Конструирование узлов и деталей машин - Дунаев П.Ф.

Автор: Дунаев П.Ф.

Теги: детали машин передачи (механические) подъемно-транспортное оборудование крепежные средства смазка машиностроение изготовление деталей технические условия учебное пособие издательство высшая школа

Год: 1970

Похожие

Конструирование узлов и деталей машин

Проектирование деталей и узлов машин

Текст

узлов и деталей машин
КОНСТРУИРОВАНИЕ
П. Ф. ДУНАЕВ
6П5.3
Д83
УДК 621.81
Дунаев П. Ф.
Д83 Конструирование узлов и деталей машин. Учеб,
пособие для машиностроит. вузов. Изд. 2-е, переработ.
М., «Высш, школа», 1970.
368 с. с илл.
В книге изложена методика конструирования узлов
и деталей машин: зубчатых цилиндрических, кониче-
ских и червячных передач; валов, подшипниковых
узлов; корпусов редукторов и коробок передач, соеди-
нительных муфт, шкивов, натяжных устройств ремен-
ных передач, механизмов управления скоростями и др.
Рекомендации по конструированию сопровождаются
анализом условий работы узлов и деталей, их обработ-
ки и сборки.
В книге изложены также вопросы рациональной
простановки размеров, разработки технических усло-
вий на изготовление деталей и оформление рабочих
чертежей.
3—13—3
55—71
6П5.3
Петр Федорович Дунаев
КОНСТРУИРОВАНИЕ
УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ
МАШИН
Редактор Т. М. Минаева. Художественный редактор Н. К. Гуторов. Пере-
плет художника В. В. Кулешова. Технический редактор С. С. Якушкина.
Корректор М. И. Кряковкина
Сдано в набор 1/IV-70 г. Подп. к печати 14/IX-70 г. Формат 70хЮ81/1б-
Объем 23 печ. л. 32,2 усл. п. л. Уч.-изд. л. 28,17. Изд. № ОТ—108/68. Ти-
раж 75 000 экз. Зак. 1019. Цена 1 р. 14 к.
План выпуска литературы издательства «Высшая школа» (вузы и техни-
кумы) на 1970 г. Позиция № 55.
Москва, К-51, Неглинная ул., д. 29/14,
Издательство «Высшая школа»
Ярославский полиграфкомбинат Главполиграфпрома Комитета по печати
при Совете Министров СССР. Ярославль, ул. Свободы, 97.
ПРЕДИСЛОВИ Е
В связи с бурным развитием машиностроения в нашей стране постоянно
ощущается потребность в квалифицированных кадрах конструкторов. Боль-
шое значение поэтому имеет вопрос подготовки молодых специалистов. Такая
подготовка начинается во втузе и продолжается в течение первых лет самостоя-
тельной работы инженера-конструктора.
В имеющихся учебниках по курсу «Детали машин», а также в справоч-
никах подробно освещаются расчеты на прочность, жесткость и другие виды
работоспособности деталей. Конструкциям же отдельных механизмов и дета-
лей отводится сравнительно мало места, даются они главным образом в опи-
сательной форме.
В атласах деталей машин приводится большое количество чертежей раз-
личных узлов и деталей, а также краткое описание некоторых конструкций.
В данном учебном пособии основное внимание уделено методике
конструирования и обоснованиям конструкций
различных узлов и деталей машин.
В отличие от имеющейся технической литературы здесь с достаточной пол-
нотой рассмотрены вопросы оформления рабочих чертежей деталей и система
простановки размеров.
В данной работе не приводятся расчеты деталей машин на прочность,
жесткость и другие виды работоспособности, которые обычно выполняют при
конструировании машин. Однако тесная связь расчетов с конструированием
освещается в соответствующих разделах книги. Таким образом, курс «Детали
машин», атлас «Детали машин» и настоящее учебное пособие содержат комп-
лекс основных сведений, необходимых для хорошей конструкторской подго-
товки молодого специалиста.
В книге даны отдельные выборки из ГОСТов и машиностроительных нор-
малей, а также другие нормативные материалы, охватывающие область разме-
ров, характерную для среднего машиностроения, как наиболее распространен-
ного. Поэтому, если в ходе конструирования выявилась потребность в данных,
не приведенных в таблицах, следует обращаться к первоисточникам, на кото-
рые в книге имеются ссылки.
Книга рассчитана на читателей, знакомых с конструкцией деталей машин.
Поэтому в ней не приводится описание общеизвестных механизмов и деталей.
Второе издание пособия отличается от первого следующим:
а) рассмотрен вопрос компоновки деталей узла;
б) систематичнее изложен раздел конструирования узлов подшипников
качения;
3
в) сконцентрированы в одном месте рекомендации по креплению деталей
на концах валов;
г) более систематизировано изложение раздела конструирования корпус-
ных деталей;
д) сконцентрированы в одном месте все необходимые данные для назначе-
ния технических условий на изготовление и контроль деталей машин.
Пособие предназначено для студентов машиностроительных специальнос-
тей вузов, но может быть использовано и студентами немашиностроительных
специальностей. Оно может быть также полезно преподавателям и начинаю-
щим конструкторам-машиностроителям в их практической работе.
ВВЕДЕНИЕ
Конструирование машин, независимо от того, выполняется оно студентом
или опытным инженером, — процесс творческий. Каждая конструкторская
задача, как правило, имеет много решений. Опираясь на имеющиеся теоретиче-
ские знания и практический опыт, конструктор должен выбрать из многих
возможных решений одно, наилучшее. При этом ему приходится принимать
во внимание часто противоречивые технологические и эксплуатационные тре-
бования, предъявляемые к проектируемому изделию. Нередко правильное
решение может быть принято только после проведения сравнительных тех-
нико-экономических расчетов по конкурирующим конструктивным вари-
антам.
При конструировании машины одновременно должны решаться две основ-
ные задачи:
1. Создание машины, в полной мере отвечающей эксплуатационным тре-
бованиям.
2. Создание машины, наиболее экономичной в изготовлении.
При конструировании изделия конструктор должен предусматривать воз-
можный метод получения заготовки каждой детали. Так, для литой заготовки
из чугуна деталь должна иметь плавные закругления и по возможности одина-
ковую толщину стенок. При разной толщине должен быть обеспечен плавный
переход стенки от одной толщины к другой. При конструировании литой детали
принимают во внимание возможный разъем модели и направление ее выемки
из формы. Должно быть предусмотрено также надежное крепление стержней
и т. д.
Для сварной заготовки деталь конструируют из отдельных элементов,
обычно представляющих собой отрезки стандартного профильного проката
(лист, полоса, круг, угольник, швеллер, тавр, труба и т. д.).
В ряде случаев конструктор принимает во внимание специфические тре-
бования технологии термической обработки, а также требования технологии
окраски деталей.
При конструировании изделия и его деталей учитываются также особен-
ности механической обработки деталей и сборки.
Все перечисленные и другие требования технологии оказывают вполне
определенное влияние на конструкцию изделия и его деталей. По-
этому общепризнанной является связь между конструкцией изделия и техно-
логией его изготовления.
С другой стороны, известно, что технологический процесс любого вида
(получение заготовок, механическая обработка, сборка и др.) зависит не толь-
ко от конструкции изделия, но и от предполагаемого количественного выпуска
изделий в единицу времени, т, е. от масштаба выпуска изделий.
5
При единичном и мелкосерийном выпуске экономически оправдано опреде-
ленное число пригоночных операций на сборке: подрубка, припиловка, шаб-
ровка и т. п. В крупносерийном и массовом производстве пригоночные
операции нежелательны.
При единичном производстве широкое применение находят сварные де-
тали простой формы и поковки, полученные методом свободной ковки. При
массовом производстве широко применяются различные виды точного литья
(кокильное, центробежное, по выплавляемым моделям, литье в оболочковые
формы и др.), а также горячая и холодная штамповка, высадка, чеканка,
штампо-сварка и др.
Механическая обработка деталей изделия единичного производства вы-
полняется на универсальном оборудовании, простейшим инструментом и
(за редким исключением) без специальных приспособлений.
При крупносерийном и массовом производстве широкое применение на-
ходят специальное оборудование, а также специальные приспособления и
инструмент.
Применение специального оборудования, приспособлений и инструмента
обусловливает специфические требования к конструкции изделия, поэтому
изделия единичного или мелкосерийного выпуска конструктивно отличаются
от изделий массового выпуска.
Следовательно, масштаб выпуска, технология и конструкция изделия
находятся в тесной взаимосвязи.
Очевидно, что в современных условиях для создания технически грамот-
ной конструкции изделия необходимо при его конструировании одновременно
обеспечивать высокие эксплуатационные показатели и высокую степень тех-
нологичности его конструкции.
Таким образом, готовый проект должен отвечать вполне определенным
техническим требованиям, основные из которых можно сформулировать сле-
дующим образом:
1. Обоснование применения каждого механизма, каждой детали механизма,
каждого элемента конструируемой детали.
Например, если применена червячная передача, следует дать обоснование
в ее пользу. Должны быть также приведены доводы в пользу применения слож-
ного устройства, детали сложной конструкции, детали, без которой, на первый
взгляд, можно обойтись. Если в отверстии детали предусмотрена выточка или
на валу уступ, то необходимо отчетливо представлять себе, какое назначение
они имеют и есть ли в них необходимость.
2. Учет требований технологии сборки и разборки:
1) удобство сборки и регулировки;
2) удобство разборки;
3) уменьшение объема ручных пригоночных операций на сборке;
4) уменьшение цикла сборки.
Для удобства сборки и регулировки должен быть обеспечен свободный
доступ ко всем собираемым деталям и доступ инструмента к крепежным де-
талям. Должна быть обеспечена также возможность необходимых измерений
при сборке. Для удобства регулировки следует предусматривать средства
для установки и выверки положения деталей (резьбовые отверстия, окна и
и т. д.).
Для удобства разборки должна быть предусмотрена возможность съема
поставленных деталей, например: возможность удаления контрольных штиф-
тов, выпрессовка подшипников качения, снятие шкивов, зубчатых колес,
разборка системы маслопроводов. Для этого рекомендуется, где возможно,
ослаблять посадку на валах, тяжелые детали сажать на конус, предусматри-
вать технологические резьбовые отверстия для съема деталей и т. п.
Уменьшить число ручных пригоночных операций на сборке можно рас-
четным обоснованием допусков и применением рациональной конструкции
компенсирующих устройств. Кроме того, часто удается благодаря конструк
6
тивным мероприятиям сократить объем прогоночных работ на сборке (напри-
мер, уменьшением поверхности, которая подвергается пригонке).
Наименьший цикл сборки достигается в тех случаях, когда может быть
организована независимая, параллельная сборка отдельных сборочных еди-
ниц, их обкатка, проверка и подача на общую сборку в законченном виде.
Это особенно важно при большом объеме выпуска изделий. Для осуществле-
ния этого необходимо, чтобы изделие имело четкое деление на сборочные
единицы.
3. Соответствие конструктивных форм детали условиям технологии по-
лучения заготовок и технологии механической ее обработки при заданном мас-
штабе выпуска.
Основными видами заготовок являются:
1) отливки из чугуна, стали, цветных металлов;
2) поковки из стали, получаемые методом свободной ковки и в штампах;
3) сварные заготовки.
Основные требования к литым заготовкам:
1) одинаковость толщины стенок;
2) при разных толщинах — постепенный переход от одной толщины к
другой;
3) плавные закругления углов и др.
Основное требование к поковкам, выполняемым методом свободной ков-
ки, — простота конструктивных форм детали.
Основные требования к поковкам, выполняемым в штампах:
1) уклоны в направлении выемки заготовки из штампа;
2) плавные закругления углов.
Основные требования к сварным заготовкам:
1) возможность их выполнения из элементов проката (полоса, лист, уго-
лок, труба и др.);
2) обеспечение доступа при наложении сварного шва и др.
Основные требования технологии механической обработки к конструкции
деталей:
1) создание удобных баз для установки и мест крепления деталей в при-
способлении или на столе станка;
2) обеспечение легкого доступа к обрабатываемым поверхностям как ре-
жущего, так и измерительного инструмента;
3) уменьшение размеров обрабатываемых поверхностей;-
4) создание форм, удобных для обработки поверхностей.
4. Экономное расходование материалов и особенно металла.
Требуемой прочности и жесткости деталей следует добиваться введением
ребер жесткости и рациональным распределением металла в детали, а не уве-
личением толщины ее стенок; не следует также допускать скоплений металла
в отдельных ее частях. В ненагруженной или мало нагруженной зоне детали
рекомендуется делать окна и выемки для более равномерного нагружения
материала. Следует вместо металла применять, где возможно, пластмассу и
другие неметаллические материалы. Везде, где это целесообразно, рекоменду-
ется вместо стали использовать чугун, вместо дорогих марок стали — деше-
вые, применять составные, сборные конструкции деталей (центр из чугуна,
зубчатый венец из стали, бронзы и т. п.).
5. Широкое использование стандартных узлов и деталей.
Изготовление специальной детали обходится в несколько раз дороже стан-
дартной. Поэтому, где возможно, следует применять стандартные муфты,
тормоза, подшипники, смазочную аппаратуру (насосы, фильтры, масленки,
ниппели), крепежные детали, детали управления (рукоятки, маховички и т. п.).
6. Надежность смазки всех трущихся поверхностей деталей.
При конструировании следует предусматривать подвод смазки ко всем
необходимым точкам. В тех случаях, когда смазочное масло закладывается
при сборке, должна быть обеспечена возможность свободного возобновления
запаса масла в процессе эксплуатации изделия.
7
При применении масляной ванны нужно предусматривать удобство за-
полнения ванны, возможность выпуска из нее масла, а также средства для
контроля за уровнем масла и для выравнивания давления внутри корпуса с
атмосферным.
7. Обеспечение достаточных зазоров между деталями.
Слишком малые зазоры недопустимы из-за опасности задевания деталей
друг за друга. Слишком большие зазоры нежелательны из-за увеличения раз-
меров и массы узла. (Рекомендуемые величины зазоров даются в соответствую-
щих разделах пособия).
ГЛАВА I
ПОРЯДОК ВЫПОЛНЕНИЯ ПРОЕКТА
Работу над проектом, реальным или учебным, рекомендуется выполнять
в следующем порядке:
1. Ознакомление с заданием и конструкциями, аналогичными заданной.
2. Определение потребной мощности электродвигателя и его подбор.
3. Разработка кинематической схемы и выполнение кинематических
расчетов.
4. Определение основных размеров изделия.
5. Составление компоновочных схем.
6. Разработка конструкций узлов.
7. Оформление чертежей узлов и общих видов изделия. Составление рас-
четно-пояснительной записки.
8. Разработка рабочих чертежей деталей (гл. III).
§ 1. ОЗНАКОМЛЕНИЕ С ЗАДАНИЕМ И КОНСТРУКЦИЯМИ.
АНАЛОГИЧНЫМИ ЗАДАННОЙ
Задание выдается конструктору в виде схемы с необходимыми исходными
данными для расчета. При этом следует иметь в виду, что изображенная в за-
дании схема в обоснованных случаях при разработке проекта может быть
изменена.
Получив задание, конструктор изучает его, обращаясь к руководителю
за разъяснениями по всем вопросам, относящимся к заданию.
Большое значение для качества и сроков проектирования имеет исполь-
зование существующих материалов. Для этого необходимо изучить отечествен-
ные и зарубежные материалы (чертежи, схемы, фотографии, каталоги, руко-
водства и т. п.) по аналогичным конструкциям. Изучение этих материалов
должно сопровождаться составлением эскизов отдельных мест, которые, по
мнению проектанта, представляют для него определенный интерес. Конструк-
тор может взять за основу готовую конструкцию машины и после критического
анализа наметить конкретные изменения, улучшающие ее. Хорошие результа-
ты получаются при использовании в проекте отдельных удачных решений,
взятых из разных конструкций машин.
При всех обстоятельствах использование накопленного опыта проекти-
рования приносит большую пользу не только студенту, работающему над
курсовым проектом, но и любому опытному конструктору-машиностроителю.
8
§ 2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОТРЕБНОЙ МОЩНОСТИ
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И ЕГО ПОДБОР
Для установления потребной мощности электродвигателя определяют
мощность на выходном валу машины. Затем, принимая во внимание потери
мощности во всех звеньях кинематической цепи, подсчитывают потребную
мощность электродвигателя. Номинальная мощность электродвигателя, ука-
занная в каталоге, лишь случайно может совпасть с расчетной. Чаще всего
приходится выбирать электродвигатель с номинальной мощностью, превы-
шающей расчетную. Иногда, особенно при переменном режиме работы, можно
выбрать электродвигатель серии АО2 (обдуваемый), номинальная мощность
которого меньше расчетной на величину, определяемую расчетом температур-
ного режима его работы (обычно до 10%).
§ 3 РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ
И ВЫПОЛНЕНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКИХ РАСЧЕТОВ
В задании на проект приводятся скорости движения исполнительных
органов изделия. Пользуясь этими данными, можно определить угловую
скорость ведомого вала изделия. Затем в качестве предварительного значения
следует выбрать угловую скорость вала электродвигателя. При этом необхо-
димо иметь в виду, что чем быстроходнее электродвигатель, тем меньше его
размеры, масса и стоимость. Исходя из этого желательно выбирать более
быстроходный двигатель. С другой стороны, чем больше угловая скорость
вала электродвигателя, тем больше общее передаточное число. Увеличение
последнего приводит к возрастанию размеров, массы и стоимости передач, и
двигатель желательно выбирать как можно более тихоходным. Таким образом,
если взять быстроходный электродвигатель, то его размеры, масса и стоимость
уменьшаются, но одновременно увеличиваются размеры, масса и стоимость
изделия. Если же взять тихоходный электродвигатель, то размеры, масса и
стоимость его увеличиваются, но уменьшаются размеры, масса и стоимость
изделия. В связи с этим перед конструктором возникает задача из нескольких
возможных вариантов выбрать наиболее оптимальный.
Часто для каждой конкретной схемы изделия можно сразу выбрать пра-
вильную угловую скорость электродвигателя. Но иногда это без предвари-
тельных расчетов сделать затруднительно. В этих случаях конструктор, учи-
тывая заданную схему, выбирает две, по его мнению, наиболее подходящие
угловые скорости вала электродвигателя. Для обоих вариантов определяют
общее передаточное число установки. При этом в расчет, естественно, прини-
мают асинхронные угловые скорости двигателей. Полученные общие переда-
точные числа разбивают между отдельными узлами и типами передач. До-
пустим, что по схеме задания движение от электродвигателя к ведомому валу
передается через ременную передачу и редуктор. Тогда первоначально общее
передаточное число разбивают между ремениой передачей и редуктором. Если
в проектируемом изделии между электродвигателем и ведомым валом имеют-
ся, например, ременная передача, коробка скоростей и цепная передача, об-
щее передаточное число разбивают первоначально между ними. После этого
производят разбивку общего передаточного числа редуктора (коробки ско-
ростей) между ступенями.
Разбивка общего передаточного числа между ступенями зубчатых передач
заметно влияет на размеры и массу узла, а также на другие его конструктив-
ные параметры. Она производится, исходя из следующих условий [5, 231:
1) минимальная длина корпуса;
2) наименьшая масса зубчатых колес;
3) равнопрочность поверхностей зубьев (при одинаковых механических
свойствах материала колес обеих ступеней);
4) погружение колес всех ступеней в масляную ванну.
10
Как видим, исходные условия для разбивки общего передаточного числа
различны. В отдельных случаях одно их этих условий является главным для
проектируемого узла. Тогда общее передаточное число разбивают, исходя из
этого главного условия. Однако желательно, чтобы узел имел наименьшие
габаритные размеры и минимальную массу деталей и был наиболее экономич-
ным в изготовлении. Поэтому следовало бы руководствоваться наиболее об-
щим критерием, которым является стоимость изготовления узла. Но рекомен-
дации для разбивки передаточного числа между ступенями по критерию стои-
мости в настоящее время еще не разработаны.
В ГОСТ 2185—66 приводятся общие передаточные числа и передаточные
числа ступеней цилиндрических редукторов. Рекомендуемые в нем передаточ-
ные числа обеспечивают равнопрочность зубьев колес всех ступеней редукто-
ра (по контактным напряжениям) и наименьшую массу колес.
При разбивке общего передаточного числа узла между ступенями зубча-
тых передач учитывают вид передач (цилиндрические, конические, червячные,
комбинированные и т. п.).
В двухступенчатых цилиндрических редукторах, выполненных по раз-
вернутой схеме, рекомендуется принимать передаточное число быстроходной
ступени
t6 = (l,2-h 1,25) К^бщ, (3.1)
где «общ — общее передаточное число редуктора.
Для двухступенчатых соосных редукторов обычно принимают
/б ^общ • (3.2)
Для коническо-цилиндрических редукторов принимают
1'б V1общ • (3.3)
В трехступенчатых цилиндрических и коническо-цилиндрических редук-
торах желательно на первые, быстроходные, ступени назначать передаточное
число наибольшим (от 3 до 5). Передаточное число каждой последующей, бо-
лее тихоходной, ступени лучше брать меньше каждой предыдущей на 30—40%.
При этом разность диаметров колес соседних ступеней редуктора получается
небольшой. В этом случае улучшаются условия смазки зацеплений и дости-
гается более полное заполнение колесами внутреннего объема корпуса.
При работе червячных передач происходят большие потери энергии. Осо-
бенно велики эти потери при непрерывной, длительной работе передачи боль-
шой мощности. Затраты на эксплуатацию червячных редукторов в этом слу-
чае существенно возрастают. Для их снижения желательно применять много-
заходные червяки. Поэтому передаточное число не следует брать большим.
В табл. 3.1 приводятся рекомендуемые средние и максимально допусти-
мые значения передаточных чисел основных видов передач.
Таблица 3.1
Вид передачи rcp zmax
Цилиндрическая прямозубая и косозубая 2 4-4 6
» шевронная 3 4- 5 8
Коническая прямозубая ..... 2-4-3 4
» косозубая 2 4-3 5
Передачи коробок скоростей 1,5 -4- 2,5 4
Цепная 2-4-3 7
Ременная: плоским ремнем 2-4-3 5
клиновым ремнем 24-4 6
с натяжным роликом . . 2 4-4 7
тт Червячная t = —;— Z4 26 < zK , 60 zK = 120
11
Итак, в общем случае конструктор определяет передаточные числа всех
ступеней всех передач для двух угловых скоростей вала электродвигателя.
После завершения этой работы конструктор разрабатывает кинематиче-
скую схему изделия, на которой указывает зубчатые колеса, шкивы, звездоч-
ки, оси валов и их относительное расположение в пространстве (параллель-
ное, перпендикулярное и т. д.). Эта кинематическая цепь охватывает все ви-
ды передач (ременную, цепную, зубчатую и др.) и все ступени передач в каж-
дом отдельном узле изделия.
Затем производится кинематический расчет изделия, который сводится
к определению угловых скоростей вращения всех валов и к уточнению пере-
даточных чисел для всех ступеней передач.
Подсчет угловых скоростей в редукторах не вызывает затруднений.
Подсчет скоростей валов коробок имеет некоторую специфику.
Угловые скорости ведомого вала в коробках скоростей представляют
собой геометрический ряд со знаменателем прогрессии <р. Поэтому если мини-
мальная угловая скорость ведомого вала то другие скорости этого вала
будут равны:
«г = пг <р; п3 = <р2 = «г ср; п4 = щ <р3 = п3 <р и т. д.
Следовательно, любая угловая скорость ведомого вала
или
nz — tii
nz = <p.
(3.4)
§ 4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ИЗДЕЛИЯ
Имея кинематическую схему изделия, передаточные числа разных типов
и всех ступеней передач, угловые скорости валов на всех ступенях передач и
на всех режимах работы, мощность, передаваемую каждой ступенью передач,
и другие данные, производят предварительный расчет основных размеров
изделия.
Рассчитывают ременные, цепные и фрикционные передачи. Определяют
диаметры и ширину шкивов, диаметры звездочек, диаметры и ширину фрик-
ционных тел качения, межосевые расстояния.
Выполняют расчеты зубчатых и червячных передач, в результате которых
определяют межосевые и конусные расстояния, диаметры и ширину зубчатых
колес.
При определении основных размеров изделия следует учитывать экономи-
ку производства машин. Обычно около 70% стоимости машины составляет
стоимость затраченного на ее изготовление металла. Поэтому очень важно
выбрать наиболее подходящую марку материала и вид заготовки, учитывая
не только механические характеристики материала, но и его стоимость.
При конструировании стремятся получить наименьшие габаритные раз-
меры и массу узла.
Наиболее объективным показателем совершенства конструкции узла яв-
ляется относительная стоимость 1 н • м вращающего момента на выходном валу.
Однако получение этого показателя очень трудоемко. Заменяющим его по-
казателем является вес узла в н, приходящийся на 1 н-м вращающего мо-
мента:
G
If =
Чем меньше у, тем совершеннее конструкция узла. В редукторах общего
машиностроения этот показатель находится в пределах 1,0 <у <1,5. В очень
хороших редукторах у <1,0.
Габаритные размеры и масса узлов, в которых имеются зубчатые передачи
(узлы типа редукторов, коробок скоростей и др.), зависят от межосевого рас-
стояния А каждой ступени передачи.
12
Совершенно очевидно, что зависимость габаритных размеров от межосе-
вых расстояний прямая: чем значительнее межосевое расстояние, тем больше
длина и высота узла.
Влияние других факторов более сложное. Формула для расчета межосе-
вых расстояний цилиндрических зубчатых передач по контактной прочности
имеет вид ____________
<41)
где А — межосевое расстояние, см;
i — передаточное число данной ступени;
N — мощность, передаваемая колесом данной ступени;
Д’0 — числовой коэффициент;
К — коэффициент нагрузки;
[а]к— допускаемое контактное напряжение;
& — коэффициент, учитывающий повышенную нагрузочную способность
косозубой передачи по сравнению с прямозубой;
ф — коэффициент ширины зубчатого колеса;
— число оборотов колеса в единицу времени.
Известно, что масса т пары зубчатых колес связана с межосевым рас-
стоянием А приближенной зависимостью вида
т « С А3,
где С — коэффициент.
Влияние межосевого расстояния на массу зубчатых колес наглядно ил-
люстрирует график рис. 4.1,а. При составлении графика принято, что при меж-
осевом расстоянии А = 1 масс'а т = 1.
Из графика видно, что при уменьшении межосевого расстояния на 20%
(At — 0,8) масса зубчатых колес снижается в два раза. Наоборот, при увели-
чении межосевого расстояния против минимально необходимого на 20% (Л,- —
= 1,2) масса зубчатых колес возрастает в 1,74 раза.
Известно, что зубчатые колеса изготовляют из высококачественных и
дорогих марок сталей. Поэтому стоимость зубчатых колес составляет большую
долю в общей стоимости узла. В связи с этим очень важно предельно умень-
шать их массу.
Ниже исследуется основная расчетная формула (4.1), по которой опреде-
ляется межосевое расстояние одной ступени передачи. Из этого, однако,
не следует, что полученные результаты относятся только к одноступенчатой
передаче; каждый из них в равной степени можно отнести к любой ступени
многоступенчатых зубчатых передач.
Для получения удовлетворительных размеров передачи обычно приходит-
ся производить несколько расчетов, варьируя марки материалов и виды их
термической обработки.
Как показывает анализ расчетной формулы (4.1), межосевое расстояние
передачи связано с допускаемым контактным напряжением зависимостью
вила
Влияние [<з)к на межосевое расстояние наглядно иллюстрируется графи-
ком рис. 4.1, б. По этому графику легко определить, что увеличение допускае-
мого контактного напряжения, например, в 1,5 раза приводит к умень-
шению межосевого расстояния на 24%. Такое уменьшение Д позволит сни-
зить массу зубчатых колес более чем в два раза. С другой стороны, если кон-
структор возьмет материал, имеющий [а ]к на 40% меньше, межосевое расстоя-
ние увеличится в 1,41 раза, а масса зубчатых колес — в три раза.
Таким образом, подбирая [а]к, можно получить наиболее подходящее
значение межосевого расстояния А.
13
Такова же связь между допускаемыми напряжениями и конусным расстоя-
нием в конических зубчатых передачах.
Межосевое расстояние передачи связано с коэффициентом ф зависимостью
вида
14
И = -^-. (4.3)
Ширину зубчатого колеса определяют по формуле
В = А ф
или после подстановки
Ф '*
т. е.
В = С2 ф ,а. (4.4)
По этим зависимостям построен график рис. 4.1, в.
Из графика видно, что увеличение ф на 40% против первоначального при-
нятого значения приводит к уменьшению межосевого расстояния на 11%, а
ширина колес при этом возрастает на 25%. Уменьшение же коэффици-
ента ф на 40% вызывает увеличение межосевого расстояния на 18% и умень-
шение ширины колес на 20%.
По ГОСТ 2185—66 коэффициент ф можно принимать равным 0,2; 0,25;
0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0 и 1,25.
Принимая соответствующие значения коэффициента ф, можно изменять
в требуемом направлении два габаритных размера узла: его длину и ширину.
Если по каким-либо соображениям требуется уменьшить длину узла,
следует принять большее значение коэффициента ф; при этом ширина
узла одновременно возрастет. Если же нужно уменьшить ширину узла,
то берут меньшее значение коэффициента ф; при этом возрастает длина узла.
Как показывают расчеты, изменение коэффициента ф не приводит к изме-
нению массы зубчатых колес. Однако с увеличением этого коэффициента не-
сколько уменьшается масса корпуса узла. Следует при этом иметь в виду,
что чем больше ширина колеса, тем меньше его диаметр, больше нагруз-
ка на опоры вала и неравномернее распределяется нагрузка по длине контакт-
ной линии. Особенно нежелательны широкие колеса, имеющие высокую твер-
дость рабочих поверхностей (НВ > 350). Поэтому ширину колес в настоящее
время делают небольшой (фд — 0,25; фь —0,28).
Зависимость межосевого расстояния от передаточного числа можно пред-
ставить в следующем виде:
A = c3(i + 1)(4-у\
Примем С3 = 1. Тогда
А = (1 + 1)Г2/з,
или
А = t1,s + Г-2'’. (4.5)
Первая производная от этого выражения
Л' = ~*~2/з(1—2г-1).
О
Приравнивая первую производную нулю, получим
1 — 2г1 = 1---= 0, или 1 = 2.
Таким образом, экстремальное значение функция А = f (i) имеет при
i = 2.
Пользуясь выражением (4.5), построим график функции А = f (i)
(рис. 4.1, г), из которого следует, что при 1 = 2 функция минимальна. Для
построения графика в относительных величинах при i = 2 межосевое расстоя-
ние А принято равным 1.
15
Как видно из графика, зависимость А от I весьма слабая. Отсюда можно
N г !
сделать вывод, что при постоянных ——, |а]к и ф существенно изменить меж-
осевое расстояние А, меняя передаточное число i, не удается.
Межосевое расстояние, а следовательно, и массу деталей передачи можно
уменьшить применением косозубых колес вместо прямозубых. Трудоемкость
изготовления косозубых и прямозубых колес почти одинаковая. Поэтому в
настоящее время прямозубые колеса в редукторах применяются очень редко*
Модуль зубчатых колес определяется по известным формулам из расчета
на выносливость по напряжениям изгиба.
Модуль, определенный расчетом, округляют в большую сторону до стан-
дартного значения по ГОСТ 9563—60, 1-ряд:
1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8 и 10 мм.
Следует иметь в виду, что чем меньше модуль, тем большее число зубьев
на колесе того же диаметра и тем выше к. п. д. передачи. Кроме того,
чем меньше модуль, тем ниже трудоемкость операций по обработке зубьев и
меньше масса зубчатого колеса (меньше расход материала). Все это в совокуп-
ности приводит к повышению качества работы передачи и к снижению стои-
мости ее изготовления. Поэтому без особой необходимости увеличивать расчет-
ное значение модуля передачи не следует.
Иногда, главным образом при конструировании редукторов, модуль опре-
деляют по эмпирическому соотношению
т= (0,01 4- 0,02) А. (4.6)
Меньшее значение коэффициента при А берется при продолжительном
режиме работы, при больших скоростях и незначительных перегрузках. При-
нятый по этому соотношению модуль затем проверяют расчетом зуба по на-
пряжениям изгиба.
По формуле
з/ м
d=12j/4-> <47)
где N — мощность, кет, п — угловая скорость вращения вала, об/мин, опре-
деляют предварительные размеры выступающих концов валов.
Для определения длины ступицы сидящих на валу зубчатых колес, муфт,
шкивов и других деталей определяют расчетную длину шпонок. Если по расче-
ту длина шпонки получается настолько большой, что /ст > 1,5d, то в связи
с тем, что постановка двух шпонок крайне нежелательна, шпоночное соедине-
ние лучше заменить шлицевым. Для этого случая также производится расчет
длины ступицы детали. Таким образом выявляются тип соединения (шпоноч-
ное или шлицевое) и наименьшая длина посадочного отверстия детали, дик-
туемая прочностью шпоночного (шлицевого) соединения.
Если после определения длины ступицы отношение - - окажется мень-
ше единицы, длину /ст иногда увеличивают.
По величине передаваемых вращающих моментов подбирают соединитель-
ные муфты и по атласам или по специальной литературе находят их основ-
ные размеры.
Выше отмечалось, что в некоторых случаях приходится производить
кинематические расчеты и определять основные размеры изделия параллельно
для двух угловых скоростей вала электродвигателя. По результатам этих
расчетов вычерчивают изделие и определяют его массу для обоих вариантов.
В качестве окончательного принимают вариант, для которого сумма масс из-
делия и электродвигателя минимальна.
Затем по результатам сравнения обоих вариантов окончательно выбира-
ют электродвигатель. После этого по рисунку в каталоге составляют эскиз
электродвигателя и выписывают его обозначение и размеры: диаметр и длину
выходного вала, сечение шпонки на валу, расстояние от основания до оси
16
вала, размеры опорных лапок двигателя, диаметр и расстояние между центра-
ми отверстий для крепления электродвигателя, все осевые и диаметральные
размеры корпуса.
§ 5. СОСТАВЛЕНИЕ КОМПОНОВОЧНЫХ СХЕМ
После того как будут разработаны один или несколько вариантов кинема-
тических схем и определены основные размеры главных деталей изделия, со-
ставляют схему общей компоновки изделия и схемы компоновки узлов.
Под общей компоновкой понимают относительное расположение узлов
изделия в пространстве.
Под компоновкой узлов понимают относительное расположение деталей
в узле.
6)
а)
При разработке компоновочных схем ищут такое расположение узлов
и деталей, при котором достигаются наибольшие удобства при эксплуатации
изделия и наименьшие габаритные размеры.
Изделие, его узлы и детали вычерчивают схематически, без подробностей.
Удобно схему компоновки чертить на миллиметровой бумаге.
1. Общая компоновка изделия
При общей компоновке изделия решаются следующие основные вопросы:
1) принципиальные конструктивные схемы узлов;
2) ориентировочные габаритные размеры узлов;
17
3) экономика производства; в частности, способы достижения требуемой
точности относительного положения узлов;
4) соразмерность узлов (техническая эстетика изделия).
Влияние компоновки на конструктивную схему узлов рассмотрим на сле-
дующем примере.
На рис. 5.1 показано несколько схем относительного расположения на
плоскости механизма подъема груза грузоподъемной машины. Этот механизм
состоит из электродвигателя, редуктора, барабана и рамы. Как видно из ри-
сунка, один и тот же механизм может быть выполнен весьма различно. Каж-
дый из вариантов исполнения имеет свои особенности.
Ме ханизм по варианту рис. 5.1. а имеет наибольшие габаритные размеры
и своеобразную конфигурацию рамы.
Ме ханизм по варианту рис. 5.1, б более компактен. Конфигурация рамы
проста. Однако такое расположение узлов возможно, когда электродвигатель
и приводной барабан свободно размещаются с одной стороны редуктора.
Если вместо цилиндрического применить коническо-цилиндрический ре-
дуктор (рис. 5.1. в), то узлы механизма подъема располагаются по Г-образной
схеме.
Габаритные размеры механизма подъема (в плане) можно резко умень-
шить, если применить вертикально расположенный фланцевый электродвига-
тель (рис. 5.1, г).
Еще более значительного уменьшения размеров механизма можно достичь
применением встроенной в барабан планетарной зубчатой передачи (рис. 5.1,6).
Даже из приведенного простейшего примера видно, как существенно
влияет схема компоновки на конструкцию узлов механизма. Поэтому обычно
разрабатывают различные варианты компоновочных схем и путем их сопо-
ставления выбирают оптимальную.
При выборе схемы общей компоновки особое внимание приходится уде-
лять вопросам точности относительного положения узлов. В зависимости от
способа передачи движения к относительному положению узлов предъявляют-
ся различные требования точности как по характеру, так и по величине.
Из механики известно, что каждое тело имеет в пространстве шесть степе-
ней свободы: поступательное перемещение по трем взаимноперпендикулярным
координатным осям и вращение (или поворот) вокруг этих осей.
Чтобы неподвижные узлы заняли вполне определенное положение в простран-
стве, они должны быть лишены всех степеней свободы.
Рассмотрим подробнее типовой случай, когда при сборке узлов должны
обеспечиваться совпадение и параллельность осей вращения валов в верти-
кальной и горизонтальной координатных плоскостях.
На рис. 5.2, а приведена схема компоновки, в которой узлы 1 и 2 устанав-
ливают на плоскости и боковыми стенками поджимают к направляющим бур-
тикам плиты 3.
На этой схеме через & , &, (За и (3s обозначены допускаемые отклоне-
ния на несовпадение и непараллельность осей валов в вертикальной и горизон-
тальной плоскостях. Это и есть требования точности относительного положения
узлов. При данной схеме компоновки требования точности к относительному
положению узлов 1 и 2 могут обеспечиваться следующим образом:
1) автоматически после установки узлов на базовых поверхностях плиты
и поджима к направляющим буртикам.
Для этого необходимо, чтобы линейные размеры Bt, В2, В3, Bi, В2’ и В3'
и угловые размеры (требования параллельности) pi, р2, Рз> Р/. (V и Рз'
(рис. 5.2, а) выполнялись при обработке с точностью, при которой сумма по-
грешностей этих размеров не превышала бы допускаемые величины Bs,
рз и ря.
Сборка узлов по данной схеме наиболее проста, но механическая обработ-
ка деталей усложняется требованиями точности, которые к ним предъявля-
ются;
18
2) пригонкой базовых плоскостей плиты (или узлов 1 и 2);
3) подбором компенсаторных прокладок, клиньев;
4) дополнительной обработкой деталей по месту, т. е. по результатам за-
меров на сборке.
На рис. 5.2, б показана схема компоновки, аналогичная предыдущей,
но узлы не поджимают к направляющему буртику. Вследствие этого они
располагают степенями свободы перемещения по осям х и у и поворота вокруг
оси z, что позволяет обеспечить требуемую точность совпадения и параллель-
ность осей валов в горизонтальной плоскости путем регулировки. Для этого
перемещают и поворачивают узлы в базовой плоскости до тех пор, пока оси
валов не совпадут и не будут параллельны.
Совпадение же и параллельность осей валов в вертикальной плоскости,
как и в предыдущей схеме, должны обеспечиваться точным изготовлением дета-
лей по размерам Si, S2, В3, (3i, ₽2, ₽3 (рис. 5.2, б), пригонкой, или дополни-
тельной обработкой, или применением компенсаторных деталей.
В схеме компоновки, приведенной на рис. 5.2, в, узел 2 крепится к верти-
кальной торцовой плоскости плиты. Базовые плоскости плиты для узлов 1 и 2
расположены взаимно перпендикулярно. Следует обратить внимание на то,
что торцовая плоскость плиты перпендикулярна осям валов. Каждый из узлов
располагает тремя степенями свободы. Это дает возможность обеспечить
совпадение осей валов в вертикальной и горизонтальной плоскостях и парал-
лельность в горизонтальной плоскости выверкой положения узлов. И лишь
параллельность осей валов в вертикальной плоскости достигается или точным
изготовлением деталей по угловым размерам (31, |32 и р3 (рис. 5.2, в), или дру-
гими путями, описанными выше.
В схеме компоновки, показанной на рис. 5.2, а, узел 2 крепится к боковой
вертикальной плоскости плиты. Каждый из узлов 1, 2 обладает тремя степе-
нями свободы во взаимно перпендикулярных плоскостях. В этом случае обе
базовые плоскости плиты параллельны осям валов. Это дает возможность все
требования точности к относительному положению узлов обеспечить выверкой
их положения.
Как видим, даже в простейшем случае имеется несколько компоновочных
решений.
С точки зрения удешевления сборки машины наилучшей схемой компонов-
ки является та, по которой во время сборки не требуется производить никаких
выверок, пригонок или регулировок. Узлы и детали при их установке должны
сразу занимать правильное положение. Исходя из этого, схема компонов-
ки, приведенная на рис. 5.2, а, будет наилучшей, а на рис. 5.2, г — наихуд-
шей.
С точки зрения удешевления механической обработки деталей узлов наи-
лучшей схемой компоновки является та, по которой при изготовлении дета-
лей не требуется выдерживать точные допуски. С учетом этого схема компо-
новки, приведенная на рис. 5.2, г, наилучшая, а на рис. 5.2, а— наихудшая.
В зависимости от конкретного изделия и конкретных условий производ-
ства может быть выбрана схема компоновки, по которой часть требований
точности обеспечивается регулировкой, а другая их часть — точным изготов-
лением деталей.
При массовом крупносерийном производстве, как известно, широко при-
меняются специальное оборудование, специальные приспособления и инстру-
менты. В этих условиях удается выдерживать при изготовлении деталей и
сравнительно жесткие допуски.
