Конструирование деталейВолгоградский государственный технический университет

СОДЕРЖАНИЕ
Практическая работа № 1
Расчет сварных соединений.
Практическая работа № 2
Расчет соединения с натягом. Разработка конструкции
соединения с натягом
Практическая работа № 3
Расчет шпоночного соединения. Разработка конструкции
шпоночного соединения
Практическая работа № 4
Расчет резьбового соединения
Практическая работа № 5
Расчет передачи винт-гайка
Практическая работа № 6
Расчет ременной передачи. Разработка рабочего чертежа
шкива
Практическая работа № 7
Расчет цепно й передачи. Разработка чертежа звездочки
цепной передачи
Практическая работа № 8
Расчет зубчатой передачи. Разработка рабочего чертежа
зубчатого колеса
Практическая работа № 9
Расчет червячной передачи. Разработка рабочего чертежа
червяка.
Практическая работа № 10
Расчет вала. Разработка рабочего чертежа вала.
Практическая работа № 11
Расчет подшипников качения. Разработка конструкции
подшипникового узла
Практическая работа № 12
Подбор стандартных муфт
Список использованных источников
3
4
16
24
28
34
40
46
55
65
74
86
99
107
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 1
ТЕМА:
Расчет сварных соединений.
ЦЕЛЬ
РАБЛОТЫ:
научиться
(фланговые
рассчитывать
и
лобовые)
комбинированные
угловые
швы
под
действием постоянной нагрузки.
Задание: Рассчитать сварное соединение внахлестку равнобокого
уголка с косынкой (рис. 1) под действием растягивающей постоянной
силы.
Проверить
возможность
работы
сварного
соединения
переменной нагрузке.
Данные для расчета:
Постоянная растягивающая сила
F, Н
Материал уголка и косынки
Вид сварки

Задания по вариантам приведены в таблице 5.
Рисунок 1 − Сварное соединение уголка с косынкой
4
при
Общие сведения о сварных соединениях.
Сварные соединения представляют собой основной тип неразъемных
соединений. Они образуются путем местного нагрева деталей в зоне их
соединения.
Наибольшее распространение получила электрическая дуговая и
контактная сварка.
Различают три разновидности дуговой сварки:
а)
автоматическая
сварка
под
флюсом
–
применяется
в
крупносерийном и массовом производстве для конструкций с длинными
швами;
б)
полуавтоматическая сварка под флюсом – применяется для
конструкций с короткими прерывистыми швами;
в)
ручная сварка – применяется в тех случаях, когда другие виды
дуговой сварки нерациональны.
Контактная сварка применяется для нахлесточных соединений
тонкого листового металла или для стыковых соединений кругового и
полосового металла (стыковая сварка).
Достоинства сварочных соединений:
–
невысокая стоимость соединения благодаря малой трудоемкости
сварки и простате конструкции сварного шва;
–
сравнительно большая масса конструкции (на 15 … 25% меньше
клепаной конструкции);
–
герметичность и плотность соединения;
–
возможность автоматизации процесса сварки;
–
возможность сварки толстых профилей.
Недостатки:
–
прочность сварного соединения зависит от квалификации
сварщика;
5
–
коробление деталей из-за неравномерности нагрева в процессе
сварки;
–
недостаточная надежность при значительных вибрационных и
ударных нагрузках.
Конструкции сварных соединений и рекомендации по их
конструированию.
Основные
пути
и
конструктивные
элементы
сварных
швов
регламентируются ГОСТом.
Стыковые соединения просты и надежны из всех сварных
соединений. Соединяемые детали располагаются в одной плоскости или
являются продолжением одна другой. Основные виды стыковых швов и
характер подготовки кромок для сварки (рис. 2) зависят от толщины
соединяемых элементов. При толщине их до 6 мм кромки свариваемых
листов можно не разделывать, расстояние «b» между свариваемыми
элементами перед сваркой (рис. 2, a ,  ) пропорционально толщине листов
и колеблется в пределах 0  b  3 мм. При большой толщине свариваемых
элементов применяются V - образные (рис. 2, б, г, е, ж) и U – образные
 
(рис. 2, b ) швы: симметричные (рис. 2, б, b ), несимметричные (рис. 2, г, е),
односторонние (рис. 2, б, b , г) и двусторонние (рис. 2, е, ж).


Рисунок 2 − Типы стыковых швов
6
Угловые сварные соединения предназначены для соединения
элементов, расположенных в разных (параллельных или пересекающихся)
плоскостях (рис. 3). В зависимости от формы сечения различают швы с
сечением в виде равнобедренного треугольника (рис. 3, a ), треугольника,
основание которого больше высоты (рис. 3, б), треугольника с
криволинейными сторонами (рис. 3, b )

Катет шва K выбирают из условия K  S, но не менее 3 мм. Высота
q  2...3 мм, размер   3 мм.



По форме сечения угловые швы бывают:

– выпуклые (рис. 3, a ) – нерациональны, т.к., вызывают
повышенную концентрацию напряжений;
–
–
нормальные (рис. 3, б);

вогнутые (рис. 3, b ), обеспечивают плавный переход шва в
основной металл детали, благодаря чему снижается концентрация
напряжений. Вогнутый шов повышает стоимость изделия, т.к. требует
последующей механической обработки.
Рисунок 3 − Угловые швы
В зависимости от расположения угловые швы бывают (рис. 4):
–
лобовые, расположение перпендикулярно линии действия силы
F (рис. 4, 1);
–


фланговые, расположение параллельно линии действия силы
F (рис. 4, 2);
7
–
косые, расположение под углом к линии действия силы
F (рис. 4, 3);
–комбинированные,
состоящие
из
сочетания
лобовых
и
фланговых швов.

Рисунок 4 − Сварные соединения угловыми швами:
1 – лобовым; 2 – фланговым; 3 – косым.; а, г, д – соединение нахлесточное
или с накладками; б – тавровое соединение; в – угловое соединение
Порядок выполнение работы
1
Для материала свариваемых деталей определить допускаемое
напряжение на растяжение по таблице 2:
  , Н/мм2.
2
Площадь сечения равнобокого уголка:


F
  
, мм2;
Результат площади сечения равнобокого уголка перевести в см2.
где F , Н;   , Н/мм2.

3
По ГОСТ 8509 -79 выбираем ближайший равнобокий уголок в
зависимости от величины его сечения А – см2 (табл. 1):


8
№
A , см2;
b , мм;
d , мм;
Zo , см.


4
Приступаем
к
предварительному

конструированию
сварного
соединения:
Расчет нахлесточных соединений угловыми швами производят на
срез по опасному сечению 1-1 (рис. 3), совпадающему с биссектрисой
прямого угла.
Определяем допускаемые напряжения среза для сварных швов
(табл. 3):
 ср , Н/мм .
2
5
Полная длина сварных швов:

F
, мм;

0,7    ср
 
где F - постоянная растягивающая сила, Н;
  d , катет шва, мм;

 6
 ср , Н/мм .
2
Длина любого шва (см. рис. 1):
  2   o, мм;
где  o , мм (см. пункт 3).

7

Суммарная длина фланговых швов и каждого шва в отдельности:
 
 2 


1 

 , мм;
   o
, мм;
b
  2 , мм;
9
где ,   ,  o и b , мм.
Полученные значения округлить до целого числа.
Приступаем
8
к
окончательному
конструированию
сварного
соединения:
Учитывая дефекты при сварке, длину каждого шва следует
увеличить примерно на величину катета шва K  d  , мм.
Кроме того при сварке уголка лобовые швы обычно выполняют
полностью по всей ширине полки « b ».
Окончательно принимаем:
  b , мм;
 1   1   , мм  50 ;
  2    2   , мм  50 ;
       1    2 , мм.
Полученные значения округлить до целого числа.
9
Проверяем
возможности
работы
сварного
соединения
при
переменной нагрузке:
а)
определяем коэффициент понижения допускаемых напряжений
для любого и фланговых швов:
 
1
 1;
a     C   a     C   R
 
1
 1;
a     C   a     C   R
где  , a, C – коэффициенты (табл. 4);
R  0,3 – коэффициент асимметрии цикла.


б)
допускаемые напряжения:
 ср      ср , Н/мм2;
 ср      ср , Н/мм2;
 , Н/мм2, (пункт 4).
где  ср
10
в)
Действующие напряжения в сварных швах:
 ср 
F
 ;
, Н/мм2,   ср

0,7  
 
где F , Н, (задание по вариантам);
 , мм (пункт 8);
 ср , Н/мм , (принять меньше значения согласно пункта 9. б).
2
Сделать вывод: при переменной нагрузке сварное соединение
работать может (не может).
10
Выполнить рабочий чертеж сварной конструкции в масштабе
расчетных величин (рис. 1).
11
Таблица 1 – Сталь прокатная угловая равнополочная ГОСТ 8509 – 72
(выборка).
Номер
профиля
№
b
4,5
45
5
50
5,6
56
6,3
63
7
70
7,5
75
8
80
9
90
d
3
4
5
3
4
5
4
5
4
5
6
4,5
5
6
7
8
5
6
7
8
9
5,5
6
7
8
6
7
8
9
Размеры
R
мм
r
5,0
1,7
5,5
1,8
6,0
2,0
7,0
2,3
8,0
2,7
9,0
3,0
9,0
3,0
10
3,3
12
o
см
1,21
1,26
1,30
1,33
1,38
1,42
1,52
1,57
1,69
1,74
1,78
1,88
1,90
1,94
1,99
2,02
2,02
2,06
2,10
2,15
2,18
2,17
2,19
2,23
2,27
2,43
2,47
2,51
2,55
Площадь
профиля
А, см2
2,65
3,48
4,29
2,96
3,89
4,80
4,38
5,41
4,96
6,13
7,28
6,20
6,86
8,15
9,42
10,70
7,39
8,78
10,10
11,50
12,80
8,63
9,38
10,80
12,30
10,60
12,30
13,90
15,60
Продолжение таблицы 1
Номер
профиля
№
Размеры
b
d
R
r
o
Площадь
профиля
А, см2
2,68
2,71
2,75
2,83
2,91
2,99
3,06
2,96
3,00
3,36
3,40
3,45
3,53
3,61
3,68
3,78
3,82
3,90
4,30
4,35
4,39
4,47
4,55
4,63
4,70
12,8
13,8
15,6
19,2
22,8
26,3
29,7
15,2
17,2
19,7
22,0
24,3
28,9
33,4
37,8
24,7
27,3
32,5
31,4
34,4
37,4
43,3
49,1
54,8
60,4
мм
10
100
11
110
12,5
125
14
140
16
160
6,5
7
8
10
12
14
16
7
8
8
9
10
12
14
16
9
10
12
10
11
12
14
16
18
20
12
4,0
12
4,0
14
4,6
14
4,6
16
5,3
Таблица 2 – Коэффициент безопасности
Стали
  , Н/мм2
Ст. 2
140
Ст. 3; Ст. 4
160
13
Ст. 5
190
Низколегированные
25
Таблица 3 – Допускаемые напряжения для сварных швов при статической
нагрузке
Вид сварки
Допускаемое напряжение для сварных
швов – Н/мм2
При сдвиге
При
При
(срезе)
растяжении
сжатии

 ср
 
Ò
 
Автоматическая электродами
Э42А в среде защитных газов
Ручная электродами обычного

качества
Автоматическая электродами 
Э50А в среде защитных газов
Ручная электродами Э50А в

среде защитных газов

  
  
0,65   
0,9  

  
0,6   
  
   
0,65   
  
   
0,65   


Таблица 4 – Поправочные коэффициенты
для

 определения
 допускаемых
напряжений угловых сварных швов, работающих при переменной нагрузке
Сварной шов
Угловой лобовой:
при ручной сварке
при автоматической сварке
Угловой
фланговый
шов
работающий на срез от соевой
силы
Коэффициенты:
a
c
Коэффициенты   ,    для стали
углеродистой
низколегированной
2,3
1,7
3,2
2,4
3,4
4,4
0,58
0,26
0,65
0,30

14
Таблица 5 – Задания по вариантам
Вариант
№
1
2
3
4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

17

18

19

20

21

22

23

24

25

26

27

28

29

30




Сила F
H
60 10 3
114 10 3
194 10 3
240 10 3
380 10 3
98 10 3
109 10 3
150 10 3
364 10 3
500 10 3
172 10 3
85 10 3
435 10 3
600 10 3
275 10 3
785 10 3
615 10 3
550 10 3
740 10 3
430 10 3
90 10 3
116 10 3
160 10 3
260 10 3
630 10 3
657 10 3
570 10 3
305 10 3
184 10 3
390 10 3
Материал уголка и
косынки
Вид сварки
Сталь Ст. 2
Автоматическая
электродами Э42А
в среде защитного газа
Сталь Ст. 3
Ручная электродами
обычного качества
Сталь Ст. 4
Ручная
электродами Э50А
в среде защитного газа
Сталь
низкоуглеродистая
Ручная электродами
обычного качества
Сталь Ст. 5
Автоматическая
электродами Э50А
в среде защитного газа
Сталь
низкоуглеродистая
Ручная электродами
обычного качества
15
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 2
ТЕМА:
Расчет
соединения
с
натягом.
Разработка
конструкции
соединения с натягом.
ЦЕЛЬ РАБОТЫ:
научиться рассчитывать и конструировать соединения
с натягом, собираемые запрессовкой (рис.1)
Задание:
Подобрать
посадку,
обеспечивающую
соединение
зубчатого колеса с валом (шпонку не учитывать) при условии, что
соединение нагружено вращающим моментом М и осевой силой F.
Задание по вариантам приведены в таблице 4.
Данные для расчета:
1
Вращающий момент
М, Нм
Осевая сила
F, Н
Диаметр посадочной поверхности
D, мм
Диаметр ступицы
d1, мм
Посадочная длина
ℓ, мм
Материал зубчатого колеса и вала
- сталь 45
Коэффициент запаса сцепления
К = 2,5
Коэффициент трения
f = 0,08
Порядок выполнение работы

Принимаем для материалов сопрягаемых деталей (сталь 45) по
таблице 1:
а)
модули упругости;
Е1 = Е2, Н/мм2.
б)
коэффициенты Пуассона;
μ1 = μ2.
16
2
Определяем контактное давление в соединении:
2
 2 
 F2 

 d 
q
, Н/мм2;
 d  f
где F, Н;
М, Нмм;
d и ℓ, мм.
3
Определяем расчетный натяг:
C
E1
  q  d 1 
C2 
, мм;
E 2 
где С1 и С2 – коэффициенты;
С1 = 1 – μ1.

 d 2
1   
d1 
C2 
 µ2
 d 2
1   
d1 
Полученный результат расчетного натяга переводим в мкм.

