задиров и коррозии.
131
Для редукторов общего назначения наиболее широкое применение
нашел способ картерной смазки. В корпус редуктора (картер) заливают
масло таким образом, чтобы венцы зубчатых колес были в него погружены. При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается
внутри корпуса, в котором образуется взвесь частиц масла и воздуха и
покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Картерный способ смазки хорошо зарекомендовал себя при окружной скорости  зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более
высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и
зацепление работает при недостаточной смазке.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин:
чем выше окружная скорость колес и чем ниже контактное давление в
зубьях, тем меньшей вязкостью должно обладать масло.
Требуемую вязкость и сорт масла назначают в соответствии с таблицей 12.1.
Класс
вязкости
32
46
68
100
150
220
460
680
Кинематическая
вязкость при
40 С, мм2/с
29…35
41…51
61…75
90…100
135…165
198…242
414…506
612…748
Таблица 12.1 – Рекомендуемые сорта смазочных масел для передач
(ГОСТ 17479.4-87)
Окружная скорость
зубчатых передач  , м/с
Контактные
Скорость скольжения
Передача напряжения  Н ,
червячных передач s , м/с
МПа
до 2
св. 2 до 5
св. 5
До 600
И-Г-А-68
И-Г-А-46
И-Г-А-32
Зубчатая Св. 600 до 1000
И-Г-С-100
И-Г-С-68
И-Г-С-46
Св. 1000
И-Г-С-150
И-Г-С-100
И-Г-С-68
До 200
И-Т-Д-220
И-Т-Д-100
И-Т-Д-68
Червячная Св. 200 до 250
И-Т-Д-460
И-Т-Д-220
И-Т-Д-100
Св. 250
И-Т-Д-680
И-Т-Д-460
И-Т-Д-220
132
Объем заливаемого в редуктор масла для обеспечения нормального
температурного режима зависит от передаваемой мощности. При смазывании окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из
расчета (0,5…0,8) л на 1 кВт передаваемой мощности.
Предельно допустимые уровни погружения колеса одноступенчатого
цилиндрического редуктора: hM   2m...0, 25d2  , но не менее 10 мм.
В конических редукторах в масляную ванну должны быть погружены
зубья конического колеса или шестерни. Глубину погружения в масло
деталей червячного редуктора принимают: при нижнем расположении
червяка hM   0, 2...0,5  d1 , при верхнем: hM  2, 2m  0, 25d 2 .
Наиболее благоприятные условия для работы подшипников качения
обеспечивают жидкие масла. На практике подшипники стремятся смазывать тем же маслом, что и при смазке деталей передач. Если же по
тем или иным причинам для подшипников нельзя использовать масло,
которым смазываются передачи, то их смазывание производится индивидуальными пластичными смазками.
Пластические смазки лучше, чем жидкие масла защищают подшипник
от коррозии, особенно при длительных перерывах в работе. Для их удержания в подшипнике и корпусе не требуется сложных уплотнений, но их
не рекомендуется применять в узлах с интенсивным тепловыделением.
13 ОФОРМЛЕНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ
Рекомендуемая литература: [1, глава 22]; [5]; [3].
13.1 Оформление сборочного чертежа
Сборочный чертеж изделия должен дать представление о расположении и взаимной связи соединяемых составных частей изделия и
обеспечить возможность осуществления сборки и контроля сборочной
единицы, т.е. должна быть дана исчерпывающая информация по проектируемому изделию.
При учебном проектировании не допустимы упрощения при изображении деталей, хотя они необходимы и уместны в конструкторской документации реальных проектов.
В связи с изложенным выше к оформлению сборочных чертежей узлов предъявляются определенные требования.
Число видов, разрезов и сечений, а также текстовая часть чертежа
должна давать полное представление о конструкции каждой детали,
133
входящей в состав узла, и их взаимодействии. Чертеж выполняют в
масштабе, установленном ГОСТ 2.302-68.
На сборочном чертеже сборочной единицы приводят следующие данные (пример оформления см. в приложении Д1):
 Габаритные размеры: размеры, ограничивающие изделие по
наиболее выступающим элементам: длина, ширина, высота.
 Присоединительные размеры: диаметр и длина выступающих
концов валов, которыми изделие должно присоединяться к другим узлам
привода, размеры шпонок или обозначения шлицев, расстояние от упорных буртиков валов до центров отверстий, предназначенных для крепления узла на плите (раме), диаметры и координаты этих отверстий, расстояние осей валов до базовых плоскостей, размеры этих плоскостей.
 Основные расчетные параметры, характеризующие сборочную
единицу: межосевые расстояния зубчатых (червячных) передач с предельными отклонениями, числа зубьев и модули, ширина колес, внешние
конусные расстояния конических колес Re , углы  наклона зубьев, число
витков червяка и др. Разрешается параметры элементов зацепления
оформить в виде таблицы, размещаемой в текстовой части чертежа.
Предельные отклонения fa межосевых расстояний зубчатых передач
(ГОСТ 1643-72) приведены в таблице 13.1, червячных – в таблице 13.2.
Таблица 13.1 – Предельные отклонения межосевых расстояний
зубчатых передач
В миллиметрах
Межосевое расстояние
Вид
свыше 80 свыше 125 свыше 180 свыше 250
сопряжения до 80
до 125
до 180
до 250
до 315
0,037
0,043
0,050
0,058
0,065
С
0,060
0,070
0,080
0,092
0,105
В
0,095
0,110
0,125
0,145
0,160
А
Таблица 13.2 – Предельные отклонения межосевых расстояний
червячных передач
В миллиметрах
Межосевые расстояния
Степень
свыше 80 до свыше 125
свыше 180
свыше 250
точности
125
до 180
до 250
до 315
8
0,080
0,095
0,105
0,110
9
0,130
0,150
0,160
0,180
10
0,200
0,220
0,260
0,280
134
 Сопряженные размеры (посадки): диаметры и характер сопряжения зубчатых и червячных колес, шкивов, муфт, подшипников, стаканов, центрирующих буртиков крышек подшипников, обозначение шлицевых соединений, размеры и посадки шпоночных и резьбовых соединений, координаты крепежных отверстий в корпусе и крышках и др. Рекомендации по назначению посадок см. ниже (подраздел 13.2).
 Номера позиций подузлов, входящих в состав узла, и деталей – в
соответствии со спецификацией, правила составления которой регламентированы ГОСТ 2.106-68 и приведены ниже (подраздел 13.4).
 Наибольший и наименьший уровни масла с простановкой размеров от осей колес до его поверхности.
 Техническую характеристику изделия: передаточное число,
скорость вращения тихоходного вала, наибольший вращающий момент на этом валу, степени точности изготовления зубчатых (червячных) передач.
 Технические требования: требования, которые необходимо выполнить при сборке, настройке и регулировке изделия, например:
«необработанные поверхности внутри корпуса красить маслостойкой
краской», «расточку пазов крышек подшипников производить в сборке
корпуса», «плоскость разъема перед сборкой покрыть герметиком»; требования по эксплуатации: «залить масло с указанием марки и количества», «произвести замену подшипников через … часов» и т.п.