Ручные операции на сборке типа пригонок и регулировок здесь являются
крайне нежелательными. Поэтому в массовом и крупносерийном производстве
узлы соединяют часто гибкими связями (ремни, цепи, шарнирные муф-
ты — карданы, компенсирующие муфты и др.). Если же где и сохраняются
жесткие связи узлов, то требуемая точность их относительного положения
обеспечивается точным изготовлением деталей.
При единичном и мелкосерийном производстве требуемая точность отно-
19
сительного положения узлов обеспечивается преимущественно регулировкой,
пригонкой и изготовлением некоторых простых деталей по месту. В этих
случаях желательно, чтобы узлы при их установке могли свободно перемещать-
ся и поворачиваться по базовым поверхностям (рис. 5.2, г).
В настоящее время большое внимание уделяется внешнему виду изделия,
так называемой технической эстетике. При конструировании изделий маши-
ностроения добиваются такого внешнего оформления, которое производило
бы наиболее благоприятное впечатление.
Задача эта довольно сложная и решается она, как правило, совместно,
специалистом в области художественного конструирования и конструктором
изделия.
Внешний вид изделия решается в какой-то степени уже при разработке
схемы общей его компоновки. На этом этапе конструирования создается ком-
позиция изделия, обеспечивается совершенство формы и соразмерность как
самого изделия, так и всех его узлов.
Техническая эстетика не должна вступать в противоречие с технической
целесообразностью. Поэтому при оформлении внешнего вида изделия стремят-
ся сохранить единство его структуры с назначением и конструктивной основой.
При разработке компоновочной схемы узлы изделия вычерчивают в мас-
20
Рис. 5.2
штабе. Это необходимо для того, чтобы можно было оценить пропорциональ-
ность размеров отдельных узлов изделия.
С точки зрения технической целесообразности и технической эстетики
необходимо, чтобы узлы изделия были соразмерны. Если, например, узел,
который через соединительную муфту приводится в движение электродвига-
телем, в 2—3 раза меньше последнего, то эта комбинация выглядит некрасиво
и технически нецелесообразна. В этом случае необходимо проверить материалы
зубчатых колес, их термическую обработку и другие факторы, определяющие
размеры узла. Если выяснилось, что увеличивать размеры узла нецеле-
сообразно, то следует рассмотреть вопрос о встраивании узла в электродвига-
тель или о применении электродвигателя исполнения Щ2/Ф2 на лапах и с флан-
цем, посредством которого можно присоединить к электродвигателю узел.
Если узел, связанный соединительной муфтой с электродвигателем, не-
соразмерно велик, то такое сочетание также некрасиво и технически нецеле-
сообразно. Здесь должны быть найдены средства уменьшения размеров
узла.
Если же это окажется нецелесообразным, то следует рассмотреть возмож-
ность применения электродвигателя исполнения Ф2, с тем чтобы крепить его
посредством фланца непосредственно к узлу.
21
В учебном проектировании конструктивные схемы изделий, как прави-
ло, очень просты, а компоновка их обычно приводится в заданиях на проект.
Поэтому в учебном проектировании основным назначением компоновочных
схем изделий являются:
1) оценка соразмерности узлов (техническая эстетика);
2) выявление относительного расположения выходных концов валов и
расстояний их осей до базовых поверхностей;
3) поиски более экономичного решения задачи компоновки и связи узлов.
Так, при размещении двух узлов, например электродвигателя и редуктора,
на плите (раме) выясняется возможность расположения базовых поверх-
ностей плиты в одной плоскости. Известно, что такое расположение значитель-
но упрощает конструкцию плиты (рамы) и удешевляет ее изготовление.
Иногда путем некоторых конструктивных мероприятий удается совместить
оси валов двух узлов. Так, например, на схеме рис. 5.3, а для этого плоскость
разъема корпуса редуктора выполнена наклонной к основанию. Величина на-
клона определяется положением точки а пересечения радиуса jR = Ат +
+ Ап + Аб с горизонтальной линией, проведенной на высоте h от базовой
плоскости. На схеме рис. 5.3, б ось быстроходного вала редуктора расположе-
на вне плоскости разъема, в точке а пересечения радиуса R = ДБ с горизон-
тальной линией, проведенной на высоте h от базовой плоскости.
2. Компоновка узлов
При компоновке узлов решается ряд других конструкторских задач.
К основным из них относятся:
1) пропорциональность размеров корпуса;
2) соотношения размеров деталей узла;
3) удобство сборки и разборки;
4) заполнение корпуса узла деталями;
5) условия смазки передач.
Компоновку узлов рассмотрим на примере редукторов, которые являются
наиболее типовыми узлами машин, и частично на примере узлов типа коро-
бок скоростей.
При вычерчивании схемы компоновки узла можно пользоваться следующи-
ми соотношениями (рис. 5.4):
1. Толщина стенки корпуса передачи (рис. 5.4, а, б);
22
одноступенчатой 8 = 0.025Л + 1 мм, но не менее 7 мм.
двухступенчатой 8 = 0,025 4Т + 3 мм
трехступенчатый 8 = 0.025Д + 5 мм
но не менее 8 мм,
(5.1)
где А — межосевое расстояние, мм\
Ат — межосевое расстояние тихоходной ступени, мм.
2. Толщину стенок крышки корпуса 84 принимают по зависимости (5.1),
но коэффициент при А и Ат берут равным 0,02.
3. Зазор между внутренними стенками корпуса и поверхностями вращаю-
щихся деталей
а = (1,0 ч- 1,2)8. (5.2)
4. Зазор между дном корпуса и зубчатым, червячным колесами, червяком
b > 38. (5.3)
5. Зазор между поверхностями вращающихся деталей
с > 0,48. (5.4)
6. Зазор между торцовыми поверхностями зубчатых, червячных колес
е = (0,4 4- 0,6) 8. (5.5)
7. Расстояние между торцовыми поверхностями зубчатых колес соосных передач (рис. 5.4, в)
1 — 2 (а -}- пг) Вг Вг <?> (5-6)
где т до 0,3 8; q = (0,7 4- 1,0)8;
Bi' В2 — ширина колец подшипников. Та б л и п а 5.1
8. Расстояние между торцами зубча- тых колес коробок скоростей (рис. 5.4, г) модуль ММ l0^2,2b + f, (5.7) Ширина проточки мм
прямозубые колеса косозубые колеса
где b — ширина зубчатых колес; 1,0 —2,25 f—ширина проточки, определяемая ^,0 по табл. 5.1. 5 6 7 6 7 8
9. Расстояние между обработанной и необработанной поверхностями
корпусной детали (рис. 5.4, а)
h = 4 4-6 мм.
10. Ширина фланца для крепления крышки к корпусу редуктора
(рис. 5.4, а)
/г, = (3,54-4)8. (5.8)
11. Ширина фланца для крепления корпуса к плите, раме (рис. 5.4. а}
^ = (44-4,5)8 (5.9)
Диаметры валов для посадки зубчатых (червячных) колес для вычерчива-
ния на схеме принимают
d = (0,35 4- 0,4) А, (5.10)
где А — межосевое расстояние передачи.
Диаметры других участков вала по направлению к концам постепенно
уменьшают.
23
a
Рис. 5.4
Диаметры обеих шеек для по-
садки подшипников качения на
каждом валу показывают на схеме
одинаковыми.
Диаметр выступающего конца
вала,соединяемого муфтой с валом
электродвигателя, принимают для
вычерчивания на схеме равным
диаметру вала электродвигателя.
Как видно из приведенных
рекомендаций, для того чтобы
сконструировать компактный узел,
зазоры между деталями принима-
ют минимальными. Этот принцип
частично нарушается лишь в ко-
нических и в коническо-цилиндри-
ческих редукторах. В этих узлах
принято подшипники вала кони-
ческого колеса и подшипники ва-
лов последующих ступеней передач
располагать симметрично, на оди-
наковом расстоянии от оси вала
конической шестерни. При таком
расположении опор иногда обра-
зуются большие свободные прост-
ранства между зубчатыми колеса-
ми и стенками корпуса редуктора.
Но зато такое расположе-
ние позволяет производить сбор-
ку редуктора по двум схемам
(рис. 5.5, а, б), что создает опреде-
ленные удобства.
Пропорциональность размеров
корпуса. Основные размеры каж-
дого узла в какой-то степени опре-
делены при разработке схемы
общей компоновки изделия. В
компоновочной схеме узла эти размеры уточняют, добиваясь их соразмернос-
ти. Размеры сторон узла, показанные на рис. 5.6, а, б, производят неблагопри-
ятное впечатление: в одном случае создается впечатление неустойчивости уз-
ла, в другом —его придавленности. Известно, что наилучшее зрительное впе-
чатление производит предмет, размеры сторон которого образуют так
называемое «золотое сечение», которое составляется из двух величин, образую-
щих пропорцию вида (рис. 5.6, в)
а __ Ь — а
b ~ а
Поэтому желательно, чтобы отношения размеров сторон узла, если это
не противоречит технической целесообразности, были равны отношениям «зо-
лотого сечения»:
0,382; 0,618; 1,00(6=1; а = 0,618; Ь — а = 0,382).
Соотношения размеров деталей узла. По схеме компоновки узла проверяют
соотношения основных размеров его деталей.
Известно, что основные размеры деталей узла в связи с изменением нагру-
жающих моментов закономерно изменяются при переходе от одной сту-
пени передачи к другой. Так, например, при переходе от быстроходной ступени
к тихоходной, как правило, увеличиваются: межосевые расстояния, диа-
25
метры и ширина зубчатых колес, диаметры валов, размеры подшипников и дру-
гих деталей. Лишь в соосных передачах и в передачах с внутренним зацепле-
нием или в специальных случаях эта закономерность в отношении межосевых
расстояний и диаметров зубчатых колес не соблюдается.
По схеме компоновки узла устанавливают закономерность изменения ос-
новных размеров деталей. В случае нарушения этой закономерности выявляют
породившие ее причины и принимают меры к их устранению.
Основные размеры соседних однотипных деталей должны быть соразмер-
ны, пропорциональны. Если, например, окажется, что соседние зубчатые
колеса резко отличаются по ширине или диаметру, то где-то допущена ошибка,
которую следует найти и устранить.
На схеме компоновки узла проверяют также зазоры между деталями.
Слишком малые зазоры недопустимы, так как создается опасность задевания
дегалей друг за друга. Слишком большие зазоры нежелательны, так как они
ведут к увеличению размеров и массы узла.
Удобство сборки и разборки. Цилиндрические, коническо-цилиндриче-
ские и конические редукторы обычно конструируют с разъемом корпуса по
осям валов. Для этого последние располагают в одной плоскости. Такое ис-
полнение создает большие удобства для сборки редукторов. Каждый вал ре-
дуктора с опорами и со всеми сидящими на нем деталями может быть собран
заранее, независимо от других валов, и затем поставлен в корпус. При необхо-
димости осмотра или ремонта любой комплект вала может быть беспрепятст-
венно снят с корпуса.
26
Разъем для удобства обработки корпуса и крышки чаще всего делают
параллельным плоскости основания корпуса (см. рис. 5.3, б; 5.4, а). Однако
возможно применение разъема по плоскости, не параллельной основанию (см.
рис. 5.3, а), при этом несколько снижается масса корпусной детали.
Если в одноступенчатом цилиндрическом редукторе оси валов размещены
в вертикальной плоскости, то для удобства сборки плоскость разъема распо-
лагают по оси вала тихоходного колеса (рис. 5.7, а). Шестерня имеет неболь-
шой диаметр и обычно нарезается непосредственно на валу. В этом случае
Рис. 5.7
вал-шестерня вводится в корпус через отверстия подшипниковых гнезд. При
значительном диаметре шестерни для образования зазора с в одно пли оба
подшипниковых гнезда ставят стаканы (рис. 5.7, а) или корпус делают с двумя
разъемами (рис. 5.7, б). Применение стаканов предпочтительнее ввиду мень-
шей сложности и более низкой стоимости изготовления узла.
В наиболее распространенных конструкциях червячных редукторов
разъем корпуса делается по оси червячного колеса, благодаря чему упрощается
сборка комплекта вала с подшипниками и с червячным колесом. Червяк чаще
всего имеет небольшой внешний диаметр витков, что позволяет устанавливать
его в корпус через отверстия подшипниковых гнезд (рис. 5.8, а).
В червячных редукторах относительно небольшого размера (A 200 мм)
разъем корпуса иногда не делают. Вместо него в одной или в обеих стенках
корпуса делают круглые окна, через которые вводят в корпус комплект вала
с червячным колесом (рис. 5.8, б). Внешний вид узла при этом несколько улуч-
шается.
В коробках скоростей обычно применяют многоступенчатые зубчатые пе-
редачи с большим числом валов. Расположение всех осей валов в одной плос-
кости приводит к чрезмерному увеличению длины корпуса и соотношения раз-
меров сторон узла получаются весьма далекими от «золотого сечения». Внеш-
27
ний вид узла ухудшается также тем, что неизбежно появляются фланцы
для соединения частей корпуса. Поэтому коробки скоростей выполняют
обычно без плоскостей разъема. Корпус коробки делается цельнолитым, свер-
ху открытым. Внешний вид узла значительно улучшается.
В некоторых редукторах также не делается разъем по осям валов, и внеш-
ний вид таких узлов безусловно лучше. Однако сборка их, так же как и коро-
бок скоростей, значительно усложняется.
Обычно в этих случаях, чтобы тщательно продумать технологию сборки
и разборки узла и предусмотреть все возможные конструктивные средства
для ее улучшения, составляют схему последовательности сборки и разборки
узла.
Рис. 5.8
Для того чтобы создать определенные удобства для сборки и разборки
узла, в ряде случаев применяют:
1) отъемные стенки корпуса, в которых расположены отверстия для под-
шипников (рис. 5.9, а); при таком исполнении сборка узла производится так
же, как и при разъеме корпуса по осям валов;
2) съемные крышки, а также окна больших размеров в стенках корпуса
для ввода деталей и сборочного инструмента (рис. 5.9, б).
Для удобства сборки узла в таких случаях, если возможно, избегают
прессовых посадок, большие, тяжелые детали сажают на конус.
Сборка узла значительно облегчается, если вместо шпоночных соедине-
ний применять шлицевые, а валы выполнять одного диаметра по всей длине
шлицев;
3) окна для ввода в корпус некоторых комплектов вала с деталями, соб-
ранных вне корпуса, например комплект вала с червячным колесом (см.
рис. 5.8, б) или комплект вала с зубчатыми колесами и муфтами сцепления
(рис. 5.9, в);
4) стаканы с внешним диаметром на величину 2с больше диаметра детали,
сидящей на валу (см. рис. 5.7, а);
5) разборные конструкции подшипников качения.
В связи с возрастанием скоростей, при которых работают современные
машины, а также в связи с необходимостью систематического повышения их
28
качества, в последнее время детали и комплекты машин все чаще подвергаются
балансировке.
Замечено, что комплект вала с расположенными на нем деталями оказы-
вается неуравновешенным даже в том случае, когда каждая деталь, в отдель-
ности сидящая на валу, тщательно отбалансирована. Происходит это вследст-
вие радиальных биений дорожек качения внутренних колец подшипников и
вследствие отклонений в относительном расположении деталей от идеального
их положения. Поэтому часто требуется, помимо балансировки деталей, до-
полнительная балансировка комплектов вала «в сборе», причем предпочти-
тельно на собственных подшипниках.
6)
Рис. 5.9
Комплект деталей, отбалансированный «в сборе», разобранный и снова
собранный из тех же деталей, опять окажется неуравновешенным. Поэтому
в узлах машин, требующих тщательной балансировки комплектов валов «в сбо-
ре», корпуса узлов следует конструировать таким образом, чтобы собранные и
отбалансированные комплекты валов можно было поставить в корпус без раз-
борки (см. рис. 5.4, а; 5.7, а; 5.8, б; 5.9).
Заполнение корпуса узла деталями. Очень важно детали узла заключить
в корпус минимального объема. Чем меньше объем, тем меньше расходуется
материала на изготовление корпуса и валов узла и тем ниже стоимость его
изготовления. Поэтому чем меньше объем узла, приходящийся на единицу
нередаваемой мощности (или момента), тем совершеннее его конструкция.
В связи с изложенным при компоновке узла ищут такое относительное распо-
ложение деталей, при котором число и объем незаполненных, пусшх мест в
корпусе были бы минимальны.
Хорошее заполнение корпуса дает расположение колес по схеме
рис. 5.10, а.
Путем соответствующего подбора передаточных чисел при распределении
общего передаточного числа между ступенями редуктора добиваются, чтобы
зазоры между колесами и валами были минимальными.
29
Вследствие несимметричного расположения колес относительно опор на-
грузка распределяется по длине контакгной линии более неравномерно. По-
этому при тяжелом, переменном режиме работы передачи схему редуктора
выбирают с разделением силового потока на промежуточной ступени.
Соосные передачи (рис. 5.Ю, б) компактнее передач, выполненных по
развернутой схеме. Особенно компактны двух- и трехпоточные соосные пере-
дачи (рис. 5.10, в).
Рис. 5.10
В схемах по рис. 5.10, г, д для уменьшения объема пустого пространства
ведущая шестерня расположена вне плоскости разъема, а корпус выполнен
фигурным, книзу зауженным. Наклон плоскости разъема к основанию несколь-
ко усложняет обработку корпуса, но уменьшает объем пустого пространства.
В коробках скоростей можно составить много вариантов так называемой
«свертки» осей валов, т. е. относительного положения осей валов в корпусе.
При этом ищут такую «свертку» (рис. 5.10, е), при которой, помимо удобства
сборки, было бы также и наилучшее заполнение объема корпуса деталями
узла.
Условия смазки передач. В случае картерной смазки зубчатых колес
устанавливают уровень масла и объем масляной ванны.
Минимальный объем залитого масла в зубчатых передачах обычно состав-
ляет от 0,4 до 0,6 л, а в червячных передачах — от 0,6 до 1 л на 1 кет передавае-
мой мощности. Большие значения берут для масел большей вязкости.
Зубчатые цилиндрические колеса достаточно было бы погружать в масло
на половину высоты зуба. Но приходится считаться с тем, что не все венцы
зубчатых колес располагаются на одном уровне от дна корпуса. Кроме того,
неизбежно колебание уровня масла при его заливке, а также в результате
естественной убыли во время работы передачи. Учитывая это, можно рекомен-
довать следующие нормы погружения цилиндрических колес в масляную
ванну.'
30
Рис. 5.11
ФЗО

быстроходное цилиндрическое колесо — (14-5) т,
быстроходное коническое колесо —(0,5ч-1,0) Ь,
где т — модуль передачи;
b — ширина зубчатого колеса.
Чем меньше окружная скорость вращения колеса, тем на большую глуби-
ну оно может быть погружено в масляную ванну.
Тихоходные колеса последних ступеней передачи можно погружать в мас-
ло на глубину до 1/3 радиуса колеса. При окружной скорости более 2 м/сек.
глубокое погружение колес нежелательно. В этом случае зубчатые колеса
располагают по схемам рис. 5.3, а; 5.10, д или применяют другие средства,
как, например, показано на рис. 4 стр. 99 [251.
При определении уровня масла в корпусе узла учитывают, что он не дол-
жен быть выше центра нижнего тела качения (шарика или ролика) подшипни-
ка. Поэтому в зависимости от размеров зубчатых колес и подшипников уро-
вень масла определяется шестерней быстроходного вала (или червяком), или
одним из подшипников узла.
После определения объема залитого в корпус масла и глубины погружения
в него тихоходного колеса уточняется расстояние оси до базовой опорной
поверхности корпуса.
При несложных изделиях схему общей компоновки изделия и схемы ком-
поновки узлов иногда объединяют в одну общую компоновочную схему.
На рис. 5.11 в виде примера дана схема компоновки привода ленточного
транспортера.
§ 6. РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИЙ УЗЛОВ
Серией проектных расчетов ременных, цепных, зубчатых, червячных,
фрикционных передач определяюг предварительные размеры основных дета-
лей и узлов (редуктора, коробки скоростей, вариатора). При проработке ком-
поновочных схем устанавливают относительное расположение узлов в прост-
ранстве, места вывода валов, конструктивную схему плиты (рамы), размеры
и относительное расположение деталей в узлах и др. После выполнения этих
работ можно приступать к конструированию узла.
Разработку конструкции узла начинают с вычерчивания на листе тонкими
линиями контуров его основных деталей (зубчатых колес, валов, подшипни-
ков). Затем последовательно осуществляют конструктивную разработку от-
дельных его подузлов и деталей.
Для этого сначала составляют несколько эскизных вариантов конструк-
ции подузлов и деталей. Такую разработку удобно выполнять на миллиметро-
вой бумаге. И только после сравнения всех вариантов наилучший из них при-
нимают для окончательной разработки конструкции узла. Параллельно с кон-
структивной разработкой деталей узла выполняют расчеты их на прочность,
жесткость и другие виды работоспособности. Эти расчеты, в зависимости от
того, какой из них удобнее, производят в форме проектных или поверочных.
Размеры валов на данном этапе конструирования определяют следующим
образом.
Первый (быстроходный) вал. Диаметр выходного конца вала (рис. 6.1)
не должен сильно отличаться от диаметра вала электродвигателя. При боль-
шой разности их размеров трудно, а иногда и невозможно подобрать соедини-
тельную муфгу. Кроме того, выглядеть будут такие валы очень неэстетично.
При предварительных расчетах (этап 4) диаметр вала определялся по фор-
муле (4.7). На данном этапе конструирования его уточняют по соотношению
^ = (0,8 4-1,2)^, (6.1)
где (!э — диаметр вала электродвигателя.
Уточненный диаметр конца вала должен быть округлен до стандартного
по ГОСТ 6636—69 из ряда /?а40 стандартных чисел:
32
101В
Рис. 6.1
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, 100, 105, ПО, 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.
Призматическую шпонку после ее посадки в паз вала вынимать крайне
нежелательно. Поэтому диаметр d2 последующего участка вала выбирают
таким, чтобы подшипник свободно проходил через шейку вала с заранее поса-
женной шпонкой, т. е.
d2 = dt -J- 2,lc,
(6.2)
где с — расстояние от поверхности вала до угла выступающего участка шпон-
ки (рис. 6.2).
В случае применения сегментных шпонок, которые легко вставляются в
паз и вынимаются из него, а также в случае шли-
цевого конца вала диаметр dz можно принимать
d2 — (1,05 4-1,1)^. (6.3)
Размер d2 также должен округляться до стан-
дартного значения из следующего ряда чисел для
подшипников качения:
17, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 75,
80, 85, 90, 95, 100.
Шестерни обычно выполняют вместе с валом
(см. рис. 6.1). Тогда следующий участок вала дол-
жен иметь диаметр
ds = d2 + 2t, (6.4)
где t — высота заплечика для упора подшипника; приводится в справочниках
и каталогах подшипников качения, в атласах деталей машин.
Второй вал. Диаметр вала под зубчатым колесом принимают по следую-
щему эмпирическому соотношению:
Д = (0,35 4-0,4) А. (6.5)
Результат вычисления по соотношению (6.5) округляют в ближайшую
сторону до стандартного значения (см. выше).
Диаметры d4 вала для подшипников качения должны быть меньше диамет-
ра dT:
= 1,054-1,1 ’ (6-6)
Полученное значение d4 округляют до стандартного из ряда чисел подшипни-
ков качения (см. выше).
Размер d5 должен быть больше размера d4:
d6 = dT -J- 21; (6.7)
размер
- T- 21, (6.8)
где t — высота заплечика для упора подшипника и зубчатого колеса; прини-
мают по нормам для подшипников качения.
Аналогично определяют размеры всех участков третьего, четвертого и
других валов передачи.
Диаметр выходного конца тихоходного вала dB (см. рис. 6.1) должен быть
таким, чтобы подшипник свободно проходил через вал dB с поставленной
шпонкой. Тогда (см. рис. 6.2)
dB = d4 — 2,1с. (6.9)
В случае применения сегментных шпонок или шлицев
dn d4 — 2i.
(6.10)
34
Так как каждый последующий, более тихоходный вал нагружен большим
вращающим моментом, то диаметры всех участков последующего вала соот-
ветственно должны быть больше диаметров предыдущего вала.
Полученные размеры валов проверяют на прочность и жесткость. Для
этого составляют расчетную схему, определяют реакции опор, строят эпюры
изгибающих и вращающих моментов и затем производят поверочный расчет
валов в опасных сечениях по номинальным напряжениям. Для наиболее на-
груженных валов определяют запас выносливости по уточненной методике.
Затем по формулам сопротивления материалов находят углы наклона
упругой линии вала в опорах и в месте расположения зубчатых колес. Вычис-
ленные углы наклона сравнивают с допускаемыми значениями [28].
Размеры вала зависят также от размеров подшипников, служащих его
опорами. Поэтому при расчете вала одновременно должен производиться
подбор подшипников качения.
Окончательные размеры всех участков вала определяют с учетом разме-
ров, полученных при расчете его на прочность и жесткость, и с учетом разме-
ров подшипников.
После того как на листе будут нанесены тонкими линиями контуры зуб-
чатых колес, валов и подшипников качения и выполнены расчеты деталей
узла, производят конструктивную разработку зубчатых колес, подшипнико-
вых узлов и т. д.
Конструкция узла должна быть разработана в объеме технического про-
екта. Поэтому все детали узла должны быть показаны подробно, чтобы конст-
рукция каждой из них была предельно ясна из чертежа. Для этого при необхо-
димости дают дополнительные виды, разрезы, сечения.
Подробные методические указания по конструктивной разработке деталей
узла приводятся в главе II.
§ 7. ОФОРМЛЕНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ УЗЛОВ И ОБЩИХ ВИДОВ )43ДЕЛИЯ.
СОСТАВЛЕНИЕ РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ ЗАПИСКИ
После завершения конструктивной разработки каждого узла производит-
ся его оформление. Затем разрабатывают и оформляют общий вид изделия.
Ниже даются указания по оформлению этих чертежей.
1. Оформление чертежей узлов
Известно, что при конструировании изделий в масштабе уменьшения
размеры деталей и их соотношения зрительно воспринимаются конструктором
в несколько искаженном виде. Поэтому конструктивную разработку узлов
лучше производить в натуральную величину и лишь некоторые внешние виды
его можно выполнять в масштабе уменьшения.
Помимо подробного и тщательного выявления конструкции каждой де-
тали, входящей в узел, в чертеже узла должны быть четко показаны места
сопряжения деталей. Особенно важно показать сопряжения в углах отверстия
корпуса и крышки подшипника; торца подшипника с упорным буртиком (за-
плечиком) вала; торца зубчатого или червячного колеса с упорным буртиком
вала и т. п.
В чертежах узлов проставляют:
1. Габаритные размеры узла.
2. Сопряженные размеры с обозначением посадок (в местах установки
зубчатых колес, муфт, подшипников и т. п.) и другие сопряженные размеры,
как, например, диаметр расположения крепежных отверстий в крышке под-
шипникового узла, расстояния между крепежными отверстиями в корпусе
редуктора, диаметр центрирующего буртика крышки, размеры резьб на ва-
лах, размеры шлицевых соединений и др.
3. Размеры с предельными отклонениями, которые по конструкции узла
проверяются при его сборке.
2*
35
4. Размеры зазоров, которые должны устанавливаться при сборке.
5. Присоединительные размеры: диаметр и длина выступающих концов
валов; размеры шпонок на них; координаты осей крепежных отверстий в кор-
пусе, предназначенные для крепления корпуса к плите; диаметры этих отверс-
тий и др.
6. Основные размеры, характеризующие узел или его главные детали,
например: межосевые расстояния с допускаемыми отклонениями, числа зубьев
и модули зубчатых и червячных колес и т. п.
В конструкторских бюро ряда заводов в чертежах узлов проставляют так-
же цепочки размеров по осям валов (см. рис. 9.23 и 9.24). Такая система про-
становки размеров облегчает деталировку узла и уменьшает количество оши-
бок в рабочих чертежах деталей.
В чертежах общих видов узлов приводятся также следующие сведения:
1. Указания о дополнительной обработке деталей при сборке, например:
«Сверлить и развернуть при сборке», «После сборки развальцевать», «При сбор-
ке отогнуть» и т. п.
2. Указания о крайних (предельных) положениях движущихся элемен-
тов механизма (рычагов, ползунов и т. п.).
3. Указания о назначении рукояток и приборов для управления работой
механизмов.
4. Техническая характеристика узла: общее передаточное число, наи-
больший вращающий момент на выходном валу, наибольшее число оборотов
быстроходного вала и др.
5. Технические требования к готовому узлу (механизму): плавность хода,
бесшумность, точность расположения входных и выходных валов узла, сопря-
гаемых с валами других узлов и т. п.
6. Номера деталей, входящих в данный узел.
В общих видах передач, кроме того, следует указывать обозначение точ-
ности изготовления каждой ступени передач по ГОСТ 1643—56, 1758—56 и
3675—56.
Места соединения шарико- и роликоподшипников с валами (осями) и кор-
пусами должны обозначаться в чертежах узла по ГОСТ 3325—55.
Примеры обозначения:
посадки подшипника на валу (оси)
0 40Нп; 0 45П1п; 0 35СЗП и др.;
посадки подшипника в корпусе
0 72Пп; 0 80 Сп; 0 90С1п и др.
Шлицевые соединения на чертежах общих видов узлов должны обозна-
чаться по ГОСТ 1139—58. Обозначение шлицевых соединений зависит от вида
и точности центрирования, а также от размера соединения. В неподвижных
соединениях чаще всего применяется центрирование по наружному диаметру,
которое технологически легче осуществить. Вал и отверстие подвижных шли-
цевых соединений для повышения их износостойкости обычно подвергают
закалке. В связи с высокой твердостью поверхности закаленных шлицев тех-
нологически проще применять в подвижных соединениях центрирование по
внутреннему диаметру.
В ГОСТ 1139—58 приводятся различные сочетания полей допусков по всем
элементам шлицевых соединений. В табл. 7.1 и 7.2 даны выдержки из этого
ГОСТа по наиболее распространенным сопряжениям при центрировании nod и D.
Условные обозначения шлицевых соединений на чертежах общих видов
узлов должны содержать: обозначение поверхности центрирования, число
шлицев, номинальные размеры внутреннего и внешнего диаметров, обозна-
чение полей допусков по центрирующему диаметру и по боковым сторонам
зубьев.
36
Таблица 7.1
Характеристика центрирования Точное центрирование Грубое центрирование с увеличенным зазором
с минималь- ным зазором с увеличен- ным зазором
Обозначения допусков на d Отверстие А А ^2 а
Вал С X л
Обозначения допусков на b Паз отверстия 01 01 и2
Шлиц вала SxX s2x
Таблица 7.2
Характеристика центрирования Точное центрирование Грубое центрирование с увеличенным зазором
с минималь- ным зазором с увеличен- ным зазором
Обозначения допусков на D Отверстие А А Л.,
Вал П С с2а
Обозначение допусков на b Паз отверстия Нз и4
Шлиц вала sxn 8,С S2x
Примеры условных обозначений соединений:
центрирование по d: d8 >< 42 X 48 ;
центрирование по D : D6 X 23 X 26 . -^?=г
В эвольвентных шлицевых соединениях центрирование осуществляется
по наружному диаметру D или по размеру S.
В ГОСТ 6033—51 приводится большое число сочетаний полей допусков.
Некоторые из них, рекомендуемые для использования при проектировании,
даны в табл. 7.3 при центрировании по D.
Таблица 7.3
Характеристика соединения Неподвижное Подвижное
Обозначение допусков на Отверстие А А А ^20
Вал Г п Д X
Паз отверстия s4
Шлиц вала S3ax 84Ш
При центрировании по S допуски на S для пазов отверстия и для шлицев
вала остаются теми же, что и при центрировании по D. На размер D отверстия
и вала назначают более широкие допуски:
на отверстие — А3; А3а или А4;
на вал — Х3 или С4.
37
Обозначение шлицевого эвольвентного соединения должно содержать:
буквы «эв», номинальные размеры D х т х z и обозначение полей допусков раз-
меров D и S при центрировании по D или размера S при центрировании по S.
Пример обозначения соединения при внешнем диаметре соединения D =
= 50, модуле т = 2,5 и числе зубьев г = 18:
A S
центрирование по D : эв. 50 X 2,5 X 18—==— . - 3:'. ;
11 ЬзаА
центрирование по S : эв. 50 х 2,5 х 18 .
Призматические и сегментные шпонки, а также пазы вала и втулки обоз-
начают по ГОСТ 7227—58:
допуск по размеру b (по ширине) шпонки:
обычной — В3;
направляющей — Х3;
допуск для паза вала при всех видах шпонок и соединений — ПШ;
допуск для паза втулки:
при массовом производстве — ПШ4;
в остальных случаях — А3.
Шпоночные соединения на чертежах общих видов узлов обозначают:
соединение паза втулки и шпонки шириной, например, 12 мм:
ю ПШХ
в массовом производстве ............................12 в
в единичном и серийном производстве.................12 - р3
А.
направляющие шпонки (вне зависимости от вида производства) 12 -=Д-
лз
соединение паза вала и шпонки шириной, например, 12 мм:
- ю ПШ
обычной.............................................12 —f=—
t>3
1О ПШ
направляющей........................................12—==—
К общему виду узла составляют спецификацию всех его деталей по уста-
новленной форме.
От каждой детали, изображенной на общем виде узла, проводят выносные
линии, оканчивающиеся в свободном месте поля чертежа так называемыми
полками, на которых записывается номер позиции. Одинаковые детали обоз-
начают только один раз. Если из чертежа не вполне ясно, к какой позиции
относятся некоторые повторяющиеся детали, их дополнительно указывают
тем же номером позиции. Повторное указание номера позиции выделяют
двойной полкой.
Номера позиций располагают параллельно основной надписи чертежа
и группируют в строчку или колонку, по возможности на одной линии.
В спецификации, в графе «обозначение» записывают обозначение чертежа
детали. Это обозначение состоит из следующих частей:
1) обозначения изделия,
2) номера узла изделия,
3) номера детали узла.
В учебном проектировании обозначение изделия заменяют обозначением
и номером задания на проект и номером варианта.
В учебных проектах спецификацию сборочной единицы рекомендуется
составлять в следующем порядке (обозначения даны в виде примера):
38
Рис. 7.1
Рис. 7.2
41
№ поз. Обозначение Наименование Количе- ство Примеча- ние
1 От 2 до 20 От 21 до 30 От 31 до 50 От 51 до 70 и т. д. ДП-17-3-1-00 ДП-17-3-1-01 ДП-17-3-1-02 J ДП-17-3-1-03 1 1 ДП-17-3-1-21 / 1 ДП-17-3-1-22 ( 1 ДП-17-3-1-31 / / ДП-17-3-1-32 ( 1 ДП-17-3-1-51 J / ДП-17-3-1-52 1 j ДП-17-3-1-71 / Общий вид редуктора Расчетно-пояснительная записка Колесо червячное в сборе Литые детали из чугуна Литые детали из цветных спла- вов Зубчатые и червячные колеса стальные Валы и оси Далее: Прочие детали Подшипники качения Крепежные детали Материалы (например, смазоч- ное масло)
На рис. 7.1 и 7.2 в качестве примера оформления приведены чертежи ко-
ническо-цилиндрического редуктора, выполненные в виде технического про-
екта узла.
На этих чертежах подробно показана конструкция каждой детали. Для
этого, кроме основного вида, на чертеже рис. 7.2 дополнительно даны: виды
сверху, снизу, два вида сбоку, сечения по крепежным и отжимным винтам,
сечения по спускному отверстию и контрольному штифту, сечения по шпон-
кам на выходных концах валов и др. На чертеже рис. 7.1 в увеличенном мас-
штабе показаны сопряжения подшипников и зубчатых колес с упорными бур-
тиками валов. Для выявления конструкции и размеров выступающих кон-
цов валов на чертеже рис. 7.1 условно показаны полумуфты, которые на них
насаживаются. На этих чертежах проставлены сопряженные и габаритные
размеры, межосевое расстояние, числа зубьев и модули колес, диаметры рас-
положения крепежных отверстий в крышках подшипников, координаты от-
верстий в крышке редуктора и крышке люка.
В качестве присоединительных размеров даны:
1. Размеры опорной поверхности; диаметр и координаты крепежных от-
верстий на этой поверхности; расстояния от концов валов до осей крепежных
отверстий (размеры 280 и 95 лип).
2. Диаметр и длина конусного конца тихоходного вала (размеры 50 и
70 мм) и его конусность; расстояние от торца вала до крышки подшипника
(размер 75 мм); ширина шпонки и размер от конца вала до оси редуктора
(размер 205 мм).
3. Диаметр и длина конца быстроходного вала (размеры 30 и 50 мм);
расстояние от торца до крышки подшипника (размер 56 мм), ширина шпонки
и размер от торца вала до оси конического колеса (размер 325 мм).
На чертеже приведены также техническая характеристика редуктора,
степень точности зубчатых передач и номера деталей.
2. Оформление чертежа общего вида изделия
Назначение чертежа общего вида всякой установки состоит в том, чтобы
дать полное представление о всей установке в целом, ее размерах, взаимной
связи отдельных узлов, о местах присоединения к фундаменту или к другой
установке. Кроме общего вида установки, обычно выполняют еще монтажные
или установочные чертежи, на которых показывают «обстановку», т. е. фун-
дамент или отдельные элементы других установок, к которым присоединяется
данная установка. Показывают также двигатели, цепи, ремни, все крепежные
изделия и т. д. В учебных проектах для уменьшения объема графической
работы чертеж общего вида совмещают с монтажным чертежом. В дальнейшем
42
будем называть такой совмещенный чертеж общим видом установ-
ки. Исходя из назначения чертежа общего вида установки, последний вычер-
чивают в масштабе 1 : 2; 1 : 2,5; 1 : 4; 1 : 5; 1 : 10 в зависимости от размеров
установки. Это делается для того, чтобы на листе поместились три проекции,
спецификация деталей, крепежных изделий и других деталей, не вошедших
в спецификацию узлов, а также техническая характеристика установки и тех-
нические требования к ее монтажу.
Несмотря на большое уменьшение, при вычерчивании общего вида уста-
новки следует соблюдать форму контура отдельных узлов, их взаимное распо-
ложение, места присоединения, т. е. все то, что дает представление об уста-
новке в целом и необходимо сборщикам и монтажникам в их работе. Чертеж
должен быть четким, легко восприниматься, поэтому его не следует загромож-
дать мелкими деталями и элементами узлов. Например, нет нужды вычерчи-
вать болты соединения корпуса и крышки редуктора, зубья на звездочках и т. д.
В то же время болты, соединяющие спроектированную установку с фун-
даментом или другой установкой, должны быть показаны. Если фундаментная
плита крепится к фундаменту одинаковыми болтами, т. е. одной конструкции,
диаметра и длины, то следует вычертить из всех этих болтов только один, а
положение остальных показать осевыми линиями.
При вычерчивании чертежа общего вида установки должно быть обраще-
но особое внимание на простановку размеров. Количество их должно быть
минимальным, но вполне достаточным, чтобы правильно собрать установку,
судить о ее габарите в целом и габаритных размерах отдельных узлов. Это
имеет большое значение при проектировании и размещении смежных установок
и связи их с данной установкой, при решении вопросов транспортировки, упа-
ковки и т. д.
Чтобы правильно координировать установку, нужно выбрать в ней базо-
вые оси или плоскости. В качестве таких баз могут быть приняты опорная
поверхность плиты (рамы), корпуса, боковая стенка плиты, корпуса, ось вала
и др. Затем нужно выбрать начало координат по всем трем направлениям. За
начало координат по вертикали может быть принят уровень пола. Началом
координат в двух горизонтальных направлениях можно считать стену цеха,
ось цеховой колонны, оси или стенки корпусов соседних машин и т. д. От выб-
ранных начал координат ставят три координатных размера до базовых осей
или плоскостей спроектированной установки.
Далее выбирают основные оси или плоскости узлов установки и ставят
размеры между этими осями и основной базовой осью или плоскостью установ-
ки. Для простановки размеров между осями болтов, крепящих установку к
фундаменту, следует ось одного из болтов принять за основную, координиро-
вать ее относительно основной оси или плоскости установки и затем связать
оси всех болтов с основной осью единой системой размерных линий. Если в
установке имеются отдельные узлы, валы которых расположены соосно и сое-
диняются между собой муфтами, то следует указать размер между торцами
этих валов или торцами полумуфт.
Габаритные размеры отдельных узлов или всей установки в целом дают
не менее чем в трех взаимно перпендикулярных направлениях: два размера
в горизонтальной плоскости и один — в вертикальной. На чертеже должен
быть поставлен размер от уровня поля до верхней точки установки. В отдель-
ных случаях указывают такие же размеры и для узлов.
Конструкторы-механики не занимаются проектированием фундаментов:
это делают специалисты-строители. Однако конструктор машины должен дать
техническое задание на проектирование фундамента. Для этого на чертеже
общего вида следует схематически изобразить часть фундамента, не показывая
всего фундамента и не давая глубины его заложения, так как последняя зави-
ситот величины и характера нагрузок на фундамент, грунта и т. д. На чертеже
общего вида показывают контур фундамента в плане, частичные боковые виды
(без нижней части), колодцы для заложения фундаментных болтов, тоннели,
пустоты, связанные с монтажом установки, эксплуатацией ее и т. д.
43
(OSS)H
Рис. 7.3
Техническая характеристика
1 Тяговое усилие на звездочках. н 6 470
2 Скорость движения тяговой цепи,м/сек 0.2
3 Числи об/мин Вала звездочек 10.4
4 мощность, квт 1.7
об/мин 1420
5 Общее передаточное число привода 136
7 07 Плита 1 1.