4
Принимаем среднее арифметическое отклонение из ряда:
2,5; 1,6; 1,25; 0,8; 0,63; 0,4 (мкм)
Ra1, мкм;
Ra2 , мкм.

5
Находим поправку, определяющую обмятие микронеровностей:
U = 5,5 Ra1  Ra 2 , мкм.

6
Минимальный требуемый натяг, необходимый для восприятия и
передачи внешних нагрузок:

N min   U , мкм.
7

Максимальный допустимый натяг соединения, гарантирующий
прочность охватывающей детали:
17
N max 
qmax  
q
 U , мкм;
где qmax – максимальное контактное давление, Н/мм2;
q – контактное давление, Н/мм2;


δр и U, мкм.
  2 
d
qmax  0,5  1    , Н/мм2;

 d1  

где   – предел текучести Н/мм2;
Принять по таблице 1 для стали 45


8
  , Н/мм2.
Для полученных значений [N]min, мкм и [N]max, мкм подбираем
посадку с натягом по таблицам 2 и 3.
Рекомендуемые посадки:
9
H7
H7
H7
H7
r6
S6
t6
6
Для выбранной посадки проверяем условия:
Nmin > [N]min;


H7
U7

Nmax < [N]max;
где Nmin и Nmax вероятные натяги, которые определяются с учетом
рассеивания размеров отверстия и вала.
9.1
Допуски размеров:
а)
отверстия;
ТD = ES – EJ, мкм;
где ES – верхнее отклонение размера отверстия, мкм;
EJ – нижнее отклонение размера отверстия, мкм.
б)
вала;
d = es – ei, мкм;
где es – верхнее отклонение размера вала, мкм;

ei – нижнее отклонение размера вала мкм.
18
9.2
Среднее отклонение размеров:
а)
отверстия;
Еm = 0,5 (ES + EJ), мкм.
б)
вала;
Еm = 0,5 (ES + EJ), мкм;
отверстия − Еm = 0,5 (ES + EJ), мкм;
вала − em = 0,5 (es + ei), мкм.
9.3
Средний натяг посадки:
Nm = em – Em, мкм.
9.4
Рассеивание натяга
ТΣ =
9.5

D 2  d 2 , мкм.
Наибольший и наименьший вероятные натяги выбранной посадки:
Nmin = Nm – 0,5 ТΣ, мкм;
Nmax = Nm + 0,5 ТΣ, мкм.
Условия Nmin > [N]min и Nmax < [N]max должны выполняться. В
противном случае необходимо выбрать другую посадку и расчеты
п. 9 повторить.
10
Разработать чертеж соединения зубчатого колеса с валом:
19
Рисунок 1 − Расчетная схема соединения с натягом.
Примечание: При разработке конструкции соединения использовать
рекомендации:
ℓ сm = ℓ + (6…8), мм;
С = ℓ/3, мм.
20
Таблица 1 – Физико-механические свойства некоторых материалов
Материал
Предел
Модуль
текучести σт упругости
Е∙105 Н/мм2
Н/мм2
Коэффициент
Временное
Пуассона μ сопротивление
σв Н/мм2
Сталь
Сm 3
20
30
45
40Х
Чугун
Сч15
Сч35
Латунь Л68
200–240
240
300
360
650–900
2,0
2,0
2,0
2,0–2,1
2,1
–
–
90
0,8–1,5
1,3
1,1
380–470
420–500
500–600
610–750
730–1050
0,3
0,3
147
340
320
0,23–0,27
Таблица 2 – Предельные отклонения диаметров отверстий
Номинальный
размер, мм
Свыше 30 до 50
50 … 80
80 … 120
120 … 180
180 … 250
Отношение (мкм) для поля допуска
Н4
Н5
Н6
Н7
Н8
Н10
Н11
Н12
+7
0
+8
0
+10
0
+12
0
+14
0
+11
0
+13
0
+15
0
+18
0
+20
0
+16
0
+19
0
+22
0
+25
0
+29
0
+25
0
+30
0
+35
0
+40
0
+46
0
+39 +62 +100
0
0
0
+46 +74 +120
0
0
0
+54 +87 +140
0
0
0
+63 +100 +160
0
0
0
+72 +115 +185
0
0
0
+160
0
+190
0
+220
0
+250
0
+290
0
+250
0
+300
0
+350
0
+400
0
+460
0
21
Н9
Таблица 3 – Предельные (верхние и нижние) отклонения диаметров валов
при посадках с натягом для 5-7-го квалитетов (система отверстия)
Отклонение (мкм) при квалитете
Номинальный
размер, мм
Свыше 30 до 40
40 … 50
50 … 65
65 … 80
5
р5
r5
s5
p6
+37
+45
+54
+42
+26
+34
+43
+26
+54
+41
+56
+43
+66
+51
+69
+54
+81
+63
+83
+65
+86
+68
+97
+77
+66
+53
+72
+59
+86
+71
+94
+79
+110
+92
+118
+100
+126
+108
+142
+122
+45
+32
80 … 100
100 … 120
+52
+37
120 … 140
140 … 160
160 … 180
180 … 200
6
+61
+43
+51
+32
+59
+37
+68
+43
22
r6
+50
+34
+50
+34
+60
+41
+62
+43
+73
+51
+76
+54
+88
+63
+90
+65
+93
+68
+106
+77
7
s6
+59
+43
+59
+43
+72
+53
+78
+59
+93
+71
+101
+79
+117
+92
+125
+100
+133
+108
+151
+122
t6
+64
+48
+70
+54
+85
+66
+94
+75
+113
+91
+126
+104
+147
+122
+159
+134
+171
+146
+195
+166
s7
+68
+43
+68
+43
+83
+53
+89
+59
+106
+71
+114
+79
+132
+92
+140
+100
+148
+108
+168
+122
u7
+85
+60
+95
+70
+117
+87
+132
+102
+159
+124
+179
+144
+210
+170
+230
+190
+250
+210
+282
+236
Таблица 4 – Задания по вариантам
№ варианта
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
М,
Нм
70
115
190
160
210
250
150
80
200
260
300
180
310
140
270
195
90
220
205
100
280
240
290
315
110
245
230
120
170
130
F,
Н
1100
1250
1400
1300
1500
1350
1450
1250
1550
1100
1600
1150
1500
1350
1450
1520
1200
1550
1310
1300
1620
1000
1600
1630
1050
1300
1210
1280
1420
1200
d,
мм
30
65
95
105
180
120
70
40
110
130
200
115
135
50
125
140
55
145
160
60
190
75
165
175
80
170
150
85
100
90
23
d1,
мм
60
95
130
140
220
150
105
80
140
160
240
145
170
80
160
170
90
180
200
95
230
110
200
210
110
200
185
120
140
430
ℓ,
мм
40
70
100
110
170
130
80
60
120
140
210
130
150
70
135
160
80
165
150
90
200
100
180
100
110
180
160
120
130
120
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 3
ТЕМА:
Расчет
шпоночного
соединения.
Разработка
конструкции
шпоночного соединения.
ЦЕЛЬ РАБОТЫ: научиться подбирать шпонки по таблицам ГОСТ,
рассчитывать
и
разрабатывать
конструкцию
шпоночного соединения.
Задание: Подобрать призматическую шпонку со скругленными
торцами для передачи вращающего момента зубчатым колесом валу.
Определить длину ступицы колеса из условия прочности соединения на
смятие. Проверить прочность соединения на срез.
Разработать конструкцию шпоночного соединения.
Задание по вариантам приведены в таблице 2.
Данные для расчета:
Диаметр вала
d, мм
Вращающий момент
М, Нм
Материал ступицы
…
Порядок выполнение работы
1
По таблице 1 по заданному диаметру вала выбираем размеры
шпоночного сечения и глубину паза (рис. 1):
Ширина шпонки
b, мм
Высота шпонки
h, мм
Глубина паза вала
t1, мм
Глубина паза втулки
t2, мм
Справочный размер
K, мм
24
Принимаем допускаемые напряжения смятия. При изготовлении
2
шпонок по ГОСТ 8787-68 принимают [  см] = 80…150 Н/мм2 (меньшее
значение для чугуна, большие для стали).
[  см], Н/мм2.

Рабочая длина шпонки, исходя из условия прочности шпоночного
3

соединения на смятие:
 
2
, мм;
d     см 
где М, Нмм;
d и К, мм;
[  см], Н/мм2.
Длина шпонки:
4


  b, мм.
Полученное

значение
округлить
до
ближайшей
большей
стандартной величины (см. таблицу 1).
, мм.
Проверка шпоночного соединения на срез:
5

τ ср =
2
, Н/мм2,
d b
где М, Нмм;

d, b,  , мм.
τ ср ≤ [τ ср],
где [τ ср] = 70…100 Н/мм2.
Дать заключение: прочность на срез обеспечена (не обеспечена).
6
Длина ступицы:
 ст    8...10  , мм.
7
Разработать конструкцию шпоночного соединения:
25
Рисунок 1 − Шпоночное соединение призматической шпонкой
Таблица 1 – Шпонки призматические ГОСТ 2336-78 СТ СЭВ 189-75
Диаметр вала
d, мм
12…17
17…22
22…30
30…38
38…44
44…50
50…58
58…65
65…75
75…85
85…95
95…105
105…120
120…140
140…170
170…200
Размеры шпонки,
мм
b
h
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
5
6
7
8
8
9
10
11
12
14
14
16
18
20
22
25
10-56
14-70
18-90
22-110
28-140
36-160
45-180
50-200
56-220
63-250
70-280
70-280
80-315
90-355
100-400
110-450
26
Глубина паза
Справочный
мм
размер К для
(вал)
(втулка) расчета на
смятие, мм
t1
t2
3
2,3
2,3
3,5
2,8
2,6
4
3,3
3,0
5
3,3
3,5
5
3,3
3,6
5,5
3,8
4,0
6
4,3
4,3
7
4,4
4,8
7,5
4,9
5,2
9
5,4
6,0
9
5,4
6,7
10,3
5,9
7,7
11,5
6,7
8,7
12,8
7,4
9,5
13,5
8,7
10,9
15,3
9,9
12,3
Таблица 2 – Задания по вариантам
№ варианта
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
49
50
51
52
53
54
55
56
57
58
59
60
d,
мм
45
60
80
20
75
100
50
125
30
105
65
145
85
110
40
130
160
120
170
150
200
55
165
140
180
90
190
115
155
70
М,
Нм
100
120
190
70
320
140
110
180
80
200
85
290
130
210
90
145
220
150
240
250
300
105
160
310
260
135
270
170
280
95
Материал ступицы
сталь
чугун
сталь
чугун
сталь
чугун
27
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 4
ТЕМА:
Расчет резьбового соединения.
ЦЕЛЬ РАБОТЫ: научиться рассчитывать резьбовое соединение и
подбирать болты по таблицам ГОСТ.
Задание: Рассчитать болты дисковой муфты (рис. 1) для двух
случаев установки их в отверстия полумуфт: без зазора и с зазором.
Нагрузка постоянная. Затяжка болтов неконтролируемая.
Задания по вариантам приведены в таблице 4.
Данные для расчета:
Мощность, передаваемая муфтой
Р, кВт
Частота вращения соединяемых болтов
n, мин -1
Диаметр окружности центров болтов
D0, мм
Число болтов
Z=4
Материал болтов
Порядок выполнение работы
1
Определяем вращающий момент, передаваемый муфтой:



, Нм;
где Р, Вm;


2
n
30
, (рад/с).
Определяем расчетный вращающий момент:
Мр = КМ, Нм;

где К = (1,0…1,5) – коэффициент запаса.
3
Сила, действующая на болты:
Q
2 
, Н;
Do
где Do, м;
 , Нм.