13.2 Рекомендации по назначению
характера сопряжения (посадка) деталей
Исходя из опыта эксплуатации, рекомендуется, в зависимости от
условий работы, назначать следующие способы сопряжения деталей:
3.2.1 Зубчатых колес на валу:
а) для обычных соединений: H 7 / p6 при d  120 мм и H 7 / r 6 ;
H 7 / s 6 при d  100 мм;
б) для соединений при ударных нагрузках: H 7 / r 6 при d  120 мм
и H 7 / s 6 при d  100 мм;
в) для соединений при частом демонтаже: H 7 / k 6 ; H 7 / m6 ;
H 7 / n6 .
13.2.2 Муфт для обычных соединений: H 7 / k 6 ; H 7 / m6 ; H 7 / n 6 ,
для соединений при ударных нагрузках: H 7 / p6 ; H 7 / r 6 .
13.2.3 Распорных втулок: H 7 / h6 ; H 8 / h7 .
13.2.4 Подшипников качения на валу:
13.2.4.1 Шариковых и роликовых радиальных:
а) при местном нагружении L0 / js 6 ; L0 / n 6 ; L0 / g 6 ; L0 / f 6 ;
135
б) при циркуляционном нагружении: L0 / n 6 ; L0 / m6 ; L0 / k 6 ;
L0 / j s 6 ;
в) при колебательном нагружении: L6 / js 0 ; L6 / js 6 .
13.2.4.2 Радиально-упорных шариковых и роликовых при осевой регулировке:
а) нагружение колец – циркуляционное при отсутствии регулировки L0 / n 6 ; L0 / m6 ; L0 / js 6 ;
б) циркуляционное нагружение регулируемых колец: L0 / js 6 ;
L6 / js 6 ;
в) местное нагружение регулируемых колец: L0 / n 6 ; L0 / g 6 ;
L0 / f 6 .
13.2.5 Подшипников в корпус: H 8 / 0 ; H 8 / 6 .
13.2.6 Неподвижной шпонки в пазу вала P 9 / h9 , шпонки в пазу ступицы:
а) при постоянной нагрузке нереверсивной передачи: D10 / h9 ;
J s 9 / h9 ; P 9 / h 9 ;
б) при переменной нагрузке реверсивной передачи: Js 9 / h9 .
13.2.7 Крышки подшипников: H 8 / f 9 ; H 8 / h9 .
13.2.8 Упорного бурта врезных (закладных) крышек подшипников
H11 / h11.
13.3 Оформление рабочих чертежей деталей
Рабочие чертежи деталей разрабатываются в соответствии с требованиями ГОСТ 2.109-73 и в совокупности с техническими условиями
должны содержать все необходимые данные, определяющие форму,
размеры, допуски, материал, термическую обработку, отделку, шероховатость поверхностей и другие сведения, необходимые для изготовления и контроля качества детали.
Изображения детали на чертеже должно содержать минимальное
количество видов, разрезов и сечений, достаточное для выявления
формы и простановки размеров. Центровые отверстия на чертежах валов не изображают и в технических требованиях не приводят, если
наличие их конструктивно безразлично. Если в центровом отверстии
должна быть резьба, то на чертеже приводят только размеры резьбы.
На чертежах валов выноской в масштабе увеличения приводят форму и размеры канавок для выхода шлифовального круга, канавок для
выхода резьбонарезного инструмента, шпоночных пазов.
Правила нанесения размеров определены ГОСТ 2.307–68. Каждый
размер на рабочем чертеже должен допускать его выполнение и контроль при изготовлении детали. Размеры фасок, канавок в общую цепочку размеров не включают.
136
Чтобы обеспечить взаимозаменяемость вала с насаженными на нем
деталями, рабочий чертеж должен удовлетворять требования ЕСДП
(ГОСТ 25346–89, ГОСТ 25347–82).
Предельное отклонение глубины t1 шпоночного паза на валу при сечении шпонки до 6х6 мм – +0,1 мм; от 6х6 до 32х18 мм – +0,2 мм.
На чертежах валов, имеющих элементы шлицевых соединений, указывают длину  зубьев полного профиля до сбега. Условное обозначение элементов шлицевого соединения вала по соответствующему стандарту приводят на полке линии – выноски или в технических требованиях.
Вал в работающем узле вращается в подшипниках качения. Так как
подшипники качения изготавливают с относительно высокой точностью,
то погрешностями изготовления их деталей обычно пренебрегают.
Поэтому рабочей осью вала является прямая, проходящая через точки
пересечения каждой из осей двух посадочных поверхностей для подшипников качения со средними поперечными сечениями этих поверхностей.
Вследствие неизбежных погрешностей общая ось не совпадает с
осью вращения вала. На чертеже вала задают необходимые требования
точности изготовления отдельных его элементов.
На рисунке 13.1 (позиции 1 – 8) приведены обозначения допусков отклонений формы и расположения поверхностей.
Рисунок 13.1 – Обозначения допусков формы и расположения
поверхностей
137
Назначения допусков формы и расположения следующие:
 допуск цилиндричности посадочных поверхностей для подшипников качения (поз. 1) задают для ограничения отклонения геометрической
формы этих поверхностей;
 допуск соосности посадочных поверхностей для подшипников качения относительно их общей оси (поз. 3) назначают для ограничения
перекоса колец подшипников;
 допуск соосности посадочных поверхностей для зубчатых и червячных колес (поз. 4) назначают для обеспечения нормы кинематической точности и нормы контакта зубчатых и червячных колес;
 допуск соосности посадочной поверхности для полумуфты, шкива,
звездочки (поз. 5) назначают для снижения дисбаланса вала и деталей,
установленных на этой поверхности. Допуск соосности (поз. 5) задают
при частоте вращения вала более 1000 об/мин;
 допуск перпендикулярности базового торца вала (поз. 6) назначают
для уменьшения перекоса колец подшипников и искажения геометрической формы дорожки качения внутреннего кольца подшипника;
 допуск перпендикулярности базового торца вала (поз. 7) задают
только при установке на вал узких зубчатых колес с целью обеспечения
выполнения норм контакта зубьев в передаче;
 допуски симметричности и параллельности шпоночного паза (поз.
8) задают для обеспечения возможности сборки вала с устанавливаемой деталью и равномерного контакта поверхности шпонки и вала.
Числовые значения допусков формы и расположения поверхностей
назначают в соответствии с таблицами 13.1–13.3.
Таблица 13.1 – Допуск формы цилиндрических поверхностей
В микрометрах
Квалитеты
Интервал размеров, мм
6
7
8
9
Св. 10 до 18
3
5
8
12
» 18 » 30
4
6
10
16
» 30 » 50
5
8
12
20
» 50 » 80
6
10
16
25
» 80 » 120
6
10
16
25
» 120 » 180
8
12
20
30
138
Таблица 13.2 – Допуски параллельности и перпендикулярности
В микрометрах
Степень точности
Интервал размеров, мм
6
7
8
9
Св. 16 до 25
6
10
16
25
» 25 » 40
8
12
20
30
» 40 » 63
10
16
25
40
» 63 » 100
12
20
30
50
» 100 » 160
16
25
40
60
» 160 » 250
20
30
50
80
Таблица 13.3 – Допуски соосности
Интервал
размеров,
мм
Подшипники
конические
роликовые
Св. 18 до 30
» 30 » 50
» 50 » 120
» 120 » 250
10
12
16
20
В микрометрах
Зубчатые
Червячные Подшипники
колеса
колеса
шариковые
радиальные
7-й и 8-й степени точности и радиальноупорные
16
25
25
20
30
30
25
40
40
30
50
50
Допуск параллельности шпоночного паза: Т0,5 tшп; допуск симметричности шпоночного паза: Т2tшп, где tшп – допуск ширины шпоночного паза.