6 95 Приводной Вал со звезВоиконм 1
05 Муфта предохранительная 1
4 04 Цепь приводная трех рядная 1 t=12,7L*16{X
3 03 Редуктор зубчатый 1 1=41
2 02 Муфта МУВП1-25-П-20 1 МН2096 -61>
1 01 Злектродбигстель типА41 1
»• «Ли Обозначение Наименование \Кол Материал Примеч
’Подпись HjtSn

06ЩИЙ! ВИД
УСТАНОВКИ
22 -3-00
OurWfX) Ht^ca MMBiPCS
] 1-4
Лист i Листов f

45
Все размеры фундамента в плане определяет конструктор машины, по-
казывая их на чертеже общего вида установки. В вертикальном направлении
указывают расстояния от плоскости фундамента до уровня пола и от плоскос-
ти фундамента до нижней точки фундаментного болта. При этом следует иметь
в виду, что плиты, рамы и другие корпусные детали непосредственно на фун-
дамент не ставят, а устанавливают на металлических прокладках или клинь-
ях, выверяют уровнем и затем зазор между фундаментом и установленной на
нем деталью заливают жидким раствором (подливка). После того как раствор
застынет и схватится с металлом, затягивают гайки фундаментных болтов.
Толщина слоя жидкого раствора назначается в зависимости от габаритных
размеров устанавливаемых на фундаменте деталей и не должна превышать
100—120 мм. При учебном проектировании применяют обычно небольшие
установки, для которых толщину слоя жидкого раствора можно принимать
30—40 мм.
На чертеже общего вида установки указывают размер от уровня пола до
плоскости основного фундамента, а не до верхней плоскости подливки. Изде-
лия относительно небольших размеров обычно устанавливают не на фундамент,
а непосредственно на бетонированный пол цеха.
В технической характеристике на чертеже общего вида установки приво-
дятся сведения об электродвигателях (тип, мощность, скорость, об!мин, угло-
вые скорости выходных валов, передаточные числа редукторов, габаритные
размеры и масса установки в целом и отдельных ее узлов, допускаемые уси-
лия и другие сведения, характеризующие изображенную на чертеже установку.
На чертеже общего вида установки приводятся также технические усло-
вия, определяющие точность относительного положения узлов при монтаже
установки.
На рис. 7.3 в качестве примера оформления приведен общий вид привода
цепного транспортера.
Привод изображен в трех проекциях, которые дают полное представление
о нем в целом и об относительном расположении отдельных его частей. Прос-
тавленные на чертеже размеры позволяют правильно координировать привод
относительно другого, связанного с ним оборудования и собрать отдельные
его части в соответствии с чертежом. Этот привод является частью конвейера,
местоположение которого в цехе определяется в связи с другим оборудова-
нием. Конвейер может координироваться по трем координатным направле-
ниям:
а) в вертикальном направлении размером Н от уровня пола до оси вала
тяговых звездочек;
б) в горизонтальных направлениях: размером Lt от оси вала тяговых
звездочек до стены или колонны цеха и размером L2 от средней плоскости
конвейера до колонны или стены цеха. На чертеже общего вида установки
размеры и L2 могут не проставляться, если они проставлены на чертеже
размещения оборудования.
На данном чертеже следует повторить лишь вертикальный размер Н —
расстояние от уровня пола до оси вала со звездочками, как определяющий
высоту расположения конвейера. Вал со звездочками и привод соединены
цепной передачей. Следовательно, положение привода относительно конвейе-
ра в направлении оси вала звездочек определяется положением средней плос-
кости цепи. Поэтому должен быть проставлен размер от средней плоскости
цепи. В нашем примере этот размер равен 540 мм.
Затем должны быть проставлены размеры по другим двум координатным
направлениям. Этими размерами являются размер между осями звездочек
приводной цепи по горизонтали, равный 520 мм, и размер от уровня пола
до оси отверстия редуктора, равный 240 мм. Так как средняя плоскость звез-
дочки на валу редуктора совпадает со средней плоскостью звездочки на валу
конвейера, размеры 540, 520 и 240 мм полностью определяют положение при-
вода относительно вала со звездочками.
Должен быть дан также размер до оси болтов, крепящих один из корпу-
46
сов подшипников вала со звездочками, — 460 мм. Затем от этой оси нужно
указать размер до оси болтов, крепящих корпус второго подшипника вала со
звездочками, — 900 мм. Следует также дать размер между этими болтами в
направлении, перпендикулярном оси вала со звездочками, — 250 лои. На
данном чертеже часть рамы конвейера показана лишь как «обстановка». При
проектировании этой рамы нужно знать размер от оси вала до подошвы под-
шипника, габаритные размеры подошвы подшипника в плане и диаметры кре-
пежных отверстий или винтов —80, 70, 300 и 18 лои. Следовательно, все эти
размеры должны быть проставлены на чертеже общего вида установки.
Для определения длины болтов крепления корпусов подшипников к раме
проставлен размер 32 мм — толщина опорной лапки корпуса.
Вал звездочки может быть перекрыт сверху какой-либо деталью, с которой
транспортируемый материал будет поступать на ленту конвейера. Следователь-
но, нужно знать размеры от оси вала до верхней точки корпусов подшипников,
приводных и тяговых звездочек и других деталей, находящихся на этом валу.
Эю вызывает необходимость простановки указанных размеров, причем для
тел вращения можно давать не превышение верхней точки над уровнем
оси вала, а наибольшие диаметры. В нашем примере этими размерами являют-
ся 104 мм\ 0408 яш и 0504 мм.
Тяговые цепи соединяются между собой деталями, прикрепленными к
ленте конвейера. Следовательно, существует связь между взаимным располо-
жением звездочек и деталей, соединяющих цепи. Это вызывает необходи-
мость в простановке размера между средними плоскостями, проходящими через
зубья звездочек, — 740 мм.
Около вала со звездочками могут находиться машины, металлоконст-
рукции или элементы здания. Поэтому необходимо проставить размер от сред-
ней плоскости конвейера до крайних точек вала со звездочками — 630 и
490 мм.
Вал со звездочками и другими установленными на нем деталями являются
отдельным сборочным узлом, поэтому следует дать его габаритные размеры —-
0504 и 1120 льи.
Из чертежа видно, что быстроходный вал редуктора и вал электродвига-
теля должны быть установлены соосно. Относительное положение их вдоль
осей валов определяется зазором между полумуфтами соединительной муфты.
Этот размер — 3 лои и должен быть проставлен на чертеже.
Следует связать размерами ось одного из фундаментных болтов с основ-
ными координатными плоскостями — 120 и 150 лои, а затем единой системой
размерных линий — оси всех фундаментных болтов с основной осью.
3. Составление расчетно-пояснительной записки
В начале расчетно-пояснительной записки приводится схема задания, а
также все исходные данные. К ним относятся: график нагрузки, величины
действующих сил или моментов, скорости вращения, заданный срок службы,
режим работы, заданный масштаб выпуска и другие исходные данные, необхо-
димые для разработки проекта.
Затем дается последовательно по каждому узлу описание конструкции и
его расчет. Весь материал по каждому узлу размещают в такой последователь-
ности:
1) описание (при сложной кинематической схеме) кинематики узла;
2) описание взаимодействия деталей отдельных сложных устройств узла;
3) расчет узла и всех его деталей: сначала приводится кинематический
расчет узла, затем расчет деталей на прочность, жесткость и другие виды ра-
ботоспособности.
Каждый расчет должен содержать следующие сведения:
1) Четко составленный заголовок расчета с указанием, какая деталь рас-
считывается и на какой вид работоспособности (срез, смятие, изгиб, устойчи-
вость и т. п.).
47
2. Эскиз детали и расчетную схему с указанием сил, эпюр моментов и
всех размеров, используемых в расчете.
3. Наименование выбранного материала с указанием его термообработ-
ки и характеристики механических свойств.
4. Допускаемые напряжения при проектном расчете со ссылкой на ис-
пользованную литературу.
5. Ход расчета.
6. Выводы по результатам расчета.
Расчетные формулы выписывают в общем виде с указанием источника.
Каждое обозначение в формуле поясняют. Затем в формулу подставляют
численные величины и записывают конечный результат.
Размеры, полученные расчетом, округляют до стандартных значений.
Помимо расчетов на работоспособность деталей, в записке приводят рас-
четы соединений с натягом. Если детали, сидящие на валах с натягом, пере-
дают вращающий момент при помощи шпонок, то производится расчет проч-
ности деталей и усилия запрессовки и выпрессовки.
После описания конструкции и расчетов по узлам в записке приводят
общие данные по проекту. Составляют ведомости применяемости точных раз-
меров и крепежных деталей по следующим образцам:
Ведомость точных размеров
Размер Количество по узлам Общее количество
I 2 3 4
25А 3 1 4
25А3 6 3 .—. 9
25Х —_ —- .—- 1 1
25Х3 и т. д. 3 4 — 4 11
Ведомость крепежных деталей
Название и ГОСТ Размер Количество по узлам Общее количество
1 2 3 4
Винт с цилиндрической го- М6 Х18 5 3 2 .—. 10
ловкой, ГОСТ 1491 — 62 М8 х22 4 6 5 2 17
И т. д. М8 х25 3 — .— — 3
M10X25 — 1 — — 1
Ведомости точных размеров и крепежных деталей составляют на черновике.
Они должны быть проанализированы конструктором для изыскания возмож-
ностей сокращения применяемой номенклатуры точных размеров и крепежных
деталей. Так, например, из ведомости точных размеров видно, что желательно
размер 25Х, который применяется один раз, заменить размером 25Х3, который
в приводе используется одиннадцать раз. Следовало бы также винт М8х25
(применяется только 3 шт.) заменить винтом М8х 22 (в изделии 17 шт.). Од-
новременно следовало бы попытаться винт М10х25 (на изделие требуется всего
1 шт.) также заменить винтом М8х22.
ГЛАВА II
КОНСТРУИРОВАНИЕ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ
§ 8. БАЗИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ
Известно, что деталь, установленная на плоскости, лишается трех степе-
ней свободы. Такая деталь сохраняет две степени свободы перемещения вдоль
двух координатных осей, лежащих в базовой плоскости, и свободу поворота
вокруг третьей координатной оси, перпендикулярной к этой плоскости. Плос-
кость в этом случае является основной базой. Именно она, плоскость, в ос-
новном определяет положение детали в пространстве.
Если деталь базируется по цилиндру, то она лишается четырех степеней
свободы. Сохраняется лишь свобода перемещения детали вдоль оси цилиндра
и свобода вращения ее вокруг этой оси. В этом случае основной базой, опреде-
ляющей положение детали в пространстве, является цилиндр.
Таким образом, основной называют базу, которая лишает деталь
трех или четырех степеней свободы.
Чтобы деталь базировалась более точно и надежно, базовые поверхности
должны быть по возможности развиты. Так, плоскость должна иметь возмож-
но большие размеры сторон, цилиндр должен иметь возможно большее отно-
шение длины к диаметру.
Если деталь базируется по цилиндру по посадке с зазором или по переход-
ной посадке, в сопряжении образуется зазор г, наибольшую вероятную вели-
чину которого определяют по формуле (рис. 8.1, а)
z = (Деа -ДОв) + 0,55 J/ (8-1)
где Д оа и ДОв — координата середины поля допуска соответственно отверстия
и вала;
До = 0,5 (Д,, -[- Дн);
Дв и Дн — верхнее и нижнее предельные отклонения размера;
8а и 8В — допуск на диаметр отверстия и вала;
^а (в) ^ва(в) ^на (в)
Наибольшая погрешность базирования определяется отношением
<о = 4-. (8.2)
Из этого выражения видно, что для уменьшения погрешности базирования и
необходимо уменьшать зазор z и увеличивать длину I сопряжения.
49
При посадках с натягом зазор равен нулю и можно было бы предполо-
жить, что погрешность базирования также равна нулю. Однако опыт показы-
вает, что даже при посадке детали с натягом возможен ее перекос относитель-
но оси цилиндра. Он может быть вызван нецентрально приложенной силой
запрессовки, погрешностями геометрической формы сопрягаемых поверхнос-
тей, неоднородностью структуры материала деталей и др.
Перекос сидящей на валу детали вызывает перераспределение напряже-
ний сжатия по ее поверхности
(рис. 8.1, б), что создает момент
Р10, стремящийся выправить по-
ложение детали на валу. Этому
моменту противодействует момент
сил трения Fd. Очевидно, что для
точного базирования детали на
валу необходимо, чтобы
Рис. 8.1
PL > Fd или .
0 d Р
Поэтому даже при посадках с
натягом важно увеличивать отно-
шение длины отверстия I к диа-
метру d. Чтобы получить точное
базирование при отношении
-^-<1,0, при любом характере
посадки детали доводят до упора в
торцовую поверхность буртика
вала и поджимают к нему (рис.
8.1, в). В этом случае сопряжен-
ные торцы деталей должны быть
При отношении 1,0 в случае
строго перпендикулярны к осям
отверстия и вала.
посадки с натягом поджим детали к
базовому торцу буртика не обязателен. Упорный буртик, если он имеется на
валу, используют лишь для фиксирования положения детали в осевом направ-
лении относительно вала.
При переходных посадках и посадках с зазором в сопряжении деталей
возникает зазор, который определяют по формуле (8.1).
Если фланец базируемой детали соприкасается с торцовой поверхностью
базирующей детали (рис. 8.1, г), между торцовыми поверхностями может обра-
зоваться клиновой зазор Этот зазор вызывается неперпендикулярностями
торцовых поверхностей сопряженных деталей к осям цилиндров и определяет-
ся по формуле
ZT=11]/ ^+82в,
(8.3)
где оа и ов — допуски на торцовое биение детали.
В этом случае появляются две базовые поверхности, каждая из которых
характеризуется своей погрешностью базирования:
погрешность базирования по цилиндру
погрешность базирования по торцовым поверхностям
<»
50
В зависимости от соотношения размеров I, D,-,. и значений зазоров г и основ-
ной базой может быть как цилиндр, так и фланец детали.
При конструировании деталей необходимо в каждом конкретном слу-
чае выявить основную базовую поверхность и принять возможные меры для
увеличения точности базирования детали по этой поверхности. Так, если
или , основной базой является цилиндр, лишающий
базируемую деталь при ее базировании четырех степеней свободы. Фланец
в этом случае служит упорной базой и лишает деталь одной степени свободы.
Для повышения точности базирования по цилиндру необходимо увеличивать
I
отношение—гт— и уменьшать зазор г.
I Z
Если же—— <-—, то основной базой является торцовая поверхность
/уф гт
деталей, лишающая базируемая деталь трех степеней свободы. Цилиндриче-
ская поверхность в этом случае лишает базируемую деталь двух степеней сво-
боды. Для повышения точности базирования по торцовой поверхности необхо-
I
димо уменьшать отношение и клиновои зазор zT.
I
При — ж-----появляется неопределенность в базировании деталей.
Неясно, какая из базирующих поверхностей является основной—торцовая
или цилиндрическая? В этом случае необходимо выбрать одну из поверхнос-
тей в качестве основной базы и принять меры для увеличения точности бази-
рования.
Чаще всего детали типа показанной на рис. 8.1, а крепят к другим дета-
лям винтами, расположенными во фланце, вследствие чего торцовые поверх-
ности сопряженных деталей плотно соприкасаются. Поэтому при-г—
основной базой является торец детали. Для повышения точности базирования
I
деталей в этом случае, так же как и в предыдущем, уменьшают отношение
и клиновой зазор zT.
Пример. Стакан, в котором размещены опоры вала-коннческой шестерни, встав-
ляется в отверстие корпуса конического редуктора. Основные размеры стакана следующие:
д
D = 90 мм, £>ф = 140 мм, I = 150 мм. Посадка по цилиндру 090-^-. Отверстие 090 А =
= 090 + 0,035 мм. Стакан 090 П = 090 ±0,012 мм.
Наибольший вероятный зазор определяем по формуле (8.1)
z = (0,0175 — 0) + 0,55 Ц0,0352 + 0,0242 = 0,04 мм.
Допуски на биение торцов корпуса и фланца стакана заданы — 0,03 мм. Тогда наиболь-
ший вероятный клиновой зазор гт вычисляем по формуле (8.3)
Отношения:
Так как
гт = 1,1 Ц0,032 + 0,032 = 0,047 мм-
I 150
Оф = 140 “ 1,07;
г 0,04
zT = 0,047 =°.85-
г I
---- =0,85 < -уу— = 1,07,
zT--Оф
то основной базой в данном случае является цилиндрическая поверхность сопряженных
деталей.
На основании изложенного можно сделать следующее заключение:
1. Основной базой деталей типа колец подшипников качения, крышек
подшипников, фланцев, электродвигателей и т. п. является торец.
51
2. Основной базой деталей типа стаканов является цилиндр.
3. Основной базой зубчатых и червячных колес, шкивов, полумуфт и т. п.,
I л
в зависимости от отношения и характера посадки, может быть как торец,
так и цилиндр.
§ 9. КОНСТРУИРОВАНИЕ УЗЛОВ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
При конструировании подшипникового узла следует принимать во внима-
ние величину и направление действующей нагрузки, характер ее действия
(постоянная, переменная, спокойная, с большими толчками, ударная), ско-
рость вращения, требуемую долговечность подшипника, условия смазки, тем-
пературные условия, требования сборки и разборки, технологические условия
обработки отверстий корпусных деталей и экономические соображения.
Исходя из конструкции узла и условий эксплуатации, устанавливают
тип подшипника. Затем в зависимости от нагрузки, числа оборотов и требуе-
мой долговечности определяют его минимально необходимые размеры.
1. Выбор типа и размеров подшипника
Нельзя правильно выбрать тип подшипника, не учитывая экономики
производства. Поэтому из нескольких типов подшипников, удовлетворяющих
эксплуатационным требованиям, следует выбирать наиболее дешевый. Для
облегчения этой задачи в табл. 9.1 приведены относительные стоимости неко-
торых распространенных типоразмеров подшипников нормальной точности
со стальными штампованными сепараторами. За единицу принята стоимость
радиального шарикоподшипника легкой серии d = 20 мм. Цены на другие
подшипники отнесены к стоимости этого подшипника.
Таблица 9.1
Тип подшипника Диаметр вала, мм
20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80
Шариковый радиальный Легкая серия 1,0 1,15 1,6 1,95 2,16 2,36 2,56 3,0 3,5 4,4 4,6 5,6 6,2
Средняя серия 1,5 1,6 2,2 2,4 2,8 3,4 4,0 4,8 6.2 7,2 8,8 9,8 11,2
Роликовые конические Легкая серия 1,6 2,0 2,8 2,9 3,0 3,2 3,4 4,4 4,6 — — 5,4 —
Средняя серия 1,7 2,6 3,2 3,4 3,8 4,2 4,6 5,0 — 7,2 — __ ___
Шариковые упорные Легкая серия 1,04 1,24 1,64 1,84 — 2,28 2,4 3.0 3,2 3,6 — 4,0 4,6
Средняя серия — 1,64 2,04 — 3,4 4,4 5,4 6,6 6,8 8,0 10,0 10,8|11,2
С повышением класса точности подшипников возрастает их стоимость.
В табл. 9.2 стоимость подшипника нормальной точности принята за единицу.
Таблица 9.2
Класс точности п ВП В АВ А СА С
Стоимость ролико- вых конических 1,5 1,75 2,0 2,75 3,5 6,8 10
Стоимость прочих подшипников . . 1,2 1,4 1,6 2,2 2,8 5,5 8
52
Повышенный шум при работе машины— признак низкого качества ее
изготовления. Помимо шума, вызываемого зуочатыми колесами и другими де-
талями, источником шума являются также подшипники качения. Одно из
эффективных средств уменьшения шума при работе машины — применение
подшипников повышенных классов точности. Поэтому в качестве опор отно-
сительно быстроходных валов, где это необходимо, следует применять подшип-
ники классов точности П, ВП или АВ.
Задача выбора наиболее рационального типа подшипника довольно слож-
на. Для конкретного механизма и заданных условий его работы нередко можно
выбрать разные типы подшипников. Поэтому ниже приводится краткая эксплу-
атационная характеристика некоторых наиболее распространенных подшип-
ников и общие рекомендации по выбору типа подшипника.
Радиальный шариковый однорядный подшипник яв-
ляется самым дешевым подшипником. Он находит наибольшее применение в
машиностроении. Этот подшипник воспринимает радиальную, радиальную и
осевую одновременно или чисто осевую нагрузку. Подшипник неразборной
конструкции. Обеспечивает осевое фиксирование вала в двух направлениях.
Допускает перекос колец до 1/4°, поэтому может успешно работать при мень-
шей жесткости валов, чем роликовый подшипник.
Следует однако иметь в виду, что чем больше перекос колец, тем хуже
условия работы подшипника и тем меньше его долговечность. Поэтому пере-
кос колец, особенно тяжело нагруженных подшипников, следует ограничи-
вать величинами, значительно меньшими 1/4°.
Радиальные шариковые подшипники особенно широко применяются в ка-
честве опор быстроходных валов, испытывающих умеренные нагрузки (опоры
валов коробок скоростей, быстроходных валов редукторов, плавающие опоры
червяков и др.).
Радиальный шариковый двухрядный сфериче-
ский подшипник воспринимает главным образом радиальную нагрузку.
Может воспринимать и незначительную осевую нагрузку. Подшипник нераз-
борной конструкции. Может фиксировать вал от осевых смещений в двух на-
правлениях. Допускает перекос колец до 2°, что и определяет в основном
область его применения.
Этот подшипник используется в качестве опор валов, подверженных
значительным прогибам под действием внешних нагрузок. Он применяется
также в узлах, где не обеспечивается соосность посадочных мест, например
при установке подшипников в отдельные корпуса или при невозможности
расточки обоих отверстий корпуса за один установ.
Радиальный роликовый двухрядный сфериче-
ский подшипник имеет ту же эксплуатационную характеристику, что и
шариковый сферический, но обладает по сравнению с ним большей грузо-
подъемностью и хорошо выдерживает ударные нагрузки.
Радиальный роликовый подшипник с короткими
цилиндрическими роликами способен воспринимать только
радиальную нагрузку. Подшипник этого типа легко разбирается. Он допуска-
ет осевое взаимное смещение колец. Роликовые радиальные подшипники приме-
няются в качестве опор коротких жестких валов при строгой соосности поса-
дочных мест на валу и в корпусе. Они применяются также в качестве «плаваю-
щих» опор (опоры валов шевронных или косозубых раздвоенных колес и др.).
Роликоподшипники этого типа, как известно имеют ряд конструктивных раз-
новидностей (с двумя бортами на внутреннем кольце, с двумя бортами на на-
ружном кольце, с двумя бортами на внутреннем и с одним на наружном коль-
цах и др.). В качестве «плавающей» опоры применяется подшипник без бор-
тов или с одним бортом на одном из колец.
Радиально-упорный шариковый подшипник может восприни-
мать одновременно как радиальную, так и односторонне действующую осе-
вую нагрузку, а также и чисто осевую нагрузку. Способен работать при высо-
ких числах оборотов. Подшипник этого типа выполняется неразборным и
53
разборным. Он способен ограничивать осевое перемещение вала в одном
направлении.
Подшипники этого типа устанавливают парными комплектами, причем
одноименные торцы наружных колец (узкие или широкие) обращены друг к
другу. Это дает возможность фиксировать вал в обоих осевых направлениях.
Радиально-упорные шариковые подшипники в основном применяются в
качестве опор жестких валов, вращающихся с относительно большим числом
оборотов.
Радиально-упорный роликовый конический под-
шипник может воспринимать одновременно радиальную и осевую (в одном на-
правлении) нагрузку. Подшипник этого типа выполняется разборным со съем-
ным наружным кольцом. Подшипник способен удерживать вал от осевых
смещений в одном направлении. Их устанавливают в механизме попарно, по-
этому вал может фиксироваться от осевых смещений в обоих направлениях.
Они обладают большей грузоподъемностью по сравнению с радиально-упор-
ными шариковыми и дешевле последних. Конический роликовый подшипник
не допускает перекоса колец, поэтому требует точной расточки корпусов,
жестких валов и тщательного монтажа.
Конические роликовые подшипники после шариковых радиальных наи-
более широко применяются в машиностроении. Стоимость их незначитель-
но превосходит стоимость радиальных шариковых. Эти подшипники имеют
большую жесткость по сравнению с шариковыми. Применение их уменьшает
прогиб вала и угол наклона его упругой линии, что в ряде случаев имеет
значение. Эти подшипники менее чувствительны к осевым перегрузкам при
их регулировке. Они очень удобны при сборке и разборке.
Упорный шариковый подшипник воспринимает односторон-
не направленную осевую нагрузку. Удовлетворительно работает при низких
и средних скоростях. Не допускает перекоса колец. На горизонтальных ва-
лах работает хуже, чем на вертикальных, ввиду трудности правильного
монтажа.
Применяется в опорах, обычно наряду с радиальными подшипниками,
при наличии значительных осевых сил. При действии осевых сил попеременно
в обоих направлениях устанавливают сдвоенные упорные подшипники или два
одинарных.
После выбора типа подшипника конструктор назначает его класс точнос-
ти. Для валов редукторов, коробок передач, коробок скоростей и других
узлов общего машиностроения обычно применяют подшипники нормального
класса точности. Подшипники более высоких классов точности используют
в ответственных узлах, где требуется точное вращение валов, например в узлах
шпинделей металлорежущих станков и др.
Затем определяют размеры подшипника. Размеры подшипника, получен-
ные расчетом на долговечность, следует понимать как минимально необходи-
мые. Исходя из других требований, они могут быть равны или больше мини-
мально необходимых. Окончательные размеры подшипников устанавливают
при совместном рассмотрении минимально необходимых размеров подшипни-
ка и вала.
2. Выбор схемы осевого фиксирования валов
Известно, что валы должны удерживаться от осевых смещений, т. е. долж-
ны быть зафиксированы в осевом направлении относительно корпуса. Поэтому
после выбора типов и размеров подшипников конструктор выбирает одну из
нижеследующих схем осевого фиксирования валов (рис. 9.1).
Схема I
Внутренние кольца обоих подшипников закрепляют на валу. В корпусе
закрепляют наружное кольцо только одного подшипника. Наружное кольцо
другого подшипника оставляют незакрепленным, «плавающим» в осевом на-
правлении.
54
Первую опору называют фиксирующей, а вторую — плавающей.
Осевое фиксирование валов по схеме I имеет следующие достоинства:
1. Температурные удлинения вала не вызывают защемления тел качения
подшипников. В этом случае «плавающая» опора перемещается вдоль оси от-
верстия корпуса и зани-
мает новое положение,
соответствующее изменив-
шейся длине вала.
2. На размеры корпуса
L и вала I можно назначать
весьма широкие допуски.
Даже грубые ошибки при
их выполнении не влияют
на точность сборки и ра-
боту узла.
Недостатками этого
способа являются:
1. Возможность при-
менения его только с те-
ми подшипниками, кото-
рые могут фиксировать
вал в обоих направлени-
ях (шариковые радиаль-
ные, сферические радиаль-
ные шариковые и ролико-
вые и др-).
2. Вследствие зазоров
между кольцами и тела-
ми качения радиальная,
осевая, и угловая жесткос-
ти опор очень малы. Осе-
вое смещение, т. е. так на-
зываемая осевая «игра»
комплекта вала, при под-
шипниках с диаметром от-
верстия до 50 мм мо-
жет, например, превышать
0,1 мм.
3. Необходимость
крепления одного из под-
шипников как на валу, так в корпусе. Поэтому конструктивное оформление
одной из опор вала получается относительно более сложным.
Осевая фиксация валов по схеме I может применяться:
1. При любом расстоянии между опорами вала (ограничением является
допустимый перекос колец подшипников).
2. В случаях, когда радиальная и осевая «игра» вала не вредят работе
узла.
Осевая фиксация по схеме I широко применяется в коробках скоростей,
в редукторах и в других узлах для валов цилиндрических зубчатых пе-
редач.
Радиальная и осевая «игра» валов нарушает точность зацепления кониче-
ских и червячных пар. Поэтому осевая фиксация валов, на которых имеются
конические или червячные колеса и червяки, по схеме I, как правило, не при-
меняется.
Очень важно, чтобы оба подшипника нагружались равномерно. Поэтому
если опоры нагружены, кроме радиальной, также осевой силой, то для вырав-
нивания нагрузки между обоими подшипниками в качестве «плавающей» вы-
бирают более нагруженную опору.
55
При температурных колебаниях «плавающий» подшипник перемещается
в осевом направлении на величину удлинения (укорочения) вала. Так как это
перемещение происходит под нагрузкой, поверхность отверстия корпуса из-
нашивается. Для уменьшения износа при действии на фиксирующую опору
только радиальных нагрузок в качестве «плавающей» выбирают менее нагру-
женную опору.
Схема II
В фиксирующей опоре вала устанавливают два подшипника. Внутренние
кольца подшипников обеих опор закрепляют на валу. Наружные кольца под-
шипников, расположенных в фиксирующей опоре, закрепляют в корпусе. На-
ружное кольцо подшипника плавающей опоры оставляют свободным.
В фиксирующей опоре радиальные и осевые зазоры сводятся к минимуму
соответствующей регулировкой и «игра» валов почти отсутствует. Жесткость
опоры увеличивается. Кроме того, расположение двух подшипников в фикси-
рующей опоре увеличивает и жесткость вала. Эта схема осевой фиксации об-
ладает теми же достоинствами, что и схема I. Единственным ее недостатком
является некоторое усложнение фиксирующей опоры вала, которое, однако,
окупается повышением ее жесткости.
Осевая фиксация валов по схеме II может применяться при любом рас-
стоянии между опорами валов как цилиндрических, так и конических и чер-
вячных передач.
Выбор фиксирующей и плавающей опор производят по тем же соображе-
ниям, как и при схеме I.
Схема III
Торцы внутренних колец обоих подшипников упирают в буртики вала или
в торцы других деталей, сидящих на валу. Внешние торцы наружных подшип-
ников упирают в торцы крышек или других деталей, закрепленных в корпусе.
Эту схему называют также осевой фиксацией «в распор».
Размеры L, I и h деталей узла образуют размерную цепь. Погрешности
при изготовлении деталей по этим размерам приводят к изменению зазора а.
Поэтому на размеры L, I, и h устанавливают более жесткие допуски, чем при
фиксировании валов по схемам I и II.
При тепловом удлинении вала, в случае недостаточного зазора а, может
произойти заклинивание тел качения подшипников. Поэтому осевое фиксиро-
вание по схеме III применяют при относительно коротких валах.
Разность температурных деформаций вала и корпуса можно вычислить
по формуле
8f = (aBAfB-aKA/K)Io. <9Л>
где ав в ак — коэффициенты линейного расширения материала вала и корпуса;
Ыв и Д/к — изменение температуры вала и корпуса;
10 — расстояние между внешними торцами подшипников.
Чтобы избежать заклинивания подшипников, необходимо при сборке
узла обеспечивать условие
a>6t. (9.2)
Разность а — конструктор назначает в зависимости от типа подшипни-
ков и требований точности, предъявляемых к узлу. Так, например, если опо-
рами вала являются радиальные шариковые или роликовые подшипники, а
на валу расположены цилиндрические зубчатые колеса, то можно допустить
значительную осевую «игру» комплекта вала. На работу подшипников и за-
цепления осевая «игра» вала даже до 1—2 мм влияния не окажет и можно при-
нять а — В, = 1—2 мм. Если же на валу посажены конические или червяч-
56
Таблица 9.3
d вала, мм Шарико- вые под- шипники Конические роликовые подшипники
н более
Свыше 10 до 30 8d 12d
» 30 » 50 5d 8d
» 50 » 80 4d Id
I
схему при расстоянии
между
ные колеса или другие детали, которые должны занимать точное осевое поло-
жение, то осевая «игра» вала ограничивается минимальными величинами.
Известно, что если в опоре, состоящей из радиально-упорных шариковых
или конических роликовых подшипников, имеется значительный осевой за-
зор, то нагрузка распределяется между телами качения крайне неблагоприят-
но. Поэтому для этих подшипников лучше, когда разность а — 8, очень мала
13] или даже отрицательна, т. е. обра-
зован небольшой натяг. При сборке
обеспечивается минимальный зазор а, ко-
торый, после того как установится при
работе узла нормальный тепловой режим,
уменьшается до нормальных пределов
или исчезает. Величину начального зазора
а устанавливают обычно для каждого
изделия опытным путем. По рекоменда-
ции, данной в работе [3], при установке
радиально-упорных подшипников с углом
контакта р = 12°, следует применять эту
буртиками вала для подшипников (табл. 9.3).
Радиально-упорные подшипники с углом контакта (3 = 26-:-40
их большей чувствительности к осевым зазорам (натягам) для осевой фикса-
ции по схеме III не применяют. Эти подшипники находят широкое применение
в схеме II.
ввиду
Радиальные шариковые подшипники, а также сферические шариковые
и роликовые подшипники не чувствительны к большим осевым зазорам. По-
этому если малая жесткость опор и повышенные осевые зазоры не вредят ра-
боте узла (например, в зубчатых цилиндрических передачах и т. п.), осевую
фиксацию валов по схеме III можно применять при относительно больших
значениях I.
При ожидаемом большом нагреве вала (например, в червячных передачах
и др.), когда разность температур (^—б)> 20°, переходят на осевую фикса-
цию валов по схеме II.
Осевая фиксация валов по схеме III конструктивно наиболее проста. По-
этому она применяется преимущественно для относительно коротких валов.
Схема IV
Внешние торцы внутренних колец подшипников обеих опор упирают в
торцы деталей, закрепленных на валу. Внутренние торцы наружных колец
подшипников упирают в буртики отверстий корпуса или других деталей,
поставленных в корпусе.
Эту схему называют также осевой фиксацией «в растяжку».
При температурном удлинении вала, фиксированного по этой схеме,
расстояние между подшипниками увеличивается и поэтому заклинивание тел
качения не происходит, что является ее достоинством.
Однако между внешними кольцами подшипников и упорными буртиками
корпуса может образоваться зазор, который нежелателен для радиально-упор-
ных шариковых и особенно для конических роликовых подшипников.
Поэтому данная схема осевой фиксации валов применяется, как и преды-
дущая, при относительно коротких валах. Если опорами валов служат ра-
диальные шариковые подшипники или сферические шариковые и роликовые
подшипники, которые не боятся увеличенных осевых зазоров, то схему IV
можно применять и при относительно длинных валах.
Осевое фиксирование валов по схеме IV требует упорных буртиков в от-
верстиях, а также регулировочных гаек или других устройств, что несколько
усложняет и удорожает опоры валов. Поэтому осевое фиксирование по этой
схеме применяется сравнительно редко.
57
Выше рассмотрены наиболее типовые схемы осевой фиксации валов.
Другие применяющиеся на практике схемы описаны в работах [3, 4, 11, 25].
3. Конструктивное оформление узлов подшипников
После выбора схемы осевой фиксации валов приступают к конструирова-
нию узлов подшипников качения. Изложение этого раздела будем вести приме-
нительно к схемам осевой фиксации валов.
Схема I
Крепление подшипников на валу. Крепление гайкой (рис.
9.2, а) — надежный, но относительно дорогой способ. Применение его
целесообразно, если на вал действует значительная осевая сила А по направ-
Рис. 9.2
лению, показанному стрелкой, которая стремится вытащить вал из подшип-
ника. Крепление гайкой применяется также и при незначительной силе А,
но при высокой угловой скорости вращения вала. Гайка от самопроизвольного
отвинчивания стопорится шайбой. Размеры гаек и стопорных шайб приведе-
ны в работах [2, 3, 4, 6, 11].
Под стопорную шайбу на валу фрезеруют пазы, чаще всего дисковой фре-
зой, значительно реже пальцевой фрезой как менее производительной. На чер-
теже должен быть показан выход дисковой фрезы, диаметр которой можно
принимать .Офр = 60-4-75 мм.
Для выхода инструмента при нарезании резьбы выполняют проточки по
ГОСТ 10549—63. Форма и размеры проточек даны в табл. 9.4. Если вал в се-
58
чении по канавке имеет малый запас усталостной прочности, следует приме-
нять проточку типа II , во всех остальных случаях — проточку типа I.
Таблица 9.4
Тип з
ь
Размеры, мм
Шаг резьбы S Тип I Тип II
b Г Г1 ь Г
1,о 3,0 1,0 0,5 3,6 2,0 d—1,5
1,25 4,0 1,0 0,5 4,4 2,5 d—1,8
1,5 4,0 1,0 0,5 4,6 2,5 d—2,2
1,75 4,0 1,0 0,5 5,4 3,0 d—2,5
2,0 5,0 1,5 0,5 5,6 3,0 d—3,0
Крепление торцовой шайбой (рис. 9.2, б) — достаточ-
но надежный и простой способ. Его целесообразно применять, когда на вал
действует осевая сила в направлении, указанном на рисунке стрелкой, или
при относительно большой угловой скорости вращения вала.
Винт, которым шайба крепится к торцу вала, стопорится шайбой. Разме-
ры торцовых и стопорных шайб приведены в работах [2, 6, 11].
Крепление пружинным упорным кольцом
(рис. 9.2, в) — вполне надежный и очень простой способ. В последнее время
находит все большее применение. Этот способ крепления используется глав-
ным образом при отсутствии осевых сил, нагружающих кольцо.
Размеры пружинных колец и канавок для них приведены в ГОСТ 13942—
68, а также в работах [2, 3, 4, 6].
Кольца подшипников качения изготовляют по толщине с довольно гру-
быми отклонениями. Так, например, при диаметре отверстия 30 до 50 мм до-
пуск на толщину Ъ кольца подшипника равен 0,12 мм, а при диаметре свыше
50 до 80 мм — 0,15 мм. Размер I вала выполняется примерно с такой же точ-
ностью. Толщина пружинного кольца S выполняется по допуску 0,12 мм.
Зазор между упорным кольцом и подшипником (рис. 9.2, в).
z = l — s — b. (9.3)
Этот зазор для подшипников с диаметром отверстия, например, свыше 50 до
80 мм может колебаться в пределах от 0 до zmax, который можно вычислить по
формуле
(9.4)
где 8ц — допуск на замыкающем звене размерной цепи; в нашем случае 8S =
= 2
^тах»
8.— допуски на размеры деталей — составляющие звенья размерной це-
пи; в нашем случае допуски на размеры I, s, и б;
59
— передаточное число, определяющее степень влияния погрешностей
размеров составляющих звеньев на замыкающее звено;
kt — коэффициенты относительного рассеяния размеров составляющих
звеньев размерной цепи;
—то же, замыкающего звена размерной цепи.
Можно принять = 1,2 и ks = 1,0. Для нашего случая коэффициенты
= 1,0. Тогда гшах = 1,2]/2TM55‘+"6j25 = 0,29 мм.
Наличие зазора z является недостатком данного крепления. Для устра-
нения этого недостатка целесообразно между подшипником 3 и пружинным
упорным кольцом 1 ставить компенсаторное кольцо 2 (рис. 9.2, г). Путем
подбора этого кольца по толщине или дополнительной его обработки по резуль-
татам измерений на сборке зазор z сводят к минимуму.
На рис. 9.2, д изображен инструмент для разжатия колец этого типа при
посадке на вал. В отверстия пружинных колец при их снятии с вала вставля-
ют стержни щипцов, которыми кольца разжимают. Так как толщина колец не-
большая, то стержни входят в их отверстия неглубоко, в связи с чем щипцы час-
то срываются. Во избежание этого на торце кольца 2 фрезеруют паз шириной b
(рис. 9.2, б), что позволяет глубже вставить стержни щипцов в отверстия
пружинного кольца.
60
Некоторые зарубежные фирмы применяют для поджима подшипников к
буртику вала изогнутые пружинные упорные кольца (рис. 9.2, с).
Для крепления на валу, кроме подшипника, других деталей, например
зубчатых колес (рис. 9.3, а), применяют гайки или торцовые шайбы. Крепле-
ние гайкой более надежно.
Крепление пружинным упорным кольцом 1 (рис. 9.3, б) требует обяза-
тельной установки компенсаторного кольца 2, так как зазор z, который может
возникнуть вследствие погрешностей при изготовлении деталей по размерам
ГН-Г6 может быть довольно значительным.
Если упорный буртик на валу создать по каким-либо причинам невозмож-
но или нежелательно, применяют искусственные буртики (рис. 9.4, а, б). Бур-
тики по рис. 9.4, б образуют два полукольца, которые перед установкой под-
шипника закладывают в кольцевую проточку вала. Этот буртик может воспри-
нимать значительные осевые нагрузки.
Рис. 9.4
Другие способы крепления подшипников на валу рассмотрены в работах
13,4,11,25].
Крепление подшипников в корпусе. Поджим крышкой к упор-
ному буртику (рис. 9.5, а). Крепление вполне надежное, но относи-
тельно дорогое. Упорный буртик в корпусе несколько усложняет расточку
отверстия, поэтому иногда подшипник ставят в стакан (рис. 9.5, б). Этот спо-
соб целесообразно применять, когда на подшипник действует значительная
осевая сила в направлении упорного буртика.
П оджим крышкой к упорному кольцу (рис. 9.5, в, д).
Крепление вполне надежное и в последнее время применяется довольно широко.
Достоинством его является отсутствие уступа в отверстии корпуса. Вариант
по рис. 9,5, в применяется в целом, неразъемном корпусе, для которого ис-
пользуется упорное пружинное кольцо. Применение этого варианта целесо-
образно, когда подшипник не испытывает осевой нагрузки в направлении
пружинного кольца. Размеры этих колец и канавок для них приводятся в
ГОСТ 13943-—68, а также в работах 12,3,4,6]. Пружинные упорные кольца
устанавливаются в корпус и снимаются инструментом, показанным на
рис. 9.5, г.
Вариант по рис. 9.5, д применяется при разъемном корпусе. Применение
этого варианта возможно также, когда подшипник нагружен осевой силой в
направлении упорного кольца.