28
4
Сила, приходящаяся на один болт:
F
5
Q
, Н.

Определяем допускаемые напряжения для стали (по варианту):
а)

предел текучести;
  , Н/мм2 (по таблице 1).
б)
допускаемое напряжение на растяжение;
   


n
, Н/мм2,
где n – коэффициент запаса прочности принимается по таблице 2 при

постоянной нагрузке, предполагая, что диаметр болта соответствует резьбе
М16-М30.
n = ….
в)
допускаемое напряжение среза;
[τ ср] = 0,4 ·   , Н/мм2.
6
Расчет диаметров болтов:
а)
болт, установленный

напряжениям среза;
d
без
зазора
рассчитывается
по
4F
, мм,
  b   ср
 
где b = 1, т.к. болт срезается по одной плоскости стыка;
F, Н;
[τ ср], Н/мм2;
d − стержень болта, который может быть равен наружному диаметру
резьбы.
Принимаем болт по таблице 3:
Болт М …
б)
болт установлен с зазором;
29
Внутренний диаметр резьбы болта рассчитывается по напряжениям
растяжения:
d1 
1,3   F
, мм;
0,785     b  f
где f = 0,15 – коэффициент трения между стальными полумуфтами;
b = 1, т.к. одна плоскость стыка;



К = 1,5 – коэффициент запаса от сдвига полумуфт;
F, Н;
  , Н/мм2.
По таблице 3 выбираем болт с ближайшим большим внутренним

диаметром d1, мм.
М … (d1 = … мм; t = … мм).
7
Разработать конструкцию резьбового соединения:
Рисунок 1 − Муфта дисковая
30
Таблица 1 – Физико-механические свойства материалов.
Временное
Материал сопротивление
 b , Н/мм2
Предел
текучести
  , Н/мм2
Предел
выносливости
 1, Н/мм2
Модуль
упругости
Е∙10-5,
Н/мм2
Сталь
Ст 3

Ст 4
380-470

420-500
200-240

260
120-160
2,0
150
2,0
Ст 5
500-620
280
170
2,0
20
420-500
240
120-160
2,0
30
500-600
300
170-210
2,0
40Х
730-1050
650-900
240-340
2,1
Таблица 2 – Значения коэффициентов запаса прочности для болтов с
метрической резьбой (М6-М30) при неконтролируемой затяжке.
Материал
болта
Углеродистая
сталь
Легированная
сталь
Значения n при постоянной
нагрузке для резьбы
М6-М16
М16-М30
Значения n при переменной
нагрузке для резьбы
М6-М16
М16-М30
5-4
4-4,25
12-8,5
8,5
6,5-5
5-3,3
10-6,5
6,5
31
Таблица 3 – Резьба метрическая по ГОСТ 24705-81.
d
мм
5
6
8
10
12
14
16
18
t
мм
0,8
0,5
1
0,75
0,5
1,25
1
0,75
0,5
1,5
1,25
1
0,75
0,5
1,75
1,5
1,25
1
0,75
0,5
2
1,5
1,25
1
0,75
0,5
2
1,5
1
0,75
0,5
2,5
2
1,5
1
0,75
0,5
d1
мм
4,134
4,459
4,917
5,188
5,459
6,647
6,917
7,188
7,459
8,376
8,647
8,917
9,188
9,459
10,106
10,376
10,647
10,917
11,188
11,459
11,835
12,376
12,647
12,917
13,188
13,459
13,835
14,376
14,917
15,188
15,459
15,294
15,835
16,376
16,917
17,188
17,459
d
мм
20
22
24
27
30
33
32
t
мм
2,5
2
1,5
1
0,75
0,5
2,5
2
1,5
1
0,75
0,5
3
2
1,5
1
0,75
3
2
1,5
1
0,75
3,5
3
2
1,5
1
0,75
3,5
3
2
1,5
1
0,75
d1
мм
17,294
17,835
18,376
18,917
19,188
19,459
19,294
19,835
20,376
20,917
21,188
21,459
20,752
21,835
22,376
22,917
23,188
23,752
24,835
25,376
25,917
26,188
26,211
26,752
27,835
28,376
28,918
29,188
29,211
29,752
30,835
31,376
31,918
32,188
Таблица 4 – Задания по вариантам.
№
варианта
61
62
63
64
65
66
67
68
69
70
71
72
73
74
75
76
77
78
79
80
81
82
83
84
85
86
87
88
89
90
91
92
Р
кВт
40
15
28
10
50
65
20
25
18
68
16
58
47
48
32
30
12
3
55
22
25
42
45
60
52
4
35
62
13
38
14
26
n
мин-1
250
200
270
310
300
470
350
290
250
500
330
430
315
440
380
200
200
230
400
370
460
410
300
450
420
220
340
480
285
430
335
465
D0
мм
270
220
250
210
260
340
250
230
260
350
270
280
160
300
450
370
280
290
380
300
240
320
400
390
270
240
350
400
310
340
220
240
33
Материал болтов
Сталь
Ст 3
Сталь
40 Х
Сталь
Ст 4
Сталь
Ст 5
Сталь 20
Сталь 30
Сталь 40 Х
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 5
ТЕМА:
Расчет передачи винт-гайка.
ЦЕЛЬ РАБОТЫ:
научиться рассчитывать самотормозящую передачу
винт-гайка.
Задание: Рассчитать винтовую пару домкрата по следующим
данным:
Грузоподъемность домкрата F, кН.
Материал винта – сталь 45, термообработка «улучшение».
Материал гайки – бронза Бр 010Ф1.
Резьба однозаходная.
Задания по вариантам приведены в таблице 2.
План выполнение работы
1
Определяем допускаемые напряжения:
а)
для материала винта на растяжение;
   

n
, Н/мм2;
где  см  – предел текучести, Н/мм2 [1. табл. 8];
 см  = 540;

n = 3 – коэффициент запаса прочности [1.с.203].
б)
Для материала бронзы на растяжение и смятие:
   = 34…44, Н/мм2;
  = 42…55, Н/мм2, [1, с. 203].


2
Допускаемое давление на износостойкость резьбы:
закаленная сталь по бронзе.
[Ризн] = 10, Н/мм2, [1. с. 203].
3
Определяем средний диаметр резьбы из условия износостойкости
винтовой пары:
d2 
F
, мм;
     изн
где F, Н;
34
[Ризн], Н/мм2;
ψн – коэффициент высоты гайки;
ψн = 1,8;
ξ – коэффициент рабочей высоты профиля резьбы;
ξ = 0,5.
4
По таблице 1 принимаем стандартные параметры однозаходной
трапецеидальной резьбы:
d = …мм;
d2 = …мм;
t = …мм.
5
Проверяем условие самоторможения   винтовой пары:
а)
определяем приведенный угол трения трапецеидальной
резьбы;
 f 
 rc tg
,
cos

где f – коэффициент трения [1. с. 93];
f = 0,08…0,10;





2
– приведенный угол профиля резьбы;
  30 – угол профиля трапецеидальной резьбы.


б)
определяем угол подъема резьбы;
tg 
t
;
d 2
 =….


Дать заключение о соблюдении условия самоторможения винтовой
пары.
6
Определяем размеры гайки (рис. 2):
а)
высота гайки;
    d2 , мм;
где   – коэффициент высоты гайки (пункт 3);

35

d2 – средний диаметр резьбы, мм.
б)

число витков резьбы гайки;

;
t
Полученное значение округлить до целого числа.

в)
определяем наружный диаметр гайки из условия прочности
материала на растяжение;
D
4 Fрасч
   
 d 2 , мм;
где Fрасч  1,3  F , Н.
Полученное значение округлить до целого числа D, мм.
Рисунок 2 − Гайка
г)
определяем диаметр буртика гайки из условия прочности на
смятие;
D
4F
  см 
 D 2 , мм;
где F, Н;
D, мм;
 см , Н/мм2.
36
Высоту буртика гайки принять: α = 0,25 Н, мм.
7
Определяем КПД винтовой пары:

8

tg
.
tg  
Принять длину винта домкрата (высоту подъема) в пределах:
o 
9
8...10d , мм.
Разработать конструкцию винтового домкрата (рис. 3) с учетом
 расчетных параметров.
Рисунок 3 − Домкрат винтовой
37
Таблица 1 – Трапецеидальная однозаходная резьба ГОСТ 9484-81
Наружный Средний
диаметр диаметр
d, мм
d2, мм
22,5
24
21,5
20
24,
26
23,5
22
26,5
28
25,5
24
28,5
30
27
25
30,5
32
29
27
32,5
34
31
29
34,5
36
33
31
36,5
38
34,5
33
38,5
40
36,5
35
40,5
42
38,5
37
42,5
44
40,5
38
Шаг
t, мм
3
5
8
3
5
8
3
5
8
3
6
10
3
6
10
3
6
10
3
6
10
3
7
10
3
7
10
3
7
10
3
7
12
Наружный Средний
диаметр диаметр
d, мм
d2, мм
44,5
46
42
40
46,5
48
44
42
48,5
50
46
44
51,5
52
48
46
53,5
55
50,5
48
58,5
60
55,5
53
63
65
60
57
68
70
65
62
73
75
70
67
78
80
75
72
83
85
79
76
38
Шаг
t, мм
3
8
12
3
8
12
3
8
12
3
8
12
3
9
14
3
9
14
4
10
16
4
10
16
4
10
16
4
10
16
4
12
18
Таблица 2 – Задания по вариантам
Варианты
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
F - кН
30
68
51
42
20
35
28
62
75
40
Варианты
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
F - кН
37
78,8,
18,2
45
38
72
31
50
100
109
Варианты
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
F - кН
60
120
87
127
15,5
55
130,7 65,5
139
92
39
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 6
ТЕМА:
Расчет ременной передачи. Разработка рабочего чертежа
шкива.
ЦЕЛЬ РАБОТЫ:
научиться рассчитывать плоскоременную передачу
и разрабатывать рабочий чертеж шкива.
Задание:
Рассчитать
открытую
плоскоременную
передачу
от
электродвигателя к редуктору привода конвейера (рис. 1) по следующим
данным:
Мощность электродвигателя
Р, кВт
Угловая скорость вала электродвигателя
ω1, рад/с
Угловая скорость ведомого шкива
ω2, рад/с
Угол наклона линии центров шкивов к горизонту
45º
Толщина кордшнурового прорезиненного ремня
δ=2,8
Конструктивный коэффициент
к
Характер нагрузки
…
Рисунок 1 – Схема привода с плоскоременной передачей:
1 – ременная передача, 2 – редуктор, 3 – конвейер
Порядок выполнение работы
1
Определить передаточное число
U
2
1
2 .
Определить диаметр малого шкива
d1=k δ, мм
40
Принять по стандарту ближайшее большее значение (таблица 1).
d1, мм
3
Определить диаметр большего шкива
d2= Ud1(1-ξ), мм
где ξ – коэффициент скольжения ремня
ξ=0,015.
Принять по стандарту (таблица 1).
d2, мм
4
Фактическое передаточное число
UФ 
5
d2
d1(1   ) .
Окружная скорость ремня
v
 1d1
2
, м/с.
где ω1 – угловая скорость вала электродвигателя, рад/с.
d1 – стандартный диаметр малого шкива, м.
6
Расчетная длина ремня

(d 2  d1) 2
l  2a  (d 2  d1) 
, мм
2
4a
где а – ориентировочное межосевое расстояние, мм
а=1,5(d1+ d2)
Окончательно принять по стандарту (таблица 1).
l, мм.
7
Проверить долговечность ремня по числу пробегов

v
-1
l ,с
где v – окружная скорость ремня, м/с
l – длина ремня, м
λ<(λ)
(λ)=15, с-1
41
8
a
9
Окончательное значение межосевого расстояния
2l   (d 2  d1)  (2l   (d 2  d1)) 2  8(d 2  d1) 2
, мм
8
Угол обхвата ремнем меньшего шкива
α=180°-57°(d2-d1)/а, град
10
Окружная сила, передаваемая ремнем
F=P/v, Н
где Р – мощность электродвигателя, ,Вт
11
Ширина ремня
а)
принимаем допускаемую приведенную удельную окружную
силу в ремне (интерполированием)
(К0)=1,96, Н/мм2
б)
поправочные коэффициенты принять по таблице 2
С0 – коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту,
Са – коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве,
С v – коэффициент влияния натяжения от центробежной силы
Сp – коэффициент динамичности нагрузки
Cd – коэффициент влияния диаметра меньшего шкива
Cf – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между
кордшнурами и уточными нитями ремня
Cf=0,85
в)
допускаемая удельная окружная сила;
К П   К 0  С0  С  С  С Р  Сd  C F , Н;
г)
ширина ремня:
b
F
, мм;
    
где F – окружная сила, передаваемая ремнем, Н;