Из параметров шероховатости, устанавливаемых ГОСТ 2789-73,
основным является параметр R a – среднее арифметическое отклонение профиля. Числовые значения параметра шероховатости для посадочных поверхностей валов следует принимать в соответствии с таблицами 13.4–13.5.
Таблица 13.4 – Шероховатость R a посадочных поверхностей валов
В микрометрах
Квалитет
Интервал размеров, мм
7
8
9
Свыше 18 до 50
0,8
0,8
1,6
» 50 » 500
1,6
3,2
3,2
139
Таблица 13.5 – Шероховатость R a некоторых элементов
поверхности валов
В микрометрах
Вид элемента поверхности
Ra
Посадочные поверхности валов под подшипники качения класса
точности 0 при
d до 80 мм
1,25
d свыше 80 мм 2,5
Торцы заплечиков валов для базирования:
– подшипников качения класса точности 0
2,5
– зубчатых, червячных колес при отношении длины  отверстия
к диаметру d:
 /d  0,8 1,6
 /d  0,8 3,2
Поверхности валов под резиновые манжеты
0,4
Канавки, фаски, радиусы галтелей
6,3
Поверхности шпоночных пазов:
рабочая
3,2
нерабочая 6,3
Поверхности шлицев на валах:
– боковая поверхность зуба соединения:
неподвижного 1,6
подвижного
0,8
– цилиндрические поверхности, центрирующие соединения:
неподвижного 0,8
подвижного
0,4
Шероховатость поверхностей, не указанных в таблице, можно определить по формуле
Ra  0, 5 t ,
(13.1)
где t – допуск размера.
Для удобства чтения чертежа все сведения должны быть организованы в следующую систему:
 осевые линейные размеры указывают под изображением вала;
 условные изображения баз – под изображением детали;
 условные изображения допусков формы и расположения – над
изображением детали на одном – двух уровнях;
 условные обозначения шероховатости – на верхних частях изображения поверхности, а на торцовых поверхностях – под изображением
детали в непосредственной близости от размерной линии;
140
 полки линии – выноски, указывающие поверхности для термообработки и покрытий – над изображением вала.
Технические требования располагают над основной надписью, а при
недостатке места – левее основной надписи. Технические требования
записывают в следующем порядке:
 требования к материалу заготовки, термической обработке и к
свойствам материала готовой детали (… НВ, … НRС);
 указания о размерах (размеры для справок, радиусы закругления и др.);
 предельные отклонения размеров (не указанные на чертеже и др.);
 требования к качеству поверхности.
Примеры оформления рабочих чертежей валов, колес приведены в
приложениях Д3 и Д4.
13.4 Правила составления спецификации
Проектируемые технические устройства в большинстве случаев являются сложными сборочными единицами и их структура в общем виде
может быть представлена схемой в соответствии с рисунком 13.2.
Изделие
Детали
Сборочные
единицы
Комплексы
Комплекты
Комплексы
Сборочные
единицы
Сборочные
единицы
Сборочные
единицы
Детали
Детали
Детали
Комплекты
Комплекты
Комплекты
Рисунок 13.2 – Структура технического устройства
141
Для сборочных единиц, комплексов, комплектов основным документом является спецификация. Спецификация определяет состав сборочной единицы, комплекса, комплекта и необходима для их изготовления,
комплектования конструкторских документов, планирования запуска в
производство указанных изделий.
13.4.1 Общие положения
Зона
Поз.
6
6
8
70
Наименовани
е
63
Кол.
Формат
Обозначени
е
Примечание
8
min
15
5
Порядок и форма заполнения спецификаций устанавливается
ГОСТ 2.106-68.
Спецификацию составляют на отдельных листах формата А4 для
каждой сборочной единицы, комплекса, комплекта по форме в соответствии с рисунком 13.3.
297
10
Основная надпись по ГОСТ 2.104-68
(форма 2 на первом листе; 2а - на всех последующих)
210
Рисунок 13.3 – Форма бланка спецификации
142
22
5
На первом листе спецификации помещают основную надпись по
форме 2 (ГОСТ 2.104-68), на всех последующих листах – по форме 2а.
Допускается совмещать спецификацию со сборочным чертежом, если чертеж выполнен на формате А4. В этом случае спецификацию располагают ниже графического изображения изделия и заполняют в том
же порядке и по той же форме, что и спецификацию на отдельных листах, но основную надпись выполняют по форме 1 (ГОСТ 2.104-68).
В спецификацию вносят составные части, входящие в специфицируемое изделие, а также конструкторские документы, относящиеся к этому
изделию и к его неспецифицируемым частям.
В общем случае текст спецификации, включаемый в графу
«Наименование», состоит из разделов, которые располагают в следующей последовательности.
1. Документация.
2. Комплексы.
3. Сборочные единицы.
4. Детали.
5. Стандартные изделия.
6. Прочие изделия.
7. Материалы.
8. Комплекты.
Наличие тех или иных разделов определяется составом специфицируемого изделия. Если в изделие не входят составные части, относящиеся к какому-либо разделу, то этот раздел в спецификации опускают.
13.4.2 Оформление разделов (образец см. в примере, приведенном в
приложении Д2).
Заголовки каждого раздела записывают строчными буквами (кроме
первой прописной) в графу «Наименование» и подчеркивают. Ниже и
выше заголовка должна быть оставлена чистая строка.
Все записи производят на каждой строчке в один ряд в нижней части
поля строки. Записи не должны сливаться с линиями, разграничивающими строки и графы. Записи, размещенные в одну строку в соседних
графах, начинают на уровне первой строки.
После каждого раздела спецификации необходимо оставлять несколько свободных (резервных) строк для дополнительных записей.
13.4.2.1 В раздел «Документация» вносят документы, составляющие
основной комплект конструкторских документов специфицируемого изделия (сборочный чертеж), кроме его спецификации, а также документы
основного комплекта записываемые в спецификацию неспецифицируе143
мых частей (расчеты, схемы, монтажные чертежи, инструкции и т. д.),
кроме рабочих чертежей деталей.
Внутри раздела документы записывают в следующей последовательности:
1) документы на специфицируемое изделие (сборочный чертеж);
2) документы на неспецифицируемые составные части (расчеты,
схемы и т. д.).
П р и м е ч а н и е – В учебном процессе текстовые документы рекомендуется оформлять в виде пояснительной записки. В этом случае в
разделе «Документация» вместо слова «Расчеты» разрешается записать «Пояснительная записка».
13.4.2.2 В разделы «Комплексы», «Сборочные единицы», «Детали»
вносят комплексы, сборочные единицы и детали, непосредственно входящие в специфицируемое изделие. Запись указанных изделий производят в алфавитном порядке сочетания знаков (букв и цифр) индексов обозначений, а далее в порядке возрастания цифр, входящих в обозначение.
13.4.2.3 В раздел «Стандартные изделия» записывают изделия, примененные:
а) по государственным стандартам (ГОСТ);
б) республиканским стандартам (РС);
в) отраслевым стандартам (ОС);
г) стандартам предприятия (С).