Поджим крышкой подшипника с пружинным
упорным кольцом (рис. 9.5, ё). Крепление по этому способу наи-
более простое. Достоинством его является то, что отверстие корпусной детали
61
Рис. 9.5

не имеет ни уступов, ни проточек, усложняющих его обработку. Данный спо-
соб крепления целесообразно применять, когда подшипник не нагружен осе-
вой силой или она действует в направлении, показанном на рисунке стрелкой.
Поджим упорным разжимным кольцом (рис. 9.5, ж, з).
Крепление по этому способу целесообразно применять, когда подшипник
нагружен осевой силой, в направлении упорного буртика корпуса (стакана).
Недостатком его является наличие упорного буртика и проточки в отверстии
корпуса или стакана. Для того чтобы зазор между кольцом и подшипником
был минимальным, между ними ставят компенсаторное кольцо К, которое,
по соображениям, приведенным выше, следует выполнять с пазом на торце.
Крепление двумя упорными пружинными коль-
цами (рис. 9.5, и). Крепление по этому способу применяют, когда на под-
шипник не действует осевая сила. Пружинные кольца для этого случая берут
из ГОСТ 13943—68 или из работ [2, 3, 4, 6].
Крепление врезными крышками (рис. 9.5, к). В разъем-
ных корпусах применяется крепление подшипников врезными крышками и
цельными кольцами большого сечения. При данном способе крепления под-
шипник может воспринимать значительные осевые нагрузки в любом направ-
лении.
Чтобы устранить зазор между крышкой и подшипником, ставят компен-
саторное кольцо К.
Крепление винтом (рис. 9.5, л, м). Данный способ крепления
надежен, но относительно дорог. В корпусной детали требуется нарезание
резьбы и наличие упорного буртика. Так как
нарезание резьбы в корпусной детали является
нежелательной операцией, то иногда резьбу вы-
полняют в стакане (рис. 9.5, м). Обработка кор-
пуса при этом упрощается, но появляется новая,
довольно сложная дополнительная деталь, резьбо-
вые отверстия и крепежные винты для ее крепле-
ния к корпусу.
Другие способы крепления подшипников в
корпусе приведены в работах [3, 4, 11, 251.
Крепление подшипников фиксирующей опоры
как на валу, так и в корпусе может быть испол-
нено по любому из описанных выше способов. Так
как «плавающая» опора не нагружена осевыми си-
лами, то подшипники этой опоры крепят на валу
простейшими способами. Наиболее распространено
крепление пружинным упорным кольцом (рис. 9.2, а) и лишь при высоких
угловых скоростях вращения вала используют крепление по рис. 9.2, а, б.
Если в качестве «плавающей» опоры принят радиальный роликовый под-
шипник, то наружное кольцо его крепится в корпусе, так же как и наружное
кольцо фиксирующей опоры, по одному из способов, описанных выше. Переме-
щение же опоры при температурном удлинении (укорочении) вала происхо-
дит по кольцу роликового подшипника, не имеющему буртов (рис. 9.6).
Рис. 9.6
Схема II
Выбор «плавающей» опоры и способа крепления подшипника этой опоры
производят так же, как и при осевой фиксации валов по схеме I. Отличие за-
ключается в конструктивном оформлении лишь фиксирующей опоры. Для
этой опоры применяют: радиальные шариковые, радиально-упорные шарико-
вые и конические роликовые подшипники.
Типовые конструкции фиксирующих опор показаны на рис. 9.7.
Вариант 1 (рис. 9.7,а, б). В данном варианте внутренние кольца подшип-
ников поджимаются гайкой к упорному заплечику вала. На рисунке пока-
заны радиальные шариковые и конические роликовые подшипники. Положе-
63
Рис. 9.7
ние внешних колец радиально-упорных шариковых подшипников показано
на рисунке штриховыми линиями.
Кольцо 1 поставлено перед коническим роликовым подшипником, чтобы
гайка не задевала за сепаратор.
Подшипники устанавливают непосредственно в корпус или из соображе-
ний удобства сборки в стакан 2.
Регулирование осевого зазора обычно производят набором тонких метал-
лических прокладок, устанавливаемых под фланец крышки подшипника.
Подшипники могут поджиматься не только к буртику гала, как это пока-
зано на рис. 9.7, а, б, но и к торцу других деталей (рис. 9.7, в) или даже к ис-
кусственному буртику вала (рис. 9.7, г). Наружные кольца подшипников
также могут быть поджаты не только к буртику корпуса или стакана, но и к
искусственному буртику в виде пружинного или целого (при разъеме корпуса
по оси вала) упорного кольца (рис. 9.7, б). Следует при этом иметь в виду,
что пружинное упорное кольцо может быть нагружено лишь незначительной
осевой силой. Крепление подшипника на валу возможно как гайкой, так и
торцовой шайбой. Как указывалось ранее, крепление гайкой хотя и дорогое,
но более надежное.
Вариант 2 (рис. 9.7, е). В данном варианте наружные кольца подшипни-
ков поджимают к буртику отверстия корпуса или стакана. Так же как и в пер-
вом варианте, положение колец радиально-упорных шариковых подшипников
показано на рисунке штриховыми линиями.
Регулирование осевого зазора производят перемещением при помощи гай-
ки по валу левого подшипника. Посадочную шейку вала для этого подшипни-
ка обычно выполняют по допуску С.
Размер А опорной базы в этом варианте больше, чем в первом. Поэтому
опора, выполненная по этому варианту, имеет большую угловую жесткость,
что приводит одновременно и к увеличению жесткости вала. В связи с этим
вариант 2 в основном применяют, когда требуется повысить жесткость вала
(например, вала-червяка и др.).
Вариант 3 (рис. 9.7, ж—и). При действии в опоре значительных осевых
сил фиксирующую опору конструируют по варианту 3. Для этой цели исполь-
зуют один двойной или два одинарных шариковых упорных подшипника.
В этом варианте осевую нагрузку любого направления воспринимают
упорные подшипники, а радиальную — радиальный шариковый или ролико-
вый подшипник. Осевой зазор здесь регулируется набором тонких металличе-
ских прокладок.
Известно, что установка упорных подшипников на горизонтальных валах
нежелательна по следующей причине. Осевой силой один подшипник нагружа-
ется, а второй разгружается. В разгруженном подшипнике под действием сил
инерции (гироскопический эффект) шарики могут проскальзывать по кольцам
подшипника. Это приводит к повышенному нагреву подшипника и к быст-
рому выходу его из строя. Для предотвращения этого кольца упорных
подшипников поджимают пружинами (рис. 9.7, и), суммарная сила давления
которых (в н) определяется по формуле [3]
F ГА 10- [(Г’£ — сД; ц]{. (й-,!-
где Dud — внешний и внутренний диаметры упорного подшипника, мм;
п —- скорость вращения вала, об/мин.
Особенно неудовлетворительно работают упорные подшипники при вы-
соких угловых скоростях вала. В этом случае их заменяют радиально-упорны-
ми шариковыми или роликовыми подшипниками с большим углом контакта.
Другие применяющиеся конструкции фиксирующих опор рассмотрены в
работах [3, 4, И, 25].
Схема III
Внутренние кольца подшипников надеваются на вал до упора в буртик
вала, в торец детали, сидящей на валу, или в стопорное кольцо, поставленное
в проточку вала (рис. 9.8).
3—1019
65
Внутреннее кольцо подшипника к упорной базе не поджимают; оставля-
ют свободным внешний его торец. Лишь в отдельных случаях, когда на вал,
кроме подшипника, надевают другие детали, их поджимают к упорному бурти-
ку вала гайкой или торцовой шайбой (см. рис. 9.3, а).
На рис. 9.9 приведены типовые конструкции опор, выполненных по этой
схеме.
Вариант 1 (рис. 9.9, а). Осевое фиксирование вала осуществляется крыш-
ками подшипников. Регулирование осевого зазора производится набором
тонких металлических прок-
ладок, устанавливаемых под
фланцы крышек. При по-
мощи этих же прокладок
достигается перемещение ва-
ла вдоль оси, если на валу
закреплена деталь, требую-
щая регулирования ее осевбго
положения. При сборке для
компенсации температурных
деформаций вала предусмат-
ривается зазор а между тор-
цами крышки и кольца под-
шипника (на чертежах его не
показывают). При установке
в опоре радиально-упорных
подшипников зазор а предус-
матривается минимальным.
На крышки имеются ГОСТ
11638 —65—ГОСТ 11641 —65.
Вариант 2 (рис. 9.9,6).
Осевое фиксирование вала
осуществляется торцами врез-
ных крышек. Регулирование
осевого зазора производится
компенсаторным кольцом К.
Предварительно комплект
вала собирают без кольца К.
После сборки измеряют за-
Рис. 9.8
зор между торцами подшип-
ника и крышки. По величи-
не зазора подбирают кольцо К или подшлифовывают его до нужной толщины.
В этом варианте применяются в основном радиальные шариковые подшип-
ники.
Вариант 3 (рис. 9.9, в). Осевое фиксирование вала с одновременным ре-
гулированием осевого зазора осуществляется установочными винтами, которые
через промежуточные шайбы воздействуют на наружные кольца подшип-
ников.
Центральное приложение силы при регулировании и самоустановка шайб
предохраняют кольца подшипников от перекоса. Для регулирования подшип-
ников достаточно винта и шайбы на одном конце вала. Если необходимо ре-
гулировать осевое положение вала, винты и шайбы ставят с двух сторон. На
крышки и шайбы имеются ГОСТ 11642—65 и ГОСТ 11643—65.
Осевое фиксирование вала по этому варианту применяется и при врезных
крышках. В этом случае от поворота крышка удерживается штифтом.
Вариант 4 (рис. 9.9, г). Осевое фиксирование вала и регулирование осе-
вого зазора выполняются винтом большого диаметра, который воздействует на
наружное кольцо подшипника непосредственно или через нажимную шайбу.
После установки винт стопорят. Наиболее распространенное стопорное
устройство показано на рис. 9.5, м.
66
Если требуется регулировать осевое положение вала, винты ставят с двух
сторон. Они могут размещаться в корпусе, в стакане, в привертной или во
врезной крышках (рис. 9.5, 9.9).
Целесообразно поверхности контакта винта и нажимной шайбы выполнять
по сфере. Тогда при сборке узла шайба будет самоустанавливаться по торцу
кольца подшипника. Перекос колец подшипника будет исключен и отпадут
повышенные требования к точности изготовления резьбы во врезной крышке
и на винте.
Схема IV
Внешние кольца подшипников ставят в отверстие до упора в буртик кор-
пуса или стакана или в торец стопорного кольца (рис. 9.10).
Осевое фиксирование вала осуществляется упорными буртиками отверс-
тия корпуса (стакана). Регулирование осевого зазора между подшипниками
и упорными буртиками производится перемещением подшипников по валу
посредством гаек (рис. 9.10).
Шейки вала для посадки подшипников в этом случае выполняют по до-
пуску С. В связи с этим данную схему осевой фиксации валов следовало бы
применять только при местном нагружении внутренних колец подшипников.
Если они испытывают циркуляционную нагрузку, а по конструктивным сооб-
3*
67
ражениям желательно осевое фиксирование валов выполнить по схеме IV,
между внутренними кольцами подшипников и буртиками вала лучше ставить
точно пригнанные кольца. Тогда внутренние кольца подшипников могут быть
поджаты к буртикам вала и проворачивание их относительно вала будет ис-
ключено.
Рис. 9.16
Если нужно точно зафиксировать вал и отрегулировать подшипники, то
достаточно одной гайки на одном конце вала. Упор для подшипника на дру-
гом конце вала может быть создан врезными полукольцами, концевой шайбой
или любым другим способом. Если же, помимо этого, требуется отрегулиро-
вать осевое положение вала, гайки делают на обоих его концах.
Некоторые заводы обеспечивают постоянный осевой натяг в конических
роликовых подшипниках установкой колец 1 с большим числом пружин, рас-
положенных по окружности (рис. 9.11, а, б). Подпружиненные кольца 1 поз-
воляют применять осевое фиксирование валов на радиально-упорных подшип-
никах по схемам III й IV при большем расстоянии I по сравнению с приве-
денными в табл. 9.3. Но главное достоинство этих колец — улучшение условий
работы подшипников, так как даже при относительно неточной регулировке
подшипников, при любом температурном удлинении вала и при любом направ-
68
лении действующей на вал осевой нагрузки защемление тел качения подшип-
ников не произойдет и осевого зазора в них не будет.
На рис. 9.11, в, г показаны конические роликовые подшипники, в которых
кольцо 1 объединено с внешним кольцом подшипников. Такие подшипники
выпускаются некоторыми зарубежными фирмами. Они применяются и в оте-
чественных машинах. В частности, в новых токарных станках, выпускаемых
заводом «Красный пролетарий», использованы подшипники, показанные на
рис. 9.11, в, г.
Рис. 9.11
Осевая составляющая S от радиальной нагрузки К в опоре стремится
сместить внешнее кольцо подшипника. Этому смещению препятствуют сила
трения F — Rf (где f — коэффициент трения) между кольцом подшипника и
отверстием корпуса (стакана) и суммарная сила давления пружин Р. Для
нормальной работы подшипника необходимо, чтобы удовлетворялось условие
S 'ГР.
4. Посадки подшипников и конструктивное оформление
посадочных мест валов и корпусов
Посадка подшипника на вал и в корпус зависит от режима работы подшип-
ника и вида нагружения кольца.
Различают три основных нагружения колец: местное, циркуляционное и
колебательное.
Местное нагружение— кольцо не вращается относительно нагрузки.
Циркуляционное нагружение — кольцо вращается относительно на-
грузки.
Колебательное нагружение — кольцо совершает возвратно-вращательное
движение в пределах угла менее 360°.
Циркуляционно нагруженные кольца подшипников должны иметь доста-
точный натяг в соединений кольца с деталью. Если такое кольцо подшипника
69
посадить с зазором или с очень малым натягом, оно будет обкатываться и про-
скальзывать по посадочному месту. В результате этого происходит развальцо-
вывание кольца и истирание металла сопряженной детали, что приводит к
износу посадочного места и выходу из строя подшипника.
Местно нагруженные кольца сажают с небольшим зазором или с очень
небольшим натягом. Такой вид сопряжения позволяет кольцу под действием
толчков и вибраций периодически поворачиваться вокруг оси подшипника.
Благодаря этому в работе участвует не ограниченный участок кольца, а вся
дорожка качения.
Посадку подшипников рекомендуется назначать, руководствуясь
табл. 9.5 (по ГОСТ 3325—55).
Табл ица 9.5
Виды нагружения колец Посадки на вал Посадки в корпус
режим работы обозначение посадки режим работы обозначение посадки
Местное Легкий или нормальный Нормальный или тяже- лый Дп Сп Нормальный То же (перемещение вдоль оси невозможно) Сп Пп; Нп
Циркуля- ционное Легкий или нормальный Нормальный или тяже- лый Тяжелый с ударами л а я Нормальный Нормальный или тяже- лый нп; тп гп
Колебатель- ное Для всех режимов ра- боты Пп Для всех режимов ра- боты Пп
Упорные шарико- и роликоподшипники всех типов устанавливают на ва-
лу по посадке Пп. Кольца подшипников, передвигаемые по валу или по кор-
пусу в процессе их регулировки, сажают по посадке Сп.
Торцовые поверхности колец подшипника являются базирующими и опре-
деляют положение подшипника относительно оси вала (или отверстия). От
положения этих поверхностей зависит степень перекоса наружного и внутрен-
70
него колец подшипника. При значительном перекосе колец подшипник (не
сферический) быстро выходит из строя. Следовательно, для повышения долго-
вечности подшипника наиболее важна точность его базирования по торцам.
Кольца подшипников являются весьма нежесткими телами. При продви-
жении подшипника по валу внутреннее кольцо его под действием неравномер-
но приложенных внешних сил и сил трения может деформироваться. Чтобы
выправить положение подшип-
ника внутреннее кольцо его
следует довести до упора в
буртик вала. Очевидно, что
буртик вала должен быть стро-
го перпендикулярен к оси поса-
дочной шейки вала.
Упорные буртики на валах
и в отверстиях корпусов или
стаканов (рис. 9.12) должны
быть такой высоты /, чтобы
торцы колец подшипников име-
ли достаточно хорошую опор-
ную поверхность.
При демонтаже подшипни-
ков могут возникать значитель-
ные силы. Чтобы не образова-
лись вмятины на дорожках ка-
чения, эти силы не должны пе-
редаваться через тела качения
(шарики, ролики). При удале-
нии подшипника с вала его
нужно захватывать за внутрен-
нее кольцо (рис. 9.13, а), а при
удалении из корпуса — за
внешнее кольцо. Поэтому упор-
ные буртики не должны быть
Рис. 9.13
чрезмерно большими.
Таблица 9.6
Номинальное значение координаты фаски г, мм 0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 4
Наименьшая высота заплечика i-mtn > ММ 1 2,5 3 3,5 4,5 5 6 7
Высота заплечиков Zmin определяется размером фаски г. Числовые зна-
чения координат г фасок для каждого типа и размера подшипника приводятся
в каталогах подшипников и в справочниках. В табл. 9.6 указана наименьшая
высота заплечиков в зависимости от размера фаски.
Высота заплечика может быть больше /min. Однако увеличение t по срав-
нению с tmia ограничивается, как сказано выше, условиями демонтажа. Ми-
нимальная высота заплечиков для демонтажа одинакова для наружного и
внутреннего колец подшипника (см. рис. 9.12) и определяется по табл. 9.7.
Таблица 9.7
^вала, до 15 свыше 15 до 50 свыше 50 до 100 свыше 100
= t2 — (k — t), мм 1 2 2,5 3,0
71
После определения t вычисляют диаметры заплечиков на валах и в кор-
пусах
которые после округления проставляют на рабочих чертежах валов и кор-
пусов.
Рис. 9.14
Величины di и £>i для каждого типа и размера подшипника можно также
принимать по нормали МН 389—60 и по атласу деталей машин [11 ].
При высоких буртиках следует предусматривать специальные пазы для
размещения лапок съемника (рис. 9.13, б).
Съемники выполняются с двумя и с тремя лапками, расположенными по
окружности, соответственно под углами 180 и 120°. Аналогично следует рас-
полагать и пазы под лапки съемника.
Иногда при съеме подшипника используют смежную с подшипником
деталь, которую снимают вместе с ним (рис. 9.13, в).
На валах около заплечика при обработке шейки вала делают канавку для
выхода шлифовального камня. Форма канавок по ГОСТ 8820—58 показана
на рис. 9.14 а, б.
Для упора подшипников классов точности П, ВП, и В буртик вала нужно
шлифовать и канавку выполнять по рис. 9.14, б. Размеры канавок на валах
для выхода шлифовального камня указаны в табл. 9.8.
Таблица 9.8
а b h R Rt
Свыше 10 до 50 ... . d—0,5 3 0,25 1,0 0,5
» 50 » 100 ... . d—1,0 5 0,5 1,5 0,5
72
В отверстиях корпусов около заплечиков также делают канавки для вы-
хода развертки или шлифовального камня. Форма канавок по ГОСТ 8820—58
показана на рис. 9.14, в, г, а их размеры даны в табл. 9.9.
Если отверстие обрабатывается разверткой, то форму проточки берут по
рис. 9.14, в. При шлифовании отверстия и упорного заплечика форма проточ-
ки делается по рис. 9.14, г.
Таблица 9.9
d ь h R R,
Свыше 10 до 50 ... . d+0,5 3 0,25 1,0 0,5
» 50 » 100 ... . d+1,0 5 0,5 1,5 0,5
» 100 d+1,0 8 0,5 2,0 1,0
Рис. 9.15
Для удаления наружного кольца подшипника из корпуса торец кольца
должен выступать на величину t2 (рис. 9.15, а} и, кроме того, в глухих от-
верстиях должно быть предусмотрено свободное пространство для размеще-
ния лапок съемника (рис. 9.15, б, в), равное
1 • 0,1 5) л ,9,8)
где с — ширина кольца подшипника.
На рис. 9.15, д показан пример удаления кольца подшипника из корпуса.
Если по каким-либо причинам не удается создать демонтажный заплечи к
t2 или свободное пространство s, приходится предусматривать отверстия для
выталкивания наружных колец подшипников (рис. 9.15, г).
5. Стаканы и крышки подшипников
Стаканы применяются для удобства сборки или для создания самостоя-
тельного сборочного комплекта вала с двумя подшипниками. В конической
передаче, например, в стакане размещают обе опоры вала шестерни. В червяч-
ной же передаче стакан служит часто для размещения двух подшипников,
73
которые являются одной из опор вала-червяка, воспринимающей осевую
нагрузку.
Стаканы обычно выполняют литыми из чугуна марки СЧ15—32. Толщину
стенки стаканов 8 принимают в зависимости от диаметра отверстия стакана
Da по табл. 9.10.
Табл ица 9.10
Da , мм свыше 20 до 50 свыше 50 до 80 свыше 80 до 120 свыше 120 до 170
В, мм 4—6 6—8 8—10 10—12,5
б)
6)
Рис. 9.16
На рабочем чертеже детали проставляют размер £>н = DA + 28 после его
округления в ближайшую сторону до стандартного значения (см. стр. 34).
Толщину упорного буртика 8£ и толщину фланца 82 (рис. 9.16, а) прини-
мают равными
8£ = 82 = 5. (9.9)
Высоту буртика t принимают по табл. 9.7,
74
На торцах наружной поверхности и отверстия стакана выполняют фаски
размером 2—3 мм под углом 45° для удобства его установки в корпус и монта-
жа подшипников. Для выхода шлифовального камня при шлифовании наруж-
ной поверхности и отверстия делают канавки. В отверстии стакана канавки
выполняют также и для выхода развертки. Конструкция канавок по ГОСТ
8820—58 показана на рис. 9.14, а в табл. 9.8 и 9.9 приведены размеры всех
элементов канавок.
Если упорный буртик в стакане должен шлифоваться, то канавку для вы-
хода шлифовального камня следует выполнять по рис. 9.14, б, г.
Диаметр фланца (рис. 9.16) следует выполнять минимальным. Для это-
го принимают:
с та d:,
h = (1,0 4- 1,2) d;
©ф = £>„ + (4,0 4-4,4) d,
(9.10)
где d — диаметр винта.
Диаметр и число винтов для
крепления стаканов следует при-
нимать по табл. 9.11.
В целях экономии металла,
расходуемого на отливку корпу-
са, внутренний торец бобышки
желательно выполнять на рас-
стоянии b от торца стакана
b = (1,5 —2,0)8. (9.11)
Иногда на наружной поверхности стаканов делают проточки для умень-
шения длины шлифуемых участков (рис. 9.16, б). Занижение принимают 0,5—
1,0 мм на диаметр. Длину шлифуемых участков берут равной В — ширине
кольца подшипника.
Проточки в отверстиях стаканов выполнять сложнее, чем на наружной
поверхности. Кроме того, они несколько затрудняют установку подшипников.
Поэтому в отверстиях стаканов их обычно не делают.
Часто в процессе сборки требуется перемещать стакан в осевом на-
правлении. В этом случае по наружному диаметру его предусматривается
сопряжение по скользящей, а лучше плотной посадке 2-го класса точности.
Если стакан не перемещается при сборке в осевом направлении, то
он может быть сконструирован как по рис. 9.16, а, б, так и по рис. 9.16, в.
Наружный диаметр стакана в этом случае выполняют по допуску П
или Н.
Фланец стакана, изготовляемого по рис. 9.16, в, делают минимальным.
Упорный буртик фланца принимают равным 0,5 6. Поэтому диаметр фланца
Дф = £>н + 8. Под фланец стакана в корпусе делают углубление размером
4- 1 мм.
Возможно выполнение стакана без упорного буртика в отверстии, но с
заменяющим его пружинным упорным кольцом (если осевая сила направлена
в сторону, противоположную кольцу). Канавки для упорных колец можно
брать из ГОСТ 13943—68, а также из работ [2, 3, 4, 11 ].
Крышки подшипников изготовляют из чугуна марки СЧ 15—32. Разли-
чают крышки глухие и с отверстием для прохода вала. Основные конструкции
глухих крышек показаны на рис. 9.17. Обычно глухие крышки имеют центри-
рующий выступ, выполняемый по допускам С4 или Х4. Следует отметить, что
нет никакой необходимости центрировать крышку по отверстию корпуса. Дей-
ствительно, если даже произойдет некоторое смещение крышки (на 0,5—1 мм),
то оно не вызовет нарушения работы подшипникового узла, а также не ухуд-
75
шит его внешнего вида. Более значительное смещение крышки практически
мало вероятно, так как положение его контролируется по контуру бобышек
корпуса. Кроме того, смещение крышки ограничивается величиной зазора
между стержнем винта и отверстием. Поэтому в последнее время глухие
Рис. 9.17
крышки стали применять без центрирующих выступов. Конструкция крышек
вследствие этого упрощается, а трудоемкость их изготовления снижается.
Кроме того, применение таких крышек позволяет в ряде случаев уменьшить
высоту бобышек корпусной детали.
Форма глухих крышек зависит от конструкции опоры вала.
На рис. 9.17, а, в торец вала почти не выступает за пределы подшип-
ника. Это дает возможность оформить наружную поверхность крышки плос-
кой.
В ряде случаев крышки подшипников приходится проектировать по типу
рис. 9.17, б. Основной базовой поверхностью крышки является ее фланец;
поэтому ширину с пояска на цилиндрической поверхности делают небольшой,
чтобы он не мешал правильной установке крышки по торцу корпуса:
с=(1,0-г 1,5) Ь,
где b — ширина канавки, которую принимают по табл. 9.8.
На рис. 9.17, г подшипник закреплен на валу пружинным кольцом. Конец
вала несколько выступает из подшипника, что требует соответствующего
оформления крышки.
На рис. 9.17, д крышка еще более изогнута, что вызвано расположением
гайки на конце вала.
76
Поверхность под головками крепежных винтов или гаек должна быть об-
работана. Это достигается обработкой мест, на которые опираются головки
винтов (рис. 9.17, д'), или полной обработкой пояска в зоне расположения
головок винтов (рис. 9.17, а—г). Отверстия в крышках при единичном, мелко-
и среднесерийном производстве сверлят последовательно, по одной штуке. При
крупносерийном и массовом производстве все отверстия сверлят одновремен-
но многошпиндельными головками. В последнем случае отливку крышек це-
лесообразно производить по выплавляемым моделям, в оболочковые формы
Рис. 9.18
или в кокиль. При этом будет получена точная и чистая заготовка, не тре-
бующая дополнительной обработки под головки винтов пли гайки.
Практика показывает, что токарная обработка узкого кольцевого наруж-
ного выступа производится быстрее, чем обработка опорных поверхностей на
сверлильном станке (при 4—6 отверстиях).
При конструктивном исполнении крышек по типу рис. 9.17, в, г обработка
наружного кольцевого платика возможна только на токарном станке, при ис-
полнении по типу рис. 9.17, а — не только на токарном, но также на фрезер-
ном, шлифовальном и других типах станков. Следовательно, такое исполне-
ние более желательно.
Оси крепежных отверстий для уменьшения размеров фланца выполняют
так же, как и во фланцах стаканов, на расстоянии d от стенки отверстия в кор-
пусе. Наружный диаметр фланца как и в стаканах, должен быть равен:
== D ^(4SC-M4;d (9
Толщину стенки крышки 8 следует принимать такой же, как и стаканов
(см. табл. 9.10).
Размеры других элементов крышки можно принимать:
77
толщину фланца 8t = (1,2 1,3) 8;
толщину центрирующего пояска 82 = (0,8 4- 0,9) 8.
(9.13)
Конструкции крышек с отверстием для прохода вала показаны на
рис. 9.18. Конструкция крышки зависит от конструкции уплотнительного
устройства и от крепления подшипника на валу. Так, например, на рис. 9.18,а
показана крышка с гнездом (dy, Z?y), в которое закладывается уплотнение ман-
жетного типа. Наличие гайки, закрепляющей подшипник на валу
(рис. 9.18, б), оказало влияние на форму и размеры крышки. На рис. 9.18, в
крепление подшипника на валу такое же, как и на рис. 9.18, а, но в крышку
встроено фетровое уплотнение. В случае применения упорной втулки и при
большой длине отверстия в корпусе крышка имеет конструкцию, как показа-
но на рис. 9.18, г.
На конструкцию крышек, изображенных на рис. 14.17 (см. стр. 161), по-
влияло применение лабиринтного уплотнения.
Все, что сказано о конструкции глухих крышек, в равной степени отно-
сится и к крышкам с отверстием для прохода вала. Дополнительные условия,
влияющие на их конструкцию, как уже сказано, налагает применяемый вид
уплотняющего устройства.
В крышках с отверстием центрирующий выступ наобходим для создания
равномерного зазора между поверхностью вала и отверстием. Поэтому крышки
этого типа конструируют с центрирующим выступом, выполненным по допус-
ку С4 или Х4.
Диаметр и число винтов для крепления крышек следует принимать таки-
ми же, как и для крепления стаканов (см. табл. 9.11).
В редукторах широкое применение находят врезные крышки подшипни-
ков. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу. В связи с
этим отпадает надобность в крепежных отверстиях в крышках, крепежных
резьбовых отверстиях в корпусе, а также в крепежных винтах. Однако такие
крышки могут применяться только в корпусе узла, имеющем плоскость разъе-
ма по осям валов. Наружные же крышки подшипников могут быть использо-
ваны при любой конструкции корпусной детали. Недостатком врезных кры-
78
шек является также некоторое усложнение расточки отверстия ввиду необхо-
димости протачивать канавки для кольцевых выступов крышек.
На рис. 9.19, а—в изображены типовые конструкции врезных крышек.
Наружный диаметр крышек выполняют по допуску С или П. Сопряжение
кольцевого выступа (по ширине) с канавкой в корпусе должно соответство-
А4
вать посадке х Ширину паза принимают
b = (1,1 4- 1,3)8 (9.14)
с последующим округлением до стандартного значения. Толщину стенки 8
принимают такой же, как в стаканах. Глубина паза С должна быть небольшой.
Обычно принимают
С =(0,6 4-0,7) 8. (9.15)
На рис. 9.19, в показана схема расположения двух врезных крышек.
Чтобы обеспечить необходимый осевой зазор czs , приходится вводить компен-
саторное кольцо сг4. Кроме того, на размеры
деталей а2, ал, аъ, а6 и tz7 должны назначаться
допуски, полученные после расчета размер-
ной цепи.
Для сопряжения фланца с плоскостью
корпусной детали во всех крышках подшип-
ников на центрирующих выступах следует
предусматривать проточки (рис. 9.20, а, б).
Форму проточек выполняют по рис. 9.14., а
размеры их принимают по табл. 9.8. В от-
верстиях стаканов обязательно наличие фа-
сок. Поэтому в крышке, закрывающей отвер-
стие стакана, проточки иногда не делают.
При наборе достаточной толщины прокладок
между крышкой и корпусом обеспечивается
удовлетворительное сопряжение углов и крышки иногда выполняют без
проточек. Все же лучше такие проточки предусматривать во всех случаях.
Рис. 9.21
79
Для удобства разборки в крышках часто предусматривают два диамет-
рально расположенных резьбовых отверстия. При помощи винтов, вверты-
ваемых в эти отверстия, крышки можно легко снять с корпусной детали.
В коробках скоростей выступание головок винтов над поверхностью де-
талей не допускается. Это обусловливается требованиями техники безопаснос-
ти, удобством ухода за станком и стремлением создать наилучший внешний вид
узла. По этим причинам крышки подшипников крепятся к корпусу винтами с
цилиндрическими головками, утопленными во фланце (крепление впотай).
Отверстия в крышках для коробок скоростей выполняют, как показано на
рис. 9.17, д.
В последнее время в машинах крупносерийного и массового выпусков
крышки, не воспринимающие нагрузок, изготовляют из пластмассы.
Крышки из пластмассы следует конструировать тонкостенными с ребрами
жесткости. При этом особое внимание нужно обращать на возможность уда-
ления крышек из пресс-формы. Толщина стенок крышки в любом ее сечении
должна быть по возможности одинаковой. На рис. 9.21 показаны конструкции
крышек из пластмассы, с центральным отверстием (а) и без отверстия—глу-
хие (б).
6. Крепление стаканов и крышек подшипников
Стаканы совместно с крышками подшипников или отдельно крышки под-
шипников обычно крепятся к корпусным деталям винтами с шестигранной
головкой или с цилиндрической головкой впотай. Диаметры винтов принимают
по табл. 9.11.
Длину винтов подбирают после выполнения некоторых подсчетов, кото-
рые производят в такой последовательности (рис. 9.22):
Рис. 9.22
SO
1. Определяют предварительную глубину завинчивания винта в корпус-
ную деталь
h' = (-£-\d, (9.16)
( ll \
где 1~<Г)—относительная глубина завинчивания, которую принимают по
табл. 9.12;
d — диаметр винта.
Таблица 9.12
Материал винта, шпиль- ки—сталь (с?в н/ммг) Величина при материале корпуса
сталь дуралюмин бронза чугун силумин
4004-500 0,84-0,9 0,84-0,9 1,24-1,3 1,34-1,4 1,44-2,0
9004-1000 1,64-2,0 1,64-2,0 1,84-2,2 2,04-2,5 2.04-2,5
2. Находят предварительную длину винта
Г = h' + Zs>
(9.17)
где 8s — суммарная толщина прикрепляемых деталей.
Расчетное значение Г округляют в большую сторону до стандартного I
для данного типа и размера винта.
3. Уточняют значение глубины завинчивания винта
h=l — 8S. (9.18)
4. Проверяют достаточность резьбы на винте по условию
Zo — h>2S
или
/0 —/г>1,2/2, (9.19)
где Zo — длина нарезанной части винта, которую принимают по таблице для
соответствующего винта;
S — шаг резьбы;
Z2 — недорез (учитываемый при Zo ~ Z).
Значения Z2 принимают по ГОСТ 10549—63 или по табл. 9.13.
Таблица 9.13
Размеры, мм
Винт Отверстие
Шаг недорез сбег недорез
резьбы S 1з с
1,о 3,0 2,7 4,0
1,25 4,0 3,3 5,0
1,5 4,0 4,0 6,0
1,75 4,0 4,7 7,0
2,0 5,0 5,5 8,0
2,5 6,0 7,0 10,0
5. Определяют глубину нарезания резьбы
/г’ = /г-]-(1,2 ч- 1.5) Z3, (9.20)
где ls — сбег резьбы, принимают по табл. 9.13.
4—1019
81
9.23
Расчетное значение h0' округляют в большую сторону до стандартного
h0 (стр. 34).
6. Определяют глубину сверления под резьбу
80 = Л0 + ^4 — (9.21)
где /4 — недорез, принимают по табл.
Расчетное значение 80 округляют
(см. стр. 34).
9.13.
в большую сторону до стандартного
7. Примеры конструкций
подшипниковых узлов
Рис. 9.24
Рассмотрим ряд конструкций подшипни-
ковых узлов современных машин.
Горьковский завод фрезерных станков
широко применяет фиксирование валов по
схеме I при помощи пружинных колец,
закладываемых в проточки корпуса и вала
(рис. 9.23).
Краснодарский станкостроительный за-
вод в карусельных станках также широко
применяет осевое фиксирование валов по схеме
I. На рис. 9.24 подшипник крепится крыш-
кой, а на рис. 9.25 — винтами, установ-
ленными в общей крышке, и самоустанавли-
вающимися шайбами. Этот завод для креп-
ления подшипников широко использует
крышки из пластмассы.
В редукторе КЦД10 ВНИИПТуглемаша
(рис. 9.26) фиксирование валов осуществля-
ется по схеме III крышками. Регулирование
подшипников выполняют набором прокладок.
В редукторе Ц2-500 (рис. 9.27) применены
врезные крышки, удерживающие валы от
осевых перемещений. Регулирование под-
шипников осуществляют винтами, которые
затем стопорят в нужном положении устрой-
ством типа, показанного на рис. 9.5, м.
В передней бабке токарного станка мод.
1К62 станкостроительного завода «Красный
Рис. 9.25
4*
83
пролетарий» применено осевое фиксирование валов по схеме III (рис.
9.28). Для регулирования подшипников служат установочные винты,
которые через самоустанавливающиеся шайбы воздействуют на наружные
кольца подшипников. По окончании регулирования установочные винты сто-
порят контргайками.
Ленинградский станкостроительный завод имени Свердлова в своих рас-
точных станках также широко применяет осевое фиксирование валов по схе-
ме III (рис. 9.29). Регулирование подшипников производится путем осевого
перемещения пробок и последующего фиксирования их коническими штиф-
тами.
Рис. 9.26
Рис. 9.27
84
Рис. 9.28
Рис. 9.29
8. Опоры валов-конических шестерен и валов-червяков
При конструировании подшипниковых узлов, служащих опорами вала-
конической шестерни и вала-червяка, следует учитывать, что на опоры дейст-
вуют не только радиальные, но и значительные осевые силы. Особенно велики
осевые силы, действующие на червяк. В конических зубчатых передачах
косыми и криволинейными зубьями осевые силы могут действовать в разных
направлениях, что также должно учитываться при конструировании подшип-
никовых узлов.
В углах конических передач широко применяются радиально-упорные
шариковые и конические роликовые подшипники.
Конические роликовые подшипники могут устанавливаться по двум схе-
мам (рис. 9.30). При одинаковом расстоянии I между подшипниками размер
опорной базы At в первой схеме (рис. 9.30, а) больше размера Л2 во второй
схеме (рис. 9.30, б). На вал-шестерню действуют силы, возникающие в зацеп-
лении, и силы со стороны муфты (на рисунке не показаны). В плоскости
действия этих сил вал будет перемещаться и поворачиваться на угол, определяе-
мый величиной деформации контактирующих поверхностей деталей. Угол
поворота вала в узле, выполненном по схеме а, при одинаковых величинах
деформаций меньше, чем в узле, выполненном по схеме б. Следовательно, опо-
ры, сконструированные по схеме а, являются более жесткими.
При выборе схемы расположения подшипников учитывают:
требуемую жесткость опор;
направление действия осевой силы;
желательность равномерного нагружения обоих подшипников.
Если принять опорные базы /Ц = Д2, то жесткость опор в обеих схемах
расположения подшипников будет примерно одинаковой. Тогда применение
схемы, приведенной на рис. 9.30, а, позволяет уменьшить осевые размеры
узла.
Регулирование подшипников осуществляется осевым перемещением ле-
вого подшипника по валу, для чего приходится ослаблять посадку. При цир-
куляционном нагружении внутренних колец подшипников это нежелательно,
86
особенно при нагрузке с толчками и ударами. Поэтому в ответственных узлах
при установке подшипников по схеме а между внутренними кольцами ставят
точно пригнанную по длине распорную втулку (см. стр. 91—92).
Рис. 9.30
При больших осевых нагрузках для уменьшения размеров опор следует
применять радиально-упорные роликовые подшипники с большим углом
контакта (fl т 26°). Для этих подшипников коэффициент перевода осевой си-
лы в радиальную
2,6tgjl 2,6-0,488
При угле контакта fl = 12° коэффициент т — 1,8, что, естественно, при-
водит к увеличению размеров
подшипников.
Опоры вала конической
шестерни чаще всего располага-
ют в стакане. Для уменьшения
величины радиальных нагру-
зок, действующих на подшип-
ники, расстояние / между опо-
рами нужно делать как можно
больше, а плечо а как можно
меньше. Желательно, чтобы вы-
держивалось отношение (рис.
9.30, а)
> 2. (9.22)
Следует так конструировать
узлы с коническими шестернями,
чтобы подшипники можно бы-
Рис. 9.31
ло установить на валу пред-
варительно, и только после этого весь собранный комплект ставить в
стакан.
На рис. 9.31,а в качестве примера приведена нерекомендуемая конструк-
ция комплекта, в которой внешний диаметр конической шестерни больше от-
верстия упорного буртика стакана. При такой конструкции подшипники
87
должны одновременно устанавливаться на вал и в стакан (рис. 9.31, б), что
крайне неудобно. Подогрев подшипников, выполняемый обычно для облегче-
ния монтажа, в этом случае неосуществим. После поджатия подшипника к
упорному заплечику вала желательно проверить, нет ли перекоса кольца или
зазора между заплечиком вала и торцом подшипника. В рассмотренной
конструкции проверить правильность положения подшипника невозможно.
Рис. 9.32
На рис. 9.32 изображена конструкция, в которой внешний диаметр кониче-
ской шестерни на величину С меньше диаметра отверстия упорного буртика
стакана. Комплект шестерни-вала с подшипниками и другими деталями, пос-
тавленными на вал заранее, свободно вставляется в стакан и в корпус. Для
облегчения сборки подшипники перед посадкой их на вал-шестерню могут
предварительно подогреваться. Контроль точности положения подшипников
на валу может быть легко осуществлен.
Рис. 9.33
При наружном диаметре зубчатого венца, превышающем диаметр отвер-
стия упорного буртика стакана, коническую шестерню следует выполнять на-
садной (рис. 9.33).
Опорами вала-червяка, вследствие нагружения одной из них значитель-
ной осевой силой, обычно служат конические роликовые подшипники. При
относительно коротких валах (см. табл. 9.2) и разности температур нагрева
червяка и корпуса менее 20° осевое фиксирование вала-червяка производят по
схеме III, в остальных случаях — по схеме II. В последнем случае в фикси-
88
рующеи опоре размещают два конических роликовых подшипника, а в «пла
вающей» — один радиальный шариковый или роликовый подшипник, воспри
нимающий только радиальную нагрузку.
Опора червяка с двумя радиально-упорными подшипниками часто разме
щается в стакане (рис. 9.34, а). Для удоб-
ства сборки весьма желательно, чтобы
размер D стакана был больше внешнего
диаметра червяка De. В этом случае
сборка узла производится так же, как
и узла конической шестерни, выполнен-
ного по рис. 9.32.