 – толщина ремня, мм;
42
   – допускаемая удельная окружная сила, Н.
Окончательно принять большее стандартное значение по таблице 1

b , мм.
12
Сила предварительного натяжения в ремне
F=σδb, Н

где σ=2, Н/мм – рекомендуемое напряжение в ремне
13
Сила, действующая на валы
Fn  2F0 sin(1 / 2) , Н.
14
Разработать рабочий чертеж малого шкива.
43
Таблица 1 − Стандартные значения приводных ремней
Диаметр
шкива d, мм
Длина ремня
 , мм
Ширина
ремня b , мм
63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280,
315, 355, 400, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1400,
1600, 1800, 2000
500, 550, 600, 650, 700, 750, 800, 850, 900, 1000, 1050, 1150,
1200, 1250, 1300, 1400, 1450, 1500, 1600, 1700, 1800, 2000,
2500, 3000, 3500, 4000, 4500, 5000
20, 25, 30, 40, 45, 50, 60, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 100, 115, 120,
125, 150, 175, 200, 225, 250, 275, 300, 400, 540, 550, 600, 700,
800, 900, 1000, 1100, 1200
Таблица 2 − Значение поправочных коэффициентов
Коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту – C0
Угол наклона
00 … 600
600 … 800
800 … 900
C0
1
0,9
0,8
Коэффициент угла обхвата 1 на меньшем шкиве C 
Угол обхвата
1, град
C

180

1,00
170
160
150
0,97
0,94
0,91
Коэффициент влияния натяжения от центробежной силы C

Скорость
 , м/с
C
15
20
25
30
35
50
70
1,0
0,99
0,97
0,95
0,92
0,89

0,76
0,52
Коэффициент динамичности нагрузки C 


10
Характер
нагрузки
Спокойная
Умеренные
колебания
C
1,0
0,9
Значительные
колебания

0,8
Ударная и
резко
неравномерная
0,7
Коэффициент влияния диаметра меньшего шкива d1

d1 - мм
15
20
40
60
90
Cd
0,6
0,8
0,95
1,0
1,1

44
120 и
более
1,2
Таблица 3 − Задания по вариантам
Вариант
1
2

3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
,
кВт
1,5
5,5
3
8
4
1,8
6
2,8
5
3,8
4,5
2,2
2
6,5
4,8
7
2,5
5,8
3,2
6,8
2,2
4,2
7,8
5,2
7,5
6,2
4,3
7,2
5,3
3,5
6,3
1,
рад/c
119
150

170
200
160
100
120
150
130
110
120
105
100
180
105
130
110
158
150
140
80
158
160
130
200
170
160
120
160
75
156
2 ,
рад/c
34
50
30
50
40
40
40
37
40
25
30
30
25
48
35
30
30
50
25
25
20
40
35
25
40
40
50
35
44
25
39
45
Характер нагрузки
К
Умеренные колебания
40
Спокойная
64
Умеренные колебания
35
Значительные
колебания
44
Ударная и резко
неравномерная
70
Умеренные колебания
100
Значительные
колебания
50
Спокойная
57
Умеренные колебания
88
Значительные
колебания
80
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 7
ТЕМА:
Расчет цепной передачи. Разработка чертежа звездочки цепной
передачи.
ЦЕЛЬ РАБОТЫ:
научиться рассчитывать передачу роликовой цепью
и разрабатывать рабочий чертеж звездочки.
Задание: Рассчитать передачу роликовой однорядной цепью от
редуктора к ленточному конвейеру представленной на рисунке 1.
Данные для расчета:
Тяговая сила ленты
F, кН
Скорость ленты
 , м/c
Передаточное число цепной передачи
U 
Диаметр приводного барабана

Способ смазывания цепи
D, мм

Режим работы
Передача горизонтальная
Регулирование натяжения цепи натяжным роликом
Задания по вариантам приведены в таблице 6
Рисунок 1 − Привод конвейера с горизонтальной цепной передачей:
1 –редуктор; 2 –цепная передача; 3 –ленточный конвейер
46
Порядок выполнение работы
1
Число зубьев малой звездочки:
1  29  2U .
Предпочтительно принимаем нечетное число зубьев звездочки в

сочетании с четным числом звеньев цепи. Принимаем 1 .
2
Число зубьев большей звездочки:
 2  1  U .

Принимаем  2
Чтобы цепь не соскальзывала со звездочками, принимают  2 120 .

3
4
В противном случае необходимо уменьшить 1 .


Фактическое передаточное число U  2 .

1

Вращающий момент на валу приводного барабана:
FD
, Нм;
2
2 

где F – тяговая сила ленты, Н;
D – диаметр приводного барабана, м.

Вращающий момент на валу малой звездочки:
5
1 
2
, Нм;
U 
  0,92 – КПД передачи.

6
Угловая скорость малой звездочки и ее частота вращения:
1 

2 U
, рад/с;
D
где  , м/с;
n1 

7

30  1
, мин-1.

Допускаемое давление в шарнирах цепи. По таблице 1 методом
интерполяции, ориентируясь на меньшее табличное значение «n1»,
находим:
ц ;
47
ц   ц  ц , н/мм2;
где ц – меньшее табличное значение.
8
По
условиям
работы
передачи
определить
коэффициент
эксплуатации (таблица 2):
 э   д   с   о   рег.   р ;
где Кд – коэффициент динамичности нагрузки;
Кс – коэффициент способа смазывания;
Ко – коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонтам;
Крег. – коэффициент способа регулирования натяжения цепи;
Кр – коэффициент режима работы.
9
Шаг цепи определить из условия износостойкости шарниров цепи:
t = 2,8 3
1   э
, мм;
1  ц 
где М1 – вращающий момент на валу малой звездочки, Нмм;
1 − число зубьев малой звездочки;
ц  − допускаемое давление в шарнирах целы, Н/мм2.

10
По
величине шага
t
–
мм, выбрать роликовую
ГОСТ 13568 – 75 (таблица 3, рис. 2)
Записать обозначение цепи, ПР:
Шаг
t, мм
Диаметр валика
d0, мм
Масса 1м цепи
q, Н/м
Размер
 , мм
48
цепь по
Рисунок 2 − Цепь приводная роликовая однорядная (ПР):
1 – пластина наружная; 2 – ролик; 3 – пластина внутренняя;
4 – втулка; 5 – валик
11
Максимальное
значение
шага
цепи
ограничивается
угловой
скоростью малой звездочки по условию:
1  1 max
по таблице 4: для выбранной цепи находим 1max и сравниваем с 1
(см. пункт 3)
12
Средняя скорость цепи:

t  1  1
, м/с,
ц 
2
где t, м; 1, рад/с.
13
Мощность на валу малой звездочки:
1  1  1, Bm;

где 1 , Нм;


1, рад/с.
14 Окружная сила, передаваемая цепью:
Ft 
1
ц
, Н;
49

где 1 , Bm;
 , м/с.
15
Расчетное давление в шарнирах цепи:
ц 
Ft   э
, Н/мм2;
S
где S – опорная поверхность шарнира цепи, мм2 принимается
по таблице 5.
Полученное давление должно быть меньше допускаемого.
ц , н/мм2 (см. пункт 7).
16
Межосевое расстояние:
a  40  t , мм;
где t – шаг цепи, мм (см. пункт 10).
17
Длина цепи в шагах:
2
t  2  1 
2a
 0,51   2  
t 
t
40  a
Полученное значение округлить до целого четного числа

18
Фактическое межосевое расстояние при выбранном числе шагов
t:

2
2 
 2   2 
1   2 
1   2 
t 

a
 t 
  2
 , мм.
t 


   
4
2
2 



19

t.
Сила, действующая на валы звездочек:
Fb   b  Ft  2Fo , Н;
где  b – коэффициент нагрузки вала.
Наклон линии центров к горизонту
 b − при спокойной нагрузке
0 … 400
40 … 900
1,15
1,05
Примечание − При ударной нагрузке  b увеличивают на 10 … 15%
50
F0 – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой
ветви, Н;
F0   f  q  a  g , H;
где  f = 1 – коэффициент провисания цепи для горизонтальных
передач;
q =

масса 1-го м цепи, Нм, (пункт 10);

a − межосевое расстояние, м;
g = 9,81 м/с2;
Fb , Н.
20
Разработать рабочий чертеж звездочки:
Таблица 1 – Стандартные значения приводных ремней
ц  , Н/мм2 – при частоте вращения меньшей
200
звездочки – n1, мин-1
400 600 800 1000 1200 1600 2000
31
28
26
24
22
21
18
16
30
26
23
21
19
17
15
–
31,75 – 38,1
29
24
21
18
16
15
–
–
44,45 – 50,8
26
21
17
15
–
–
–
–
Шаг цепи t, мм
50
12,7 – 15,875
19,05 – 25,4
35
Пример
−
Определения
допускаемого
интерполяции при n1 = 125 мин-1
ц  
35  30
200  125   2,5 , Н/мм2;
200  50
ц   ц  ц   30  2,5  32,5 , Н/мм2.
51
давления
методом
Таблица 2 – Корректировочные коэффициенты
Коэффициент динамичности нагрузки Кд
Нагрузка с небольшими
толчками
1
1,2 …1,5
Коэффициент способа смазывания Кс
Нагрузка спокойная
Кд
непрерывное
Кс
капельное
периодическое
0,8
1
1,5
Коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонтали Ко
Ко
> 600
 60 0
1
1,25
Коэффициент способы регулирования натяжения цепи Крег

Крег
Кр
Передвигающимися
Нажимным
опорами
роликом
1
0,8
Коэффициент режима работы Кр
Нерегулируемая
передача
1,25
Односменная
Двухсменная
Трехсменная
1
1,25
1,5
52
Таблица 3 – Цепи приводные типа ПР (ГОСТ 13568 – 75)
Диаметр Размер
валика
b, мм
d0, мм не менее
Разрушаю
Масса
щая
нагрузка 1м цепи
d, Н/м
F , Н
460
2,0
Обозначение цепи
Шаг
t, мм
ПР - 8 - 460
8,00
2,31
3,00
ПР - 9,525 - 910
9,525
3,28
5,72
910
4,5
ПР - 12,7 - 900 - 2
12,70
3,66
3,30
900
3,5
ПР - 12,7 - 1820 - 1
12,70
4,45
5,40
1820
6,5
ПР - 15,875 - 2300 - 1
15,875
5,08
6,48
2300
8,0
ПР - 19,05 - 3180
19,05
5,96
12,7
3180
19
ПР - 25,4 - 6000
25,4
7,95
15,88
6000
26
ПР - 31,75 - 900
31,75
9,55
19,05
900
38
ПР - 38,1 - 12700
38,1
11,10
25,40
12700
55
ПР - 44,45 - 17240
44,45
12,70
25,40
17240
75
Таблица 4 – Наибольшие допустимые угловые скорости 1 max малой
звездочки
Цепь
Втулочная,
роликовая
1 max , рад/с при шаге t, мм
9,52 12,7 15,88 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,8
260
130
104
94
73
52
42
31
26
Таблица 5 – Опорная поверхность шарнира цепи
Цепь
ПР - 8 - 460
ПР - 9,525 - 910
Опорная
поверхность
Цепь
2
S, мм
ПР - 25,4 - 6000
11
ПР - 31,75 - 900
40
Опорная
поверхность
S, мм2
179
262
ПР - 12,7 - 900 - 2
22
ПР - 38,1 - 12700
394
ПР - 15,875 - 2300 - 1
51
ПР - 44,45 - 17240
472
ПР - 19,05 - 3180
105
ПР - 50,8 - 22700
645
53
Таблица 6 – Задания по вариантам
Вари
ант
№
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
F,
кН
,
м/с
i
D,
мм
2,5
7,2
2,8
3,6
3,5
6,2
5,8
4
7,8
5,2
4,5
5,6
5
3,8
5,5
4,6
6
4,2
7,6
6,5
4,8
7
6,6
8
3,2
8,5
9
2,2
8,8
6,8
8,2
1,6
4,3
5,5
2
6,8
4,5
2,5
5,8
9
2,8
7
4,8
6
3
6,2
7,2
3,2
6,5
3,5
7,5
8,8
5,7
3,8
9,5
4
8
4,2
6,15
5
8,5
5,2
2
5,2
3
5
3,2
4,8
5,5
4,2
3
6
3,8
5,2
2,5
4
5,8
6,2
5
3,3
3,5
6
3
6,5
4,3
2,6
5,3
2,2
6,3
4,1
2,8
3,4
6,8
250
300
420
280
280
320
400
350
300
360
280
420
400
350
400
500
320
360
400
360
300
450
300
360
420
320
380
320
250
350
250
Нагрузка
Способ
смазывания
Режим
работы
Спокойная
Капельное
Односменная
С
небольшими
толчками
Непрерывное
Двухсменная
Спокойная
Периодическое
Трехсменная
С
небольшими
толчками
Непрерывное
Односменная
Спокойное
Капельное
Двухсменная
Спокойная
Непрерывное
Трехсменная
С
небольшими
толчками
Периодическое
Односменная
Спокойная
Периодическое
Двухсменная
С
небольшими
толчками
Капельное
Трехсменная
Спокойная
Непрерывное
Односменная
54
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 8
ТЕМА:
Расчет зубчатой передачи. Разработка рабочего чертежа
зубчатого колеса.
ЦЕЛЬ
РАБОТЫ:
научиться
выполнять
взаимосвязанный
расчет
прочности и геометрии зацепления зубчатой передачи
и разрабатывать рабочий чертеж зубчатого колеса.
Задание:
Рассчитать
прямозубую
передачу
одноступенчатого
цилиндрического редуктора общего назначения (рис.1) по следующим
данным:
Данные для расчета:
Угловая скорость ведущего вала
 1 , рад/с
Передаваемая мощность
1 , кВm
Передаточное число редуктора
U
Марка стали шестерни и колеса
Термообработка
…