В пределах каждой категории стандартов запись производят по однородным группам изделий, объединенных по их функциональному
назначению (например, крепежные изделия, подшипники и др.), в пределах каждой группы – в алфавитном порядке наименования изделий
(болт, гайка, шайба, шплинт), в пределах каждого наименования – в
порядке возрастания обозначений стандартов (например: «Болт М6×16
ГОСТ 7798-70»; «Болт М6×16 ГОСТ 7805-70»), а в пределах каждого
обозначения стандарта – в порядке возрастания основных параметров
или размеров изделий: «Болт М6×16 ГОСТ 7798-70»; «Болт М10×30
ГОСТ 7798-70».
13.4.2.4 В раздел «Прочие изделия» вносят изделия, примененные
не по основным конструкторским документам (по техническим условиям,
каталогам, прейскурантам и т.п.), за исключением стандартных изделий.
Запись производят по однородным группам; в пределах каждой
группы – в алфавитном порядке наименований; в пределах каждого
наименования – в порядке возрастания основных параметров или размеров изделия.
144
13.4.2.5 В раздел «Материалы» вносят все материалы, непосредственно входящие в специфицируемое изделие.
13.4.2.6 В раздел «Комплекты» вносят ведомость эксплуатационных
документов (на первом месте) и комплекты, применяемые по конструкторским документам и непосредственно входящие в специфицируемое
изделие в следующей последовательности:
а) комплект монтажных частей;
б) комплект сменных частей;
в) комплект запасных частей;
г) комплект инструмента и принадлежностей;
д) комплект укладок;
е) комплект тары;
ж) прочие комплекты.
13.4.3 Заполнение граф спецификации
13.4.3.1 В графе «Форматы» указывают форматы тех документов, которым присвоены обозначения, записанные в графе «Обозначение».
Так, в разделе «Документация» указывают формат документов: если это
сборочный чертеж или схема – формат чертежа или схемы; если текстовой документ – формат листов, на которых выполнен документ.
В разделе «Сборочные единицы» указывают формат основного документа, т.е. А4, а не формат чертежа.
В разделе «Детали» указывают формат чертежа, на котором указанная в графе «Обозначение» деталь выполнена.
В тех случаях, когда конструкторский документ выполнен на нескольких листах различного формата, то в графе «Формат» проставляют знак
«» (звездочка), а в графе «Примечание» перечисляют все форматы.
Перед их перечислением проставляют знак «» с круглой скобкой,
например: ) А4, А3.
Графу «Форматы» не заполняют для разделов «Стандартные изделия», «Прочие изделия», «Материалы».
Для деталей, на которые не выпущены чертежи, в графе указывают:
БЧ (прописными буквами, без знаков, принятых при сокращении слов).
13.4.3.2 Графа «Зона» заполняется в том случае, когда предусматривается разбивка чертежа на зоны (согласно ГОСТ 2.104-68) для быстрого нахождения составной части сложного изделия или его элемента
при помощи номеров позиций.
Зоны обозначают сочетанием букв и цифр, например: А1, А2, В1, В2
и т.д. (по горизонтали – арабские цифры справа налево; по вертикали –
прописные буквы латинского алфавита снизу вверх).
145
Если поле чертежа не разбито на зоны, то графа «Зона» не заполняется, прочерк не ставится.
13.4.3.3 В графе «Поз.» (позиция) проставляют порядковые номера
позиций, нанесенных на чертеже составных частей, непосредственно
входящих в специфицируемое изделие, в последовательности записи их
в спецификацию.
Графу не заполняют для разделов «Документация» и «Комплекты».
Допускается резервировать номера позиций, которые проставляют в
спецификацию при заполнении резервных строк.
13.4.3.4 В графе «Обозначение» указывают:
а) в разделе «Документация» – присвоенные обозначения записываемых конструкторских документов;
б) в разделах «Комплексы», «Сборочные единицы», «Детали» и
«Комплекты» – присвоенные обозначения основных конструкторских документов на изделия, записываемых в эти разделы.
Графу не заполняют в разделах «Стандартные изделия», «Прочие
изделия» и «Материалы».
Каждому изделию в соответствии с ГОСТ 2.101-68 присваивается
обозначение, которое является одновременно обозначением его основного конструкторского документа – чертежа детали или спецификации
сборочной единицы. ГОСТ 2.201-80 устанавливает единую обезличенную классификационную систему обозначения изделий и их конструкторских документов всех отраслей промышленности.
П р и м е ч а н и е – Используя право децентрализованного присвоения обозначений организациями-разработчиками, в ДВГУПС принята система обозначений изделий, состоящая из кода организации-разработчика и кода классификационной характеристики (см. подраздел 1.10).
13.4.3.5 В графе «Наименование» указывают:
а) в разделе «Документация» для документов, входящих в основной
комплект документов специфицируемого изделия – только наименование документов, например: «Сборочный чертеж», «Схема гидравлическая принципиальная» и т. д.;
б) в разделах «Комплексы», «Сборочные единицы», «Детали» и
«Комплекты» – наименование изделий, записанных в основной надписи
на основных конструкторских документах, составляемых для этих изделий, например: «Редуктор», «Рама», «Вал», «Крышка» и т.д.
Для деталей, на которые не выпущены чертежи, в этой графе указывают наименования деталей, материал, из которого они изготавливаются, и все размеры, необходимые для их изготовления.
146
в) в разделе «Стандартные изделия» – наименования и условные обозначения изделий в соответствии с документами на их постановку с указанием этих документов, например: «Болт М16×40.46.011 ГОСТ 9798-70»,
«Двигатель 4А160S6У3 ГОСТ 19523-74»;
г) в разделе «Прочие изделия» – наименования изделий и их условные обозначения в соответствии с документами на их поставку, с соответствующим обозначением этих документов;
д) в разделе «Материалы» – условные обозначения материалов по
соответствующим государственным стандартам, а при их отсутствии –
по техническим условиям.
П р и м е ч а н и е – Если необходимо записать в спецификацию изделия и материалы, отличающиеся размерами и некоторыми другими
данными, примененные по одному и тому же конструкторскому документу, то допускается общую часть наименования таких изделий или материалов с обозначением указанного документа производить на каждом
листе спецификации один раз, как заголовок общего назначения.
Под общим наименованием следует помещать для каждого из указанных изделий или материалов только их параметры и размеры, например:
Болты ГОСТ 9798-70
М16×40.46.011
М20×60.46.011 и т.д.
Указанным упрощением не допускается пользоваться, если основные
параметры или размеры изделия обозначаются одним числом или буквой. Для подобных случаев запись производят следующим образом:
Шайбы ГОСТ 6960-68
Шайба 3
Шайба 4 и т.д.
13.4.3.6 В графе «Кол.» (количество) записывают количество составных частей на одно специфицируемое изделие:
а) в разделе «Документация» графу не заполняют и прочерк не ставится;
б) в разделе «Материалы» – общее количество материалов с указанием единиц измерения (на одно специфицируемое изделие).
Допускается единицы измерения материалов помещать в графе
«Примечание» в непосредственной близости от графы «Кол.».
13.4.3.7 В графе «Примечание» указывают дополнительные сведения для планирования и организации производства, а также другие сведения, относящиеся к записанным в спецификацию изделиям, материалам и документам, например для деталей, на которые не выпущены
чертежи, – массу.