При некотором усложнении обра-
ботки корпуса можно устанавливать
опоры червяка непосредственно в корпу-
се (рис. 9.24, б).
При De, превосходящем D, приме-
нение стакана неизбежно, так как мон-
таж червяка в корпусе без стакана не-
возможен.
При очень значительных осевых
силах иногда применяют упорные под-
шипники (см. рис. 9.7, ж—и).
При одностороннем действии осе-
вой силы в опоре устанавливают только
Рис. 9.34
один упорный подшипник, как это, на-
пример, сделано в автомате мод. 1А240-6
Киевского станкозавода (рис. 9.35).
Рис. 9.35
9. Опоры валов, расположенные в разных корпусах
Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. К таким
случаям можно отнести, например, опоры валов приводных и натяжных
станций ленточных и цепных транспортеров.
Корпуса, в которых размещаются подшипники, устанавливают на раме
конвейера, на плите или раме привода. Во всех случаях ошибки изготовления
деталей и сборки приводят к несоосности и перекосу осей подшипниковых
гнезд относительно друг друга. Кроме того, при работе передачи под действием
внешних нагрузок вал деформируется, вследствие чего происходит поворот
оси вала в опоре. Оба эти обстоятельства вынуждают применять в таких узлах
только сферические самоустанавливающиеся подшипники, допускающие зна-
чительное несовпадение и перекосы осей отверстий в опорах. Валы, опоры
89
которых расположены в разных корпусах, фиксируют от осевых смещений
только в одной опоре. Поэтому наружное кольцо одного подшипника должно
быть свободным, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры.
На рис. 9.36 и 9.37 показаны узлы барабана и звездочек приводных стан-
ций транспортеров, валы которых установлены на сферических подшипниках.
Рис. 9.36
Рис. 9.37
Здесь вследствие малого числа оборотов (менее 50 в минуту) температурные
изменения длины вала и, следовательно, осевые перемещения подшипников и
износ поверхностей отверстий в корпусах практически отсутствуют. С другой
стороны, на вал могут действовать осевые силы (например, вследствие некото-
рой неточности монтажа узлов и непараллельности валов). Поэтому для вы-
90
равнивания нагрузки между обоими подшипниками в качестве «плавающей»
опоры приняты более нагруженные подшипники (на рис. 9.36—левый, а на
рис. 9.37 — правый).
10. Предварительный натяг подшипников
Наличие зазоров в подшипниках, а также возникновение деформаций под
действием рабочей нагрузки являются причиной радиального и осевого биения,
вибраций валов и шума при работе узла. Особенно это недопустимо для шпин-
делей точных металлорежущих станков, коробок передач автомобилей, узлов
авиационных двигателей, некоторых приборов и многих других ответственных
узлов машин. Для устранения этих недостатков повышают жесткость подшип-
никовых узлов.
Рис. 9.38
В значительной степени ее можно увеличить предварительным натягом
подшипников.
Сущность предварительного натяга заключается в том, что подшипники
при установке в узел нагружают осевой силой. Эта сила не только устраняет
осевую «игру» в парном комплекте подшипников, но и вызывает некоторую
начальную упругую деформацию рабочих поверхностей колец и тел качения в
местах их контакта. Осевую пред-
варительную нагрузку подбирают
такой величины, чтобы после прило-
жения рабочей нагрузки в менее
нагруженном подшипнике не образо-
вывался зазор.
Предварительный натяг подшип-
ников обычно (за исключением специ-
альных случаев) осуществляют вза-
имным осевым смещением одноимен-
ных колец на определенную величи-
ну, соответствующую требуемой осе-
вой силе предварительного натяга.
С предварительным натягом ус-
танавливают подшипники следующих
типов: 1) конические роликовые.
2) шариковые радиально-упорные,
3) шариковые радиальные.
В конических роликовых подшип-
никах предварительный натяг может
осуществляться любым из способов.
Рис. 9.39
91
сошлшроВоны
Рис. 9.40
иллюстрированных рис. 9.7, 9.9—9.11 и др. В частности, для осуществления
предварительного натяга используют винты и гайки.
Чтобы не перетянуть подшипники, на некоторых заводах между торцами
колец подшипников ставят калиброванные по длине распорные кольца или
втулки. В этом случае гайку затягивают до отказа (рис. 9.38).
Шариковые подшипники чувствительны к осевым перегрузкам, что может
легко произойти при затяжке их гайками. Поэтому предварительный натяг
шариковых подшипников производится
при помощи подшлифовки торцов ко-
лец, простановки между кольцами прок-
ладок или втулок неодинаковой дли-
ны, а также поджимом пружинами.
Последний способ применяется в уз-
лах, где требуется сохранить постоян-
ной величину натяга, например в быс-
троходных шпинделях шлифовальных
станков (рис. 9.39, а).
Схема образования предваритель-
ного натяга утрированно показана на
рис. 9.39. б. Аналогична схема образо-
вания предварительного натяга в случае
простановки прокладок или втулок не-
одинаковой длины.
Способы предварительного натяга
радиальных шариковых подшипников
иллюстрированы рис. 9.40. Положение
радиально-упорных шариковых под-
шипников показано пунктиром. Осевые
смещения колец подшипников здесь
утрированы: действительные их значения
не превышают десятых долей милли-
Рис. 9.41
метра.
Наиболее желательно применение пары подшипников с подшлифован-
ными торцами колец (рис. 9.40, а, б). Однако подшлифовку колец подшипни-
ков на определенный размер должен производить подшипниковый завод, что
с организационной точки зрения не всегда удобно как для изготовителя, так и
для потребителя. Поэтому чаще всего применяют предварительный натяг по
вариантам е—е рис. 9.40.
Известно, что шум при работе машин значительно возрастает, если поса-
дочные места корпусов и особенно валов для подшипников качения выполне-
ны не точно, а также если в подшипниках имеются зазоры. Поэтому для сниже-
ния шума в ответственных узлах, где значительный шум недопустим, а также в
узлах, работающих при высоких угловых скоростях, следует:
а) повышать требования точности к базовым поверхностям посадочных
мест для подшипников качения в корпусах и особенно на валах;
б) устранять зазоры в подшипниках качения.
В связи с этим рекомендуется применять опоры валов с предварительным
натягом (рис. 9.40), а также схему III осевого фиксирования валов, при кото-
рой зазоры в подшипниках можно выбрать регулировкой.
В случае применения схемы II осевого фиксирования зазоры в подшипни-
ках фиксирующей опоры также устраняются регулировкой. «Плавающую»
опору в этом случае следует выполнять из двух подшипников и создавать в
них предварительный натяг (рис. 9.41).
В качестве «плавающей» опоры можно также рекомендовать конический
роликовый подшипник, внешнее кольцо которого поджимается пружинами
(см. рис. 9.11).
93
§ 10. КОНСТРУИРОВАНИЕ УЗЛОВ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
В последние десятилетия область применения подшипников скольжения
значительно сократилась в связи с эксплуатационными преимуществами под-
шипников качения и ростом подшипниковой промышленности, которая в нас-
тоящее время удовлетворяет спрос на подшипники качения.
Однако, несмотря на низкие потери мощности на трение при установив-
шемся режиме и в период пуска, удобство замены, простоту обслуживания ввиду
меньшей чувствительности к недостатку смазки, меньший расход смазки и дру-
гие преимущества подшипников качения, подшипники скольжения не потеря-
ли своего значения, а в некоторых областях машиностроения сохранили преи-
мущественное применение и не могут быть заменены подшипниками качения.
Ниже даются рекомендации только по конструированию подшипников с
полужидкостным трением как наиболее распространенных в среднем машино-
строении.
1. Конструкция подшипников скольжения
В простейшем виде подшипник скольжения представляет собой бронзовую
или чугунную втулку. Размеры подшипников скольжения приведены в ГОСТ
Рис. 10.1
1978—43, ГОСТ 11525—65. а также
в работах 12, 6, 11, 20].
Подшипник вставляют в корпус.
Если наружный диаметр втулки
выполнить с допуском по ПР 1 з, а
отверстие под втулку по А3, то до-
полнительное крепление втулки в
корпусе не требуется. Однако такая
втулка сильно деформируется при ее
запрессовке в корпус. Поэтому пос-
ле запрессовки отверстие втулки дол-
жно растачиваться или калибровать-
ся разверткой. При выполнении на-
ружного диаметра по Н или Г, а от-
верстия по А втулка деформируется
незначительно. Такие втулки после
посадки их в корпус не требуют до-
полнительной обработки отверстия.
Однако они должны крепиться в кор-
пусе винтами или штифтами. Наи-
более распространенное дополнитель-
ное крепление таких втулок показа-
но на рис. 10.1. Ниже приводится
несколько примеров применения под-
шипников скольжения в современ-
ных машинах.
На рис. 10.2 изображен червяк фартука токарно-винторезного станка мод.
1А616, установленный на подшипниках скольжения. Одна втулка запрессована
и не имеет дополнительного крепления в корпусе. Вторая втулка посажена
по напряженной посадке и дополнительно крепится в корпусе коническим
штифтом.
На рис. 10.3 показана ось зубчатых колес, расположенная в одном из
узлов расточного станка мод. 2620. Обе втулки посажены в корпус по плотной
посадке и дополнительно крепятся установочными винтами.
Широко применяются подшипники скольжения в виде втулок во вспомо-
гательных механизмах, например в ручных приводах, механизмах управле-
ния и др. На рис. 10.4 приведен механизм управления скоростями токарного
94
станка мод. 1А616. Подшипниковые втулки посажены по напряженной посад-
ке и дополнительно крепятся в корпусе установочными винтами.
Очень часто валы и оси вспомогательных механизмов устанавливают на
подшипниках скольжения, которыми являются отверстия корпусов. Подшип-
никовые втулки при этом не ставят. На рис. 10.5 показаны валики механиз-
мов управления скоростями, имеющие опоры скольжения без втулок.
Рис. 10.3
Нередко по конструктивным соображениям оказывается удобным опоры
скольжения валов и осей выполнять в виде отдельных комплектов. В этих
случаях втулки ставят в корпуса подшипников, которые затем устанавлива-
ют на машине. Корпуса подшипников бывают двух видов: неразъемные и
разъемные. На неразъемные корпуса имеются ГОСТ 11521—65—ГОСТ 11525—
65, а на разъемные — ГОСТ 11607—65—ГОСТ 11611—65.
На рис. 10.6 показаны конструкции неразъемных корпусов. Опорная
плоскость подшипников по рис. 10.6, а параллельна, а по рис. 10.6,6, е, г
перпендикулярна к оси основного отверстия. Это позволяет устанавливать их
как на горизонтальных, так и на вертикальных стенках узлов.
Неразъемные корпуса очень просты в изготовлении. Однако сборка узла
при неразъемном корпусе не всегда удобна, а иногда и невозможна.
Разъемные корпуса облегчают монтаж валов и допускают регулировку
зазоров в подшипнике. Поэтому они имеют основное применение в общем и
особенно в тяжелом машиностроении. В них крышка крепится к корпусу
95
шпильками. Чтобы предотвратить боковое относительное смещение крышки и
корпуса, разъем выполняют ступенчатым. Однако это усложняет изготовле-
ние подшипника. Поэтому в последнее время все чаще разъем делают по одной
плоскости, а крышку фиксируют относительно корпуса двумя коническими
штифтами. Встречаются также конструкции разъемных корпусов с плоским
разъемом без штифтов.
Разъем корпуса лучше выполнять перпендикулярно к действию радиаль-
ной нагрузки. Поэтому плоскость разъема корпусов нередко выполняют не-
параллельно плоскости основания.
Рис. 10.4
Рис. 10.5
96
На рис. 10.7 изображены конструкции подшипников скольжения с разъем-
ным корпусом.
При разъемных корпусах применяют два вкладыша.
Вкладыши выполняют без буртиков, с одним буртиком и с двумя бурти-
ками (рис. 10.8). Толщина стенки вкладыша
6 = (0,035 4- 0,05) d + 2,5 мм, (10.1)
где d — диаметр вала, мм.
Толщину буртика можно принимать равной
b = (1,0 <-1,2) В, (10.2)
а высоту
/г =0,6 В. (10.3)
Рис. 10.6
97
На наружной поверхности вкладышей около буртиков иногда делают
проточки по ГОСТ 8820—58.
Вкладыши без буртиков применяют при действии в опоре только радиаль-
ной нагрузки. При наличии, кроме радиальной, также и односторонней осевой
нагрузки используют вкладыши с одним упорным буртиком. Если же в опоре
вала действует осевая нагрузка в двух направлениях, то вкладыши должны
иметь один или два упорных буртика.
По ГОСТ 11611—65 вкладыши изготовляют с двумя буртиками.
Вкладыши должны фиксироваться в корпусе от поворота и осевых сме-
щений. Два буртика вкладышей не только воспринимают осевую нагрузку,
но и одновременно фиксируют вкладыши от осевых смещений относительно
корпуса. Поэтому часто вкладыши с двумя буртиками применяют в опорах,
где осевая сила совсем отсутствует или действует в одном направлении. Однако
нужно иметь в виду, что выполнение сопряжения по буртикам требует точного
выдерживания размеров между торцами корпуса и между буртиками вклады-
ша. Это удорожает изготовление подшипника. Поэтому применение без надоб-
ности вкладышей с двумя буртиками не рекомендуется.
Наиболее распространено фиксирование вкладышей относительно кор-
пуса короткими цилиндрическими штифтами или втулками. В табл. 10.1 даны
примеры фиксирования вкладышей и рекомендуемые размеры штифтов и вту-
лок. Отверстие в фиксирующей втулке используется для подачи смазки в под-
шипник. Заметим, что штифты и втулки фиксируют вкладыши одновременно
от поворота и от осевых смещений.
Размеры, мм
Диаметр отверстия вкладыша до 25 28—40 45—70 75—90
d 6—8 10—12 12—14 16—18
1 8—16 12—20 16—30 20—40
98
По ГОСТ 11611—65 вкладыши фиксируют в корпусе короткой втулкой
(рис. 10.9).
В единичном и мелкосерийном производстве чаще всего применяют более
простые в изготовлении вкладыши из недорогих антифрикционных материа-
лов: антифрикционного чугуна, текстолита, прессованной древесины ибезоло-
вянистых бронз.
В крупносерийном и массовом производстве используют биметаллические
вкладыши. В этих вкладышах тонкий антифрикционный слой наплавляют на
стальную, чугунную, а в ответственных
подшипниках — на бронзовую основу.
В массовом производстве широко рас-
пространены вкладыши, штампуемые из
биметаллической ленты. В качестве ан-
тифрикционных материалов применяют:
оловянистые и свинцовистые бронзы,
баббиты, а также некоторые неметалли-
ческие материалы (найлон, фторопласт,
текстолитовая крошка и Др.).
Подробнее с материалами для под-
шипников скольжения можно ознако-
миться по работам [2, 20, 28 ]. а также
по справочникам.
Толщина наплавленного антифрик-
ционного слоя должна быть как можно
меньше, так как при этом наряду с уменьшением расхода материалов повыша-
ется усталостная прочность антифрикционного слоя. Так, при уменьшении
толщины баббитового слоя с 2 до 1 мм его усталостная прочность возрастает
в два раза, а до 0,5 мм — почти в десять раз.
2. Выбор отношения длины отверстия
подшипника к его диаметру.
Самоустановка подшипников
Подшипники скольжения нормально работают при строгой параллельнос-
ти осей шейки вала и отверстия вкладышей. Практически непараллельность
может быть вызвана погрешностями изготовления деталей, их сборки и проги-
бами валов под нагрузкой. Чем больше длина вкладыша подшипника, тем
опаснее перекос осей вала и вкладыша, приводящий к возникновению кромоч-
ных давлений. В связи с этим существенное значение имеет выбор отношения
I ,
— подшипника, где / — длина, а а — диаметр отверстия вкладыша.
d
Чем больше нагоузки и скорость вращения вала, тем меньше должно
* I
быть отношение __
d
При высокой точности изготовления и сборки (например, оба подшипни-
ка расположены в одном корпусе и отвеостия под вкладыши расточены за один
постанов) и жестких валах отношение— может быть увеличено.
d
Если подшипники располагаются в отдельных корпусах, то можно ожи-
дать значительного перекоса осей вала и вкладыша. Здесь перекос возникает
от погрешностей изготовления корпусов подшипников, вкладышей, плиты и
рамы, на которой устанавливают подшипники, а также погрешностей установ-
ки подшипников. В этом случае отношение должно быть минимальным.
I
Оптимальное отношение —j- подшипников большинства машин находится
в пределах от 0,5 до 0,9.
99
Для уменьшения влияния перекоса применяют самоустанавливающиеся
подшипники. Наибольшее распространение получил сферический подшипник
(рис. 10.10, а). Нередко для этой же цели применяют подшипники с опорной
поверхностью в виде пояска, который резко уменьшает угловую жесткость
закрепленного подшипника (рис. 10.10, б).
Рис.
3. Регулирование зазора в подшипниках
При конструировании подшипников скольжения, где требуется точное
вращение вала или где возможен сильный износ, предусматривается возмож-
ность регулирования зазора.
В разъемных подшипниках зазор регулируют взаимным радиальным сме-
щением вкладышей. Для этого в практике машиностроения наибольшее при-
менение находят два способа:
1. Регулирование подбором или подшлифовкой прокладок, которые
устанавливают между крышкой и корпусом подшипника.
2. Регулирование шабрением плоскостей разъема корпуса и крышки под-
шипников.
Если нагрузка постоянно направлена на корпус подшипника, то крышка
по плоскости разъема может и не соприкасаться с корпусом. В этих случаях
регулирование зазора в подшипнике может производиться описанными двумя
способами или системой затяжных 1 и распорных 2 винтов (рис. 10.11).
4. Осевое фиксирование валов
Фиксирование валов, вращающихся в подшипниках скольжения, выпол-
няют двумя способами:
Рис. 10.12
1-й способ — осевое фиксирова-
ние в одной опоре;
2-й способ — осевое фиксирова-
ние в двух опорах.
На рис. 10.12 показаны прин-
ципиальные схемы осевого фикси-
рования валов по обоим способам.
Первый из них, как и в случае
подшипников качения, целесообразно
применять при длинных валах, ког-
да температурные изменения длины
вала могут быть значительными.
Фиксирующая шейка вала дела-
ется с двумя буртиками, охватываю-
щими вкладыш подшипника. Сопря-
100
жение шейки вала с вкладышем по длине в зависимости от требуемой точнос-
ти осевого положения вала выполняется по одной из посадок
А А Ад Ад Ад
-у- > ’ “ST- > ИЛ11
a У А3 л4 а4
Если необходимо свести к минимуму осевую «игру» вала, предусматривают
регулировку фиксирующих элементов в осевом направлении.
При относительно коротких валах применяют осевое фиксирование по
второму способу.
§ 11. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ, ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС
И ЧЕРВЯКОВ
1. Зубчатые колеса
а) Соотношения основных размеров колес
Цилиндрические зубчатые колеса изготовляют с прямыми, косыми и с
шевронными зубьями.
Прямозубые колеса применяют обычно в открытых передачах и в закры-
тых передачах при окружных скоростях до 2 м!сек.
Косозубые цилиндрические колеса работают более плавно, поэтому их
используют при окружных скоростях свыше 2 м/сек. Эти колеса при тех же
размерах, материале и термообработке могут передавать большую нагрузку
по сравнению с прямозубыми. Технология нарезания косых зубьев мало отли-
чается от технологии нарезания прямых зубьев. В связи с этим для повыше-
ния передаваемой нагрузки косозубые колеса целесообразно применять в за-
крытых передачах и при низких окружных скоростях.
Угол наклона зубьев косозубых колес выбирают так. чтобы осевое пере-
крытие зубьев было больше единицы. Это обеспечивается при соотношении
sin₽>-^-, (11.1)
где р — угол наклона зубьев;
тп — модуль в нормальном сечении;
b — ширина зубчатого колеса.
Недостатком цилиндрических косозубых колес является возникновение
при работе передачи осевых сил. которые дополнительно нагружают подшип-
ники". Чтобы осевая составляющая силы, действующей в зацеплении, не была
очень большой, угол наклона зубьев р берут в пределах от 8 до 20*.
Шевронные зубчатые колеса обычно применяют в тяжелонагруженных
закрытых передачах, работающих со средними скоростями. Различают шев-
ронные зубчатые колеса с дорожкой в середине колеса для выхода инструмен-
та (червячной фрезы) и без дорожки, нарезаемые долбяком или гребенкой со
101
специальной формой заточки (в этом случае за стандартный принимают модуль
в торцовом сечении). Шевронные колеса без дорожки изготовляют на мало-
производительных и дорогих станках, поэтому они применяются реже, чем
колеса с дорожкой.
Ширину канавки а для выхода червячной фрезы вычисляют по выраже-
нию
a = d + c-\-mn. (П-2)
В этой формуле величины d и с определяют графически.
На рис. 11.1 обозначены:
Р — угол наклона зубьев;
у — угол наклона винтовой линии червячной фрезы, определяемый по
формуле
где £> — внешний диаметр фрезы. Значения D„ принимают по ГОСТ 9324—60
(табл. 11.1).
Таблица 11.1
Степень точности по нормам контакта Диаметр D^, мм. при модуле м-м
2—2.25 2.5—7,75 3—3.75 4—4,5 5—5,5 6—7
7 90 100 112 125 140 160
8—10 70 80 90 100 112 125
Найденную величину а округляют в большую сторону до стандартной
(см. стр. 34).
Глубину дорожки следует принимать h ж 2.5 т„ с последующим округ-
лением в большую сторону до стандартной величины.
В шевронных передачах для равномерного распределения усилий по полу-
шевронам одно из колес пары устанавливают с возможностью осевого пере-
мещения («плавающий» вал). Чтобы обеспечить такое перемещение, нужно
для преодоления сил трения в опорах и в зацеплении создать значительные
осевые силы. Это достигается увеличением угла (3 наклона зубьев, который в
шевронных передачах составляет 30—45°. Большой угол наклона зубьев спо-
собствует также уменьшению осевой «игры» вала во время работы передачи,
вызванной неоднородными отклонениями окружных шагов зубьев в полушев-
ронах. Осевые силы, действующие в зацеплении шевронного колеса, взаимно
уравновешиваются на колесе и на подшипники не передаются.
Конические зубчатые колеса изготовляют с прямыми, косыми и круговыми
зубьями. Конические прямозубые колеса применяют при тех же окружных
скоростях, что и прямозубые цилиндрические. Конические колеса с косыми
и круговыми зубьями в основном используют в закрытых передачах.
Выбор типа зуба зависит от масштаба производства. При единичном и
мелкосерийном производстве предпочтение следует отдать колесам с косыми
зубьями, так как круговые зубья могут быть нарезаны только на специальных
дорогих и очень производительных станках, применение которых оправдыва-
ется лишь при массовом и крупносерийном производстве.
Цилиндрические и конические зубчатые колеса изготовляют из различных
материалов, основные из которых указаны в табл. 11.2.
В последние годы ведутся широкие исследования по замене металла при
производстве зубчатых колес неметаллическими материалами. В частности,
не сильно нагруженные зубчатые колеса изготовляют из пластмасс типа фе-
102
Таблица 11.2
Примеры применения Материал Термическая обработка
Колеса вспомогательных слабонагру- женных механизмов (ручное управ- ление и др.) Стали марок Ст. 5; Ст. 6. Чугун марок СЧ 21—40; СЧ 24—44 Нормализация
Колеса узлов, к габаритным разме- Стали марок 45, 50Г, «Улучшение» (закалка и
рам которых не предъявляются жесткие требования (редукторы ста- ционарных машин и др.) 40Х, 40ХН, 35ХГС отпуск при высокой температуре)
Средненапряженные колеса (в редук- торах, в коробках скоростей стан- ков и др.) малых и средних раз- меров при m > 2,5 мм Стали марок 45 , 40Х Поверхностная закалка с нагревом ТВЧ
Колеса ответственных механизмов, работающие с перегрузками и удар- ными нагрузками. Колеса узлов, к габаритным размерам которых предъ- являются жесткие требования Стали марок 15Х, 20Х, 12ХНЗА, 18ХГТ и др. Цементация и закалка
Колеса больших диаметров (De>500мм) Литейные стали марок 35Л, 40Л, 45Л и 50Л Нормализация
Колеса тихоходных и открытых пере- дач. Редко работающие сменные ко- леса Чугун марок СЧ 21—40, СЧ 24—44. Модифи- цированный чугун СЧ 32—52 и др.
Колеса механизмов, где требуется уменьшение шума и динамических нагрузок (применяются в паре с ме- таллическими колесами) Текстолит, лигнофоль, полиамиды
нопластов К-17-2, полиамида-68, капрона. Материалом для зубчатых колес
служат также текстолит и древеснослоистые пластики.
Шестерни конструируют в двух исполнениях: вместе с валом (вал-шес-
терня) и отдельно от него (насадная шестерня).
Шестерня может быть выполнена насадной лишь в том случае, если дели-
тельный диаметр ее удовлетворяет условию (рис. 11.2)
dd dA + 2(4 4- 2а -|- 2,5m.
Можно принять а = 8О.3 (см. табл. 11.3). Тогда
dd > dA -f- 2 ((4 + 8О 3 + 1,25m).
Если требуется, размер а определяют расчетом обода шестерни на растя-
жение.
При исполнении в виде насадной шестерни:
1. Упрощается заготовка вала, который изготовляется в этом случае из
прутка.
2. Усложняется обработка вала в связи с тем, что для посадки шестер-
ни необходимо точно обработать шейку вала
(токарная и шлифовальная обработка шей-
ки, фрезерование шпоночного паза).
3. Усложняется обработка шестерни в связи
с тем, что для посадки ее на вал необходимо точно
обработать отверстие (растачивание, разверты-
вание или шлифование отверстия, протягивание
шпоночного паза).
4. Расходуется дополнительный металл
в виде припусков на отработку шейки вала и
отверстия шестерни, фрезерование и протяги-
вание шпоночных пазов, на изготовление
шпонки и распорной втулки для осевой фикса-
ции шестерни на валу.
юз
5. Расходуется время на сборку соединения.
При исполнении вместе с валом усложняется заготовка вала-шестерни,
которая должна получаться в виде поковки.
Основным критерием выбора конструктивного варианта является эконо-
мика. Сравнение по этому критерию обоих исполнений чаще всего оказывается
Рис. 11.3
в пользу вала-шестерни. Именно поэтому в последнее время все шестерни
редукторов выполняют вместе с валом.
Выход фрезы определяют графически и показывают на чертеже
(рис. 11.3, а). Диаметры червячных фрез приведены в табл. 11.1.
Некоторые конструктивные варианты вала-шестерни показаны на
рис. 11.3. Вал-шестерня на рис. 11.3, б расположен внутри корпуса. В конст-
рукциях детали, показанных на рис. 11.3. а, в, г, правые концы валов высту-
пают за пределы корпуса.
Зубчатые колеса состоят из трех элементов: обода, несущего на себе
зубья, ступицы и диска или спиц, соединяющих обод со ступицей.
Обод воспринимает нагрузку со стороны зуба и поз ?ому должен быть проч-
ным. В то же время он должен быть достаточно податливым, чтобы, деформи-
руясь под нагрузкой, способствовать более равномерному распределению ее
104
по длине зуба. Методика расчета элементов зубчатых колес (кроме зубьев)
до сих пор еще не создана, и оптимальную толщину обода выбирают по реко-
мендациям, составленным на основе длительного опыта изготовления и
эксплуатации зубчатых колес.
Для цилиндрических и конических колес толщину обода и других элемен-
тов колес можно принимать, руководствуясь табл. 11.3 (рис. 11.4).
Таблица 11.3
тп 1,5 2,0 2,5 3 4 5 6
%.з 4m„ 3,8т„ 3,5т, , 3,3т„ 3,0т„ 2,8тп 2,5т„
с 4,8m,, 4,5т„ 4,2т„ 4,0т„ 3,6т„ i,4mn 3,0тп
dCT (1,64-1,7) d — для стальных колес (1,7 4- 1,8) d — для чугунных колес
ов 0,5 (DK+ dCT)
d-Q DK —- dCT 2,5 4-3,0
1С1. (0,8 4- l,5)d
тп— модуль нормальный, мм;
d — диаметр центрального отверстия колеса.
Вредное влияние неуравновешенности зубчатых колес на работу механиз-
мов машин устраняют балансировкой.
Детали типа зубчатых колес балансируют обычно путем сверления отвер-
стий на плоскостях, перпендикулярных к оси вращения. Поэтому при констру-
ировании колес следует предусматривать поверхности, на которых возможно
производить сверление отверстий. Обычно этими поверхностями служат торцы
ободов зубчатых колес. В связи с этим для колес, которые должны подвергать-
ся балансировке, толщину обода 8о.з, определенную по табл. 11.3, следует уве-
личивать;
105
для колес, обработанных кругом
для штампованных колес
для литых колес
в 1,2—1,3 раза;
в 1,3—1,4 » ;
в 1,4—1,5 » .
Для колес шириной > 15 тп табличные значения 8О,3 и с следует увеличи-
вать на величину до 0,2 8о.з и 0,2 с.
Чтобы уменьшить концентрацию нагрузки по длине зуба, иногда делают,
сохранив достаточно прочный обод, внутреннюю его поверхность конусной
(рис. 11.5, а). Для этой же цели шестерни, выполненные вместе с валом, иног-
да конструируют по типу рис. 11.5, б.
Рис. 11.5
Рис. 11.6
При несимметричном расположении диска относительно обода жесткость
последнего неравномерна. Она увеличивается к месту соединения обода с дис-
ком. Поэтому для выравнивания нагрузки по длине зуба рекомендуется распо-
лагать диски колес, находящихся в зацеплении, по схеме рис. 11.5, в.
В ряде случаев, когда по условиям работы зубьев требуется применение
легированных сталей, особенно при больших размерах колес, зубчатые коле-
са выполняют из двух деталей: зубчатого венца и центра, имеющего обод,
диск (спицы) и ступицу. Такие колеса называются бандажированными. В бан-
дажированных колесах зубчатый венец изготовляют из легированной стали,
а центр — из чугуна, реже — из углеродистой стали. Это дает большую эко-
номию стали, однако изготовление таких колес обходится дороже изготовле-
ния целых колес.
На рис. 11.6 представлены два варианта бандажированных колес.
Конструктивные элементы этих колес можно принимать по табл. 11.4.
Таблица 11.4
Толщина Размеры упорного буртика
венца So_3 диска ( обода > ширина ft высота t
по табл. 11.3 1,2с (0,154-0,2) В 0,1В
В — ширина колеса.
106
Между буртиком и выточкой в зубчатом венце должен предусматриваться
радиальный зазор.
Ступица служит для сопряжения колеса с валом и передачи вращающего
момента от вала к колесу. Чтобы установить колесо на валу без перекоса и
обеспечить напряжения смятия на боковых поверхностях шпонки в допускае-
мых пределах, длину ступицы лучше принимать
/„==(!,1 4- l,3)d, (11.4)
где d — диаметр отверстия колеса.
Рис. 11.7
Длинные ступицы неудобны при изготовлении заготовок колес ковкой
или штамповкой. При большой длине ступицы трудно обеспечить равномер-
ное прилегание шпонки к стенке паза в ступице. При выполнении базовых от-
верстии, шпоночных пли шлицевых пазов методом протягивания требуются
длинные нестандартные протяжки вместо более дешевых стандартных. По
этим причинам обычно длину ступицы не берут больше 1,5 d.
Если напряжения смятия на гранях шпоночного паза или шлицев не пре-
вышают допускаемых величин, длина ступицы может быть уменьшена до 0,8 d.
107
Отверстия в дисках диаметром d0 предназначены для захвата зубчатого
колеса при выпрессовке с вала и для снижения веса колеса. Иногда эти отверс-
тия используются при закреплении колеса на станке для его механической
обработки и при транспортировке по цехам завода.
Литые стальные или чугунные зубчатые колеса, применяемые обычно в
мелко- и среднесерийном производстве, изготовляют при dd 400 мм с дис-
ком без ребер жесткости (рис. 11.7, а), а при 400 < 500 с диском и с реб-
рами жесткости (рис. 11.7, б).
Ориентировочные соотношения размеров элементов этих колес приведе-
ны в табл. 11.5.
Таблица 11.5
Измеряемый размер Чугунное литье Стальное литье
Толщина обода зубчатою венца ВО.З = (2,84-3,0 тп ЙО.З = (2,54-2,8) тп
Наружный диаметр ступицы dCT = 1,8d с1„ = 1,7d
Толщина усилительного ребра Bp — (2,04-2,3) тп 6р = (1,94-2,1) т„
Толщина диска при наличии усили- тельных ребер С = (2,84-3,0) тп С — (2,54-2,8) тп
То же, при отсутствии ребер С = (3,44-3,6) тп С = (3,04-3,4) тп
Рис. 11.8
При диаметрах d0 > 500 мм зубчатые колеса выполняют литыми из стали
или чугуна со спицами. Нередко колеса этого размера изготовляют сборными:
чугунный литой центр и стальной венец.
Нормы на конструктивные формы и размеры элементов зубчатых колес с
внутренними зубьями следует принимать по табл. 11.3 для колес внешнего
зацепления.
На рис. 11.8 показаны два варианта конструктивного исполнения колес
с внутренними зубьями, отличающиеся расположением ступицы относительно
108
зубчатого венца. В варианте по рис. 11.8, а ступица расположена внутри коле-
са, что создает более устойчивое положение колеса на валу по сравнению с ва-
риантом по рис. 11.8, б, в котором ступица вынесена за контур зубчатого
венца. В последнем случае на колесе создается опрокидывающий момент от
сил, действующих в зацеплении, раскачивающий колесо на валу. Однако ва-
риант по рис. 11.8, а может быть применен только для относительно больших
колес. Так как зубья на таких колесах обрабатываются на зубодолбежных
станках, необходимо, чтобы расстояние от поверхности ступицы до внутрен-
ней поверхности зубчатого венца было больше наружного диаметра долбяка.
Кроме того, требуется, чтобы шестерня, находящаяся в зацеплении с колесом,
свободно размещалась между зубчатым венцом и ступицей.
При конструировании колес с внутренними зубьями следует предусматри-
вать между диском и зубьями канавку для выхода долбяка и размещения
стружки, которая образуется при долблении зубьев. При малом размере ка-
навки долбяк в крайнем нижнем положении может ударяться в стружку, ут-
рамбованную во время предыдущих ударов. Это приводит обычно к поломке
долбяков или деталей зубодолбежного станка. Размер канавки а для прямозу-
бых колес можно брать, руководствуясь табл. 11.6.
Таблица 11.6
тп, мм 1,5—2,25 2,5—4 4,5—5 5,5—6,5 7—9 10
а, мм 5 6 7 8 9 10
Таблица 11.7
тп, мм 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8
De, мм 80,3 82,7 82,4 83,8 87,3 114,4 118,9 .150,5
Таблица 11.8
Модуль, мм 1,5—2 2,5—3 4 5 6 8
Фаска, ммЦУ 1,0 1,6 2,0 2,5 3,0 4,0
Для косозубых колес размер а сле-
дует увеличивать на 30—40%.
Глубину канавки во всех случаях
следует принимать h = 2,5 тп.
Внешние диаметры De долбяков
указаны в ГОСТ 9323—60 (табл. 11.7).
Острые кромки на гранях детали
нежелательны, так как они затрудняют
сборку, являются причиной концентра-
ции напряжений и ухудшают внешний
вид детали. Кроме того, на острых гра-
нях легко получаются забоины. Поэтому
в любой детали, в том числе и в зубча-
тых колесах, где возможно, острые гра-
ни притупляют фасками.
Размер фаски на торцах зубьев
принимают по табл. 11.8.
Рис. 11.9
109
В сквозных отверстиях детали фаски делают и показывают на чертеже с
двух сторон. Если отверстие гладкое, то размер фасок принимают от 1 до 3 мм
и фаску снимают под углом 45°. При шлицевом отверстии фаски на углах от-
верстия должны захватить наружный диаметр шлицев. Угол фаски принимают
равным 30° к торцу отверстия (рис. 11.9).
Фаски делают также на углах обода и ступицы и в отверстиях в средней
части дисков зубчатых колес. Размеры фасок в зависимости от размеров детали
принимают в пределах 1—4 мм.
б) Влияние на конструкцию колес технологии
по лучения заготовок
Конструктивная форма зубчатых колес в значительной степени обуслов-
лена технологией получения заготовок. Последняя же, как указывалось выше,
связана с предполагаемым масштабом выпуска изделий.
Единичное и мелкосерийное производство. Стальные зубчатые колеса
диаметром до 150 мм в мелкосерийном производстве изготовляют из прутков.
Колеса большего диаметра в единичном производстве получают свободной
ковкой, а в мелкосерийном производстве наряду со свободной ковкой пр ме-
няется стальное литье. Форма кованых колес должна быть по возможности
предельно простой. Заготовки стальных колес, изготовленные методом сво-
бодной ковки, имеют грубую неровную поверхность и поэтому требуют обра-
ботки кругом.
При мелкосерийном производстве заготовки стальных зубчатых колес
небольших и средних размеров, помимо свободной ковки, получают также
ковкой в односторонних подкладных штампах. В этом случае зубчатые колеса
должны иметь одностороннюю выемку (рис. 11.10). Выступающую часть сту-
пицы располагают со стороны выемки (рис. 11.10, б).
Среднесерийное, крупносерийное и массовое производство. Заготовки
стальных зубчатых колес небольших и средних размеров получают ковкой
в двусторонних штампах.
Для свободного заполнения нагретым металлом полостей штампа и свобод-
ной выемки заготовки из него деталь должна иметь уклоны и достаточно
большие радиусы закругления. Штамповочные уклоны можно принимать рав-
ными —5°. Радиусы закруглений (рис. 11.11):
г да 0,05Л + (0,5 4- 1,0); 1
R^ 2,5г + (0,5 4- 1,0). J
(11.5)
но
Колеса могут выполняться как с симметричным, так и с несимметричным
расположением диска и ступицы.
Заготовки стальных колес, полученные штамповкой, имеют достаточно
чистую и ровную поверхность. Поэтому нерабочие поверхности заготовки
обычно механической обработке не подвер-
гаются.
На рис. 11.12 показан один из ва-
риантов конструктивного оформления зуб-
чатых цилиндрического и конического ко-
лес, заготовки которых получены в дву-
стороннем штампе.
в) Влияние на конструкцию колес
технологии механической обработки
Конструктивная форма зубчатых колес
зависит также и от технологии их механи-
ческой обработки. При конструировании
зубчатых колес необходимо создавать на-
дежные технологические базы. Базовыми
поверхностями при нарезании зубьев явля-
ются поверхность центрального отверстия
и торцы зубчатого венца. На рис. 11.13
показаны схемы базирования колес при
нарезании зубьев.
Рис. 11.12
Рис. 11.13
111
При нарезании зубьев «пакетом» по два колеса и более (рис. 11.13, б), что-
бы обеспечить соприкосновение торцов зубчатых венцов, а не ступиц, следует
или занижать торцы ступиц, или оговаривать в рабочих чертежах колес, что
торец ступицы не должен выступать за торец венца.
К базовым торцам зубчатых колес предъявляются высокие требования
чистоты и точности. Чтобы чисто и точно не обрабатывать большие поверхнос-
ти, на них делают выточки.
В широких колесах для экономии металла и снижения массы зубчатых
колес выточки должны быть глубокими (см. рис. 11.4, 11.9, 11.12 и др.).
В плоских зубчатых колесах с небольшой шириной венца для выделения
базовых торцов несколько занижают (на
1—2 мм) участки, их разделяющие (рис.
11.14, а). В узких зубчатых колесах неболь-
шого диаметра (De < 80 мм) выточки не де-
лают (рис. 11.14, б, в).
На рис. 11.15, а показаны схемы токар-
ной обработки зубчатого колеса, заготовка
которого получена свободной ковкой, а на
рис. 11.15, б — обработка заготовки, получен-
ной ковкой в двустороннем штампе.
Из этих схем видно, что отверстие пос-
ледовательно проходит обработку сверлом
(если отсутствует отверстие в заготовке), рез-
цом и разверткой. Остальные поверхности
колес обрабатываются резцами, которые изображены на схемах в конечном
положении, после завершения обработки.
На схемах показано направление перемещения инструментов. Как видим,
во всех случаях оно параллельно или перпендикулярно к оси вращения заго-
товки колеса, что очень важно, так как любой станок токарной группы имеет
механическое перемещение суппортов по этим направлениям.
Обработка поверхностей колес, расположенных под углом к оси враще-
ния, также возможна. Но она производится на специальных станках или при
помощи специальных приспособлений. Все это усложняет и удорожает обра-
ботку зубчатых колес. Поэтому расположения обрабатываемых поверхностей
колес под углом к оси вращения следует по возможности избегать. Этим и
объясняется, что наружная поверхность ступицы и внутренняя поверхность
обода колес единичного и мелкосерийного производства выполняются цилинд-
рическими.
Следует обратить также внимание на схему токарной обработки по
рис. 11.15, б. Здесь обработке подвергаются только наружная поверхность и
торцы обода, а также отверстие и торцы ступицы. Нерабочие поверхности зуб-
чатого колеса не обрабатываются и окончательно оформляются штампом. По
этой причине наружная поверхность ступицы и внутренняя поверхность обода
колес крупносерийного производства имеют коническую форму с уклонами
образующих, соответствующими штамповочным.
Появляющийся при штамповке дебаланс устраняют статической, а для
очень быстроходных колес — динамической балансировкой детали. На рабо-
чем чертеже зубчатого колеса следует указывать: «балансировать статически»
или «балансировать динамически».
Длина ступицы /ст и ее осевое положение относительно торца зубчатого
венца могут быть различными. Далее рассматриваются зубчатые колеса только
с односторонне выступающей ступицей.