…
Редуктор нереверсивный, предназначенный для длительной работы
при постоянной нагрузке.
Задания по вариантам приведены в таблице 6
55
Рисунок 1 − Схема одноступенчатого цилиндрического прямозубового редуктора
Порядок выполнения работы
1
Вращающие моменты:
а)
на валу шестерни;
1 
б)


1 10 3
1
, Нм.
на валу колеса;
2  1 U  , Нм;
где   0,97 – КПД цилиндрического редуктора;
1 , кВm.
2
Для заданной марки стали и термообработки шестерни и колеса

выбрать значения (таблица 1):
а)
твердости:
НВ1 – для шестерни (указать вид термообработки);
НВ2 – для колеса.
Твердость шестерни должна быть на (25 – 50) НВ больше твердости
колеса
для
равномерного
изнашивания
перерабатываемости;
б)
диаметр заготовки:
56
зубьев
и
лучшей
их
Дш, мм;
Дк, мм.
Принимаем Дш < Дк
в)
предел текучести:
 1   2 , Н/мм2.
3
Предел контактной выносливости для материала колеса при
НВ ≤ 350:

 2  22  70 , Н/мм2.
4
Допускаемое контактное напряжение:
     2 

 L
, Н/мм2;
S
где  L 1 – коэффициент долговечности;
S 1,1...1,2 – коэффициент безопасности.

5



Допускаемые напряжения при изгибе для шестерни и колеса
 F1   1,81 
L
, Н/мм2;
SF
 F 2   1,82 
L
, Н/мм2;
SF
где  L – корректирующий коэффициент;
L 1 – корректирующий коэффициент;

SF – коэффициент безопасности;
SF = 1,7 … 2,2.

6
Расчетные коэффициенты (при НВ ≤ 350, расположение колес
относительно оси – симметричное):
а)
коэффициенты ширины венца колеса:
a
2
a
 0,4...0,5 – относительно межосевого расстояния;

57
d
 0,5 a u  1
–
коэффициенты
неравномерности
2
a
относительно
делительного
диаметра
нагрузки
и
шестерни.

б)
Кн
КF
в
зависимости от значений d (таблица 2):
Кн = …; КF = … .
Межосевое расстояние передачи из условия контактной прочности

рабочих поверхностей зубьев:
7
a  49,5u  1 
2   
2
 a  u   
2
, мм;
где Т2 – вращающий момент на валу колеса, Н/мм;
   − допускаемое контактное напряжение, Н/мм2 (пункт 4).

Окончательно принять большее стандартное значение по таблице 3:
a , мм.

Предварительные размеры колеса:
8

длительный диаметр;
d2 
2a  u
, мм.
u 1
б)
ширина венца;
2   a  a , мм;


а)
где a , мм.
Модуль зацепления из условия равной контактной и изгибной
9
прочности зубьев:

2  2   m
, мм;
m
d 2  2   F 2 
где Т2, Н/мм2;
d2 и

 F2 , Н/мм2 (пункт 5);




2 , мм;
 m − вспомогательный коэффициент;
 m = 6,8.
58
Полученное значение модуля округлить в большую сторону по
ГОСТ 9536-60 (таблица 3);
m, мм.
10
Суммарное число зубьев и зубьев шестерни и колеса:
 

2a
; 1   ;  2     1
m
u 1
Примечание − 1 и  2 должны быть целыми числами.

11
Фактическоепередаточное число передачи:

2
U  
, отклонение
от заданного «U» допускается до ± 2,5 %.

1
12
Основные геометрические размеры передачи:
а)

диаметр делительных окружностей шестерни и колеса;
d1  m  1, мм;
d2  m   2, мм.
б)

a

межосевое расстояние;
d1  d 2
, мм.
2
в)
диаметры окружностей вершин зубьев;
d f 1  d1  2m , мм;

d f 2  d 2  2m , мм.
г)

диаметры окружностей впадин зубьев;
d f 1  d1  2,5m , мм;

d f 2  d 2  2,5m , мм.
д)

ширина венца колеса и шестерни;
2   a  a , мм;

где  a – (пункт 6);
1

13

2 
2...5, мм.
Силы действующие в зацеплении колес:
а)
окружная сила;
59

Ft =
22
, Н.
d2
б)
радиальная сила;
F  F  tg , Н;
где Т2, Н/мм;
d2, мм;

 = 200;
tg 200 = 0,364.

14
Окружная скорость зубчатых колес:
U 
1  d1
2
, м/с;
где 1, рад/с; d1, м.
Назначить степень точности изготовления колес по таблице 4:


15
Степень точности…
Уточнить коэффициент ширины венца колеса:
d 
2
d1
;
принять коэффициенты:
  – (пункт 6, а);

 F – (пункт 6, а);
  – (1. с 138 при  5 м/с).
16
Фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:
   436
Ft U   1      
   ;
d2   2
где Ft, Н;
d2 и
2 , мм;
  , Н/мм2 (пункт 4).
Допускаемая недогрузка передачи

  
 перегрузка       на 5%.


60
       до 10% или
Дать заключение о проценте недогрузки или перегрузки.
17
Выбрать коэффициенты формы зуба по величине Z1 и Z2 по
таблице 5:
для шерсти Y F1  ... 1  ...;
для колеса Y F 2  ... 2  ....
18
Проверить прочность зубьев на изгиб:

Ft
для
  F    , Н/мм2,   F1 ;
 шерсти  F1  YF1
2  m
для колеса  F 2   F1
YF 2
   F 2 ,
Y F1

где Ft, H;
 2 и m , мм;

 F и   (пункт 15);
 F1  и  F2  , Н/мм2 (пункт 5).
Дать заключение: прочность зубьев на изгиб обеспечивается (не
обеспечивается).
19
Разработать рабочий чертеж зубчатого колеса.
61
Таблица 1 – Механические характеристики сталей для зубчатых колес
Н/мм2
 1,
Н/мм2
НВ для
поверх
ности
610
690

890
930
940
740
320
390

690
740
740
490
–
190-229
241-285
215-229
235-291
190-241
220-260
любой
520
295
225
147
90-120
180-250
250-350
До 120
120-150
180-250
220-315
730
690
660
930
850
780
800
390
340
300
690
590
490
630
315
295
285
420
395
370
375
194-222
180-207
180-195
260-282
240-270
215-243
235-262
120
200
930
920
690
750
420
415
269-302
465-489
980
786
440
262-294
 ,
Термообрабо
тка
Диаметр
заготовка
Н/мм2
Нормализация
Улучшение
Нормализация
Улучшение
Нормализация
Улучшение
150-400
100-200

100-160
150-300
60
200
40Л
Нормализация
45
Улучшение
Сталь
50Г
30ХГС
35Х
Улучшение
40Х
Поверхностн
ая закалка
40ХНМ
А
38ХМЮ
А
20Х
12ХНЗА
 ,
–
–
Мягкое
азотирование
Жесткое
азотирование
200
200
1050
900
460
850-900
Цементация
120
200
780
1000
640
800
370
445
489-600
550-630
Таблица 2 – Коэффициенты неравномерности нагрузки   и  F в
зависимости от значений 


0,2
0,4
0,6

1,01

1,02
F
1,01
1,01
1,03
0,8 
1,04
1,2

1,07
1,11
1,05
1,07
1,14
1,18


62
1,6
Таблица 3 – Стандартные ряды значений a и m цилиндрических
прямозубых колес
40 50 63 71 80 90 100 112 125 140 160 180 200


250 280 315 400
1,0 1,25 1,5 2 2,5 3 4 5
1,125 1,375 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5
6 8 10 12 16 20 25
7 9 11 14 18 22 28
a , мм

m , мм

Таблица 4 – Степень точности изготовления цилиндрических прямозубых
колес
 , м/с
Степень точности
изготовления
15
10
6
2
6-я
7-я
8-я
9-я
Таблица 5 – Значение коэффициента формы зуба Y F для внешнего
зацепления (х = 0)

YF
16
20
25
40
60
4,28
4,07
3,90
3,70
3,62


63
80

3,61
100
180

3,61
3,62
3,63
Таблица 6 − Задания по вариантам
Вариант
№
1,
рад/с
1 ,
кВm
U
1

2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
60
72
80
74
90
102
62
100
76
82
92
105
78
86
64
95
84
107
97
110
66
112
88
115
68
117
120
61,3
98
104
70
51,3
2,8
4,5
6
5
6,2
5,2
3
6,8
7,5
3,2
8,1
3,5
7
3,1
6,1
8,2
4
5,1
3,8
8,5
4,1
4,8
9
8,8
7,2
9,2
7,8
9,5
5,8
8
1,8
4,2
2,5
3,15
2
5
6,3
4
7,1
5,6
2,8
6,3
2,5
5
4,5
8
2,5
3,55
7,1
3
1,8
2
4
5
2,24
3,5
2,24
4
4,5
3,55
5,6
2,8
2,7
1,6
64
Марка стали
шестерни и
колеса
Термообработка
50Г
Нормализация
30ХГС
улучшение
45
улучшение
40Х
d=120…150
улучшение
50Г
улучшение
20Х
цементация
35Х
улучшение
12ХН3А
цементация
40Х
d=180…250
улучшение
40Х
поверхностная
закалка
45
d=180…250
улучшение
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 9
ТЕМА:
Расчет червячной передачи. Разработка рабочего чертежа
червяка.
ЦЕЛЬ
РАБОТЫ:
научиться
рассчитывать
червячную
передачу,
выполнять проверочные расчеты на прочность и
разрабатывать рабочий чертеж червяка.
Задание:
Рассчитать
червячную
передачу
одноступенчатого
редуктора с нижним расположением червяка (рис. 1) и проверить зубья
червячного колеса на прочность по контактным напряжениям и
напряжениям изгиба. Редуктор неверсивный, предназначен для длительной
работы при постоянной нагрузке.
Данные для расчета:
Мощность на валу червяка
1 , кВm
Угловая скорость вала червяка
1 , рад/с
Число витков червяка
1
Передаточное число редуктора
U

Червяк выполнен из закаленной стали 40х с твердостью поверхности
витков HRC >45. Венец червячного колеса изготовлен из бронзы.
Задания по вариантам приведены в таблице 5.
Рисунок 1 − Редуктор червячный одноступенчатый.
65
Порядок выполнение работы
Вращающие моменты:
1
а)
1 
б)
на валу червяка;
1 10 3
1
, Нм.
на валу червячного колеса;
2  1 U  , Нм;

где 1, кВm;
1, рад/с;


  0,70…0,75 при 1 =1;
  0,75…0,82 при 1 =2;


  0,87…0,92
 при 1 =4;
 2
Число зубьев
 червячного колеса:

2  1  U ; 
необходимо соблюдать условие:  2 min  26 .
Ожидаемая скорость скольжения в зацеплении:
 3
 S  0,0043  1 3 2 , м/с;
где 1, рад/с;
2 , Нм.


4
По таблице 1 принимаем для венца червячного колеса материал:
Марка бронзы
…;
Способ отливки
…;
Предел текучести
  , Н/мм2;
Предел прочности
  , Н/мм2;
Допускаемые напряжения для материала венца колеса:
а)
допускаемое контактное напряжение;
Для оловянистых бронз: (Бр010Н1Ф1, Бр010Ф1 и др).
   0,9    L , Н/мм2;
где   , Н/мм2;
66
  L =0,67 – коэффициент долговечности.
Для безоловянистых бронз: (БрА9ЖЗЛ и др).
   250...300   25 S , Н/мм2;
где  S , м/с.
б)
Допускаемое напряжение изгиба;
 F  0,08   0,25     FL , Н/мм2;
где   , Н/мм2;
  , Н/мм2, (пункт3);
 FL =0,543 – коэффициент долговечности.
 5
Межосевое расстояние передачи:
a  61  3
210 3
 2 
, мм;
где, 2 , Нм;
  , Н/мм2.
Окончательно принять по таблице 2 большее стандартное значение:
a , мм.
6

Модуль зацепления:
m
1,5...1,7a ,
2
Окончательно принять по таблице 2 большее стандартное значение:
m, мм.
7
Коэффициент диаметра червяка:
qmin  0,212 2 ;
Принять стандартное значение по таблице 2;
q .