147
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
При разработке учебного пособия в силу ограниченного объема не
ставилась задача приведения полных сведений, обеспечивающих выполнение всевозможных конструкторских решений. Основная цель пособия – изложить ключевые требования и необходимые рекомендации
по выбору простейших решений основных вопросов проектирования,
позволяющие получить комплексное представление о конструкторской
деятельности и освоить способы решения типовых инженерных задач,
рассматриваемых в пособии.
В заключении обязательной части пояснительной записки курсового проекта или курсовой работы должно быть приведено краткое описание проектируемого изделия и дана оценка полученных результатов.
В прошедшем времени отмечаются основные этапы работы в соответствии с поставленными и отмеченными во Введении задачами. Кроме
того, должна быть приведена оценка эффективности проведенных разработок, обусловливающих надежность.
148
ПРИЛОЖЕНИЕ А1
(справочное)
ПРИМЕР ВЫПОЛНЕНИЯ ЛИСТА ТЕКСТОВОГО ДОКУМЕНТА
149
ПРИЛОЖЕНИЕ А2
(справочное)
ПРИМЕР ВЫПОЛНЕНИЯ ТИТУЛЬНОГО ЛИСТА КУРСОВОГО ПРОЕКТА
150
ПРИЛОЖЕНИЕ А3
(справочное)
НОРМАЛЬНЫЕ ЛИНЕЙНЫЕ РАЗМЕРЫ (ГОСТ 6636–69)
В миллиметрах
Rа5
1,0
Ряды
Rа10 Rа20
1,0
1,0
1,1
1,2
1,2
1,4
1,6
1,6
1,6
1,8
2,0
2,0
2,2
2,5
2,5
2,5
2,8
3,2
3,2
3,6
4,0
4,0
4,0
4,5
5,0
5,0
5,6
6,3
6,3
6,3
7,1
8,0
8,0
9,0
Rа40
1,0
1,05
1,1
1,15
1,2
1,3
1,4
1,5
1,6
1,7
1,8
1,9
2,0
2,1
2,2
2,4
2,5
2,6
2,8
3,0
3,2
3,4
3,6
3,8
4,0
4,2
4,5
4,8
5,0
5,3
5,6
6,0
6,3
6,7
7,1
7,5
8,0
8,5
9,0
9,5
Rа5
10
Ряды
Rа10 Rа20
10
10
11
12
12
14
16
16
16
18
20
20
22
25
25
25
28
32
32
36
40
40
40
45
50
50
56
63
63
63
71
80
80
90
Rа40
10
10,5
11
1,15
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
24
25
26
28
30
32
34
36
38
40
42
45
48
50
53
56
60
63
67
71
75
80
85
90
95
Rа5
100
Ряды
Rа10 Rа20
100
100
110
125
125
140
160
160
160
180
200
200
220
250
250
250
280
320
320
360
400
400
400
450
500
500
560
630
630
630
710
800
800
900
Rа40
100
105
110
120
125
130
140
150
160
170
180
190
200
210
220
240
250
260
280
300
320
340
360
380
400
420
450
480
500
530
560
600
630
670
710
750
800
850
900
950
151
ПРИЛОЖЕНИЕ Б
(справочное)
ТЕХНИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ ДВИГАТЕЛЕЙ СЕРИИ АИР
Синхронная частота, мин–1
Мощность P,
кВт
3000
1500
1000
750
0,37
–
–
71А6/915
–
0,55
–
71А4/1357
71В6/915
–
0,75
71А2/2820
71В4/1350
80A6/920
90LA8/695
1,1
71 В2/2805
80А4/1395
80В6/920
90LВ8/695
1,5
80A2/2850
80В4/1395
90L6/925
100L8/702
2,2
80В2/2850
90L4/1395
100L6/945 112 МА8/709
3
90L2/2850
100S4/1410 112МА6/950 112МВ8/709
4
100S2/2850 100L4/1410 112МВ6/950
132S8/716
5,5
100L2/2850 112М4/1432
132S6/960
132М8/712
7,5
112М2/2895 132S4/1440
132М6/960
160S8/7273
11
132М2/2910 132М4/1447 160S6/9704
160М8/7273
15
160S2/29101 160S4/1455 2 160М6/9705
180M8/731
1
2
3
18,5
160М2/2910 160М4/1455
180M6/980
–
1
3
22
180S2/2919 180S4/1462
–
–
1
1
30
180М2/2925 180М4/1470
–
–
Примечания
1. В числителе указан тип двигателя, в знаменателе – асинхронная
частота вращения ротора, мин–1.
2. Отношение максимального вращающего момента к номинальному Тmax/Т=2,2; для отмеченных знаками 1 — Тmax/T=2,7;
2
— Тmax/T=2,9; 3 — Тmax/T=2,4; 4 — Тmax/T=2,5; 5 — Tmax/T=2,6.
3. Пример обозначения двигателя: «Двигатель АИР100L2 TУ 16 —
525.564 — 84»
152
ПРИЛОЖЕНИЕ В1
(справочное)
ПОДШИПНИКИ ШАРИКОВЫЕ РАДИАЛЬНЫЕ ОДНОРЯДНЫЕ
(Извлечения из ГОСТ 8338-75)
Обозначение
Размеры, мм
d
Грузоподъемность, кН
Сr
С0r
D
B
r
Средняя серия
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
18,0
308 40
90
23 2,5 41,0
22,4
309 45 100 25 2,5 52,7
30,0
310 50 100 27 3,0 61,8
36,0
311 55 120 29 3,0 71,5
41,5
312 60 130 31 3,5 81,9
48,0
56,0
Грузоподъ- 313 65 140 33 3,5 92,3
ОбоРазмеры, мм
емность, кН 314 70 150 35 3,5
зна104
63,0
чение d
D
B
r
Сr
С0r 315 75 160 37 3,5
112
72,0
Легкая серия
Тяжелая серия
204 20
47
14 1,5 12,7 6,2 405 25
80
21 2,5 36,4
20,4
205 25
52
15 1,5 14,0 6,95 406 30
90
23 2,5 47,0
26,7
206 30
62
16 1,5 19,5 10,0 407 35 100 25 2,5 55,3
31,0
207 35
72
17 2,0 25,5 13,7 408 40 110 27 3,0 63,7
36,5
208 40
80
18 2,0 32,0 17,8 409 45 120 29 3,0 76,1
45,5
209 45
85
19 2,0 33,2 18,6 410 50 130 31 3,5 87,1
52,0
210 50
90
20 2,0 35,1 19,8 411 55 140 33 3,5
100
63,0
211 55 100 21 2,5 43,6 25,8 412 60 150 35 3,5
108
70,0
212 60 110 22 2,5 52,0 31,0 413 65 160 37 3,5
119
78,1
213 65 120 23 2,5 56,0 34,0 414 70 180 42 4,0
143
105
214 70 125 24 2,5 61,8 35,6 416 80 200 48 4,0
163
125
215 75 130 25 2,5 66,3 41,0 417 85 210 52 5,0
174
135
П р и м е ч а н и е – Пример условного обозначения подшипника средней серии
диаметров 3, узкой серии: с d=30 мм, D=72 мм: «Подшипник 306 ГОСТ 8338-75».