На рис. 11.16 показаны конструкции цилиндрического и конического зуб-
чатых колес, типичные для единичного и мелкосерийного производства, а
на рис. 11.17 — конструкции зубчатых колес, типичные для крупносерийного
и массового производства.
Сравним конструкции колес, изображенных на рис. 11.16 и 11.17. В пер-
вом случае колеса кругом обработаны. Поверхности ступиц и обода цилиндри-
112
Рис. 11.15
Рис. 11.16
Рис. 11.17
5-1019
ческие. Во втором случае колеса штампованные. Нерабочие поверхности обо-
да, диска и ступицы не обработаны и выполнены на конус. Поверхности сту-
пицы и обода сопряжены с поверхностью диска радиусами R.
Рис. 11.18
Зубчатые колеса при диаметре De = 250—400 мм нередко делают свар-
ными (рис. 11.18), при диаметре Ье < 350 мм — с диском, соединяющим обод
со ступицей (рис. 11.18, а), при диаметре De > 350 мм —с ребрами жесткости
(рис. 11.18, б), а при большой ширине колес — с двумя дисками, связанными
ребрами (рис. 11.18, в).
В настоящее время на некоторые типы зубчатых колес, имеющих широ-
кое распространение (в редукторах, в коробках скоростей и др.), выпущена
нормаль МН 2793—61 — МН 2865—61.
114
г) Блоки зубчатых колес
В коробках скоростей широкое применение находят зубчатые колеса,
имеющие несколько зубчатых венцов (от двух до четырех). Такие зубчатые
Рис. 11.19
колеса называют блоками зубчатых колес. Примеры конструкций блоков
зубчатых колес показаны на рис. 11.19.
При средне- и крупносерийном, а также при массовом производстве заго-
товки многовенцовых блоков обычно штампуют на горизонтально-ковочных
машинах. Форма таких деталей слож-
ная, и поэтому приходится оставлять
большие припуски на обработку (рис.
11.20, а). Это ведет к лишнему расходу
металла и дополнительной потере вре-
мени при механической обработке.
В последнее время многовенцовые блоки
стали делать штампо-сварными, т. е.
штамповать каждое колесо отдельно, а
затем сваривать их в общий блок
(рис. 11.20,6).
Сопоставляя формы заготовок бло-
ков по рис. 11.20, можно установить, что ,,
при штампо-сварной заготовке экономия
металла обусловлена не только умень-
шением припусков на механическую обработку, но также и более совершен-
ной формой, которая не может быть получена при штамповке целого блока.
При конструировании многовенцовых блоков между венцами следует
предусматривать канавки, разделяющие зубчатые венцы.
Блоки, выполняемые из стали с термообработкой типа «улучшение» при
8-й степени точности зубчатых венцов и грубее, могут нарезаться долбяками
5*
115
без последующей доводочной операции. Для них размеры канавок а и h
(рис. 11.19) такие же, как указано в табл. 11.6. Закаленные зубья 7-й и 8-й
степеней точности после закалки притирают на притирочных станках. Для
выполнения этой технологической операции размеры канавки следует брать
из той же таблицы. Если зубчатые венцы с термообработкой типа «улучшение»
выполняют по 7-й степени точности, то окончательной операцией при обработ-
ке зубьев является шевингование.
Рис. 11.21
Шевингование зубьев производится специальным инструментом, называе-
мым шевером. Этот инструмент представляет собой плоское зубчатое колесо
с режущими кромками на поверхностях зубьев (иногда он имеет вид зубчатой
рейки). Шевер входит в зацепление с обрабатываемым зубчатым колесом и
вращается вместе с ним. Кроме того, шевер имеет возвратно-поступательное
осевое движение. Вследствие этого режущие кромки стального закаленного
шевера снимают тонкую стружку с рабочих поверхностей зубьев колеса.
Ширину канавки а колес с шевингованными зубьями определяют по соот-
ношению а = f 4- АВ + ВС (рис. 11.21, а).
Зазор f можно принять равным 1 мм. Величина ВС зависит от установки
шевера относительно шевингуемого венца. Ориентировочно можно принять
ВС == 6 мм. Тогда
а = АВ 4- 7 мм.
(11.61
116
Величину АВ определяют по графику рис. 11.21, б в зависимости от радиу-
са малого венца, от разности радиусов венцов Н и от угла наклона шевера у.
В учебном проектировании можно брать значение АВ для угла у = 10°.
Рис. 11.22
5-я и 6-я степени точности зубчатых венцов достигаются шлифованием.
Для выхода шлифовального круга требуется широкая канавка и, следователь-
но, большие осевые размеры цельных блоков зубчатых колес. Чтобы умень-
шить эти размеры, блоки изготовляют составными (рис. 11.22).
Зубья венцов подвижных блоков зубчатых колес (а также неподвижных
со стороны входа в зацепление венцов
углом 15—20° и закругляют для
облегчения входа зубьев во впа-
дины (рис. 11.23).
В подвижных одиночных ко-
лесах, а также в блоках зубчатых
колес часто делают кольцевые па-
зы для передвижных камней или
вилок. Ширину этих пазов обычно
выполняют с допуском по А3, ко-
торый в случае закалки колеса >
обеспечивается шлифованием боко- |
вых стенок паза. Для выхода
шлифовального камня в углах
подвижных блоков) скашивают под
Рис. 11.24
Рис. 11.23
117
кольцевых пазов следует предусматривать канавки (рис. 11.23). При
конструировании колес коробок скоростей относительно больших размеров
для выбора значений Во.3, с, dCT, 1Г[, d0 и др. (см. рис. 11.4) следует пользо-
ваться табл. 11.3.
При фрезеровании или долблении зубьев центральное отверстие и торцы
зубчатых венцов, имеющих большие размеры, используют в качестве техноло-
гических баз. Поэтому внешняя торцовая поверхность зубчатого венца боль-
шего диаметра отделена от торцовой поверхности ступицы углублением
(рис. 11.24, а).
Зубчатые венцы двухвенцовых блоков большего диаметра часто обраба-
тывают «пакетом» по две штуки (рис. 11.24, б). В этом случае внешние торцы
обоих венцов используют в качестве базовых. Соприкосновение базовых тор-
цов блоков будет обеспечено, если торцы ступиц не выступают за торцы вен-
цов.
2. Червячные колеса
По условиям работы червячной пары зубья червячного колеса должны
изготовляться из антифрикционных материалов. Обычно червячные колеса
делают составными: центр колеса — из серого чугуна, реже — из стали, а зуб-
чатый венец — из антифрикционного материала (оловянистые и безоловянис-
тые бронзы, а также латуни, табл. 11.9).
Таблица 11.9
Примеры применения Марка материала Термическая обработка
Червяки силовых передач Стали марок 15Х, 20Х, 12ХНЗ, 18ХГТ и др. Цементация и закалка
45.40Х, 40ХН и др. Поверхностная и объем- ная закалка
Червяки вспомогательных, ти- хоходных, малонагруженных передач 45.40Х и др. Улучшение
Венцы червячных колес при оск, м/сек: >6 <6 <2 Бронзы ОФ10-1, ОНФ и др. Бронза АЖ9-4, латунь АЖМЦ и др. Чугуны СЧ 15—32, СЧ 18—36, СЧ 21—40 и др. —
При единичном и мелкосерийном производстве зубчатые венцы соединяют
с центром колеса посадкой с натягом (рис. 11.25, а) и винтовым креплением
(рис. 11.25, б). Последнее соединение применяется в колесах большого диамет-
ра (D 400 мм).
Если винты поставлены с зазором (рис. 11.25, б), то для передачи вращаю-
щего момента от венца к центру колеса необходимо установить дополнительно
3—4 конусных или цилиндрических штифта.
В среднесерийном, крупносерийном и массовом производстве часто на-
плавляют бронзовый обод на чугунный или стальной корпус. Для этого центр
колеса, подогретый до 700—800° С, закладывают в кокиль, который перед за-
ливкой расплавленной бронзы подогревают до 150—200°. После заливки и
остывания детали между основным металлом и бронзой возникает механиче-
ское сцепление, вызываемое усадкой затвердевающего жидкого металла. Для
118
в
fi)
Рис. 11.25
улучшения сцепления венца с центром обод последнего выполняют по одному
из вариантов рис. 11.26 и 11.27.
Так как червячные колеса, как правило, вращаются с небольшим числом
оборотов, нерабочие поверхности обода, диска и ступицы колеса оставляют
(НО,4 тО,5)В
Рис 11.26
черными (необработанными). Поэтому указанные поверхности делают конус-
ными и с большими радиусами закруглении.
Рис. 11.27
Толщину обода 8О.Ч для червяч-
ных колес в самом тонком месте
(см. рис. 11.25) можно принимать
80 ч = (0.8-4-0.9) 80 3, (11.7)
где Во.з — толщина обода зубчатого
колеса, которая берется по табл.
11.3.
Размеры винтов (3—4 шт.),
устанавливаемых по
(см. рис. 11.25, а).
окружности
dB = (0,8-bl,0)8o.4; 1
/в = (23) dB. f
Размеры остальных конструктив-
ных элементов червячных колес сле-
дует принимать такими же, как для
обычных и бандажированных зубча-
тых колес (стр. 105—106).
3. Червяки
Червяки чаще всего выполняют-
ся вместе с валом. Для надежной и
длительной работы червячной пере-
120
дачи очень важно, чтобы червяки имели большую жесткость. Это достигается
сближением опор вала червяка, применением роликовых подшипников и вы-
бором соответствующего диаметра тела червяка.
При конструировании червяка желательно предусматривать свободный
выход инструмента при нарезании витков (рис. 11.28, а, б). Такое конструк-
тивное исполнение не связывает технологов в выборе технологического метода
обработки витков (фрезерование или обработка резцом на токарном станке).
В червяках такой конструкции удобно также шлифовать витки ввиду свобод-
ного выхода шлифовального камня.
При относительно малом диаметре и недостаточной жесткости червяк
приходится выполнять по типу рис. 11.28, в. Здесь витки червяка могут быть
Рис. 11.29
121
обработаны только фрезерованием. Из-за отсутствия выхода шлифовального
камня шлифование витков затруднено. Для выхода дисковой фрезы длину
нарезания с каждой стороны червяка необходимо увеличить на величину а =
= (2-4-3) ms.
Торцы червяков, сконструированных по рис. 11.28, а, б скашивают под
углом 20°. На концах червяка устанавливают подшипники качения, упорные
заплечики для которых должны соответствовать нормативам, указанным на
стр. 71. Иногда для образования заплечиков требуемой высоты приходится
делать буртики, как показано на рис. 11.28, б.
Выступающие концы червяков выполняют цилиндрическими или кониче-
скими. При цилиндрическом конце предусматривается заплечик для упора
детали, закрепляемой на конце вала.
Глобоидные червяки конструктивно отличаются от цилиндрических лишь
формой участка нарезки. Остальные участки червяков этого типа конструи-
руют так же, как и у цилиндрических. Глобоидные червяки двух разных кон-
струкций показаны на рис. 11.29.
Й 92. УСТАНОВКА КОЛЕС НА ВАЛАХ
1. Сопряжение колес с валом
Для передачи вращающего момента от вала к колесу применяют шпоноч-
ные или шлицевые соединения. В единичном и мелкосерийном производстве
используют главным образом призматические шпонки. Несмотря на разрабо-
танную систему посадок, соединение при помощи этих шпонок до настоящего
времени практически является невзаимозаменяемым. Причина этого — низ-
кая точность обработки шпоночного паза на валах, который обычно получают
фрезерованием. В связи с этим допуск на ширину паза, как правило, не вы-
держивается и шпонки пригоняют вручную (припиливают) по шпоночному
пазу вала. Это повышает трудоемкость сборочной операции и ухудшает качест-
во шпоночного соединения.
Ввиду указанных недостатков, присущих призматическим шпонкам, в
крупносерийном и массовом производстве применяют, в зависимости от пере-
даваемого вращающего момента, шлицевое соединение или сегментные
шпонки. В последнее время передачу момента все чаще осуществляют по-
садками с большим натягом.
Непсдвижные цилиндрические зубчатые колеса коробок скоростей сажа-
ют на вал по переходным посадкам. Посадка —применяется при легких
А
нагрузках в неответственных передачах;--—для средненагруженных ко-
н
А
лес; —— для средненагруженных колес при переменной нагрузке, вызы-
д
вающей толчки и удары;—-------для тяжелонагруженных зубчатых колес
при ударной нагрузке. Передвижные вдоль вала зубчатые колеса сажают
А „ А
по посадке движения-----, а вращающиеся — по ходовой посадке______
Д X
Для зубчатых и червячных колес редукторов принято использовать лег-
копрессовые и прессовые посадки. При этих посадках во время установки
зубчатых
шпонкой
больше й
удлинять
рис. 12.1. Граница допуска Х4 должна перекрывать центр закругления
шпонки на величину с = (0,2 4-0,4) Ь, где b — ширина шпонки.
колес на валы очень трудно совместить шпоночный паз в колесе со
вала. Для облегчения сборки рекомендуется предусматривать не-
направляющий цилиндрический участок вала с допуском по Х4и
шпонку для направления колеса при запрессовке, как показано на
122
Посадка больших, тяжелонагруженных колес на вал часто производится
на конус, особенно если колесо расположено на конце вала. Достоинством
такого соединения является точное центрирование и беззазорное сопряжение.
Недостаток его — более сложное изготовление конуса на валу и в отверстии
колеса.
В последнее время все чаще стали применять конусные концы валов, вы-
ступающие из редуктора или коробки скоростей, чем обеспечиваются точное
и надежное соединение конца вала с
насаженной на него деталью и относи-
тельно легкий ее съем. При посадке де-
тали на конический участок вала нель-
зя упирать ее в буртик, так как при
этом не может быть гарантирован необ-
ходимый натяг.
Замечено, что шум во время работы
передач значительно возрастает, если
зубчатые колеса посажены на вал по
переходным посадкам или если они си-
дят не на гладких, а на шлицевых валах.
Поэтому для снижения шума в ответст-
венных узлах, где значительный шум
недопустим, а также в узлах, работаю-
щих при высоких угловых скоростях,
рекомендуется зубчатые колеса сажать 1
Рис. 12.1
гладкие валы по посадкам с натя-
гом.
2. Осевое фиксирование и осевое крепление колес
Для обеспечения нормального зацепления зубчатых колес и червячных
колес с червяками колеса должны быть установлены на валах без перекоса.
Необходимо иметь в виду следующее очень важное обстоятельство: если
ступица колеса имеет достаточно большую длину (отношение-— > 1,0), то
поверхность отверстия полностью определяет положение колеса относитель-
но вала — колесо будет сидеть на валу без перекоса. В этом случае достаточно
предохранить колесо от осевых перемещений по валу любым простейшим спо-
собом. Условимся называть такую операцию осевым фиксирова-
нием колеса. При этом дополнительного осевого крепления колеса
не требуется.
Если длина ступицы колеса небольшая и отношение< 1,0, то отверс-
тие такой ступицы (особенно при переходных посадках) не может с достаточ-
ной точностью определить положение колеса относительно вала. В этих слу-
чаях, даже при посадках с натягом, колеса могут располагаться на валах с
перекосом. Для предотвращения перекосов колеса обязательно поджимают
к буртику вала или к другой детали, установленной на валу и играющей роль
буртика. Такой поджим обязательно осуществляется с приложением осевой
силы (напрессовка до упора в буртик, поджим гайкой, винтом и т. п.). Усло-
вимся называть эту операцию осевым креплением колеса.
Рассмотрим наиболее распространенные способы осевого фиксирования
и осевого крепления колес, расположенных между опорами и на концах ва-
лов. Все приведенные ниже способы в равной степени используются для зуб-
чатых цилиндрических, конических и червячных колес.
а) Колеса расположены между опорами вала
Обычно на валах предусматривают буртики для базирования зубчатых
колес. Иногда буртики не делают из конструктивных, технологических или
экономических соображений. Наличие или отсутствие буртика влияет опреде-
123
ленным образом на способ осевого фиксирования или крепления колес.
Вал без упорного буртика. Если вал не имеет упорного буртика, то все
колеса, сидящие на этом валу, должны быть выполнены с отношением
-43-> 1,0.
а
Цилиндрические прямозубые колеса не нагружены осевыми сдвигающи-
ми силами, и их достаточно зафиксировать на валах, как показано на
рис. 12.2, б, в. Применяют также осевую фиксацию этих колес и по
рис. 12.2, а, г.
Осевое крепление колеса силами трения, возникающими при посадках
с натягом (рис. 12.2, а), применяется сравнительно редко. Его можно рекомен-
довать для цилиндрических прямозубых колес в том случае, когда посадка
с натягом необходима для надежного сопряжения колеса с валом.
При осевом фиксировании колес установочным винтом (рис. 12.2, б) его
следует брать с цилиндрическим концом по ГОСТ 1478—64 или с коническим
концом по ГОСТ 11073—64. Под конец винта на валу или в шпонке выполняют
цилиндрическое гнездо. Не рекомендуется при этом завинчивать винт до упора.
В этом случае он отжимает колесо и участвует в передаче вращающего момен-
та. Конец винта должен только фиксировать колесо относительно вала в осе-
вом направлении. Чтобы предохранить установочный винт от самопроизволь-
ного вывинчивания, на поверхности ступицы колеса протачивают узкую коль-
цевую канавку. Шлиц установочного винта совмещают с направлением канав-
ки. После этого в нее закладывают пружинное стопорное кольцо или мягкую
проволоку, которые и стопорят винт. Размеры пружинных колец приводятся
в работах 12, 6J.
Этот способ осевого фиксирования отличается простотой. Однако он имеет
недостаток: засверловка отверстия под установочный винт производится по
месту, в процессе сборки редуктора (или коробки скоростей); при этом проис-
ходит засорение узла стружкой, что вызывает необходимость тщательной про-
мывки узла по окончании его сборки.
Гнездо для установочного винта лучше засверливать в шпонке. При за-
сверловке происходит некоторое вспучивание металла. Поэтому кромки от-
верстия — гнезда под винт слегка выступают над поверхностью. Такое лег-
кое вспучивание на свободной поверхности шпонки не мешает установке зуб-
чатого колеса на вал или снятию его с вала. При засверловке отверстия не-
посредственно на валу вспученный металл должен быть снят напильником или
шабером.
При осевом фиксировании колес пружинными упорными кольцами
(рис. 12.2,в) вал должен иметь канавки. Однако они уменьшают сечение вала
124
и вызывают концентрацию напряжений. Данный способ можно рекомендовать,
когда диаметр вала по условиям жесткости или конструктивным соображениям
делается увеличенным и снижение его прочности не имеет значения. Пружин-
ные кольца и размеры канавок для них берут из работ [2, 3, 4, 6, 11 ].
Фиксирование коническим штифтом по ГОСТ 3129—60 или коническим
разводным штифтом от ОСТ 2074 (рис. 12.2, г) ослабляет вал. Поэтому данный
способ чаще всего применяется во вспомогательных устройствах, например
в механизмах ручного управления. В этом случае штифт заменяет также шпон-
ку. Этот способ имеет те же недостатки, что и фиксирование винтом (см.
рис. 12.2, б).
На рис. 12.3, а показано осевое фиксирование группы колес торцами под-
шипников и распорными втулками. Этот способ находит широкое применение
как в редукторах, так и в коробках скоростей вследствие относительной прос-
тоты. Однако при этом способе требуется установка втулок, что увеличивает
расход материала, массу изделия, а также стоимость его изготовления.
В случае применения этого способа нужно гарантировать контакт торцо-
вых поверхностей, которые фиксируют детали, сидящие на валу. Для этого
125
должны быть предусмотрены зазоры с между уступами вала и торцами вту-
лок.
Иногда удобно применять осевое фиксирование группы зубчатых колес,
сидящих на одном валу, установочным винтом или пружинным разжимным
кольцом в комбинации с распорными втулками (рис. 12.3, б).
Рис. 12.4
Для точного осевого фиксирования деталей на валу ставят компенсатор-
ное кольцо К. В этом случае все детали последовательно надевают на вал и
поджимают к торцу подшипника. Затем измеряют расстояние между торцами
ступицы колеса и пружинного кольца. Под этот размер подбирают или под-
шлифоБывают компенсаторное кольцо.
При осевом фиксировании по рис. 12.3, а колеса могут быть нагружены
осевыми силами, действующими в любом направлении, а при осевом фиксиро-
вании по рис. 12.3, б — только в направлении, указанном стрелкой.
Вал с упорным буртиком. Если вал имеет упорный буртик, то колеса
могут быть с любым отношением —- Если-^-> 1,0, то отдельные колеса
фиксируют на валу так, как показано на рис. 12.4, а группу колес — как по-
казано на рис. 12.5.
126
Если же отношение < 1,0, то осевое крепление колес выполняют
торцовой шайбой или гайкой (см. рис. 9.3, а).
При осевом фиксировании по рис. 12.4, а, б, ей рис. 12.5, б осевые силы,
нагружающие колеса, могут быть направлены только на буртик вала, а по
рис. 12.4, г, д и рис. 12.5, а, а также по рис. 9.3, а — в любую сторону.
Рис. 12.5
Сопряжение зубчатого колеса с упорным заплечиком вала следует осу-
ществлять по одному из вариантов, показанных на рис. 12.6. Вариант а при-
меняется при большой относительной длине ступицы колеса^-—- > l.Oj.B этом
случае, как известно, нет необходимости поджимать колесо к упорному бур-
тику вала, и последний может быть изготовлен с меньшей точностью и не тре-
бует шлифования.
Вариант б следует применять при малой длине ступицы<' 1,0^.
В этом случае колесо поджимают к упорному буртику вала. Торец ступицы и
буртик вала являются сборочными базами. Для обеспечения высокой точности
базирования колеса упорный буртик вала должен шлифоваться.
127
Вариант в применяется при небольшом запасе усталостной прочности
вала.
Сопряжение торца колеса и заплечика вала во всех вариантах происходит
по плоскости. При исполнении по варианту в на радиус галтели и размер
фаски назначают предельные допускаемые отклонения по табл. 12.1.
Таблица 12.1
Диаметр б. мм Радиус к, мм Фаек.* с, мм
Свыше 18 до 30 «•6-0.4 2,0+<м
» 30 » 50 2-°-О,4 2,5+0-4
» 50 » 80 2>5—0,4 3,О+ол
» 80 » 120 З.О_о>4 4,0+°-6
Рис. 12.7
Форму и размеры проточек на валу (рис. 12.6, а, б) принимают по ГОСТ
8820—58 или по табл. 9.8, стр. 72. Высота упорного заплечика
t =(1,7 4- 2,0) с, (12.1)
где размер фаски с берут по табл. 12.1.
Диаметр заплечика d3 = d |- 2/ округляют в ближайшую сторону до
стандартного значения из ряда /?а40 (см. стр. 34).
На. рис. 12.7 показано осевое фиксирование зубчатых колес при помощи
искусственного буртика в виде двух полуколец, закладываемых в кольцевую
выточку вала. Торцы полуколец фиксируют группу зубчатых колес в осевом
направлении. Полукольца удерживаются от выпадания поверхностью отвер-
стия колеса.
б) Колеса расположены на концах валов
Концы валов в зависимости от конструкции детали, которая должна быть
посажена на вал, и действующих на нее нагрузок выполняют цилиндрически-
ми (ГОСТ 12080—66; рис. 12.8, а), коническими (ГОСТ 12081—66; рис. 12.8, б)
или оригинальной конструкции.
128
Описанные ниже способы применимы для осевой фиксации и крепления
на концах валов не только зубчатых и червячных колес, но также шкивов,
соединительных муфт и любых других деталей.
Конец вала может находиться внутри корпуса или вне его. Ниже рассмот-
рены способы фиксации и крепления деталей только на выступающих концах
валов. Если конец вала расположен внутри корпусной детали, применяются
те же способы, но без крышки подшипника и уплотнения.
Рис. 12.8
Осевое фиксирование и крепление деталей на цилиндрических и кониче-
ских концах валов выполняют, как показано на рис. 12.9.
Осевую фиксацию по рис. 12.9, а, б, в установочным винтом, пружинным
упорным кольцом, коническим штифтом применяют при отношении > 1,0.
Осевые силы, нагружающие детали, в вариантах ап б могут быть направлены
только на буртик вала, а в варианте в — в любую сторону.
Осевое крепление по рис. 12.9, г, д в основном применяют при отношении
~^<1,0, реже — при отношении -^>1,0.
Крепление гайками и торцовыми шайбами требует надежного стопорения
гаек и винтов. Размеры гаек, винтов, а также торцовых и стопорных шайб при-
ведены в работах [2, 6, 11].
Шпоночное или шлицевое соединение выбирают в зависимости от переда-
ваемого вращающего момента после соответствующего расчета на прочность.
При посадке деталей на конический конец для создания натяга обязате-
лен поджим деталей. Поэтому осевое крепление деталей на конических концах
валов выполняют торцовыми шайбами или гайками (рис. 12.9, е, ж).
Посадка деталей на конический конец предпочтительнее, особенно при
реверсивной работе, при частых пусках и остановках и при тяжелом режиме
работы.
в) Колеса свободно сидят на валах и осях
Свободно сидящие колеса вращаются относительно валов и осей в подшип-
никах скольжения или качения. Такие колеса могут быть расположены между
опорами вала или консольно.
Рис. 12.10 иллюстрирует различные способы осевого фиксирования колес,
вращающихся в подшипниках скольжения.
Простейшая схема показана на рис. 12.10, а. При очень малом перепаде
диаметров применяют кольцо 1 (рис. 12.10, б). Нередко дополнительно уста-
навливают втулки 2 с буртиком (рис. 12.10, в) или втулку 3 без буртика и одно
или два кольца 4, которые поджимают к буртику вала или оси (рис. 12.10, г).
129
Рис. 12.9
Если колеса расположены на конце вала, то кольцо 4 заменяют конце-
вой шайбой 5, которую крепят к торцу вала (рис. 12.10, д) и предохраняют от
проворачивания штифтом.
Рис. 12.11 иллюстрирует способы осевого фиксирования колес, вращаю-
щихся в подшипниках качения и расположенных между опорами вала. Луч-
шее решение показано на рис. 12.11, а. Осевое фиксирование осуществляется
буртиком вала и пружинным упорным кольцом. Вместо кольца может быть
применен один из способов фиксирования, описанных выше. Расстояние между
подшипниками I определяется конструкцией зубчатого колеса и компонов-
кой узла.
Рис. 12.10
Часто применяется схема осевого фиксирования по рис. 12.11, б. При
этой схеме подшипники нередко сближают и тогда вместо двух пружинных
колец в отверстие колеса ставят одно кольцо. Этот способ несколько хуже
предыдущего, так как требует выполнения проточек в отверстии колеса.
Схема осевого фиксирования по рис. 12.11, в также находит широкое при-
менение. Недостаток ее — необходимость установки (помимо двух проточек
в отверстии колеса) втулки между подшипниками.
На рис. 12.11, а дана такая же схема фиксирования, что и на рис. 12.11,в,
но с буртиком в отверстии колеса, что является недостатком этой схемы.
131
Рис. 12.12
Для получения минимального осевого зазора между подшипником и пру-
жинным кольцом ставят компенсаторное кольцо.
Рис. 12.11, д иллюстрирует способ осевого фиксирования колес, вращаю-
щихся в игольчатых подшипниках, которые приходится применять при малых
диаметрах колес.
Колеса, расположенные консольно, фиксируют с одной стороны бурти-
ком вала, а с другой — концевой шайбой, которая крепится к торцу вала,
или гайкой (рис. 12.11, е, ж). Для получения минимального осевого зазора
между подшипником и шайбой ставят компенсаторное кольцо К.
В последнее время зубчатые колеса, свободно сидящие на валу, для луч-
шего распределения нагрузки по длине контактной линии стремятся устанав-
ливать на сферических подшипниках (рис. 12.12).
3. Примеры осевого фиксирования и осевого крепления колес
Рассмотрим несколько примеров осевого фиксирования и осевого крепле-
ния зубчатых колес узлов машин, выпускаемых отечественными заводами.
Рис. 12.13
Зубчатые колеса коробки подач токарного станка 1А616 фиксируются
установочными винтами (рис. 12.13). Конусные концы винтов входят в гнезда,
высверленные на валу.
Осевое крепление колес на валу с
буртиком при помощи гайки показано
на рис. 9.23. Это крепление применено
в коробке скоростей фрезерного станка
6М82ГБ. На нижнем валу зубчатое ко-
лесо фиксируется торцом подшипника
и пружинным упорным кольцом. Коле-
со, расположенное в узле карусельного
станка мод. 1541, поджимается к искус-
ственному буртику в виде двух полу-
колец торцовой шайбой (см. рис. 9. 24).
В редукторе КЦД-10 зубчатые колеса
фиксируются упорными буртиками ва-
лов, распорными кольцами и торцами
колец подшипников (см. рис. 9.26).
Такой же способ осевого фиксирования
колес применен в редукторе Ц2-500 (см.
рис. 9. 27). Группы колес в передней
бабке токарного станка мод. 1К62 (см.
рис. 9.28) фиксируются торцами ко-
лец подшипников, втулок и пружинных
упорных колец. Такой же способ
Рис. 12.14
133
эсевого фиксирования колес применен и в расточном станке мод. 2620 (см.
рис. 9.29).
Интересно осевое фиксирование колеса в шпиндельной бабке расточного
станка мод. 2620 планкой, которая входит в поперечный паз, выполненный в
шпонке (рис. 12.14).
Рис. 12.15
Рис. 12.16
Оригинальное решение осевой фиксации группы колес применено в ко-
робке скоростей продольно-фрезерного станка мод. 661 (рис. 12.15). Враще-
нием гайки 1 колеса поджимаются к пружинным упорным кольцам, постав-
ленным в проточки на концах вала.
Примеры осевого фиксирования свободно сидящих колес узлов современ-
ных машин представлены на рис. 12.16—12.18.
На рис. 12.16 показано осевое фиксирование зубчатых колес расточного
станка мод. 2620, а на рис. 12.17 — токарного станка мод. 1К62.
Колесо фрикционной электромагнитной муфты шестишпиндельного то-
карного автомата мод. 1А240-6 фиксируется, как показано на рис. 12.18.
Отсутствие компенсаторных колец между подшипниками и пружинными
кольцами является некоторым недостатком конструкций, приведенных на
рис. 12.17 и 12.18.
134
Рис. 12.17
Рис. 12.18
Ъ 13. № IT МЛ И ИЖ А НИНЕ ОСЕВОГО OOJ1(M»EHWW КОЛЕС
1. Основные положения
Погрешности изготовления деталей по осевым линейным размерам и сбор-
ки приводят к неточному осевому положению колес в зубчатых передачах,
а также червячного колеса и червяка в червячных передачах.
В цилиндрических передачах редукторов для компенсации неточности
относительного осевого положения колес ширину одного из них обычно дела-
ют больше ширины другого.
Чтобы избежать неравномерной по ширине выработки, более твердую
шестерню выполняют большей ширины, и она перекрывает с обеих сторон
135
более мягкое колесо. При этом на увеличение ширины шестерен расходуется
меньше металла.
Требуемая разность ширины шестерни и колеса наиболее точно опреде-
ляется по результатам расчета соответствующей размерной цепи. Приближен-
ные значения ширины шестерен можно принимать по табл. 13.1.
Таблица 13.1
Вк, мм до 30 св. 30 до 50 св. 50 до 80 св. 80 до 120
1,1ВК 1,09Лк 1,08Вк 1,06Лк
где Вк и Вш — соответственно ширина колеса и шестерни.
В шевронных передачах и косозубых передачах с раздвоенным силовым
потоком (момент с одного вала на другой передается параллельно двумя па-
рами косозубых колес) один из валов фиксируют в осевом направлении, а вто-
рой делают «плавающим». В связи с ошибками в шагах и угловым смещением
зубьев одного полушеврона относительно зубьев другого полушеврона в за-
цепление могут входить зубья только одного полушеврона. Возникающая при
этом осевая сила смещает «плавающий» вал вдоль оси и вводит зубья другого
полушеврона в зацепление. Осевые силы на обоих полушевронах уравновеши-
ваются, и оба полушеврона в одинаковой степени участвуют в передаче вра-
щающего момента.
В качестве «плавающих» выбирают промежуточные валы редукторов, т. е.
валы, не связанные соединительными муфтами с валами других узлов. Осе-
вые перемещения таких валов ввиду меньшей массы деталей осуществляются
наиболее легко. Кроме того, осевое «плавание» их не нарушает точность
относительного положения «плавающего» вала и вала другого узла. Если,
помимо промежуточного, в качестве «плавающего» должен быть выбран
один из валов с выходным концом, то выбирают более быстроходный вал, с
меньшей массой (обычно вал-шестерня).
На рис. 13.1 ведущий вал — шевронная шестерня само устанавливается
в осевом направлении по шевронному колесу благодаря осевому перемещению
вала вместе с внутренними кольцами и роликами подшипников относительно
неподвижных наружных колец подшипников.
При установке других (неразборных) типов радиальных подшипников в
процессе самоустановки вала по отверстию корпусной детали перемещается
внешнее кольцо подшипника. Осевая сила, смещающая вал, должна преодо-
леть в этом случае значительную силу трения, в результате чего изнашивают-
ся посадочные отверстия корпусной детали. Поэтому желательно такие под-
шипники с целью их защиты ставить в стальные закаленные втулки, запрес-
сованные в корпус. Так как опоры «плавающего» вала вследствие этого не-
сколько усложняются, а условия его самоустановки ухудшаются, то лучше
применять радиальные роликовые подшипники.
В конических и червячных передачах погрешности изготовления дета-
лей и сборки приводят к погрешностям в относительном осевом положении
колес и червяка, значительно превышающим допускаемые величины.
Погрешности в относительном положении конических колес являются
причиной повышенного трения при работе зацепления и концентрации нагруз-
ки по длине зуба В червячных передачах погрешность в осевом положении
червячного колеса приводит к концентрации нагрузки и к интенсивному из-
носу зубьев.
На рис. 13.2 показано несколько схем неточного относительного положе-
ния пары зацепляющихся конических колес в плоскости, проходящей через
оси валов. Кроме того, вершины конусов зацепляющейся пары зубчатых колес
могут не совпадать также по оси. перпендикулярной к плоскости, проходящей
136
через оси валов. Плохой контакт зубьев колес может вызываться и ошибкой
в угле между осями валов.
На каждый из указанных параметров, т. е. на совмещение вершин ко-
нусов по трем координатным осям и на угол между осями валов, по
ГОСТ 1758—56 назначаются вполне определенные требования точности.
Рис. 13.1
Рис. 13.2
Если конические шестерня и колесо размещаются в одном корпусе, то
возможная ошибка в угле, а также несовпадение вершин конусов по оси, пер-
пендикулярной к плоскости чертежа, будут определяться главным образом
точностью обработки корпусной детали. Поэтому на рабочем чертеже корпус-
ной детали проставляют допуски по ГОСТ 1758—56 на скрещивание осей i\a
и на угол между осями отверстий Д<р.
Точность относительного положения конических колес по двум коорди-
натам, расположенным в плоскости осей валов, определяется погрешностями
размеров не одной, а ряда деталей, образующих две размерные цепи. Факти-
ческие ошибки относительного положения конических колес устанавливают,
исходя из результатов расчета этих размерных цепей.
Как показывает опыт машиностроения, фактическая ошибка относитель-
ного положения конических колес обычно значительно превосходит допус-
каемую.
На рис. 13.3 показана типовая конструкция конической передачи и схемы
двух размерных цепей.
Из рисунка видно, что на величину несовпадения вершин делительных
конусов влияют погрешности изготовления деталей по 7 размерам.
137
Наиболее широко в общем машиностроении применяются передачи с мо-
дулем до 6 мм, выполняемые по 7-й и 8-й степеням кинематической точности,
для которых допускаемое отклонение на смещение вершин делительных кону-
сов не превышает 0,058 мм. Суммарная погрешность деталей значительно пре-
восходит эту величину. Так, например, погрешность лишь ширины кольца и
монтажной высоты подшипников превышает 0,5 мы. Поэтому требования
ГОСТа в части совпадения вершин конусов обеспечивают регулированием
осевого положения колес во время сборки передачи.
Рис. 13.3
Хороший контакт витков червяка с зубьями червячного колеса получает-
ся, если точно выдержаны межцентровое расстояние и угол между осями чер-
вяка и колеса, а также точно совмещена средняя плоскость колеса с осью чер-
вяка.
Если червяк и червячное колесо расположены в одном корпусе, то точ-
ность межцентрового расстояния и угла между осями определяется главным
образом точностью обработки кор-
пусной детали. Поэтому в рабочем
чертеже корпусной детали простав-
ляют допуски на межцентровое рас-
стояние АВА и А,, А и на перекос
осей 8у.
Точность положения средней
плоскости колеса относительно оси
червяка определяется погрешностями
размеров нескольких деталей, входя-
щих в одну размерную цепь. Есди
червяк и червячное колесо располо-
жены в разных деталях, точность
межосевого расстояния, а также угла
между осями обусловливается пог-
Рис. 13.4
решностями размеров нескольких деталей, входящих в две соответствующие
размерные цепи.
На рис. 13.4 показана типовая конструкция червячной передачи и схема
размерной цепи.
В общем машиностроении наиболее широко применяются червячные пе-
редачи 7-й и 8-й степеней точности с межосевыми расстояниями до 320 мм. Для
этих передач допускаемое смещение Ag средней плоскости колеса колеблется
в пределах от ±0,034 до ±0,085 мм. Даже при очень жестких допусках на
138
все размеры, входящие в размерную цепь, суммарная ошибка, т. е. фактиче-
ское смещение средней плоскости колеса относительно оси червяка, значитель-
но превосходит допускаемую ГОСТ 3675—56 величину. Точность относитель-
ного положения червячного колеса аналогично коническим передачам, дости-
гается регулированием осевого положения колеса при сборке.
В глобоидной червячной передаче центр кривизны образующей червяка
должен совпадать с центром червячного колеса, а ось червяка — со средней
плоскостью венца колеса, что обеспечивается регулированием осевого положе-
ния как колеса, так и червяка (рис. 13.5, а; направление регулировки показа-
но стрелками).
В двухступенчатых червячных передачах (рис. 13.5, б) следует пре-
дусматривать регулирование осевого положения двух червячных колес.
В двухступенчатых конических передачах два конических колеса распо-
ложены на одном валу. Оба колеса должны иметь возможность независимого
регулирования осевого положения. Это означает, что для каждого из четырех
колес двухступенчатой конической передачи должен быть предусмотрен свой,
независимый способ осевой регулировки (рис. 13.5, в).
При конструировании двухступенчатых червячных передач с глобоидным
червяком на тихоходной ступени необходимо предусматривать возможность
установки глобоидного червяка по червячному колесу и одновременно чер-
вячного колеса быстроходной ступени по червяку (рис. 13.5, г). Червячное
колесо быстроходной ступени сидит на валу глобоидного червяка. Это требует
независимой регулировки точности зацепления червячных пар на обеих сту-
пенях.
Аналогичные задачи возникают перед конструктором в случае примене-
ния комбинированной червячной и конической зубчатой передачи, если одно
из конических колес расположено на одном валу с червячным колесом. Здесь
139
также приходится искать решение, обеспечивающее независимое регулирова-
ние точности зацепления как червячной, так и конической зубчатой пары
(рис. 13.5, д).
При выборе способа регулирования следует знать числовые значения тре-
буемой точности относительного положения деталей по ГОСТ 1758—56 и
ГОСТ 3675—56. Точность способа регулирования должна быть примерно рав-
на требуемой конечной точности по ГОСТу. Для конических зубчатых и чер-
вячных передач среднего машиностроения любой способ регулирования осе-
вого положения деталей должен обеспечивать точность в среднем не ниже
0,05 мм.
2. Способы регулирования осевого положения колес
Точность зацепления конических и червячных пар достигается регулиро-
ванием по следующим двум схемам:
а) осевым перемещением валов с закрепленными на них колесами с после-
дующим фиксированием валов;
б) осевым перемещением колес по неподвижному валу с последующим их
фиксированием.
Регулирование по первой схеме применяется преимущественно в тех слу-
чаях, когда на валу расположена только одна деталь, требующая точного
осевого положения. Однако и здесь находит применение вторая схема регули-
рования.
Если на валу расположены две и более деталей, осевое положение которых
требуется точно регулировать, то применяются одновременно обе схемы регу-
лирования.
Ниже приведены наиболее часто применяемые в машиностроении способы
регулирования осевого положения колес.
а) Регулирование осевым перемещением вала
Если вал фиксирован от осевых смещений по схеме II и подшипники фик-
сирующей опоры размещены в стакане (рис. 13.6), то регулирование осевого
положения вала осуществляется;
а) постановкой под фланец стакана двух компенсаторных полуколец
толщиной 0,4—0,5 от толщины фланпа. После установки вала в точное осевое
положение и измерения зазора между фланцем стакана и платиком корпуса
полукольца шлифуют по размеру зазора и вставляют с двух сторон под фла-
нец стакана таким образом, чтобы отверстия в полукольцах совпали с резьбо-
выми отверстиями в корпусе. После этого стакан окончательно крепят к кор-
пусу винтами. Специальная разборка комплекта для постановки компенсатор-
ных полуколец при этом не требуется;
б) постановкой под фланец стакана набора компенсаторных полуколец
одинаковой или разной толщины;
в) применением затяжных и распорных винтов равномерно, через один,
размещаемых по окружности фланца стакана (рис. 13.6, а). Обычно каждого
из винтов ставят по 3 шт. Способ очень удобный. Недостатком его является то,
что при затяжке винтов фланец стакана деформируется;
г) применением совмещенных затяжных и распорных винтов в количест-
ве 4—6 шт., равномерно расположенных по окружности (рис. 13.6, б). Здесь
распорный винт 1 выполнен полым со шлицем. В этот шлиц входит шип 2
втулки 3, имеющей на конце шестигранную головку. При вращении втулки 3
вращается винт 1, который по резьбе стакана перемещается вдоль своей оси в
нужном направлении. После установки стакана в требуемое положение всю
систему деталей надежно закрепляют затяжным винтом 4. Этот способ нес-
колько сложнее предыдущего, но лишен его недостатков.