8

Коэффициент смещения инструмента:
x
a
 0,5q   2 ;
m
Проверить условие: -1  x 1

67

При несоблюдении условия необходимо изменить  2 или q и
повторить определение коэффициента x При изменении  2 определить
фактическое передаточное число.
U 
2
;
1
Отклонение U  от заданного значения не должно превышать 4%.
 9
Геометрические размеры червяка:
длительный
диаметр;

d1  q  m , мм.
диаметр вершин витков;
d a1  d1  2m , мм.
диаметр впадин витков;
d f 1  d1  2,4m , мм.
длина нарезанной части витков;
 1  m11  0,06  2   3m , мм, при 1 =1 и 2;
 1  m12,5  0,09  2   3m , мм, при 1 =4
где  2 – уточненное числозубьев червячного колеса;

делительный угол подъема линии
витка;
tg 
1
,   ... ;
q
расчетный шаг червяка;
    m , мм.
10
Геометрические размеры венца червячного колеса:
длительный диаметр;
d 2  m   2 , мм.
диаметр вершин витков;
d a 2  d 2  2m1  x  , мм.
наибольший диаметр колеса;
68
d aм 2  d a 2 
6m
, мм.
1  2
ширина зубчатого венца;
 2  0,355  a , мм, при  1 =1 и 2;
 2  0,315  a , мм, при  1 =4.
11
Фактическое скорость скольжения:
S 
1  d1
, м/с,
2 cos
где  1 , рад/с;
d1, м.
12

Фактический КПД передачи:
 
tg
;
tg    
где   – приведенный угол трения (таблица 3).
13
Вращающийся момент на валу колеса:
2  1  U    , Нм.
14
Силы действующие в червячном зацеплении:
окружная сила на колесе и осевая на червяке;
F 2  Fa1 
22
, Н;
d2
где 2 , Н/мм;
d 2 , мм, (пункт 10).
окружная сила на червяке и осевая на колесе;
F 1  Fa 2 
21
, Н;
d1
где 1 , Нмм;
d 1 , мм, (пункт 9).
радиальная сила на червяке и колесе (при  = 200);
F 1  F 2  F 2  tg , Н;

69
tg 200=0,364
15
Окружная скорость колеса:
2 
2  d 2
2
, м/с;
где d 2 , м;
 2, рад/с
2 

16
1
u
, рад/с
Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям:

Ft 2
   340
  , Н/мм;
d1  d 2

где Ft2, Н;
d1 и d2, мм;
К = 1 при  2  3 м/с;
К = 1,1…1,3 при  2  3 м/с;
     , (пункт 4).
Для безоловянистых бронз необходимо уточнить допускаемое
контактное напряжение.
   250...300   25   S , Н/мм2;
где  S , м/с, пункт 11.
Недогрузка не должна превышать 15%, перегрузки до 5%.
Определить этот процент и дать заключения контактная: почность зубьев
обеспечена (не обеспечена).
Проверка прочности зуба колеса по напряжениям изгиба:
17
а)
 2 
эквивалентное число зубьев колеса;
2
cos3 
;
где  2   2 , если  2 изменялось (пункт 8);
 , (пункт 9).

70
б)
коэффициент формы зуба (таблица 4)
F 2  .
в)
расчетное напряжение изгиба в основании зуба колеса;
 F  0,7F 2
Ft 2  
, Н/мм2;
2 m
где F 2 , Н;
 2 , m , мм
К, (пункт 16);
 F , Н/мм2, (пункт 4);
 F   F .
Прочность зубьев на изгиб обеспечена (не обеспечена).
Разработать рабочий чертеж червяка.
18
Таблица 1 – Механические характеристики материалов венцов червячных
колес
Марка
бронзы,
чугуна
Способ
отливки
Предел
текучести

Предел
прочности
при
растяжении

Предел
прочности
при
изгибе
 u
Скорость
скольже
ния
 S , м/с
Н/мм2
Бр 010Н1Ф1
Центробеж
ный
165
285
–
>5
Бр 010Ф1
В кокиль
195
245
–
>5
Бр 010Ф1
В землю
132
215
–
>5
Бр А9ЖЗЛ
Центробеж
ный
200
500
–
2…5
Бр А9ЖЗЛ
В кокиль
195
490
–
2…5
Бр А9ЖЗЛ
В землю
195
392
–
2…5
C 12
В землю
–
–
280
<2
71
Таблица 2 – Основные параметры передачи
a , мм
40 50 63 80 100 125 140 160 200 250 280 400 500
m , мм
q
2
2,5 3,15 4 5 6,3 8 12,5 16 20
7,1 8 9
10 11,2 12,5 14 16 20 22,4 25
Таблица 3 – Зависимость угла трения   от скорости скольжения  S
 S ,
м/с
0,1
0,5
1,0
 S ,
м/с
1,5
2
2,5

4  30...510
310...3 40
2  30...310
 S ,
м/с
3
4
7

2  20...2  50
2  00...2  30
1 40...2  20

1 30...2  00
1 20...1 40
1 00...1 30
Таблица 4 – Коэффициент формы зуба колеса Y F 2 в зависимости от
эквивалентного числа зубьев  2
 2
26
28
30
32
35
37
40
YF 2
1,85
1,80
1,76
1,71
1,64
1,61
1,55
 2
45
50
60
80
100
150
300
YF 2
1,48 1645
1,40
1,34
1,30
1,27
1,24
72
Таблица 5 − Задания по вариантам
Вариант
№
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
1 ,
кВm
2,6
3,2
4
1,8
3,3
2,7
4,1
1,9
4,2
3,4
2
2,8
4,3
2,1
3,5
4,4
2,9
2,2
4,5
3,6
4,6
2,3
3
3,7
2,4
4,7
3,1
2,5
3,8
4,8
4,9
3,9
1 , рад/с
U
150
140
190
96
91,2
138
65,6
78,1
102
180
167
260
102
112
144
72
84
105
119
182
193,2
108
169
148
76
93,6
106
152
96,6
98
166
192
30
35
50
16
24
20
8
11
14
40
38
45
17
21
25
9
12
15
31
56
42
18
26
22
10
13
14,5
19
23
28
32
46
73
1
1
2
4
1
2
4
1
2
4
2
1
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 10
ТЕМА:
Расчет вала. Разработка рабочего чертежа вала.
ЦЕЛЬ РАБОТЫ:
научиться рассчитывать вал, определять его опасное
сечение по эпюрам моментов и выполнять проверочные
расчеты на прочность.
Задание: Рассчитать выходной вал цилиндрического косозубого
двухступенчатого редуктора (рис. 1). Проверить вал на прочность по
нормальным и касательным напряжениям. Разработать рабочий чертеж
вала.
Данные для расчета:
Мощность, передаваемая валом
P , кВm
Частота вращения валом
n , мин-1
Делительный диаметр зубчатого колеса D , мм
Угол наклона зуба колеса
  12 
Материал вала
…
Установочные линейные размеры:
a , мм
b, мм
Задания по вариантам приведены в таблице 6.
Рисунок 1 − Двухступенчатый редуктор с цилиндрическими колесами
74
Порядок выполнение работы:
Момент, передаваемый валом:
1
T
P  10 3

, Нм,
где  , кВm;


n
30
, рад/с;
n , мин-1.
2
Силы, действующие в зацеплении:
а)
окружная сила;
Ft 
2T
, Н,
D
где T , Нм;
D , м.
б)
осевая сила;
Fa  Ft  tg , Н.
в)
радиальная сила;
F 
Ft  tg
, Н,
cos 
где   20  , угол зацепления зубчатой передачи.
3
Составить
расчетную
схему
и
определить
вала (рис. 2):
Опорные реакции в вертикальной плоскости z0 y :
 M A  0; Fa  0,5D  F  a  У  a     0 ;
У 
Fa  0,5 D  F  a
, Н;
a
 M   0; У a  a     Fa  0,5D  F    0 ;
У 
F    Fa  0,5 D
, Н.
a
Проверка:
75
реакцию
опор
 У = 0 , У А  У   F .
Дать заключение о правильности расчета.
Опорные реакции в горизонтальной плоскости z0 x :
 M   0 , Ft  a    a     0 ;
 
Ft  a
, Н;
a
 M   0 ,   a     Ft    0 ;
 
Ft  
, Н.
a
Проверка:
  = 0 ,  А     Ft .
Дать заключение о правильности расчета.
4
Определение изгибающих моментов в сечении «с» под серединой
колеса и построение эпюр (рис. 2):
Вертикальная плоскость z0 y ;
 св  У    , Н/мм;
Полученный результат вертикальной плоскости перевести в Нм.
В сечении «с» действует сосредоточенный момент  св который
уменьшает момент  св ;
 св  Fa 
D
, Нм,
2
где Fa , Н;
D, м.
Проверка:
M C  M C   У А  a
Дать заключение о правильности расчета.
Горизонтальная плоскость z0 x ;
 С  X   a , Н/мм;
Полученный результат горизонтальной плоскости перевести в Нм.
76
Суммарный изгибающий момент;
 u   C  2   C 2 , Нм.
В горизонтальной плоскости действует также изгибающий момент
(пункт 1).
   T , Нм.
Построить этюды изгибающих и крутящего моментов (рис. 2)
результаты расчетов нанести на эпюры.
77
Рисунок 2 − Расчетная схема и эпюры моментов
5
Допускаемое напряжение при изгибе:
 u 1   1    , Н/мм2,
n   
где  1 , – предел выносливости при изгибе, Н/мм2 (таблица 1);
   1 – коэффициент режима нагрузки;
  – эффективный коэффициент концентрации напряжений;
   1,35...1,90 ;
n  2 – коэффициент запаса прочности.
78
6
Диаметр вала в опасном сечении:
d 3
32  10 3  u 2    2
   u 1
, мм,
где,  u и   , Нм;
 u 1 , Н/мм2;
 = 3,14.
Принимаем стандартное значение по таблице 2;
d мм.
7
Разработать конструкцию вала, учитывая расчетные и стандартные
значения по таблице 2 (рис. 3).
Рисунок 3 − Конструкция вала
a , мм; d , мм
 , мм; d n , мм
= d  10 мм;
d1 , мм

D , мм
 , мм – принять по предложенной рекомендации в зависимости от
«d »
79
8
d , мм
15…30
30…45
45…70
70…100
100…150
 , мм
1,0
1,0
1,5
2,0
2,5
Проверить прочность вала в опасном сечении «с» (рис. 2). Расчет
сводится к определению запаса прочности материала вала в опасном
сечении:
8.1
Момент сопротивления при изгибе;
  t1 d  t1 2
Wu 

, мм3;
32
2d
d 3
где, d , мм, (пункт 6);
 и t1 , мм, (таблица 3).
8.2
Момент сопротивления при кручении;
  t1 d  t1 2
W 

, мм3.
16
2d
d 3
8.3
Максимальное нормальное напряжение;
 max 
u
, Н/мм2;
Wu
где  u , Н/мм, (пункт 4);
Wu , мм3.
8.4
Максимальное касательное напряжение;
 max 

, Н/мм2,
W
где   , Н/мм, (пункт 4);
W , мм3.
8.5
Предел выносливости материала вала:
а)
при симметричном цикле изгиба;
 1  0,43  – для углеродистых сталей, Н/мм2;
 1  0,35   70...120  – для литерованных сталей, Н/мм2;
80
  , Н/мм2, (таблица 1).
б)
при симметричном цикле касательных напряжений;
 1  0,58   1 , Н/мм2.
8.6
Определить запас прочности вала:
а)
по нормальным напряжениям;
n 
 1    
,
    max
где  – масштабный фактор для нормальных напряжений
(таблица 4);
 =
  0,90...0,97 – коэффициент учитывающий влияние шероховатости
поверхности;
  – коэффициент концентрации нормальных напряжений, принять
по таблице 5 с учетом отношений;
D
 ... ;
d

d
 ... ;
   ... ;
 1 и  max , Н/мм2.
б)
n 
по касательным напряжениям;
2 1
 


  max 
   

;
где   – коэффициент концентрации касательных напряжений
(таблица 5);
 – масштабный фактор касательных напряжений (таблица 4);
  0,90...0,97 ;
81

–
коэффициент
чувствительности
к
асимметрии
напряжений (табл.1).
в)
n
коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала;
n  n
n  n 
2
2
,
должно быть n  n ; n  2
Дать заключение: прочность вала обеспечена (не обеспечена).
9
Разработать рабочий чертеж вала:
82
цикла
Таблица 1 – Механические характеристики материалов, используемых для
изготовления валов.
Сталь 5
Сталь
45
Сталь 50
Сталь 40ХН
Сталь
40Х
Сталь
30ХГТ
  , Н/мм2
520
560
600
820
730
950
 1 , Н/мм2
220
250
260
360
320
450