153
ПРИЛОЖЕНИЕ В2
(справочное)
ПОДШИПНИКИ ШАРИКОВЫЕ РАДИАЛЬНО-УПОРНЫЕ (ГОСТ 831-75)
Обозначение
  12
  26
Размеры, мм
d
D
B
r
r1
Грузоподъемность, кН
  12
  26
Cr
C0r
Cr
C0r
Легкая серия
36204 46204
20
47
14
12,3
8,4
11,6 7,79
36205 46205
25
52
15 1,5 0,5 13,1
9,2
12,4 8,50
36206 46206
30
62
16
18,2 13,3 17,2 12,2
36207 46207
35
72
17
24,0 18,1 22,7 16,6
36208 46208
40
80
18
30,6 23,7 28,9 21,7
2,0 1,0
36209 46209
45
85
19
32,3 25,6 30,4 23,6
36210 46210
50
90
20
33,9 27,6 31,8 25,4
36211 46211
55 100 21
41,9 34,9 39,4 32,1
36212 46212
60 110 22
48,2 40,1 45,4 36,8
–
46213
65 120 23 2,5 1,2
–
–
54,4 46,8
36214
–
70 125 24
63,0 55,9
–
–
–
46215
75 130 25
–
–
61,5 54,8
Средняя серия
–
46304
20
52
15
–
–
14,0 9,17
36305 46305
25
62
17 2,0 1,0 22,0 16,2 21,1 14,9
36306 46306
30
72
19
26,9 20,4 25,6 18,7
36307 46307
35
80
21
35,0 27,4 33,4 25,2
36308 46308
40
90
23 2,5 1,2 41,3 33,4 39,2 30,7
36309 46309
45 100 25
50,5 41,0 48,1 37,7
36310 46310
50 110 27
59,2 48,8 56,3 44,8
3,0 1,5
–
46311
55 120 29
–
–
68,9 57,4
36312 46312
60 130 31
83,0 72,5 78,8 66,6
36313 46313
65 140 33 3,5 2,0 94,1 83,2 89,0 76,4
–
46314
70 150 35
–
–
100,0 87,0
П р и м е ч а н и е – Пример условного обозначения подшипника типа 46000, легкой серии диаметров 2, с d  30 мм, D  62 мм: «Подшипник 46206 ГОСТ 831-75».
154
ПРИЛОЖЕНИЕ В3
(справочное)
РОЛИКОПОДШИПНИКИ РАДИАЛЬНЫЕ С КОРОТКИМИ
ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ РОЛИКАМИ (ГОСТ 8328-75)
Обозначение
2000
Тип
32000
42000
Грузоподъемность, кН
Размеры, мм
d
D
B
r
r1
Cr
C0r
Легкая серия
2204 32204 42204
20
47
14
11,9
7,38
–
32205 42205
25
52
15
1,5
13,4
8,61
1,0
2206 32206 42206
30
62
16
17,3
11,4
2207 32207 42207
35
72
17
25,6
17,5
2208 32208 42208
40
80
18
33,7
24,0
2,0
2209 32209 42209
45
85
19
35,3
25,7
2,0
2210 32210 42210
50
90
20
38,7
29,2
2211 32211 42211
55
100
21
43,7
39,9
2212 32212 42212
60
110
22
54,8
42,8
2213 32213 42213
65
120
23
2,5
61,8
48,6
2,5
2214 32214
–
70
125
24
62,1
48,6
2215 32215 42215
75
130
25
75,4
61,0
Средняя серия
2305
–
42305
25
62
17
22,6
14,8
2,0
2306 32306 42306
30
72
19
2,0
30,2
20,6
2307
–
42307
35
80
21
34,1
23,2
2308 32308 42308
40
90
23
2,5
41,0
68,5
2,5
2309 32309
–
45
100
25
56,5
40,7
2310 32310 42310
50
110
27
65,2
47,5
3,0
3,0
2311 32311 42311
55
120
29
84,0
62,8
2312 32312 42312
60
130
31
100,0 77,2
2313 32313 42313
65
140
33
105,0 80,4
3,5
3,5
2314 32314 42314
70
150
35
123,0 97,3
2315 32315 42315
75
160
37
142,0 112,0
П р и м е ч а н и е – Пример условного обозначения подшипника типа
32206, легкой серии диаметров 2: с d  30 мм, D  62 мм: «Подшипник
32206 ГОСТ 8328-75».
155
ПРИЛОЖЕНИЕ В4
(справочное)
ПОДШИПНИКИ РОЛИКОВЫЕ КОНИЧЕСКИЕ ОДНОРЯДНЫЕ
(ГОСТ 27365-87)
Обозначение
d
D
T
B
c
7204
7205
7206
7207
7208
7209
7210
7211
7212
7214
7215
20
25
30
35
40
45
50
55
60
70
75
47
52
62
72
80
85
90
100
110
125
130
15,5
16,5
17,5
18,5
20,0
21,0
22,0
23,0
24,0
26,5
27,5
14
15
16
17
18
19
20
21
23
26
26
12
13
14
15
16
16
17
18
19
21
22
Размеры, мм
,
град.
r
r1
Грузоподъемность, кН
Cr
C0r
Факторы
нагрузки
e
Y
Y0
13,3
17,9
22,3
26,3
32,7
33,4
40,6
46,1
58,4
82,1
84,5
0,36
0,36
0,36
0,37
0,38
0,41
0,37
0,41
0,35
0,37
0,39
1,67
1,67
1,65
1,62
1,56
1,45
1,60
1,46
1,71
1,62
1,55
0,92
0,92
0,91
,089
0,86
0,80
0,88
0,80
0,94
0,89
0,85
27,0
40,0
44,0
46,0
54,0
61,0
75,0
98,0
101
108
0,365
0,346
0,381
0,416
0,421
0,360
0,392
0,369
0,388
0,407
1,645
1,733
1,575
1,442
1,426
1,666
1,528
1,624
1,547
1,476
0,905
0,953
0,866
0,793
0,784
0,916
0,840
0,893
0,851
0,812
Легкая серия
1,5 0,5
2,0
0,8
2,5
14
14
14
14
14
15
14
15
13
14
15
19,1
23,9
29,8
35,2
42,4
42,7
15,9
57,9
72,2
95,9
97,6
Легкая широкая серия
7506
7507
7508
7509
7510
7511
7512
7513
7514
7515
156
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
62
72
80
85
90
100
110
120
125
130
21,5
24,5
25,0
25,0
25,0
27,0
30,0
33,0
33,5
33,5
20,5
23,0
23,5
23,5
23,5
25,0
28,0
31,0
31,0
31,0
17
20
20
20
20
21
24
27
27
27
1,5 0,5
2,0
0,8
2,5
14
13
14
15
16
13
15
14
14
15
36,0
53,0
56,0
60,0
62,0
80,0
94,0
119
125
130
Продолжение приложения В4
Обозначение
Размеры, мм
,
град.