Если вал фиксирован от осевых смещений по схеме III (рис. 13.7), то регу-
лирование осевого положения вала осуществляется:
140
а) постановкой под фланцы крышек подшипников набора металлических
прокладок толщиной 0,05 мм (рис. 13.7, а).
Как известно, эти же кольца используются и для регулирования подшип-
ников качения.
Предварительно производят регулирование подшипников, в процессе ко-
торого определяется суммарный набор прокладок. Затем путем перестановки
прокладок с одной стороны на другую выполняют регулирование осевого по-
ложения колеса.
Рис. 13.6
Так как число прокладок в наборе не меняется, то ранее выполненная
регулировка подшипников не нарушается.
Контролируют точность положения конических колес по расположению
пятна контакта или по совпадению образующих задних конусов шестерни и
колеса.
Аналогично регулируют осевое положение и червячного колеса. Контро-
лируют точность его положения по пятну контакта (рис. 13.7, б) или следующим
образом. После того как будут отрегулированы подшипники и определен об-
141
щий набор прокладок, их вынимают из-под фланцев крышек подшипников.
Смещают вал и червячное колесо в одну сторону до упора в червяк. В этом
положении измеряют зазор ci между фланцем какой-либо крышки подшип-
ника и торцом бобышки корпуса. Затем вал и червячное колесо смещают до
упора в червяк в противоположную сторону и снова измеряют зазор с2 между
Рис. 13.7
корпусом и фланцем той же крышки подшипника. Под фланец этой крышки
ставят набор прокладок, равный по толщине среднему зазору сср. Остальные
прокладки набора ставят под фланец крышки подшипника другой опоры;
б) постановкой под фланцы крышек компенсаторных колец.
Очень часто вместо набора тонких металлических прокладок применяют
компенсаторные кольца. В этом случае после установки конического или чер-
вячного колеса в требуемое положение измеряют зазор между стенкой корпу-
са и крышкой одного из подшипников (на рис. 13.7, а размер Ci). По этому
размеру шлифуется компенсаторное кольцо, которое определяет точность осе-
вого положения конического (или червячного) колеса. Вторым компенсаторным
142
кольцом регулируют осевой зазор (или натяг) в подшипниках. Для опре-
деления его величины предварительно затягивают крышку первого подшип-
ника с готовым компенсаторным кольцом. После этого крышку второго под-
шипника подтягивают винтами до получения необходимого зазора (или натя-
га) в подшипниках. Затем измеряют зазор между стенкой корпуса и фланцем
крышки (на рис. 13.7, а размер с^. По размеру этого зазора шлифуют второе
компенсаторное кольцо;
Рис. 13.8
в) применением винтов, воздействующих на нажимные шайбы (см.
рис. 9.9, в, г). В этих вариантах крышка подшипника может выполняться как
привертной, так и врезной. Данный способ позволяет производить тонкую ре-
гулировку осевого положения колеса, вследствие чего он широко применяется
в машиностроении;
г) осевым перемещением стаканов, которые после завершения регулиро-
вания положения вала стопорят штифтами (рис. 13.7, в). Этот способ применя-
143
ется сравнительно редко, ввиду возможности перекоса стаканов и засорения
корпуса узла стружкой при сверлении и развертывании отверстий для кониче-
ских штифтов.
б) Регулирование осевым перемещением деталей на валу
Способы регулирования осевого положения колес перемещением их по
валу иллюстрированы рис. 13.8.
Наибольшее распространение получило регулирование при помощи двух
гаек (рис. 13.8, а). Довольно широко применяется также регулирование одной
гайкой. Колесо по окончании регулирования фиксируют установочным
винтом (рис. 13.8, б).
При консольном расположении колеса применяется регулирование в соот-
ветствии с рис. 13.8, в. Здесь по окончании регулировки гайку 1 стопорят кон-
цевой шайбой 2.
В несиловых передачах широко применяется перемещение колеса по валу
при помощи подстукивания с последующей установкой конического штифта
(рис. 13.8, г), который заменяет в этом случае шпонку.
Колеса, установленные в корпусе на подшипниках и связанные с валом
шпонкой или шлицами, часто регулируют осевым перемещением всего комп-
лекта относительно корпуса с последующим креплением втулки коническим
штифтом (рис. 13.8, д).
Примеры регулирования осевого
положения колес
Укажем на конструкции, в которых применены некоторые из описанных
выше способов регулирования осевого положения колес.
В редукторе КЦД10 осевое положение конического колеса (см. рис. 9.26)
регулируют набором металлических прокладок.
Рис. 13.9
На рис. 13.9 показан в разрезе вал-червяк глобоидной передачи в редук-
торе РГН8-150 ВНИИПТуглемаша, где осевое регулирование глобоидного
червяка осуществляется набором тонких компенсаторных прокладок а.
На рис. 13.10 изображен комплект вала коробки скоростей консольно-
фрезерного станка мод. 6М12ПБ, в котором положение конического колеса
144
6-1019
Рис. 13.10
Рис. 13.11
Рис. 13.12
Рис. 13.13
регулируют осевым перемещением вала при помощи системы затяжных и рас-
порных винтов.
На рис. 13.11 показан узел автомата мод. 1А240-6 с двумя коническими
зубчатыми колесами на одном валу. Осевое положение одного из них регули-
руют нажимными и распорными винтами 1 и 2, а осевое положение другого —
гайками 3 и 4.
Для регулирования осевого положения конического колеса в коробке
передач того же автомата служат компенсаторные полукольца 3, закладывае-
мые между корпусом 1 и фланцем стакана 2 (рис. 13.12).
Рис 13.14
На рпс. 13.13 показана в разрезе фрикционная муфта коробки передач
того же автомата, в которой регулирование осевого положения конического
колеса производится двумя гайками 1 и 2.
На рис. 13.14 изображена коническая передача коробки подач карусель-
ного станка мод. 1541, в которой конические колеса установлены в корпусе
на подшипниках качения и фиксируются после регулировки штифтами 1.
$ 14. СМАЗОЧНЫЕ И УПЛОТНИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА
1. Смазка зацеплений и подшипников
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности
износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания,
задиров и коррозии трущиеся поверхности должны иметь надежную смазку.
Влияние смазки на работу механизмов, их долговечность и надежность не
меньше, чем влияние конструктивных форм и размеров деталей. Смазку сле-
дует рассматривать как один из элементов конструкции и при конструирова-
нии машин уделять вопросам смазки, т. е. выбору сорта смазочного материа-
ла, системе подвода и отвода смазки, регулированию подачи масла, не мень-
6*
147
шее внимание, чем остальным вопросам, возникающим при конструировании.
Выбор смазочного материала и системы подвода смазки определяется ус-
ловиями работы механизма: нагрузкой, скоростью скольжения трущихся по-
верхностей, местом их расположения, тепловым режимом и т. д.
В закрытых зубчатых передачах все зацепления смазываются жидким
маслом, а смазка подшипников может производиться как жидким маслом, так
и густыми мазями.
Указания по выбору сорта масла см. в работах [18, 20, 28].
В настоящее время в машиностроении применяются циркуляционная,
барботажная и смешанная системы смазки.
а) Циркуляционная система смазки
Наиболее совершенная система смазки — циркуляционная, когда к тру-
щимся поверхностям непрерывно подводится свежее охлажденное и профильт-
рованное масло, а отработанное масло непрерывно отводится. При циркуля-
ционной системе смазки применяются жидкие масла, которые не только на-
дежно смазывают трущиеся по-
верхности, но одновременно
интенсивно охлаждают их и
промывают. Недостатком цир-
куляционной системы смазки
являются ее сложность и необ-
ходимость постоянного наблю-
дения.
В современных крупных и
ответственных установках ши-
роко применяют автоматизиро-
ванные системы циркуляцион-
ной смазки.
Циркуляционная система
смазки состоит из следующих
основных узлов: резервуара,
холодильника, фильтра, насоса,
трубопроводов и сборника от-
работанного масла. Таким сбор-
ником в закрытых механизмах
часто является сам корпус ме-
ханизма. Масло из резервуара
непрерывно подается по трубо-
проводу к местам смазки и,
пройдя их, стекает в сборник,
откуда самотеком поступает,
пройдя через фильтр и холо-
дильник, опять в резервуар.
Объем резервуара рассчитыва-
ют так, чтобы там находилось
всегда количество масла, равное не менее чем двадцатиминутному его рас-
ходу.
Циркуляционные системы смазки выполняют в виде крупных централи-
зованных систем, которые обслуживают одновременно несколько машин с
большим количеством смазываемых точек, или в виде небольших индивидуаль-
ных систем, предназначенных для обслуживания одной машины или даже од-
ного узла. В последнем случае отдельный резервуар может и не применяться,
а корпус машины или корпус узла одновременно является сборником масла
и резервуаром, из которого питается вся система.
Циркуляционная система смазки применяется:
1) при окружной скорости зубчатых колес свыше 15 м!сек\
148
2) независимо от окружной скорости зубчатых колес, если это целесооб-
разно по эксплуатационным условиям и экономически выгодно.
Уровень масла должен быть расположен ниже зубчатых колес. Насос
устанавливают вне узла или внутри его. Для систем с небольшим расходом
масла применяются насосы, рассмотренные в работах [11, 20]. Масло подается
Рис. 14.2
насосом к местам смазки по трубкам, расположенным на внешней поверхности
или внутри корпуса. В среднем машиностроении трубки изготовляют из ла-
туни или полихлорвинила. Для фильтрации масла применяются фильтры,
устройство которых описано в тех же работах.
Охлаждение масла производится естественной теплоотдачей в окружаю-
щую среду, а если этого недостаточно, то применением холодильников в виде
змеевиков, питаемых водопроводной водой.
Масло от насоса поступает в распределительное устройство, откуда по
отдельным трубкам подается к местам смазки.
Трубки присоединяют к распределителю, а также к корпусу узла при по-
мощи ниппелей. На рис. 14.1, а показаны ниппели двух наиболее распростра-
ненных конструкций, а на рис. 14.1,6 — конструкция маслораспределитель-
ного устройства. Трубки крепят к стенкам корпуса скобками, конструкция
которых по нормали машиностроения МН 184—60 дана на рис. 14.2.
Зацепления зубчатых колес смазываются поливанием. Для равномерного
распределения масла по ширине колеса на конце маслопровода внутри корпу-
149
са устанавливают сопла (рис. 14.3, а), а для широких колес — коллекторы
(рис. 14.3, б).
При окружных скоростях до 20 м/сек для прямозубых колес и до 50 м/сек
для косозубых колес сопла и коллекторы устанавливают со стороны входа
зубьев в зацепление, вблизи от места зацепления. В реверсивных передачах
ставят два сопла пли коллектора — по одному с каждой стороны от места за-
цепления.
К подшипникам качения масло подводят с внешней стороны подшипника,
чтобы оно, стекая в корпус, проходило через него. В зависимости от расположе-
ния прилива для размещения подшипника относительно стенки корпуса смаз-
ку подводят с наружной стороны (рис. 14.4, а) или изнутри корпуса
(рис. 14.4, б). Полихлорвпниловые трубки присоединяют, как показано на
рис. 14.4, в.
К подшипникам скольжения масло подводят, как показано на рис. 14.4. г,
в область наибольших зазоров.
Подведенное к подшипнику скольжения масло должно распределяться
по наибольшей поверхности вкладышей, что осуществляется смазочными ка-
навками (табл. 14.1)
Таблица 14.1
Диаметр вала, мм а, мм Ь. мм t мм
До 60 5 8 1,5
Свыше 60 до 80 6 10 2
150
б) Барботажная система смазки
Барботажная, или картерная, смазка является своеобразным видом цир-
куляционной системы смазки. Принцип действия ее заключается в следующем.
В корпус узла заливают масло так, чтобы венцы зубчатых колес были в него
погружены. При вращении колес масло увлекается зубьями, разбрызгивается,
попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть.
Внутри корпуса образуется масляный дождь, и капли масла покрывают по-
верхность всех расположенных внутри деталей. Эти капли попадают на под-
шипники качения. Кроме того, масло, стекая по стенкам корпуса, также попа-
дает на подшипники качения. Подшипники скольжения эта система надежной
смазкой не обеспечивает.
Положительным качеством барботажной системы является ее большая
надежность, а также то, что она не требует каких-либо специальных устройств.
Поэтому такая смазка нашла очень широкое применение.
Недостатком барботажной системы смазки является то, что масло не может
фильтроваться в процессе работы узла.
Картерная смазка применяется при окружной скорости зубчатых колес
до 15 м/сек и при окружной скорости червяков до 10 м/сек. При более высоких
окружных скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой и за-
цепление работает при недостатке смазки. Кроме того, увеличиваются потери
мощности на перемешивание масла и повышается его температура. При очень
высоких скоростях разбрызгиваемое масло вспенивается, в связи с чем ухуд-
шаются его смазочные свойства и отвод тепла.
Зубчатые цилиндрические колеса достаточно было бы погружать в масло
на половину высоты зуба. Но нужно считаться с тем, что неизбежно колебание
уровня масла при его заливке, а также в результате естественной убыли во
время работы передачи. Известно также, что при работе узла уровень масла
151
существенно понижается из-за налипания его на поверхностях колес, валов
и стенках корпуса. Учитывая это, можно рекомендовать следующие нормы
погружения цилиндрических колес в масляную ванну.
При высоких окружных скоростях, близких к предельным (т. е. к
15 м/сек), цилиндрические зубчатые колеса могут погружаться в масляную
ванну на глубину до пяти модулей.
Конические зубчатые колеса при предельных скоростях вращения долж-
ны быть погружены в масло на глубину от половины до целой длины зуба.
Чем меньше окружная скорость вращения колеса, тем на большую глу-
бину оно может быть погружено в масляную ванну.
Тихоходные колеса второй и третьей ступеней можно погружать в масло
на глубину до V3 радиуса колеса.
В быстроходных передачах не рекомендуется глубокое погружение в мас-
ло даже колес второй и третьей ступеней.
В тех случаях, когда колеса быстроходных ступеней не достигают до уров-
ня масла, для их смазки устанавливают вспомогательные шестерни
(рис. 14.5, а), диски или кольца (рис. 14.5, б).
Смазочные шестерни обычно делают из текстолита или других неметалли-
ческих материалов, применяемых при изготовлении зубчатых колес. Ширину
смазочных шестерен принимают от 0.3 до 0,5 ширины основных колес.
Червяк следует погружать на глубину от одного до четырех модулей.
Рис. 14.6
Подшипники качения надежно работают даже при минимальной смазке.
Нескольких капель масла достаточно на долгие часы их работы. Поэтому для
смазки подшипников качения достаточно погружать в масляную ванну лишь
нижнюю часть дорожки качения внешнего кольца подшипника. Учитывая
колебание объема масла в корпусе, минимальный уровень масляной ванны
ограничивают центром нижнего тела качения подшипника. Однако в ряде
случаев, чтобы обеспечить надежную смазку зацепления, приходится значи-
тельно повышать уровень масла. При этом необходимо учитывать следующее:
чем больше угловая скорость вращения вала и чем глубже погружен подшип-
ник в масляную ванну, тем больше момент трения в подшипнике и больше
потери мощности. Поэтому при высоких скоростях вращения вала
(?>3000 об/мин) уровень масла в ванне не должен подниматься выше центра
нижнего тела качения подшипника. С другой стороны, при низких скоростях
152
вращения вала подшипник может быть погружен в масляную ванну на боль-
шую глубину.
Нередко в масло погружаются быстроходная шестерня или червяк и под-
шипник быстроходного вала. В этом случае во избежание попадания в под-
шипник продуктов износа деталей зацеплений зубчатых и червячных передач
и др., а также во избежание излишнего поливания маслом подшипники за-
щищают маслозащитными шайбами (кольцами). Особенно это необходимо,
Рис. 14.7
производства. В последнее время стали при-
если на быстроходном валу
установлены косозубые или
шевронные колеса либо че-
рвяк. Тогда наклонные зубья
или витки червяка гонят мас-
ло на подшипник и зали-
вают его.
Конструкция защитных
шайб в зависимости от кон-
струкции подшипникового
узла и масштабов производ-
ства может быть различна. На
рис. 14.6, а, б конструкция
шайб типична для условий
мелкосерийного производ-
ства. На рис. 14.6, в,г шай-
бы штампованные, что ти-
пично для крупносерийного
менять защитные шайбы из нейлона и других подобных материалов. Кон-
струкция таких шайб аналогична показанной на рис. 14.6, в.
При малом диаметре червяка и большом диаметре подшипника уровень
масла иногда устанавливают по подшипнику. В этом случае червяк оказывает-
ся не погруженным в масляную ванну и для смазки зацепления на валу чер-
вяка устанавливают «разбрызгиватели» — цельные или разъемные кольца с
несколькими лопастями (рис. 14.7). Иногда разбрызгиватели ставят и при по-
гружении червяка в масляную ванну для улучшения смазки подшипников
вала червячного колеса.
При конструировании узла следует предусматривать люки (отверстия)
для заливки масла. Нужно при этом иметь в виду, что чем больше размеры
люков, тем удобнее и быстрее заливать через них масло, особенно в холодное
время, когда оно густеет.
В нижней части корпуса должно быть отверстие для выпуска масла, ко-
торое закрывается цилиндрической или конической пробкой. Конструкция и
размеры пробок (в мм) даны в табл. 14.2.
Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения. Поэтому под
пробку с цилиндрической резьбой обязательно ставят уплотняющие проклад-
ки:
1) из технического промасленного картона марки А по ГОСТ 9347—60
толщиной 1 и 1,5 мм\
2) из паронита марки УВ по ГОСТ 481—58 толщиной 1, 1,5 и 2 мм;
3) кольцо из масло-бензостойкой резины по ГОСТ 9833—61 (табл. 14.3).
Чтобы при затяжке пробки напряжения сжатия уплотняющего кольца
не превышали допускаемых величин, его закладывают в специально подготов-
ленное отверстие глубиной
t = (0,7 4-0,8) d2. (14.1)
Надежное уплотнение также создается алюминиевыми и медными про-
кладками.
Коническая резьба создает герметичное соединение, и пробки с этой резь-
бой дополнительного уплотнения не требуют. Поэтому их в последнее время
охотнее применяют вместо пробок с цилиндрической резьбой.
153
Таблица 14.2
Таблица 14.3
dlt мм
d2, мм
в) Смешанная система смазки
Картерная система смазки в чистом виде может быть применена не всегда.
В ряде случаев в одном узле приходится пользоваться различными видами
смазки. Так, если доступ масляных брызг к подшипникам качения затруднен
или в масляной ванне имеются продукты износа, подшипники должны смазы-
ваться индивидуально. При хорошем доступе для разборки подшипникового
узла и возобновления смазки применяется густая смазка. При затруднитель-
ном доступе или для особо ответственных механизмов используется индиви-
дуальная жидкая смазка от насоса.
При густой смазке подшипник закрывают с одной стороны крышкой, а с
другой — защитным или маслосбрасывающим кольцом. Свободное простран-
ство подшипника на Ч3 объема заполняют густой смазкой. Через каждые три
154
месяца производят добавку свежей смазки, а через год — разборку, промывку
узла и сборку со свежей смазкой.
Маслосбрасывающие кольца могут выполняться такими же, как и защит-
ные шайбы (см. рис. 14.6). Широко применяются также кольца, показанные
на рис. 14.8. Маслосбрасывающее кольцо любой конструкции должно высту-
пать за стенку корпуса или торец стакана, чтобы попадающее па него жидкое,
горячее масло отбрасывалось центробеж-
ной силой, не попадало в полость раз-
мещения густой смазки и не вымывало ее
(см. также [25], стр. 180).
Для подачи в подшипники густой
смазки применяют пресс-масленку, изоб-
раженную на рис. 14.9, а. Смазка пода-
ется специальным шприцем. Для конси-
стентной смазки используют также кол-
пачковые масленки (рис. 14.9, б).
Для индивидуального подвода жид-
кой смазки к подшипникам имеются мас-
ленки различных конструкций. Самой
простой из них является пресс-масленка,
показанная на рис. 14.10, а, по ГОСТ
1303—56. Масленки этого типа часто не
Рис. 14.8
имеют буртика. Широкое применение находит также наливная масленка
(рис. 14.10, б).
Рис. 14.9
Диаметр отверстия для подвода смазки в корпусе, крышке, стакане обычно
принимают равным внутреннему диаметру резьбы для масленки и выполняют
Рис. 14.10
его сверлом под резьбу.
В крышках подшипников для
подвода смазки выполняют про-
точки, а на торце делают один-два
паза (рис. 14.11, а) шириной Ь.
В стаканах также делают проточ-
ки и сверлят одно-два попереч-
ных отверстия диаметром dt..,
(рис. 14.11, б). Масло, нагнетае-
мое шприцем, заполняет кольце-
вую щель, образованную отвер-
стием корпуса и проточкой в
крышке подшипника или на ци-
линдрической поверхности стака-
на н через торцовые пазы крышки
или поперечные отверстия стакана проникает к подшипникам. Размеры
b и Дм принимают равными диаметру отверстия под резьбу для масленки.
155
Чтобы удобно было поднести шприц для нагнетания масла к масленке
(если она расположена близко к стенке корпусной детали), применяют пере-
ходные штуцера 1 (см. рис. 14.9, а).
б)
Рис. 14.11
г) Маслоуказатели и отдушины
Для наблюдения за уровнем масла при картерной смазке в корпусе узла
должен быть установлен один из указателей уровня масла. Наиболее распро-
странены:
1) маслоуказатели трубочные — по нормали МН 178—59 (рис. 14.12, а);
2) маслоуказатели круглые — по нормали МН 176—63 (табл. 14.4);
3) маслоуказатели удлиненные — по нормали МН 177—63 (табл. 14.5);
4) маслоуказатели жезловые (щупы; рис. 14.12, б);
5) маслоуказатели крановые (рис. 14.13).
Круглый и удлиненный маслоуказатели широко применяются в станках,
где коробки скоростей, коробки подач, фартуки и другие узлы расположены
на значительной высоте и поэтому наблюдение за уровнем масла через эти
маслоуказатели очень удобно.
Крановые маслоуказатели устанавливают попарно: один для контроля
за нижним, другой для контроля за верхним уровнем масла. Маслоуказатели
по рис. 14.13, а открывают и закрывают вручную, а по рис. 14.13, б, в — гаеч-
ным ключом. Для надежного уплотнения конусный конец крана по
рис. 14.13, а должен притираться по конусному гнезду пробки. В кранах по
рис. 14.13, б, в надежное уплотнение достигается затяжкой, в результате
которой происходит смятие гнезда в корпусе (рис. 14.13, б) или в пробке
156
Illlllllliiril
a) 6)
Рис. 14.12
Таблица 14.4
эмалью
Размеры, мм
а D О, L
30 60 48 12
50 82 70 14,5
(рис. 14.13, в). При частом пользовании желательно применять маслоу каза-
тели по рис. 14.13, а или 14,13, в как более долговечные.
Крановые маслоуказатели удобны в эксплуатации. Удобен для наблюде-
ния также маслоуказатель трубочный. Однако необходимо иметь в виду, что
он выступает за контуры корпуса и поэтому может быть легко поврежден как
при сборке и транспортировке, так и во время эксплуатации. Поэтому трубоч-
157
Таблица 14.5
Размеры, мм
н Hi Число шагов, п Число отверстий, nt
82 112 1 6
122 152 2 8
162 192 3 10
ные маслоуказатели нередко защищают с двух сторон ребрами жесткости,
отливаемыми с корпусом узла.
В местах, трудно доступных для наблюдения, следует применять жезло-
вые или крановые маслоуказатели. Жезловые указатели (щупы) желательно
защищать от масляной волны (стенкой или трубкой), чтобы в любой момент
работы узла можно было проверить уровень масла.
Рис. 14.13
158
Таблица 14.6
Рис. 14.14
Во время работы повышается давление внутри узла в связи с нагревом
воздуха и масла. Это приводит к выбрасыванию масляного тумана из корпу-
са через уплотнения и стыки. Чтобы избе-
жать этого, внутреннюю полость корпуса
сообщают с внешней средой путем установки
отдушин в его верхних точках.
Наибольшее применение нашли отду-
шины, изображенные на рис. 14.14 и в
табл. 14.6.
Проста конструктивно отдушина, пока-
занная на рис. 14.15.
Отдушины по рис. 14.14, а, б более
сложны по сравнению с остальными конст-
рукциями. Поэтому лучше применять отду-
шины по рис. 14.14,в, по табл. 14.6 и по
рис. 14.15.
д) Смазка свободно стоящих подшипников
При высоких скоростях вращения вала,
когда очень важно понизить потери на тре-
ние, свободно стоящие подшипники качения,
159
а также скольжения смазывают жидким маслом. Смазку жидким маслом
применяют также и при большом нагреве подшипников (до 120° С). В этом
случае прибегают к циркуляционной системе смазки. При умеренном наг-
реве подшипников наряду с циркуляционной может быть использована
смазка из индивидуальной ванночки или из наливной масленки.
При относительно невысоких скоростях вращения вала широкое приме-
нение имеет густая смазка (см. рис. 7.3, 9.36, 9.37). Обязательным условием
применения этого вида смазки является легкий доступ к подшипниковому
узлу для разборки, промывки и замены смазки.
Для подшипников качения, а также подшипников скольжения, установ-
ленных на тихоходных валах (например, подшипники валов транспортеров
и др.), основной смазкой является густая мазь.
В зависимости от конкретных условий заполнение подшипников густой
смазкой осуществляется централизованно, шприцем или ее закладывают при
сборке узла.
2. Уплотнительные устройства
Чтобы смазка не вытекала из подшипникового гнезда, а также чтобы
внутрь его не попадала из внешней среды пыль и грязь, применяют уплотни-
тельные устройства.
По принципу действия такие устройства разделяются на:
1. Контактные, применяемые при низких и средних скоростях; уплотне-
ние достигается непосредственным соприкосновением уплотняющего элемента
с шейкой вала.
2. Щелевые и лабиринтные, применяемые при любых скоростях; уплотне-
ние достигается сопротивлением протеканию жидкости через узкие щели.
3. Центробежные, применяемые при средних и высоких скоростях; уп-
лотнение достигается отбрасыванием протекающей смазки центробежными
силами.
4. Комбинированные, в которых объединяются два или три предыдущих
устройства.
Рис. 14.16
I60
При смазке жидким маслом наиболее распространено манжетное уплот-
нение, которое применяют при окружной скорости шлифованной и полиро-
ванной поверхности вала до 10 м!сек. Типы и размеры манжет приведены в
ГОСТ 8752—61, в нормали МН 5308—64, а также в работах [2, 3, 4, 6, 11,
18, 201.
Устанавливают манжету обычно внутри корпуса, как показано па
рис. 14.16, чтобы к рабочей кромке ее был обеспечен доступ масла.
При запыленности внешней среды применяют манжету типа Б или ман-
жету типа А, перед которой устанавливают войлочное, фетровое или лабиринт-
ное уплотнение.
Для предохранения манжеты от выворачивания при сборке рекомендуется
применять конусные шайбы 1 (рис. 14.16, а).
Рис. 14.17
Для выталкивания манжеты в крышке подшипника предусматривают 2—
3 отверстия 0 3—4 мм.
Чтобы защитить вал от износа, рекомендуется, где возможно, устанавли-
вать на вал втулку 2 (рис. 14.16, б, в). Манжета плотно охватывает втулку и
может удерживать ее от вращения. Во избежание этого втулка должна надеж-
но крепиться на валу. Для этого ее поджимают гайкой или концевой шайбой
к торцу подшипника или сажают на штифт.
Чтобы предохранить от повреждения рабочую кромку манжеты при ее
установке, на валу или втулке предусматривают заходную фаску под углом
15° (рис. 14.16).
Отверстия в корпусе, во фланце, в стакане для посадки уплотнения изго-
товляют с допуском по А3 с чистотой поверхности V6. Поверхность шейки
вала под уплотнение рекомендуется закаливать до твердости HRC50. Шейка
вала в этом месте должна изготовляться с допуском по С4 с чистотой поверх-
ности V9 и не должна иметь большого радиального биения.
При консистентной смазке подшипников тихоходных валов неответствен-
ных конструкций уплотнение создается войлочными и фетровыми кольцами.
Перед установкой в подшипниковый узел их пропитывают горячим мине-
ральным маслом.
Кольца войлочные и канавки под них выполняют по нормали МН 180—61.
Войлочные кольца изготовляют из войлока грубошерстного (Г), полугрубо-
шерстного (П) и тонкошерстного (Т). Кольца из войлока (Г) и (П) можно при-
менять при окружной скорости не более 2 м!сек, а из войлока (Т) — при ско-
рости не более 5 м!сек.
Размеры колец и канавок под них приводятся в нормали, а также в рабо-
тах [2, 3, 4, 6, 11, 20].
Из бесконтактных уплотнений наибольшее распространение получили
лабиринтные. Они пригодны для жидких и консистентных смазок при любых
скоростях вращения вала. Уплотняющий эффект создается чередованием
малых радиальных зазоров -----------с большими осевыми зазорами
161
(2—3 мм). Зазоры заполняют консистентной смазкой, расход которой должен
периодически пополняться.
При конструировании лабиринтного уплотнения следует учитывать, что
при v^> 5 м/сек смазка может выбрасываться из него центробежной силой
На рис. 14.17 приведены типовые схемы лабиринтных уплотнений.
Рис 14.18
Хороший уплотняющий эффект создают конструкции щелевых уплотне-
ний (рис. 14.18, а). Надежно также уплотнение, основанное на действии цент-
робежных сил (рис. 14.18, б).
В конических и коническо-цилиндрических редукторах, изготовляемых
по нормали машиностроения, на быстроходных валах применяется комбини-
рованное уплотнение: щелевое, лабиринтное и маслоотбрасывающая шайба
(рис. 14.19, а). На тихоходных валах этих редукторов ставят щелевые уплот-
нения и делают отверстия для отвода внутрь корпуса просочившегося масла
(рис. 14.19, б). При повышенной запыленности окружающей среды тихоход-
ные концы валов дополнительно уплотняют манжетой (рис. 14.19, в).
Подробнее об уплотнениях подшипниковых узлов см. в работах [2, 3, 4,
11, 20, 251.
1G2
3. Смазка подшипников и уплотнения при вертикально расположенных
валах
При вертикальном расположении валов нижние опоры обычно изолируют
от масляной ванны. Смазка подшипников качения как верхней, так и нижней
опор вала производится индивидуально следующими основными способами:
1) густой смазкой — наиболее распространенный способ;
Рис. 14.20
2) жидкой смазкой от индивидуального насоса или от общего насоса при
централизованной системе смазки.
Применяется также жидкая смазка наливными масленками, фитильная
и др.
При высоких угловых скоростях вращения вала применяют жидкую смаз-
ку, которая подается к подшипнику центробежными силами, винтовыми ка-
навками и др. [3, 4, 11, 20, 251.
Уплотнение верхней опоры вертикального вала при густой смазке выпол-
няется главным образом мазеудерживающими кольцами (рис. 14.20 и 14.21, а\
см. также [111). Жидкая смазка чаще всего подается к верхней опоре насо-
сом. Смазка омывает подшипник и стекает в корпус. Таким образом, в этих
случаях уплотнения не требуются.
Наибольшую трудность представляет уплотнение нижней опоры верти-
кального вала, когда конец его выходит вниз. В этом случае нижнюю опору
вала при наиболее распространенной картерной смазке зубчатых и червячных
колес изолируют от масляной ванны приемами, показанными на рис. 14.21.
163
Рис. 14.21
При густой смазке подшипника в качестве уплотнения применяют манже-
ту, лабиринт или комбинированное уплотнение (рис. 14.21, а, б, в), при жид-
кой смазке — комбинацию из двух манжет и лабиринта.
§ 15. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ И ОСЕЙ
Конструкция валов и осей определяется в основном деталями, которые на
них размещаются, и расположением опор.
Для посадки зубчатых колес, шкивов, муфт, подшипников и других де-
талей на валах предусматриваются цилиндрические или конические участки
определенного диаметра и длины.
Для фиксирования указанных деталей в осевом направлении или их креп-
ления валы снабжаются упорными буртиками, проточками для размещения
пружинных колец, резьбой для установки гаек и др.
Для передачи вращающего момента применяют шпоночные и шлицевые
соединения или другие средства, которые также влияют на конструкцию вала.
Таким образом, диаметры и длины всех участков вала, резьбы, шлицы,
проточки, пазы и другие конструктивные элементы вала выявляются при конст-
руировании передач, подшипниковых узлов, муфт и др.
Одновременно с этим при разработке конструкций валов и осей приходит-
ся принимать во внимание ряд условий прочностного и технологического ха-
рактера, а также расход металла.
1. Прочностные условия конструирования
После определения размеров и конструктивных элементов вала произво-
дят уточненный его расчет на усталость.
Известно, что шпоночные пазы, резьбы под установочные гайки, попереч-
ные сквозные отверстия под штифты или отверстия под установочные винты,
канавки, а также резкие изменения сечения вала вызывают концентрацию
напряжений, уменьшающих его усталостную прочность. Поэтому, если вал
имеет небольшой запас усталостной прочности, следует избегать элементов,
вызывающих концентрацию напряжений.
В местах пониженной усталостной прочности нежелательно выполнение
проточек для выхода инструмента (шлифовального камня, плашки и др.).
Вместо проточек сопряжение двух диаметров вала следует оформлять в виде
галтели (рис. 15.1, а). Сопряжение должно быть как можно более плавным.
Где возможно, следует увеличивать радиусы галтели. Заметно снижают кон-
центрацию напряжений галтели с поднутрением (рис. 15.1, б). Разгружаю-
щие канавки на валу и в сопряженной детали также уменьшают концентра-
цию напряжений в этом сечении вала (рис. 15.2, а).
Шпоночный паз, получаемый обработкой дисковой фрезой (рис. 15.2, б),
вызывает меньшую концентрацию напряжений, чем шпоночный паз, образо-
ванный пальцевой фрезой, однако в последнем шпонка фиксируется более
надежно.
165
Эвольвентные шлицы вызывают меньшую концентрацию напряжений по
сравнению с прямобочными.
Вместо осевого крепления деталей, сидящих на валу, установочным вин-
том, круглой гайкой или пружинным кольцом, требующими соответственно
поперечного отверстия, резьбы и канавки, для увеличения запаса усталостной
прочности применяют осевую фиксацию деталей распорными втулками
/рис. 15.3, а). В крайнем случае отверстие на валу под установочный винт
следует раззенковать, что также
а) 5)
Рис. 15.2
приводит к некоторому снижению
концентрации напряжений.
При малом запасе усталостной
прочности вала полезно предохра-
нять его от кручения, соединяя
сидящие на валу детали втулкой
(рис. 15.3, б). Следует все же
иметь в виду, что конструкция
комплекта вала с деталями при
этом усложняется, а изготовле-
ние вала удорожается. Поэтому
может оказаться экономически бо-
лее выгодным повышение усталос-
тной прочности вала другими путями, например увеличением его диаметра.
Детали, не передающие через вал вращающие моменты (паразитные зуб-
чатые колеса и др.), не следует соединять с валом шпонками или шлицами.
Посадка таких деталей должна осуществляться на гладкой поверхности вала.
а)
б)
Рис. 15.3
Как известно, оси нагружены силами, которые вызывают только изги-
бающие моменты. При конструировании осей следует стремиться к тому, что-
бы они не меняли своего положения относительно действующих на них сил.
В этом случае напряжения изгиба не будут знакопеременными. Например, ось
паразитного зубчатого колеса с этой точки зрения желательно выполнять не-
вращающейся, так как силы, действующие в зацеплении и изгибающие ось,
не меняют своего положения в пространстве.
Некоторые из рекомендаций по увеличению запаса усталостной прочнос-
ти вала ведут к усложнению конструкции всего комплекта. Поэтому следует
166
искать решение, которое в наименьшей степени приводит к усложнению и удо-
рожанию изготовления узла. В частности, в ряде случаев может оказаться
экономически более выгодным применение простейших мер повышения уста-
лостной прочности вала, например замена проточек галтелями пли увеличение
диаметра вала.
Все соображения, приведенные выше, относятся к валам, имеющим незна-
чительный запас усталостной прочности. Если же размеры вала определяются
не прочностью, а, например, его жесткостью или размерами подшипников ка-
чения, то, естественно, нет необходимости прибегать к повышению усталост-
ной прочности вала перечисленными выше способами. В этих условиях глав-
ное внимание следует уделить улучшению технологичности вала.
2. Технологические условия конструирования
детали соединение деталей
Рис. 15.4
Технологией сборки узла к конструкции валов предъявляется, по сущест-
ву, одно принципиальное требование: вал должен быть сконструирован так,
чтобы каждая сидящая на нем деталь проходила во время сборки до места
посадки без натяга. Поэтому,
если две или большее число
деталей устанавливают на вал
с одной стороны, то не рекомен-
дуется применять вал одного
диаметра при посадке с натягом.
Постановка и снятие детали 1
(рис. 15.4, а) в этом случае
усложняются, а посадка детали
2 на валу после прохождения
детали 1 ослабляется. Здесь
диаметр вала для детали 1
должен быть больше диаметра
для детали 2. Однако если на
валу устанавливают вместо двух
одну длинную деталь, то
выполнение разных диаметров
вала (рис. 15.4, б) нежелатель-
но: вследствие неизбежной не-
соосности обеих шеек вала и (
при посадке с натягом оказывается очень затруднительным и сопровождает-
ся значительными упругими и даже пластическими деформациями. В этом
случае следует обе шейки вала выполнять одного диаметра и ослаблять
натяг на первой (по направлению сборки) шейке.
При конструировании валов и осей следует принимать во внимание тех-
нологию их обработки: трудоемкость ее должна быть наименьшей.
В общем машиностроении широко применяют так называемые гладкие
(одного диаметра по всей длине) и ступенчатые валы и оси.
Изготовление гладких валов и осей значительно проще ступенчатых, по-
этому везде, где возможно, валы и оси следует выполнять гладкими.
Помимо простоты конструкции и меньшей стоимости изготовления в глад-
ких валах почти отсутствуют концентраторы напряжений (кроме шпоночных
пазов). Одним из недостатков гладких валов является необходимость примене-
ния посадок по системе вала. Другой их недостаток — неудобство посадки де-
талей с гарантированным натягом, если детали расположены на некотором
расстоянии от конца вала.
Ступенчатые валы не имеют перечисленных недостатков, свойственных
гладким валам, но изготовление их значительно сложнее и дороже.
Ниже излагаются некоторые требования к конструктивному оформлению
валов, вытекающие из технологии их обработки.
167
Валы изделий, выпускаемых в небольших количествах, обрабатывают
на универсальных токарных станках. При этом к длинам ступеней вала техно-
логические требования не предъявляются. В средне- и особенно в крупносе-
рийном производстве валы обрабатывают на токарных многорезцовых стан-
ках. В этом случае, чтобы свести к минимуму длину хода многорезцового суп-
порта и, следовательно, время обработки вала, желательно, чтобы длины
уступов вала были равны или кратны наименьшей длине уступа. Тогда резцы
Рис. 15.6
могут быть установлены по схеме
рис. 15.5. Так как валы обрабатывают с
двух сторон за два постанова, то длины /2
ступеней одного конца вала могут быть не
равны длине ступеней другого его конца.
Точные отверстия d в торце вала
(рис. 15.6), расположенные концентрично
с наружными поверхностями, сложны и
трудоемки в обработке, поэтому их следу-
ет избегать.
Чтобы не увеличивать номенклатуру
резцов, радиусы галтелей и углы фасок
на одном валу должны быть по возможно-
сти одинаковые.
Для выхода резьбонарезного инстру-
мента (рис. 15.7, а) и шлифовального
камня (рис. 15.7, б) в конструкции ва-
лов должны предусматриваться проточ-
ки Ь. Ширину проточек для выхода инструмента также желательно делать
одного размера, чтобы не увеличивать номенклатуру канавочных резцов.
Если по длине вала имеется несколько шпоночных пазов, то для удобства
фрезерования они должны располагаться на одной образующей вала и выпол-
няться одной ширины.
При фрезеровании шлицев червячными фрезами (рис. 15.8, а, б), а также
шпоночных пазов дисковыми фрезами (рис. 15.8, в) должен предусматриваться
выход инструмента /вых. Для шпоночных пазов шириной до 16 мм при опреде-
168
лении выхода можно принимать диаметр фрезы £>(|,р = 70 4-90 мм. Диаметр
шлицевой фрезы по ГОСТ 8027—60 для прямобочных шлицев можно брать
из табл. 15.1.
Т а б л и ц а 15.1
D шлицев, мм, для серий °нар фРсзь'- мм, для серин
легкой средней тяжелой легкой средней и тяжелой
20—22 20—23 63
25—28 26—29 -—. 70
30—36 32—38 32—40 70 80
40—46 42—48 45—52 80 90
50—62 54—65 56—65 90 100
68—88 72—92 72—92 100 112
169
Диаметры червячных фрез для эвольвентных шлицев см. в табл. 11.1
(стр. 102).
Величина выхода фрезы /вых зависит от глубины фрезерования и диаметра
фрезы и определяется графически.
Если шлицы шлифуются, то для выхода шлифовального камня выход
фрезы надо увеличивать против необходимого на 4—5 мм или давать широкую
разделительную канавку.