0
0
0
0,1
0,1
0,1

0
0
0
0,05
0,05
0,05
Таблица 2 – Стандартные значения диаметра вала.
16 17 18 19 20 21 22 24 25 26 28 30 32 34 36 38 40 42
d,
45 48 50 53 56 60 63 67 71 75 80 85 90 100 105 110
мм
115 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 240 250
Таблица 3 – Размеры шпоночного паза
Диаметр
Ширина
Глубина
вала d , мм паза  , мм паза t1 , мм
10 … 12
4
2,5
12 … 17
5
3,0
17 … 22
6
3,5
22 … 30
8
4,0
30 … 38
10
5,0
38 … 44
12
5,0
44 … 50
14
5,5
50 … 58
16
6,0
58 … 65
18
7,0
65 … 75
20
7,5
75 … 85
22
9,0
85 … 95
25
9,0
95 … 110
28
10,0
Примечание −  − длина паза, выбирается из ряда:
6; 8; 10; 12; 14; 16; 20; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80;
90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200 … (до 500) - мм
83
Таблица 4 – Значение коэффициентов  и 
Диаметр вала d , мм
Сталь
20
30
40
50
70
100
200
углеродистая

0,92
0,88
0,85
0,82
0,76
0,70
0,61

0,83
0,77
0,73
0,70
0,65
0,59
0,52
легированная

0,83
0,77
0,73
0,70
0,65
0,59
0,52

Таблица 5 – Значение коэффициентов для валов с галтелями
D
d
до1,1
св. 1,1
до 1,2
Валы из стали, имеющей   , Н/мм2

d
600
0,02
1,96
2,08
2,20
2,35
1,30
0,04
1,66
1,69
1,75
1,81
0,06
1,51
1,52
1,54
0,08
1,40
1,41
0,10
1,34
0,15
700
800
900
600
700
800
900
1,35
1,41
1,45
1,20
1,24
1,27
1,29
1,57
1,16
1,18
1,20
1,23
1,42
1,44
1,12
1,14
1,16
1,18
1,36
1,37
1,38
1,09
1,11
1,13
1,15
1,25
1,26
1,27
1,29
1,06
1.07
1,08
1,09
0,20
1,19
1,21
1,22
1,23
1,04
1,05
1,06
1,07
0,02
1,34
2,51
2,68
2,89
1,50
1,59
1,67
1,74
0,04
1,92
1,97
2,05
2,13
1,33
1,39
1,45
1,48
0,06
1,71
1,74
1,76
1,80
1,26
1,30
1,33
1,37
0,08
1,56
1,58
1,59
1,62
1,18
1,22
1,26
1,30
0,10
1,48
1,50
1,51
1,53
1,16
1,19
1,21
1,24
0,15
1,35
1,37
1,38
1,40
1,10
1,11
1,14
1,16
0,20
1,27
1,29
1,30
1,32
1,06
1,08
1,10
1,13


84
Таблица 6 – Задания по вариантам
Вариант
№
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
,
кВт
4,5
6
5,2
6,7
5
8
4,7
6
7
6,2
5
4
8,2
8,5
7,8
8
6,5
5,7
9
4
7
9,2
5,5
6,5
5
9,5
7,2
5,5
4
8,7
7,5
4,2
n,
мин-1
125
105
140
110
115
145
95
120
85
100
85
145
80
130
125
115
95
90
150
105
90
135
135
140
102
110
80
120
118
100
150
130
D,
мин
300
350
250
320
260
420
280
250
360
280
350
250
380
420
350
400
360
320
420
300
380
400
300
320
280
380
360
340
260
400
380
340
Материал вала
Сталь 40Х
Сталь 50
Сталь 40ХН
Сталь 45
Сталь 30ХГТ
Сталь 5
Сталь 40Х
85
a,
мм
140
210
160
130
170
190
200
180
150
230
180
150
240
150
210
220
250
210
190
180
140
180
200
140
230
210
170
190
220
230
140
120
,
мм
80
110
100
90
110
110
120
100
110
120
120
90
120
100
100
120
100
110
100
110
110
90
110
100
110
120
100
120
110
130
90
90
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 11
ТЕМА: Расчет подшипников качения. Разработка конструкции
подшипникого узла.
ЦЕЛЬ РАБОТЫ:
научиться
таблицам
рассчитывать
ГОСТ
и
подбирать
по
качения
и
подшипники
разрабатывать конструкцию подшипникового узла.
Задание:
Рассчитать
и
подобрать
шарикоподшипники для опор 1 и 2
по
ГОСТу
ведущего
однорядные
вала косозубого
цилиндрического редуктора (рис. 1).
Данные для расчета:
Диаметр цапфы
d , мм
Диаметр делительной окружности шестерни
d1, мм
Угол наклона зубьев
Окружная сила
Расстояние

  ...12

Ft , кН

Частота вращения вала
Рабочая температура подшипников

Требуемая долговечность подшипников
Серия подшипника

86
n, мин-1
t  80 C
L h , час

Характер нагрузки
a  1,8 ; d, мм
Задания по вариантам приведены в таблице 5.
Рисунок 1 − Редуктор одноступенчатый с цилиндрическими
косозубыми колесами.
Порядок выполнение работы
1
Силы, действующие в зацеплении колес:
а)
радиальная сила;
F 
Ft  tg
, кН,
cos 
где Ft , кН;
tg20  0,364 ;


cos12  0,978 .
Полученное значение радиальной силы перевести в Н.

б)

осевая сила;
Fa  Ft  tg , Н,
где Ft , Н;
tg12  0,2125 .



87
2
Расчетная схема вала и определение реакций опор 1 и 2 (рис. 2):
Рисунок 2 − Расчетная схема вала
Вертикальная плоскость:
 M1  0; 0,5Fa  d1  F  a  ì 2  2a  0,
ì 2
0,5Fa  d1  F  a
, Н,
2a

 M 2  0;

ì 1

Проверка: У1  У 2  F

Горизонтальная плоскость:
F  a  0,5Fa  d1
, Н.
2a
 M1  0 ;
2 
ì 1  2a  F  a  0,5Fa  d1  0 ,
Ft  a   2  2a  0,
Ft  a Ft
 , Н.
2a
2

Присимметричном расположении колес:

X1  X 2 
Ft
, Н,
2
Проверка: 1   2  Ft .

3
Суммарные радиальные опорные реакции подшипников:
R 1  x12  y12 , Н,

R 2  x2 2  y2 2 , Н.


88
С учетом действия осевой силы Fa более нагруженным является
подшипник 2, по которому и ведем дальнейший расчет по одному из двух
вариантов, определив отношение:

Fa

R2
 F

 Вариант 1  a  0,35.
R 2

4
По заданному диаметру цапфы d и серии подшипника по таблице 1
выбираем однорядный радиальный

выписываем его характеристики:
шарикоподшипник
(рис.
Рисунок 3 − Шарикоподшипник радиальный однорядный
Условные обозначения:
Подшипник
Динамическая грузоподъемность С, кН
Статическая грузоподъемность Со, кН
d, мм
Dш = 0,32 (D - d), мм
D, мм
S = 0,15 (D - d), мм
B, мм
d1 = 0,5 (D - d), мм
89
3)
и
r, мм
Расчетные коэффициенты:
а)

– коэффициент безопасности, учитывающий влияние
характера нагрузки на долговечность подшипника (таблица 4);


 б)
  – коэффициент учитывающий влияние температуры на
долговечность подшипника;

  =1 при температуре < 100оС.
в)
V – коэффициент вращения;
V =1 при вращении внутреннего кольца подшипника.


г)
e – коэффициент осевого нагружения (таблица 3);
Вычислить отношение

Ra Fa

;
Co Co
где Fa , Н, (пункт 1);


Co , Н, (пункт 4);

e =.
д)
Коэффициент радиальной  и осевой  нагрузки
Ra
Fa

V  R V  R 2


Вычислить отношение
где Fa , Н, (пункт 1);



5
R 2 , Н, (пункт 3).

По таблице 3 находим:
=
;
=
Эквивалентная
динамическая
радиальная
нагрузка
наиболее
нагруженного подшипника (опора 2):

R    V  R 2    Fa        , H.
6
Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность подшипника:

90
Cрасч.  R
573    Lh
Полученное
106
, Н,
значение
расчетной
динамической
радиальной
грузоподъемности подшипника в кН.
где R , Н;
 , рад/с;


L h , час;


n
30
, рад/с.
Cрасч.  C , кН.
Вывод: Принятый подшипник … удовлетворяет заданному режиму

работы.
Для опоры 1 принимаем такой же подшипник … .
7
Разработать конструкцию подшипникового узла (рис. 5).
 F

Вариант 2  a  0,35
R 2

8
По заданному диаметру цапфы d и серии подшипника по таблице 2
выбираем шарикоподшипник радиально-упорный однорядный со скосом

на одном из колес (рис. 4) и выписываем его характеристики:
91
Рисунок 4 − Шарикоподшипник радиально-упорный однорядный
Условные обозначения:
Подшипник
Динамическая грузоподъемность С, кН
Статическая грузоподъемность Со, кН
d, мм
Dш = 0,32 (D - d), мм
D, мм
S = 0,15 (D - d), мм
B, мм
d1 = 0,5 (D - d), мм
 , мм
 …
 – угол контакта
Подшипник 46000 –  = 260

Подшипник 66000 –  = 360


Расчетные коэффициенты:

а)
  – коэффициент безопасности, учитывающий влияние

характера нагрузки на долговечность подшипника (таблица 4);
9

 =

92
б)
  – коэффициент, учитывающий влияние температуры на
долговечность подшипника;

  =1 при температуре < 100оС.
в)
V = 1 при вращении внутреннего кольца подшипника.


V – коэффициент вращения;

г)
e – коэффициент осевого нагружения (таблица 3);
Вычислить отношение
Ra
,
Co
Ra  Fa , Н,
где Fa , Н, (пункт 1);

Co , Н, (пункт 4);



e=.
д)
коэффициент радиальной  и осевой  нагрузки
Вычислить отношение
где Fa , Н, (пункт 1);


10

Ra
Fa

.
V  R V  R 2

R 2 , Н, (пункт 3).

По таблице 3 находим:
=
;
=
Осевые составляющие от радиальных реакций опор:
e y1, Н, (пункт 2);
S1 
S2  e y2, Н, (пункт 2).
 11
Расчетная осевая нагрузка на подшипники определяется согласно
 рекомендации (1 таблица 24.3):
В нашем случае S1 < S2 b Fa > S2 - S1 $ S2 - S1$
поэтому: Ra1  S1, Н;
Ra2  Ra1  Fa , Н.



93
12
Эквивалентная
динамическая
радиальная
наука
наиболее
нагруженного подшипника (опора 2):
R  X  V  R 2    Ra 2        , Н.
13

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность подшипника:
Cрасч.  R
573    Lh
,Н
106
Полученный
результат
расчетной
динамической
радиальной
грузоподъемности подшипника перевести в кН.
где R , Н;
 , рад/с;


L h , час.


n
30
, рад/с;
Cрасч.  C , кН.
Вывод: Принятый подшипник … удовлетворяет заданному режиму