d
D
T
B
c
7304
7305
7306
7307
7308
7309
7310
7311
7312
7313
7314
7315
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
52
62
72
80
90
100
110
120
130
140
150
160
16,5
18,5
21,0
23,0
25,5
27,5
29,5
32,0
34,0
36,5
38,5
40,5
16
17
19
21
23
26
29
29
31
33
37
37
13
15
17
18
20
22
23
25
27
28
30
31
7604
7605
7606
7607
7608
7609
7610
7611
7612
7613
7614
7615
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
52
62
72
80
90
100
110
120
130
140
150
160
22,5
25,5
29,0
33,0
35,5
38,5
42,5
46,0
49,0
51,5
54,5
58,5
21
24
29
31
33
36
40
44,5
47,5
48
51
55
27306
27307
27308
27310
27311
27312
27313
27315
27317
30
25
40
50
55
60
65
75
85
72
80
90
100
120
130
140
160
180
r
r1
Грузоподъемность, кН
Cr
C0r
e
Y
Y0
25,0 17,7
29,6 20,9
40,0 29,9
48,1 35,3
61,0 46,0
76,1 59,3
96,6 75,9
102,0 81,5
118,0 96,3
134,0 111,0
168,0 137,0
178,0 148,0
0,30
0,360
0,34
0,32
0,28
0,29
0,310
0,33
0,30
0,30
0,310
0,33
2,03
1,66
1,780
1,88
2,16
2,090
1,94
1,8
1,97
1,97
1,94
1,83
1,11
0,92
0,98
1,03
1,19
1,15
1,06
0,99
1,08
1,08
1,06
1,01
0,298
0,273
0,319
0,296
0,296
0,291
0,296
0,323
0,305
0,328
0,351
0,301
2,011
2,194
1,882
2,026
2,026
2,058
2,026
1,855
1,966
1,829
1,710
1,996
1,106
1,205
1,035
1,114
1,114
1,131
1,114
1,020
1,081
1,006
0,940
1,198
0,721
0,786
0,786
0,797
0,814
0,858
0,753
0,826
0,764
0,833
0,763
0,763
0,752
0,737
0,858
0,796
0,726
0,785
0,458
0,420
0,420
0,414
0,504
0,472
0,438
0,400
0,432
Факторы
нагрузки
Средняя серия
2,0
0,8
2,5
1,0
3,0
3,5
1,2
11
14
14
12
11
11
12
13
12
12
12
12
Средняя широкая серия
18,5
21
23
27
28,5
31
34
36,5
39
41
43
46,5
2,0
0,8
2,5
0,8
3,0
1,0
3,5
1,2
11
11
12
11
11
11
12
12
12
12
13
11
31,5
47,5
63,0
76,0
90,0
114,0
122,0
160,0
186,0
210,0
240,0
280,0
22,0
36,6
51,0
61,5
67,5
90,5
108,0
140,0
157,0
168,0
186,0
235,0
Средняя серия с большим углом конуса
21,0
23,0
25,5
29,5
32,0
34,0
36,5
40,5
45,0
19
21
23
39
29
31
33
37
41
14
15
17
19
21
22
23
26
30
2,0
0,8
2,5
3,0
1,0
3,5
1,2
4,0
1,5
26
28
28
28
29
25
27
29
27
30,0 21,0
39,4 29,5
48,4 37,1
69,3 54,2
72,5 58,9
80,5 62,0
89,0 71,4
119,0 95,1
145,0 146,0
П р и м е ч а н и е – Пример условного обозначения подшипника
легкой серии диаметров 2, серии ширин 0 с d  50 мм, D  90 мм:
«Подшипник 7210 ГОСТ 27365-87»
157
ПРИЛОЖЕНИЕ Г1
(справочное)
КРЫШКИ ТОРЦОВЫЕ ГЛУХИЕ (ГОСТ 18511-73)
D
D1
D2
D3
Размеры в мм
Отверстия под винты
H
d
d1
d2
n
H2 h1
b
s
40; 42
54
70
34
44; 47
60
78
38
20 5
7
12
14
4 10
4 5
50, 52
66
82
44
55; 58
48
75
95
22 7
60;62
52
65; 68
84
105
58
4
70; 72
62
90
110
9
15
20
12 26 8 4 6
75
64
80; 85 100
120
72
6
90; 95 110
130
80
100
120
145
90
105;
11
18
24
6 15 32 9 5 7
130
155
95
110
П р и м е ч а н и е – Пример условного обозначения глухой крышки типа 2
исполнения 1, диаметром D  62 мм: «Крышка 21-62 ГОСТ 18511-73»
158
ПРИЛОЖЕНИЕ Г2
(справочное)
КРЫШКИ ТОРЦОВЫЕ С ОТВЕРСТИЕМ
ДЛЯ МАНЖЕТНОГО УПЛОТНЕНИЯ (ГОСТ 18512-73)
D
40
42
47
52
55
60
62
65
68
70
72
75
80
85
90
95
100
105
110
115
120
D1
D2
D3
D4
54
70
34
40
60
66
75
78
82
38
44
48
–
52
–
58
47
78
95
84
105
90
110
62
50
120
72
H
H1
h
h1
h2
h3
b
15
7
1
2
22
1
4
60
17
15
4
17
68
5
10
2
B
B1
13
12
s
7
27
5
4
28
15
72
64
100
Отверстия
под винты
d d1 d2 n
9
1
5
2
0
18
10
30
80
15
6
110
130
180
92
120
145
90
100
130
155
95
110
140
165
105
120
28
1
8
2
4
12
3
30
33
6
1
1
6
23
36
6
12
20
17 7
39
41
Примечания
1. Размеры под манжетное уплотнение (см. таблицу 8.1).
2. Диаметр отверстия в крышке определяется по соответствующему диаметру
вала или втулки.
3. Пример условного обозначения крышки типа 1 исполнения 2, диаметром
D = 68 мм с диаметром вала или втулки 35 мм: «Крышка 12-6835 ГОСТ 18512-73»
159
ПРИЛОЖЕНИЕ Г3
(справочное)
КРЫШКИ ВРЕЗНЫЕ С ОТВЕРСТИЯМИ И ГЛУХИЕ
Размеры в мм
D
40
42
47
52
62
72
80
85
90
95
100 110
D0
43
46
52
56
67
77
85
92
95
102
105 117
D3
34
34
38
44
52
62
72
72
80
80
90
14
h
h1
3
16
4
1
B
20
5
8
95
7
10
12
2
3
10
15
Примечания
1. Размеры под манжетное уплотнение см. в таблице 8.1.
2. Диаметр отверстия в крышке (допускаемое отклонение по Н12 –
для крышки с манжетным уплотнением и А11 – с жировыми канавками) определяется по соответствующему диаметру вала или
втулки.
3. Допускаемое отклонение диаметра крышки D по h8.
4. Размер a = 2 мм, a1 = 1 мм при D  95 мм; a = 3 мм, a1 = 1,5 мм
при D   мм
160
ПРИЛОЖЕНИЕ Д1
(информационное)
ПРИМЕР ОФОРМЛЕНИЯ СБОРОЧНОГО ЧЕРТЕЖА РЕДУКТОРА
161
Продолжение приложения Д1
162
ПРИЛОЖЕНИЕ Д2
(информационное)
ПРИМЕР ОФОРМЛЕНИЯ СПЕЦИФИКАЦИИ
СБОРОЧНОГО ЧЕРТЕЖА РЕДУКТОРА
163
Продолжение приложения Д2
164
ПРИЛОЖЕНИЕ Д3
(информационное)
ПРИМЕР ОФОРМЛЕНИЯ РАБОЧЕГО ЧЕРТЕЖА ВАЛА
165
ПРИЛОЖЕНИЕ Д4
(информационное)
ПРИМЕР ОФОРМЛЕНИЯ РАБОЧЕГО ЧЕРТЕЖА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА
166
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
1. ГОСТ 2.105-95 «Единая система конструкторской документации.
Общие требования к текстовым документам». – Введ. 01.06.96. – М. :
Изд-во стандартов, 2006.