работы.
Для опоры 1 принимаем такой же подшипник … .
4
Разработать конструкцию подшипникового узла (рис. 5):
Рисунок 5 − Узел подшипниковый
94
Таблица 1 – Шарикоподшипники радиальные однорядные (выборка)
Условное обозначение
подшипника
Легкая серия
205
206
207
208
209
210
211
212
213
214
Средняя серия
305
306
307
308
309
310
311
312
313
314
Тяжелая серия
405
406
407
408
409
410
411
412
413
414
Размеры, мм (рис.)
Грузоподъемность, кН
Динамическая Статическая
C
Со
d
D
B
r
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
52
62
72
80
85
90
100
110
120
125
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
1,5
1,5
2,0
2,0
2,0
2,0
2,5
2,5
2,5
2,5
11
15,3
20,1
25,6
25,7
27,5
34
41,1
44,9
48,8
7,09
10,2
13,9
18,1
18,1
20,2
25,6
31,5
34,7
38,1
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
62
72
80
90
100
110
120
130
140
150
17
19
21
23
25
27
29
31
33
35
2
2
2,5
2,5
2,5
3
3
3,5
3,5
3,5
17,6
22,0
26,2
31,9
37,8
48,5
56,0
64,1
72,7
81,7
11,6
15,1
17,9
22,7
26,7
36,3
42,6
49,4
56,7
64,5
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
80
90
100
110
120
130
140
150
160
180
21
23
25
27
29
31
33
35
37
42
2
2,5
2,5
3
3
3,5
3,5
3,5
3,5
4
29,2
37,2
43,6
50,3
60,4
68,5
78,7
85,6
92,6
113,0
20,8
27,2
31,9
37,0
46,4
53
63,7
71,4
79,6
107,0
Пример условного обозначения подшипника по ГОСТ 8338-75 с
условным обозначением 310:
Подшипник 310 ГОСТ 8338-75
95
Таблица 2 – Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные со
скосом на одном из колец (выборка)
Условное
обозначение
подшипника
Легкая серия
46205
46206
46207
46208
46209
46210
46211
46212
46213
46214
Средняя серия
46305
46306
46307
46308
46309
46310
46311
46312
46313
46314
Тяжелая серия
66406
66407
66408
66409
66410
66412
66414
66418
Размеры, мм (рис.)
Грузоподъемность, кН
ДинамичесCтатическая C
кая Со
d
D
B
r
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
52
62
72
80
85
90
100
110
120
125
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
1,5
1,5
2,0
2,0
2,0
2,0
2,5
2,5
2,5
2,5
12,4
17,2
22,7
28,9
30,4
31,8
39,4
45,4
54,4
54,4
8,5
12,2
16,6
21,7
23,6
25,4
32,1
36,8
46,8
46,8
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
62
72
80
90
100
110
120
130
140
150
17
19
21
23
25
27
29
31
33
35
2
2
2,5
2,5
2,5
3
3
3,5
3,5
3,5
21,1
25,6
33,4
39,2
48,1
56,3
68,9
78,8
89,0
100,0
14,9
18,7
25,2
30,7
37,7
44,8
57,4
66,6
76,4
87,0
30
35
40
45
50
60
70
90
90
100
110
120
130
150
180
225
23
25
27
29
31
35
42
54
2,5
2,5
3
3
3,5
3,5
4
5
38,4
45,4
52,7
64,0
77,6
98,0
119,0
163,0
28,1
33,7
38,8
48,2
61,2
81,0
111,0
172,0
Пример условного обозначения подшипника по ГОСТ 831-75 с
условным обозначением 46310:
Подшипник 46310 ГОСТ 831-75
96
Таблица 3 – Коэффициент X и Y для однорядных шарикоподшипников
Тип
подшипника
Радиальный
шариковый
Радиальноупорный
шариковый
,
Ra / VR  e
Ra / VR > e
X
X
Ra
Co
e
0,014
0,19
2,30
0,028
0,22
1,99
0,056
0,26
1,71
0,084
0,28
1,55
0,11
0,30
0,17
0,34
1,31
0,28
0,38
1,15
0,42
0,42
1,04
0,56
0,44
1,00
0,014
0,30
1,81
0,029
0,34
1,62
0,057
0,37
1,46
0,086
0,41
1,34
0,11
0,45
0,17
0,48
1,13
0,29
0,52
1,04
0,43
0,54
1,01
0,57
0,54
1,00
26
–
0,68
1
0
0,41
0,87
36
–
0,95
1
0
0,37
0,66
град.
0
12
1
1
Y
0
0
Y
0,56
0,45
1,45
1,21
Таблица 4 – Коэффициент безопасности
Характер
нагрузки

Спокойная
Легкие толчки
Умеренные
толчки
Значительные
толчки
1
1,1 … 1,2
1,3 … 1,8
1,9 … 2,5
97
Таблица 5 – Задания по вариантам
Вари- d ,
ант № мм
1
35
2
40
3
60
4
90
5
25
6
35
7
65
8
30
9
55
10
40
11
50
12
65
13
40
14
30
15
45
16
30
17
45
18
50
19
70
20
25
21
60
22
30
23
70
24
35
25
55
26
45
27
70
28
60
29
35
30
50
d1 ,
мм
70
80
100
130
50
75
90
70
95
70
90
100
75
65
70
75
80
90
100
60
95
75
105
70
90
80
110
90
60
90
Ft ,
кН
4,2
4,3

4,6
4,8
1,8

1,9
2,6
2,0
2,5
2,3

3,7
3,9
3,3
3,4
3,6
4,1
4,4
4,5
4,7
3,0

3,8
3,1
4,0
3,2
3,5
2,1
2,8
2,7
2,2
2,4
Lh ,
час

n,
мин
-1
Серия
подшипника
Харктер
нагрузки
20 10 3
1500
Тяжелая
Легкие толчки
15 10 3
1000
Средняя
Спокойная
10 10 3
850
Легкая
Умеренные
толчки
18 10 3
1600
Тяжелая
Значительные
толчки
8  103
650
Легкая
Легкие толчки
14 10 3
1100
Средняя
Умеренные
толчки

98
ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА № 12
ТЕМА: Подбор стандартных муфт.
ЦЕЛЬ РАБОТЫ:
научиться подбирать по заданным условиям работы
фрикционные муфты по таблицам ГОСТ и выполнять
проверочные расчеты на их пригодность.
Задание: Подобрать стандартную многодисковую фрикционную
муфту и проверить на износостойкость поверхности трения дисков.
Данные для расчета:
Диаметры соединяемых валов
d , мм
Передаваемый момент
 , Нм
Угловая скорость вала
Режим работы
 , рад/с


Материал поверхности трения

Задания по вариантам приведены в таблице 5.
Общие сведения
Муфтами называются устройства, служащие для соединения валов,
расположенных на одной геометрической оси.
Назначение муфт – передача вращающего момента без изменения
его значения и направления.
Фрикционные муфты служат для плавного сцепления валов под
нагрузкой на ходу при любых скоростях. Передача вращающего момента
осуществляется силами трения между трущимися поверхностями деталей
муфты (рис. 1).
99
Рисунок 1 − Муфты фрикционные:
а - дисковая; б - коническая; в - цилиндрическая
Порядок выполнение работы
1
Определяем коэффициент режима работы (таблица 2):
  ....
2
     , Нм.

3

Расчетный вращающий момент:
По ГОСТ 15622-77 (таблица 1) подбираем многодисковую муфту по
величине расчетного вращающего момента и диаметра валов d :
Муфта предохранительная фрикционная.
Пример: 400-45-1 ГОСТ 15622-77.
4
Диаметры кольца трения (рис. 1 а):
а)

наружный;
D1  3,5...4 d , мм.
б)
внутренний;
D2  2,5  d , мм.

5
Приведенный радиус кольца трения:
R

D13  D2 3

2
3 D1  D2
2
, мм,

Результат радиуса кольца трения перевести в м.

6
Окружная скорость на приведенном радиусе поверхности трения
дисков.
100
    R, м/с,
где  , рад/с;
R, м.

Расчетное допускаемое давление на поверхностях трения.
7

P   P   K   K t , Н/мм2,
где

P – допускаемое давление материала поверхности трения,
Н/мм2 ( таблица 3).
  2,5 , Н/с допускаемое
При больших окружных скоростях

давление P  следует уменьшить:
при   2,5...5, м/с на 15%
при   5...10 , м/с на 20%


при  10...15 , м/с на 35%


Величина снижения давления P 

P  % 
100
, Н/мм2,
Тогда: P  = … Н/мм2

K  – коэффициент, учитывающий окружную скорость (таблица 4);

K  = …;
K t – коэффициент, учитывающий число дисков;

K t = 1 – для муфт, работающих всухую;

K t = 0,76 – принимает ориентировочно для муфт, работающих при

смазке.

P  

8
Допускаемая сила прижатия дисков:
F   P 


D  D , Н,
4
1
2
2
2
где P , Н/мм2 ;
D1 и D2 , мм.

9
Число пар трения:
101

T
,
f F   R
Результат округлить до целого четного числа.
=

где f – коэффициент трения (таблица 3);

T , Нм (пункт 2);



R, м (пункт 5);
F , Н.
Примечание − При  < 11 необходимо для муфт, работающих при
смазке принять  t = … по таблице 4 и уточнить расчеты – пункт 7 и
F  – пункт 8. 
10

Уточняем силу притяжения дисков:
F
T
, Н  F ,
f  R
где T , Нм;
R , м. 

11
Дать заключение: условие F  F  выполнено или нет.
Расчетное давление на поверхности трения:
P

4F
2
 D1  D2
2
,Н/мм2  P ,

Дать заключение: условие P  P  выполнено или нет.


Примечание − При F  F  и P  P необходимо по таблице 3

принять другой материал поверхности трения с большим допускаемым
давлением P  и повторить расчеты, начиная с пункта 7.



102
12
Вывод: Подобранная стандартная многодисковая фрикционная
муфта (записать условное обозначение) … удовлетворяет заданным
условиям работы (или нет).
13
Изучить устройство фрикционной многодисковой муфты (рис. 2).
Начертить элементы муфты (рис. 1, а) в масштабе по расчетным
параметрам.
Рисунок 2 − Муфта фрикционная многодисковая
103
Таблица 4 – Муфта предохранительная фрикционная (по ГОСТ 15622 – 77,
с сокращением). Размеры, мм
T,
Нм
16
25
40
63
100
160
250
400
630
1000
1600
2500
4000
d
Исполнение
1
2
16
16
16;18
18
18
–
20; 22
20; 22
25
25; 28
30
–
28
32
36
38
40
–
38
42;45;48
42; 48
45;50;55
48; 54
50;55
54
60; 63
60
63; 65
65; 72
70; 75
70; 75
3
15
15;17
17
30
38
40
42; 45
45;50;55
50;55
60
60; 65
70; 75
80;85;90
82;92
80;85;90
80;85;90
100
82;92
102
80;85;90
100
d1
D
L
38
45
50
83
95  90
45
130
95
55
150
120
65
165
125
70
180
150
70
185
160
90
205
180
95
12
0
14
0
220
240
260
270
290
285
15
0
16
0
Исполнение
1
2и3
40
28
40
28
40  28
50
36
50
36
60
42
60
42
80
58
60
42
80
58
80
58
110
82
80
58
110
82
110
82
110
82
140
105
140
105
140
105
315
330
170
130
370
355
170
210
130
165
Угловая
1 скорость,
рад/с
18 250
21 150
24 150
24 100
28
100
32
36
80
42
60
48
40
56
40
67
35
75
35
90
12
0
35
Примечания
1 Стандартом установлено три исполнения:
1 – с гладким отверстием и шпоночным пазом; 2 – с прямобочными
шлицами; 3 – с эвольвентными шлицами.
2 Условное обозначение муфты с T  = 400Нм, d = 45мм, исполнение 1:
Муфта предохранительная фрикционная 400-45-1 ГОСТ 15622 - 77


104
Таблица 2 – Коэффициент режима работы K :
Режим работы
Спокойный
K

1,25 … 1,50
С умеренными колебаниями
1,5 … 1,8

Со значительными колебаниями
2,0 … 2,5
С ударами
2, 5 … 3,0
Таблица 3 – Значения P  и f для фрикционных муфт
При смазке
P ,
Всухую
f
P ,
0,12
Чугун по чугуну
Н/мм
0,4

0,6…0,8

0,08
Н/мм
–

0,2…0,3
0,15
Текстолит – сталь
0,4…0,6
0,12
–
–
Металлокерамика – сталь
0,8…1,0
0,1
0,3…0,4
0,15
–
–
0,2…0,3
0,35…0,35
Материал поверхности
 трения

2
Сталь по стали
Асбест – сталь
f
2
–
Таблица 4 – Значения коэффициентов K и K t
Окружная скорость  , м/с
до 2,5
Коэффицент K
1
3
4
6
8
10
Число дисков 
3
4
5
6
0,94 0,86 0,75 0,68 0,63
7
8
9
10 11 и
Коэффицент K t
1
0,97 0,94
0,91
0,88 0,85 0,82 0,79 0,76


105
более
Таблица 5 – Задания по вариантам
,
Вариант
№
d,
мм
Т,
Нм
рад/с
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
20
38
82
42
54
85
40
70
60
45
30
65
22
63
50
36
72
90
75
25
80
55
90
28
60
30
50
92
48
32
22

138
1380
220
420
1665
165
1065
665
250
40
640
25
550
350
138
1385
2220
530
33
830
330
1665
105
1060
66,5
400
1000
160
64
100
60
35
40
40
35
60
35
35
40
100
35
100
35
40
60
35
35
35
100
35
35
35
80
35
100
35
35
40
80
Режим работы
Матерная
поверхность
трения
С умеренными
колебаниями
Асбест-сталь
всухую
Спокойный
Металлокирамикасталь при смазке
Со
значительными
колебаниями
Текстолит – сталь
всухую
С умеренными
колебаниями
Металлокирамикасталь всухую
С ударами
Чугун по чугуну
при смазке
Спокойный
Сталь по стали
при смазке
Со
значительными
колебаниями
Чугун по чугуну
всухую
106
Список использованных источников
1
Единая система конструкторской документации, 1984.
2
Винокуров А.И. Сборник задач по сопротивлению материалов. –
М.: Высшая школа, 1990.
3
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. – М.:
Высшая школа, 1985
4
Куклин Н.Г. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1987.
5
Перель Л.Я. Подшипники качения. Расчет, проектирование и
обслуживание опор. Справочник. – М. Машиностроение, 1983.
6
Романов М.Я. Сборник задач по деталям машин. – М.:
Машиностроение, 1984.
7
Чекмарев А.А. Справочник по машиностроительному черчению.
– М.: Высшая школа, 2000.
8
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин, –
М.: Машиностроение, 1988.
107
108
Методические указания
Подзерницкой Жанны Васильевны
Конструирование деталей и сборочных единиц
Компьютерная верстка Е.В. Прохорова
Подписано в печать 01.10.2007 г. 21х29,7/21
Усл. печ. л. 5,24 Тираж 100 экз.
Отпечатано РИО «Перспектива» ФГОУ СПО ВГКУ и НТ
400125, г. Волгоград, ул. Грамши. 53. Тел.:(8442) 70-70-93, 70-72-02
109