2. ГОСТ 6636-69. «Нормальные линейные размеры». – Введ.
01.01.70. – М. : Изд-во стандартов, 1987.
3. ГОСТ 2144-93. Передачи червячные цилиндрические. Основные
параметры. – Введ. 01.07.1977. – М. : Изд-во стандартов, 1980.
4. ГОСТ 19672-74. Передачи червячные цилиндрические. Модули и
коэффициенты диаметра червяка. – Введ. 01.01.1978. – М. : Изд-во стандартов, 1984.
5. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные
внешнего зацепления. Расчет на прочность. – Введ. 01.01.88. – М. :
Изд-во стандартов, 1987.
6. ГОСТ 18511-73. Крышки торцовые глухие. – Введ. 01.01.75. – М. :
Изд-во стандартов, 1997.
7. ГОСТ 18512-73. Крышки торцовые с отверстием для манжетного
уплотнения. – Введ. 01.01.75. – М. : Изд-во стандартов, 1997.
8. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин : учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. –
4-е изд., перераб. и доп. – М. : Высш. шк., 1985. – 447 с.
9. Иванов, М.Н. Детали машин : учеб. для студентов высш. техн.
учеб. заведений / М.Н. Иванов. – 5-е изд., перераб. – М. : Высш. шк.,
1991. – 383 с.
10. Курмаз, Л.В. Детали машин. Проектирование / Л.В. Курмаз,
А.Т. Скойбеда. – Минск : УП «Технопринт», 2002.
11. Решетов, Д.Н. Детали машин : учеб. для вузов / Д.Н. Решетов. –
4-е изд., перераб. – М. : Машиностроение, 1989. – 496 с.
12. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин : учеб.
пособие / А.Е. Шейнблит. – 2-е изд., перераб. и доп. – Калининград : Янтар. сказ, 2002. – 454 с.
167
ОГЛАВЛЕНИЕ
ВВЕДЕНИЕ ....................................................................................................3
ЗАДАНИЯ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ .........................................6
1 ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ГОСТ 2.105-95
ПО ОФОРМЛЕНИЮ ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ ..............................12
1.1 Общие положения ...........................................................................12
1.2 Построение пояснительной записки ...............................................13
1.3 Изложение текста пояснительной записки ....................................15
1.4 Выполнение расчетов .....................................................................17
1.5 Построение таблиц..........................................................................19
1.6 Оформление иллюстраций .............................................................22
2 ОБОЗНАЧЕНИЕ ИЗДЕЛИЙ И КОНСТРУКТОРСКИХ ДОКУМЕНТОВ ....23
3 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА .........................24
3.1 Определение требуемой мощности на рабочем органе машины .. 25
3.2 Определение требуемой мощности двигателя .............................25
3.3 Определение передаточного числа привода и его ступеней ........26
4 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ
И КОНИЧЕСКИХ КОЛЕС. ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ............................................................30
4.1 Выбор материала ............................................................................30
4.2 Определение допускаемых напряжений ........................................32
5 РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРНОГО ТИПА ............36
5.1 Расчет эвольвентных цилиндрических передач
внешнего зацепления ......................................................................37
5.2 Расчет закрытых ортогональных конических передач ..................47
5.3 Расчет цилиндрических червячных передач .................................56
6 РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ ..............................................79
6.1 Выбор материалов и термической обработки ...............................79
6.2 Проектный расчет валов .................................................................80
6.3 Конструирование валов ..................................................................80
6.4 Шпоночные соединения ..................................................................92
6.5 Выбор типа подшипника..................................................................93
7 ПРОЕКТИРОВАНИЕ СТАКАНОВ И КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ ...........96
8 УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА .......................................................99
9 РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ ..........................................101
10 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ВАЛОВ, ПОДШИПНИКОВ И ШПОНОК ... 103
10.1 Определение нагрузок ................................................................ 104
10.2 Составление расчетной схемы ................................................... 106
10.3 Расчет валов на выносливость ................................................... 109
10.4 Проверка подшипников на долговечность .................................114
10.5 Проверка на прочность шпоночных соединений ....................... 121
168
11 КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА
И КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ ...................................................................122
12 ВЫБОР СМАЗКИ РЕДУКТОРА ............................................................ 130
13 ОФОРМЛЕНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ ................................................................ 132
13.1 Оформление сборочного чертежа ..............................................132
13.2 Рекомендации по назначению
характера сопряжения (посадка) деталей .................................134
13.3 Оформление рабочих чертежей деталей ..................................135
13.4 Правила составления спецификации .........................................140
ЗАКЛЮЧЕНИЕ........................................................................................... 147
ПРИЛОЖЕНИЯ ............................................................................................ 148
ПРИЛОЖЕНИЕ А1. Пример выполнения листа текстового документа ... 148
ПРИЛОЖЕНИЕ А2. Пример выполнения титульного листа ................... 149
ПРИЛОЖЕНИЕ А3. Нормальные линейные размеры ............................ 150
ПРИЛОЖЕНИЕ Б. Технические данные двигателей серии АИР ...........151
ПРИЛОЖЕНИЕ В1. Подшипники шариковые радиальные однорядные
(ГОСТ 8338-75) ......................................................... 152
ПРИЛОЖЕНИЕ В2. Подшипники шариковые радиально-упорные
(ГОСТ 831-75) ........................................................... 153
ПРИЛОЖЕНИЕ В3. Роликоподшипники радиальные с короткими
цилиндрическими роликами (ГОСТ 8328-75) .........154
ПРИЛОЖЕНИЕ В4. Подшипники роликовые конические однорядные
(ГОСТ 27365-87) ....................................................... 155
ПРИЛОЖЕНИЕ Г1. Крышки торцовые глухие (ГОСТ 18511-73) ............157
ПРИЛОЖЕНИЕ Г2. Крышки торцовые с отверстием для манжетного
уплотнения (ГОСТ 18512-73) ...................................158
ПРИЛОЖЕНИЕ Г3. Крышки врезные с отверстием и глухие .................159
ПРИЛОЖЕНИЕ Д1. Пример оформления сборочного чертежа
цилиндрического редуктора ....................................160
ПРИЛОЖЕНИЯ Д2. Пример оформления спецификации
сборочного чертежа редуктора............................... 162
ПРИЛОЖЕНИЕ Д3. Пример оформления рабочего чертежа вала ........164
ПРИЛОЖЕНИЕ Д4. Пример оформления рабочего чертежа
зубчатого колеса ..................................................... 165
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК .......................................................... 166
169
Учебное издание
Дрыгин Владимир Васильевич
Яворский Николай Иванович
Васильев Донат Александрович
ДЕТАЛИ И УЗЛЫ МАШИН ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ.
Проектирование
Редактор Э.Г. Долгавина
Технический редактор С.С. Заикина
————————————————————————————
План 2013 г. Поз. 1.13. Подписано в печать 02.04.2013.
Уч.-изд. л. 5,3. Усл. печ. л. 10,5. Зак. 105. Тираж 150 экз. Цена 252 р.
————————————————————————————
Издательство ДВГУПС
680021, г. Хабаровск, ул. Серышева, 47.
170
Кафедра «Детали машин»
В.В. Дрыгин, Н.И. Яворский, Д.А. Васильев
ДЕТАЛИ И УЗЛЫ МАШИН
ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ.
ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Учебное пособие
Хабаровск
2013
171
Скачать