Для уменьшения номенклатуры шлицевых фрез и сокращения времени
на их перестановку желательно, где возможно, размеры шлицев на разных
участках вала принимать одинаковыми.
Рис. 15.9
Длинные шпоночные пазы следует делать с выходом для дисковых фрез,
производительность обработки которыми более высокая, чем пальцевыми
фрезами.
Поперечные отверстия на валах (если они необходимы) должны быть
Рис. 15.10
цилиндрические или овальные
(рис. 15.9, а), но не прямоуголь-
ные или с малыми радиусами за-
круглений.
Продольные пазы на шли-
фованной поверхности крайне
нежелательны, так как в этом
случае трудно получить точную
геометрическую форму таких
участков вала.
На торцах валов делают
фаски. Фасками снабжают и ус-
тупы на средних участках вала
для удобства сборки и притуп-
ления острых кромок.
Размеры фасок нужно
брать по ГОСТ 10948 — 64 из
стандартного ряда следующих
чисел (juju): 0,4; 0,6; 1,0; 1,6;
2,0; 2,5; 3,0. Везде, где воз-
можно, уступы валов и осей
для упрощения обработки дол-
жны быть оформлены в виде
следа от проходного резца с углом в плане 45° (рис. 15.9, б).
Поперечные отверстия на валах, термически обрабатываемых с нагревом
ТВЧ, во избежание оплавления кромок следует оформлять фасками.
170
3. Расход металла
Для уменьшения расхода металла, а также снижения трудоемкости обра-
ботки величину перепадов диаметров ступеней вала необходимо делать мини-
мальной. Диаметры посадочных участков вала должны иметь стандартные
значения. Призматическую шпонку после ее посадки в паз вала вынимать
крайне нежелательно. Это требование технологии вынуждает делать такие
перепады диаметров, которые не мешали бы свободному проходу по валу через
шпонку других деталей. Например, на рис. 15.10, а при диаметре концевого
участка вала с призматической
шпонкой 028 мм диаметр вала
для свободного прохода под-
шипника должен быть не менее
35 мм.
Сегментные шпонки легко
вставляются в паз вала и выни-
маются. Поэтому применение их
вместо призматических иногда
позволяет уменьшить перепад
диаметров соседних участков ва-
ла (рис. 15.10, б).
Установкой упорных колец
также удается иногда умень-
шить перепад диаметров ступе-
ней вала (рис. 15.11).
Крайне нежелательны уз-
кие кольцевые буртики на
валах и особенно на средних
участках вала (рис. 15.12, а). Эти буртики приводят к увеличению
диаметра заготовки вала и к необходимости затраты труда на удаление лиш-
него объема металла. Везде, где это возможно (по условию усталостной проч-
Рис. 15.12
ности вала или по условию осевой нагрузки на его буртик), их следует заме-
нять пружинными кольцами (рис. 15.12, б) или врезными полукольцами
(рис. 15.12, в).
Большое снижение расхода металла можно получить, применяя пустоте-
лые валы. Заготовками для пустотелых валов обычно служат стальные трубы.
О размерах экономии стали можно судить по данным табл. 15.2.
171
Таблица 15.2
dg/(If 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
djd 1,01 1,02 1,05 1,10 1,19 1,47
Зкономпя, % 15 22 29 39 49 61
Из таблицы видно, что если вместо сплошного вала диаметром d приме-
нить пустотелый вал с наружным диаметром di и отверстием d0, то при одина-
ковом моменте сопротивления W можно значительно уменьшить расход стали.
При этом наружный диаметр вала при сохранении W сечения увеличивается
лишь незначительно. Так, например, при — 0,6, что дает экономию стали
на 29%, размер вала увеличивается лишь в ~ = 1,05 раза.
§ 16. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И КРЫШЕК
К группе корпусных деталей относят разнообразные по форме детали,
обеспечивающие правильное взаимное расположение отдельных узлов машин
и их деталей и воспринимающие основные силы, действующие в машине. Лю-
бая корпусная деталь состоит из отдельных элементов: стенок, ребер, бобы-
шек, фланцев, платиков и т. д.. связанных между собой в единое целое.
Корпусные детали обычно имеют довольно сложную форму. Они метал-
лоемки, и поэтому в большинстве случаев их получают методом литья из наи-
более дешевых материалов.
В настоящее время для изготовления корпусных деталей широко использу-
ют чугун, реже — сталь. В тех случаях, когда вес машины ограничен (напри-
мер, транспортные машины), применяют легкие сплавы.
Большие достижения в области технологии сварки позволяют также вы-
полнять стальные корпусные детали методом сварки, что по сравнению с лить-
ем дает экономию металла.
В индивидуальном и мелкосерийном производстве использование сварки
вместо литья дает возможность удешевить и ускорить процесс изготовления
корпусных деталей.
В среднесерийном достаточно хорошо оснащенном производстве для свар-
ных конструкций применяют гнутые элементы, а в крупносерийном и массовом
производстве — штампованные элементы, обеспечивающие совершенные, об-
текаемые формы деталей.
Перспективными являются также сварно-литые корпусные детали, в ко-
торых отдельные части корпуса, выполненные из стального литья, сваривают
затем в единый корпус.
На конструкцию корпусной детали, помимо конструктивных и силовых
факторов, значительное влияние оказывают технологические условия получе-
ния заготовок и механической обработки. Эти условия являются общими для
корпусной детали любого вида.
Изложение методики конструирования начнем с корпусных деталей, отли-
тых из серого чугуна, как наиболее распространенных.
1. Влияние на конструкцию деталей технологии литья
При конструировании литой корпусной детали стенки в любом ее месте
следует выполнять одинаковой толщины.
Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины, опре-
172
деляемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Места
детали, от которых требуется большая прочность или жесткость, усиливают
ребрами.
Рекомендуемая толщина стенок в зависимости от приведенного габарита
корпуса N для чугунных отливок дается в табл. 16.1:
N = 2L±l + H-., (16.1)
где L, В и Н — длина, ширина и высота корпуса, м.
Таблица 16.1
Величина N. я 0,4 0,75 1,0 1,5 1,8 2,0 2,5 3.0
Толщина стенки 6, мм 6 8 10 12 14 16 18 20
В местах пересечения стенок детали образуются нежелательные скопле-
ния металла (рис. 16.1,6). Для предупреждения этого стенки лучше выпол-
нять, как показано на рис. 16.1, а.
Плоскости стенок, встречающихся под
прямым или тупым углом, следует сопря-
гать дугами радиусов г и 7? (рис. 16.2, а).
Если стенки встречаются под острым
углом, рекомендуется их соединять, как
показано на рис. 16.2, б. В обоих случаях
следует принимать:
Рис 16.1
применять стенки увеличенной
где 3 — толщина стенки.
В некоторых местах детали приходится
толщины, например в местах расположения обработанных платиков, прили-
вов, бобышек, во фланцах. Если отношение толщин^— 2 (рис. 16.2, е),
то сопряжение этих стенок производится радиусом Ri = 0,5о2.
При отношении толщин-^—>2 переход одного сечения в другое
й2
должен производиться постепенно, как показано на рис. 16.2, г, д. При этом
следует принимать:
7г^4(8л-32),
83 = 1,5В2,
7< 0,5В2,
R 1,582.
(16.3)
Конфигурация отливки должна быть такой, чтобы жидкий металл во вре-
мя заливки полностью вытеснял воздух из всех полостей формы. Поэтому
большие поверхности, расположенные горизонтально во время заливки метал-
лом, нежелательны. В таких поверхностях часто образуются газовые ракови-
ны и рыхлоты. Этим поверхностям следует сообщать наклон.
При конструировании детали часто сообщают уклоны для упрочнения
элемента детали или по другим причинам. Такие уклоны называются конструк-
тивными. Их изображают на чертеже детали и величину уклона оговаривают.
Существуют также технологические (формовочные) уклоны, создаваемые для
свободной выемки модели из формы. Эти уклоны незначительны по величине,
но тем не менее их обязательно следует учитывать при конструировании литой
173
детали. Не учтенные формовочные уклоны могут не только исказить форму не-
обрабатываемых поверхностей детали, но и явиться причиной ее брака. Так,
например, на одной из корпусных деталей технолог-литейщик задал формо-
Рис. 16.2
вочный уклон из точек а (рис. 16.3), который перекрыл на величину b платики
для крепления крышек подшипников. Обработка их фрезерованием на про-
ход оказалась невозможной и деталь была забракована.
Рис. 16.3
Конструктивные уклоны, так же
как и технологические, должны да-
ваться в направлении выемки модели
из формы, т. е. на поверхностях, пер-
пендикулярных к плоскости разъема
модели.
При выборе плоскости разъема
модели можно руководствоваться сле-
дующими общими соображениями:
а) наибольшей стороной деталь
при отливке должна располагаться
горизонтально;
б) плоскость разъема должна
быть параллельна стенкам, на кото-
рых расположены выступающие нару-
жу приливы и бобышки;
в) наименее ответственные по-
174
верхности детали при заливке формы металлом должны быть обращены квер-
ху, где качество металла получается хуже.
При выборе плоскости разъема модели конструктору всегда полезно об-
ратиться за советом к модельщику или к другому специалисту по литыо.
Минимально допустимые уклоны задают углом или отношением катетов,
которые можно принимать по РТМ 12—60 (табл. 16.2).
Т а б л и ц а 16.2
Высота ft, мм Отношение a /ft Угол 3':
До 25 1:10 6
Свыше 25 до 50 1:12 5
» 50 » 100 1:15 4
» 100 » 200 1:20 3
» 200 » 500 1:30 2
» 500 1:50 1
Толщину наружных ребер жесткости принимают равной 0,8 толщины
основной стенки. Толщина внутренних ребер, из-за более медленного ох-
лаждения металла, должна быть равна 0,7 толщины стенки. Ребра жест-
кости нужно сопрягать с основной стенкой радиусом R 0,5В, а концы
ребер закруглять радиусом 0.25 3, где 8—толщина основной стопки
(рис. 16.2, е).
Часто к корпусной детали прикре-
пляют крышки, фланцы, кронштейны.
Для их установки и крепления на кор-
пусной детали предусматривают опор-
ные платики. Эти платики могут быть
смещены при отливке детали. Учиты-
вая это, размеры сторон опорных платп-
ков должны быть на величину С боль-
ше размеров опорных поверхностей
прикрепляемых деталей (рис. 16.4).
Для литых деталей среднего машино-
строения величина С = 3-4-5 мм.
Выступающие части, расположенные
на наружных и внутренних стенках де-
тали, очень нежелательны, так как при
этом усложняются конструкция модели
и стержневого ящика, а также про-
цесс формовки. Если они необходимы,
желательно их конструировать без отъемных частей на моделях и на стерж-
нях. На рис. 16.5 показаны примеры конструкций корпусных деталей с высту-
пающими частями. На рис. 16.5, а прилив 1 и платики 2, 3 должны быть сде-
ланы на модели отъемными, а на рис. 16.5, б— вместе с моделью. Отсутствие
теневых участков при воображаемом освещении детали параллельными луча-
ми в направлении, перпендикулярном к плоскости разъема формы, указывает
на правильность конструкции детали (рис. 16.6).
Внутренние полости корпусной детали получаются при отливке с приме-
нением стержней. Точность расположения внутренней поверхности относи-
тельно наружной зависит, помимо других причин, от надежности фиксирова-
ния стержня в форме. Для этого необходимо при конструировании детали пре-
дусматривать окна. Если в корпусной детали имеется несколько изолирован-
ных внутренних полостей, желательно соединять их в общую систему путем
устройства в промежуточных стенках окон. Это обеспечивает устойчивое по-
ложение общего стержня в форме.
175
Плоскость разъема
Рис. 16.5
Для фиксирования стержней в форме могут быть использованы отверстия
в детали, предназначенные, например, для размещения подшипников. Ориен-
тировочно можно принять, что при помощи стержня возможно получить в от-
ливке отверстие dOTB В, где В — толщина стенки.
При конструировании корпусных деталей следует четко отделять обрабо-
танные поверхности от черных (необработанных). Часто повторяющейся ошиб-
кой в проектах является плавное сопряжение черных и обработанных поверх-
ностей корпусных деталей. Обрабатываемые поверхности выполняют в виде
Рис. 16.7
Рис. 16.6
176
платиков, которые должны быть предусмотрены при конструировании литой
детали (рис. 16.7). Высоту платиков h можно брать из табл. 16.3.
Таблица 16.3
Наибольший габаритный размер детали, мм до 250 свыше 250 до 500 свыше 500 до 750 свыше 750 до 1000
h, мм 3 4 5 6
2. Влияние на конструкцию деталей технологии
механической обработки
Технология механической обработки корпусных деталей включает три
основные технологические операции:
1) обработка плоскостей;
2) обработка крупных точных отверстий;
3) обработка мелких отверстий.
В зависимости от количественного выпуска изделий эти операции выпол-
няются различно, и поэтому к конструкции деталей предъявляются различные
по характеру требования.
Рис. 16.8
Единичное и мелкосерийное производство. Плоскости корпусных деталей
обрабатывают на универсальных строгальных или фрезерных станках по раз-
метке, чаще всего без применения специальных установочных приспособле-
ний. Обработка деталей производится по одной штуке.
Для этих условий производства конструкция детали может быть любой
сложности. Так, в корпусных деталях могут быть допущены части детали,
выступающие над обработанными плоскостями, ступенчатое расположение
обработанных плоскостей, обработанные плоскости в углублениях и т. п.
(рис. 16.8).
Обработка отверстий под опоры валов производится на сверлильно-рас-
точных станках, а с точным расстоянием между осями — на координатно-рас-
точных станках. Специальные приспособления при этом обычно не применяют.
Отверстия растачивают по одной штуке, последовательно. Настройка расточ-
ного режущего инструмента на размер производится расточником перед обра-
боткой очередного отверстия. Поэтому желательно растачиваемые отверстия
и особенно отверстия, расположенные на одной оси, выполнять одного диамет-
ра (рис. 16.9, а).
Для расточки отверстий корпусных деталей применяют разнообразные
режущие инструменты: резцы прямоугольного сечения, резцы круглые, рас-
точные пластины, расточные головки и др. В книге расточный режущий инст-
румент показан условно, в виде резцов прямоугольного сечения (рис. 16.9, а—в).
7—1019
177
Обработка детали производится как при продольной, так и при попереч-
ной подаче инструмента (или детали). Работа выполняется расточником высо-
кой квалификации. Поэтому можно допускать уступы в отверстиях, внутрен-
ние обработанные платики, кольцевые выточки, обработанные углубления в
стенках детали (рис. 16.9, б, в) и т. п. Допускаются также торцовые обрабо-
танные плоскости и обработанные углубления больших размеров, получен-
ные при поперечной подаче резца (рис. 16.9, б).
Рис. 16.9
Резьбу в основных отверстиях для винтов регулировки подшипников на-
резают метчиком, а при диаметре резьбы больше 60 мм — резцом. Нарезание
крупных резьб в корпусных деталях нежелательно. Однако в условиях инди-
видуального производства может быть нарезана любая резьба.
Мелкие отверстия (крепежные и др.) обрабатывают на вертикально-свер-
лильных или радиально-сверлильных станках по разметке. Чтобы сократить
затраты времени на смену инструмента, желательно номенклатуру диаметров
отверстий сокращать, особенно тех отверстий, которые расположены на одной
стороне детали.
Во избежание поломки сверл поверхность детали, с которой соприкаса-
ется сверло при начале сверления, должна располагаться перпендикулярно
к оси сверла (рис. 16.10, а).
Поверхность детали на выходе сверла также должна быть перпендикуляр-
ной к оси сверла (рис. 16.10, б).
Все отверстия (гладкие и резьбовые) желательно выполнять сквозными.
Глухие отверстия требуют точного останова инструмента для выдерживания
глубины отверстия, а при нарезании резьбы — применения нескольких мет-
чиков.
Несквозные, а также ступенчатые отверстия следует оформлять таким
образом, чтобы дно отверстия или места перехода отверстия одного диаметра
в отверстие другого диаметра получались как след от режущей кромки сверла,
178
зенкера или резца с наклонной режущей гранью (рис. 16.11, а, б). Плоские
переходные торцы (рис. 16.11, в, г) следует применять лишь в крайнем слу-
чае, так как выполнение их требует специальной заточки сверл и зенкеров.
Все резьбовые отверстия должны иметь со стороны входа метчика фаску,
которая облегчает предварительное его центрирование и придаст началу вит-
ка резьбы прочность (рис. 16.11, д).
Рис. )6. Ю
На станках резьба нарезается диаметром 6 мм и более. Чтобы не наре-
зать резьбу в корпусной детали вручную, желательно диаметр нарезки
иметь >-М6.
Расположение отверстий под углом неудобно для обработки на сверлиль-
ном станке (рис. 16.12, а). Поэтому оси отверстий следует располагать перпенди-
кулярно к базовой плоскости детали (рис. 16.12, б).
Длина отверстий должна быть возможно меньшей, так как длинные от-
верстия, помимо увеличения времени их сверления, требуют применения более
Рис. 16.11
дорогих сверл и затраты дополнительного времени на повторные выводы свер-
ла для удаления стружки. Длину гладкого отверстия поэтому следует при-
нимать не более трех диаметров, а резьбовой части его — не более двух диа-
метров.
Несквозные резьбовые отверстия, нарезаемые резцом, должны оканчи-
ваться канавкой для выхода резца. Размеры канавок по ГОСТ 10549—63 при-
ведены в табл. 16.4.
7*
179
Как видно из предыдущего, особые требования к конструкции корпусной
детали условиями единичного и мелкосерийного производства не предъявля-
ются. Это не означает, однако, что совершенно не следует конструктивно от-
рабатывать корпусную деталь и отказываться от простой формы, удобной для
обработки.
Таблица 16.4
Тип 1 Тип 11
Шаг резьбы bi Г Г1 t>i Г
1,0 4,0 1,0 0.5 3,6 2,0 <1+0,5
1,25 5,0 1,5 0,5 4,5 2,5 <1+0,5
1,5 6,0 1,5 1,0 5,4 3,0 <1+0,7
1,75 7,0 1,5 1.0 6,2 3,5 <1+0,7
2,0 8,0 2,0 1,0 6,5 3,5 4+1,0
2,5 10,0 3,0 1,0 8,9 5,0 4+1,0
3,0 10,0 3,0 1,0 И.4 6,5 4+1,2
Среднесерийное производство. Плоскости корпусных деталей обрабатыва-
ют на универсальных строгальных или продольно-фрезерных станках по не-
скольку штук, в специальных установочных приспособлениях.
При конструировании корпусной детали необходимо:
1. Создать хорошую установочную базу в виде опорной плоскости по воз-
можности больших размеров.
2. Предусмотреть места для крепления детали в приспособлении. Для
этого обычно используют опорные лапки, опорные полки, литые отверстия.
3. Обеспечить свободный проход инструмента по ходу обработки детали.
4. Расположить обрабатываемые поверхности по ходу обработки в одной
плоскости.
180
5. Отдельные платики разместить так. чтобы общая ширина обрабатывав
мых плоскостей была наименьшей.
6. Избегать обработанных плоскостей, расположенных в нишах и углуб-
лениях, т. е. в местах, недоступных для сквозной обработки (см. рис. 16.8).
7. В корпусных деталях типа колонн, стоек, станин и других по возмож-
ности избегать обрабатываемых торцовых поверхностей. Вследствие большой
длины обработка торцов таких деталей очень неудобна.
8. Располагать обрабатываемые плоскости под углом 90 или 180’ друг
к другу. Иное положение плоскостей детали увеличивает время, затрачи-
ваемое на ее установку и обработку.
Рис. 16.13
Обработка отверстий под опоры валов и других ответственных отверстий
производится на универсальных расточных или радиально-сверлильных стан-
ках, как правило, в специальных приспособлениях.
При расточке отверстий стремятся, насколько возможно, сократить время
нахождения детали на станке. Для этого режущий расточный инструмент за-
ранее настраивают на размеры обрабатываемых отверстий и закрепляют в рас-
точных оправках. Особенно резко сокращается время растачивания, когда
удается все отверстия в разных стенках детали, расположенные на одной оси,
растачивать одновременно. Для этого отверстия, расположенные на одной
оси, должны иметь перепад диаметров («елочку»). Тогда оправку с настроен-
ным и закрепленным на ней расточным инструментом вводят в отверстия и
устанавливают в исходное положение так, что каждый расточный инструмент
оказывается подведенным к тому отверстию, которое будет им растачиваться.
На рис. 16.13, а инструменты показаны в момент окончания обработки. Раз-
ность радиусов обрабатываемых отверстий С должна быть больше припуска
на расточку предыдущего отверстия.
При конструировании корпусной детали перепад диаметров («елочка») дос-
тигается обычно подбором серии подшипников. Применение разнокалиберного
181
Рис. 16.14
вежущего и измерительного инструмента, а также подшипников разных раз-
меров окупается резким сокращением времени обработки корпусной
детали.
Обработка отверстий детали производится только продольной
подачей оправки или стола с установочным приспособлением, в котором
закреплена корпусная деталь.
Осевая подача инструмента удобна при обработке сквозных гладких от-
верстий. В этом случае не требуется точно прекращать подачу и точно выдер-
живать какой-либо осевой размер. Обработка торца,
хотя бы у одного из группы отверстий, требует точно-
го прекращения подачи (рис. 16.13, б). Такой оста-
нов практически вполне выполним. Тем не менее
он усложняет наладку как инструмента, так и
станка, затрудняет обработку детали и поэтому яв-
ляется нежелательным.
Следует, кроме того, иметь в виду, что хоро-
шо может быть обработан торец отверстия только с
небольшим размером а (рис. 16.13, в) ширины торца
(а 10 мм), да и то при очень малой подаче (0,03 4-
4-0,06 мм на 1 оборот инструмента). Большие торцовые
поверхности при осевой подаче хорошо обработать
не удается: они всегда получаются низкой чистоты
—«дроблеными». Во избежание этого приходится
производить обработку таких поверхностей радиаль-
ной подачей, что требует специального сложного ин-
струмента или вынесения этой обработки в отдель-
ную операцию. По этим соображениям при средне-
серийном производстве весьма нежелательны ши-
рокие выточки. Так, например, иногда крышки
подшипников прячут в стенке корпусной детали
(рис. 16.14), что является неудачным решением, так
как образуется широкая и глубокая выточка, трудо-
емкая в обработке.
Особые неудобства создаются при наличии на од-
ной оси нескольких обрабатываемых торцовых плос-
костей. В этом случае при установке и настройке
режущего инструмента на оправке требуется точно
выдерживать расстояние I между двумя инструментами (рис. 16.15, а).
Это усложняет изготовление и настройку оправки и режущего инстру-
мента.
Торцовые поверхности, обработка которых возможна только при обрат-
ном направлении подачи (рис. 16.15, б), также неудобны. Такая обработка
Рис. 16.15
182
производится после расточки основных отверстий. В специальное гнездо,
выполненное в расточной оправке, вставляют и закрепляют подрезной инстру-
мент и подрезку торца производят обратной подачей оправки (или стола стан-
ка с установленной деталью).
Из изложенного очевидно, что отверстия с уступом, с канавками, с под-
резанными торцами и т. п. удлиняют время обработки, удорожают изготовление
корпусной детали, поэтому применения этих элементов следует по возможнос-
ти избегать.
Однако в ряде случаев устранение указанных элементов может привести к
усложнению других деталей или к необходимости введения дополнительных
деталей, как, например, вту-
лок, стаканов и т. и. Поэтому
окончательное решение в
пользу того или другого ва-
рианта принимают после
сравнительного их анализа,
а иногда даже после некото-
рых экономических расчетов.
Для обеспечения точно-
сти обработанных отверстий
расточная оправка должна
быть жесткой и иметь две на-
правляющие опоры — перед-
Рис. 16.16
нее и заднее направление
(см. рис. 16.13). Для этого в
задней стенке детали делают
отверстия для прохода оправ-
ки, даже когда они конструк-
тивно не требуются. После
окончания обработки такие
отверстия заглушают проб-
ками или закрывают крыш-
ками.
Если не удается создать
заднее направление для оп-
равки вне детали, следует
предусмотреть в ней окно /
для ввода кронштейна 2
с направляющей втулкой
Рис. 16.17
(рис. 16.16).
Отверстия, расположенные только в передней стенке, можно растачивать
без дополнительного (заднего) направления. В этом случае в расточном при-
способлении создают только переднее направление и длину отверстия посто-
янной и сменной направляющих втулок максимально увеличивают.
Для размещения направляющих (кондукторных) втулок в приспособлении
толщина перемычки s между соседними точными отверстиями диаметрами Д
и d2 корпусной детали должна быть (рис. 16.17)
s > 0,5d1,
(16.4)
ио не менее 12 мм.
Там, где это возможно, желательно, чтобы оси всех основных отверстий
были параллельны. При таком расположении отверстий расточка их произво-
дится за один установ детали на станок, что упрощает и ускоряет обработку
отверстий.
В виде примера приведена развертка корпуса коробки скоростей карусель-
ного станка мод. 1531М (рис. 16.18). Как видно из чертежа, все отверстия,
лежащие на одной оси, имеют перепад диаметров («елочку»), причем направ-
ление перепада у всех осей одинаковое. Все отверстия могут растачиваться
183
одновременно с одной стороны. В корпусе имеется четыре оси отверстий со сле-
дующими перепадами размеров (мм):
Ось Диаметры
/ 225 и 120
II 120 и НО
Ось Диаметры
III 120 и НО
IV 120 и НО
Следует обратить также внимание на то, что в этой корпусной детали от-
сутствуют обработанные поверхности внутри корпуса, а все обработанные
внешние поверхности расположены в одной плоскости.
При среднесерийном производстве мелкие отверстия сверлят на универ-
сальных вертикальных или радиально-сверлильных станках чаще всего по
Рис. 16.18
гатных) продольно-фрезерных станках. На
кондукторам, последовательно
по одному отверстию. Иногда
применяют многошпиндельные
сверлильные головки, которые
устанавливают на вертикально-
сверлильных станках.
Корпусную деталь во мно-
гих случаях устанавливают на
делительном поворотном столес
горизонтальной осью вращения.
Рекомендации по конструирова-
нию остаются теми же, что и
раньше. Однако в связи с при-
менением поворотных делитель-
ных столов желательно, чтобы
отверстия в детали располага-
лись на стенках, параллельных
оси, относительно которой бу-
дет поворачиваться деталь при
сверлении отверстий (рис. 16.19).
Резьбовые отверстия боль-
шого диаметра (больше М60) не
могут быть нарезаны метчиком,
поэтому в корпусных деталях
их следует избегать.
Крупносерийное и массовое
производство. Обработка плос-
костей корпусных деталей
производится пооперационно,
чаще всего на специальных (агре-
столе станка одновременно уста-
навливают несколько деталей в специальных приспособлениях. По соображе-
ниям, приведенным выше для условий среднесерийного производства, обра-
батываемые поверхности детали по ходу обработки должны располагаться в
одной плоскости.
Обработка основных отверстий производится главным образом на агре-
гатных сверлильно-расточных станках в специальных приспособлениях. Все
отверстия, расположенные на параллельных осях, растачиваются одновре-
менно. Весь режущий инструмент заранее настроен на размеры всех обраба-
тываемых отверстий. Поэтому диаметры отверстий желательно располагать
«елочкой» одного направления для всех параллельных осей.
Обработанные торцы отверстий, уступы или кольцевые выточки в отверс-
тиях, как и при среднесерийном производстве, крайне нежелательны. Можно
допускать один обрабатываемый торец или один уступ на всю группу отверстий,
расположенных на параллельных осях. В этом случае подача силовой головки
184
агрегатного станка прекращается при достижении упора, который настраи-
вается на имеющийся в детали торец или уступ отверстия.
Если диаметры отверстий расположены «елочкой», но направление ее раз-
лично для разных осей, требуется применение двустороннего агрегатного
станка или поворотного стола, при котором усложняется конструкция станка
или вдвое снижается его производительность.
Для размещения опор шпинделей агрегатного станка расстояние между
осями обрабатываемых отверстий должно быть не менее 30 мм. Кроме того,
по условию размещения кондукторных втулок в приспособлении толщина пе-
ремычки между отверстиями должна удовлетворять условию (16.4).
Рис. 16.20
На рис. 16.20 приведена развертка по осям отверстий корпуса передней
бабки токарно-винторезного станка мод. 1А616. Корпус передней бабки имеет
пять осей, на которых расположены 15 отверстий по схеме двусторонней «елоч-
ки». С левой стороны (по чертежу) могут обрабатываться отверстия, лежащие
на осях II и V и имеющие следующие перепады размеров (мм):
185
Ось Диаметры
И 185—140 и 125
V 92 и 90
С правой стороны могут обрабатываться отверстия, лежащие на осях /,
///, IV и V и имеющие перепады размеров (мм):
Ось Диаметры
1 Ш IV V 62—52 и 42 50—47 и 40 22—20 и 16 70, 47 и 40
Следовательно, отверстия, лежащие на оси V, растачиваются с двух сто-
рон.
Заметим, что на оси / отверстие 052 выполнено с уступом, вследствие
чего отверстия с правой стороны коробки растачивают не насквозь, а до упора.
Размеры отверстий 050 и 47 на оси III и 092 и 90 на оси V имеют недоста-
точный перепад для перехода каждого инструмента к своему отверстию.
Поэтому черновая расточка этих отверстий производится последовательно.
Редукторы серийного изготовления проектируют так, чтобы концы вход-
ного и выходного валов при сборке редуктора могли быть выпущены в любую
сторону (рис. 16.21). При этом зубчатые колеса меняют свое положение в кор-
пусе. Это делает их более универсальными, но требует, чтобы диаметры отверс-
тий под опоры валов, лежащие на одной оси, выполнялись одного размера.
Поэтому в редукторах перепад
П [ । । ] । диаметров основных отверстий
I | I 1 ill i I («елочка») не применяется. Одна-
ГТ I i г I 1 ко если редукторы серийного из-
I ‘"[J ' Щ ' готовления предназначаются для
Л I гН У 1—I специальных целей, когда нет
---Щ—-4--—*-i' --I — I | --'-Ц необходимости менять расположе-
t I 4—। Р । J-ние колес и концов валов, то в
IJ_L—ZZ3 Ц-1------1 них также желательно иметь пе-
’ ' ц1 репад диаметров отверстий.
Рис 16 21 В последнее время в тех слу-
чаях, когда предъявляются особо
высокие требования к точности
расположения осей отверстий корпусной детали, на агрегатных свер-
лильно-расточных станках производят только черновую расточку отвер-
стий. Окончательную же (чистовую) расточку осуществляют на аг-
регатных алмазно-расточных станках. Расточка выполняется консольно рас-
положенным инструментом, без направляющих втулок. Точность координат
между осями отверстий и точность направления обеспечивают подшипника-
ми шпинделей алмазно-расточных головок и относительным их расположением
в станке.
Все мелкие отверстия на каждой стороне детали обычно сверлят одновре-
менно на специальных многошпиндельных агрегатных сверлильно-нарезных
станках или многошпиндельными головками на вертикально-сверлильных
станках. Так как сверла требуемого размера заранее устанавливают в шпин-
дели станка, то сокращение номенклатуры диаметров отверстий, желательное
само по себе, в данных условиях обработки дает меньший экономический эф-
фект. Указания по конструированию те же, что и для условий мелкосерийного
производства. При одновременном сверлении отверстий многошпиндельными
головками для размещения опор шпинделей многошпиндельной головки рас-
стояние между осями отверстий желательно иметь ^>5d, где d — диаметр от-
верстия в детали.
186
3. Методические указания по конструированию
корпусов и крышек
а) Общие положения
Форма корпуса и крышки редуктора определяется главным образом
числом и размерами колес, заключенных в корпусе, положением плоскости
разъема и относительным расположением осей валов в корпусе.
Приведем несколько примеров.
Рис. 16.22
На рис. 16.22 показаны три варианта конструкции корпусов, отличаю-
щихся основанием.
В варианте а стенки корпуса вместе с дном образуют прямоугольную ко-
робку. Размер опорной поверхности L получается весьма развитым, что соз-
дает хорошую базу для установки редуктора.
В варианте б форма корпуса усложнена. Длина опорной поверхности L
уменьшена, одновременно снижен и расход металла. Поэтому там, где умень-
шение размера L допустимо по условиям надежности крепления корпуса, ва-
риант б из-за экономии металла предпочтительнее варианта а.
В варианте в размер L меньше и опорная поверхность корпуса поднята.
Вследствие уменьшения расстояния от осей валов до опорной плоскости сни-
жается опрокидывающий момент. Это в какой-то степени компенсирует умень-
шение длины опорной поверхности. Однако дно корпуса, расположенное ниже
опорной поверхности, создает некоторые неудобства при установке и обработке
детали.
Рис. 16.23
На рис. 16.23 показан корпус редуктора, выполненный цельнолитым, без
разъема по осям валов, а на рис. 16.24 — редуктор, в котором валы перпенди-
кулярны к опорной поверхности корпуса.
Приведенные примеры далеко не исчерпывают всего разнообразия конст-
рукций редукторов и корпусных деталей. Однако даже из них видно, что во
всех этих редукторах конструкции корпусов совершенно различны, как раз-
187
личны число и размеры колес, положение валов в корпусе, положение плос-
костей разъема и др.
Несмотря на это, в них есть общие конструктивные элементы, такие, как
стенки, бобышки для отверстий подшипников, фланцы для крепления крышки
к корпусу, фланцы для крепления корпуса к плите или раме и т. п.
Общность конструктивных элементов редукторов позволяет дать ряд ме-
тодических указаний по конструированию корпусных деталей.
Рис. 16.24
б) Конструирование литых чугунных корпусов
К моменту конструктивной проработки корпуса размеры всех колес, валов
и подшипников известны. При составлении компоновочной схемы определено
относительное расположение осей валов в пространстве, а также положение
плоскости разъема (если она имеется).
На чертеже узла показывают делительные окружности и окружности го-
ловок зубьев пар колес в состоянии их зацепления. На боковом виде изобра-
жают профили колес.
Толщина стенки корпуса 8 и стенки крышки 81; а также зазоры: а, Ь, с, е
определены по соотношениям (5.1—5.5) при составлении компоновочной схе-
мы (см. рис. 5.4, 5.7—5.11).
Конструктивное оформление контуров
корпусной детали
Для оформления внутреннего контура крышки корпуса цилиндрического
редуктора (рис. 16.25) проводят из центра колес тонкими линиями дуги ок-
ружностей радиусами
R. = 0,5Пек + а, (16,5)
где DeK — внешние диаметры зубчатых колес, а из центра быстроходного вала
дугу окружности радиусом
Re — 0,5£)еш -)- а, (16.6)
где Deaj — внешний диаметр шестерни, или если Da> Deul, радиусом
Re ~ 0>5Дд -Ь а, (16,7)
188
где Da — диаметр отверстия в корпусе для опоры быстроходного вала, рав-
ный внешнему диаметру подшипника или стакана. Полученные дуги окружнос-
тей соединяют прямой, касательной к дуге окружности колеса тихоходной
ступени и в зависимости от соотношений диаметров колес к одному из колес
промежуточных ступеней передач. Эту прямую затем плавно сопрягают радиу-
сом Rz с дугой радиуса R&.
Рис. 16.25
Внешний контур крышки очерчивают двумя дугами окружностей, ра-
диусы которых равны:
4" 1
R? + &j- j
(16.8)
К этим дугам затем проводят общую касательную. Контуры собственно
корпуса цилиндрического редуктора оформляют вертикальными стенками.
Если допустимо некоторое умень-
шение длины опорной поверхнос-
ти, стенки корпуса часто выполня-
ют, как показано на рис. 16.25,
штриховыми линиями.
Дно корпуса обычно делают
с наклоном в 1—2° в сторону
спускного отверстия.
Участок корпуса и крышки
коническо-цилиндрических редук-
торов, в котором размещаются
цилиндрические колеса, оформля-
ют так же, как в цилиндрических
редукторах, а участок, в котором
размещены конические колеса, —
как показано на рис. 16.26. Раз-
мер 0,5 а у радиуса R необходим
Рис. 16.26
для получения плоскости на вы-
ходе расточного инструмента.
Крышку корпуса червячного редуктора с нижним расположением червяка
обычно оформляют по одному из вариантов, показанных на рис. 16.27. Так как
на крышку, выполненную по варианту б, расходуется меньше металла, его сле-
дует предпочесть варианту а.
189
Для увеличения жесткости червяка его опоры максимально сближают-
Места расположения приливов определяют графически. Для этого из центра
колеса проводят тонкой линией дугу окружности радиусом Ri- Затем проводят
тонкой линией образующую отверстия Da- Толщину внутренней части прилива
под опоры вала-червяка определяют из соотношений (рис. 16.27):
S1 (0,15 4-0,2)7)4.1
s2 (0,25 4- 0,3)0,4 )
(16.9)
Вариант а} Вариант 6)
Рис. 16.27
Для наблюдения за правильностью зацепления зубчатых и червячных пе-
редач, за пятном контакта на колесах, а также для заливки масла в корпус
в крышках редукторов предусматривают люки по возможности максимальных
размеров. Люки закрывают крышками, для установки которых на крышках
корпусов по всему контуру люка делают платик шириной Ь и высотой h. Раз-
мер h берут по табл. 16.3. Ширину платика b принимают (рис. 16.25)
b (2,0 4-2.2)d, (16.10)
где d — диаметр резьбы винтов для крепления крышек. Обычно берут d =
= М64-М8.
Крышку корпуса червячного редуктора с верхним расположением червя-
ка оформляют радиусом (рис. 16.27)
R2 . 0,5D6. (16.11)
где D6—диаметр бобышки, определяют по формуле (16.18).
Как уже говорилось, коробки скоростей выполняют без разъема по осям
валов. После размещения осей валов в пространстве определяют габаритные
190
размеры и геометрическую форму корпуса коробки скоростей. Обычно корпу-
су придают форму прямоугольного параллелепипеда, открытого сверху, а со
всех остальных сторон замкнутого стенками.
Нередко движение первому валу редуктора или коробки скоростей пере-
дается от фланцевого электродвигателя.
Для присоединения электродвигателя к корпусу конструируют опорный
фланец. Предварительно вычерчивают по каталожным данным конец вала и
фланец электродвигателя, оставляя между торцами валов зазор 2—3 мм

Рис. 16.28
(рис. 16.28, а). После этого к фланцу электродвигателя подрисовывают опор-
ный фланец толщиной sK, который соединяют затем с корпусом стенкой тол-
щиной 8К, равной толщине стенки корпуса 8 или его крышки 8t.
Толщину опорного фланца принимают
sK (1,4 — 2)d, (16.12)
где d — диаметр винта или шпильки для крепления электродвигателя. При
креплении шпилькой sK = I —длине нарезанной части шпильки.
Способ соединения опорного фланца с корпусом (рис. 16.28, а, б) зависит
от соотношений размеров фланца электродвигателя и корпуса.
191
Иногда для упрощения конструкции корпусной детали электродвигатель
крепят не непосредственно к корпусу, а к крышке подшипника, которую кон-
струируют, как показано на рис. 16.28, в.
Вал электродвигателя соединяют с приводным валом обычно упругой
муфтой. В этом случае центрирующий буртик фланца электродвигателя со-
прягают с центрирующим отверстием опорного фланца по посадке —~
Cja
Соединение валов глухими муфтами (втулочной и др.) нежелательно, так
как приводной вал и вал электродвигателя образуют в этом случае один много-
опорный вал (на четырех опорах). Для нормальной работы такого вала тре-
буется строжайшая соосность соединяемых валов. Эта соосность достигает-
ся тщательным шабрением опорного фланца корпуса для достижения
строгой параллельности осей
Рис. 16.29
вращения обоих валов и точ-
ным совмещением этих осей
при сборке.
Основными базирующими
поверхностями, которые опре-
деляют положение электродви-
гателя относительно корпуса, в
этом случае являются:
а) цилиндрические поверх-
ности соединяемых валов и глу-
хой муфты,
б) торцовые поверхности
фланцев электродвигателя и
корпуса.
Вследствие неизбежного ра-
диального смещения цилиндри-
ческих центрирующих поверхностей фланца электродвигателя и опорного
фланца корпуса относительно осей вращения валов эти поверхности не толь-
ко не способствуют центрированию электродвигателя, но могут мешать точ-
ному соединению вала электродвигателя с приводным валом. Поэтому между
поверхностями центрирующего буртика фланца электродвигателя и центри-
рующего отверстия опорного фланца следует предусматривать зазор
в 1—2 мм.
Иногда диаметр приводного вала бывает значительно больше диаметра
вала электродвигателя. В этом случае конструкторов соблазняет возможность
значительного уменьшения вылета электродвигателя и валы соединяют по
посадке-^-, как показано на рис. 16.29. Недостатком этого соединения, так
же как и в предыдущем случае, является необходимость применения очень
сложной и дорогой операции для достижения соосности соединяемых валов.
И в этом случае между центрирующими поверхностями фланцев электродви-
гателя и корпуса должен предусматриваться зазор.
Таким образом, следует признать, что в случае применения фланцевого
электродвигателя наилучшим является соединение валов упругой муфтой.
Крепление двигателя к корпусу производят шпильками или винтами с
гайками (рис. 16.20). Диаметр шпилек (винтов) определяют по отверстиям
фланца электродвигателя. Длину их подбирают следующим образом.
Подбор длины шпилек (рис. 16.30, а).
1. Определяют предварительное значение длины шпильки
I' = 8s + Н 4- а,
(16.13)
где 8s = s3 + s,„ — суммарная толщина деталей (толщина s3 фланца электро-
двигателя и толщина sUJ стопорной шайбы);
Н — высота гайки;
а — выступающая часть шпильки; а ^>0,1 d.
192
2. Полученное значение I' округляют в большую сторону до стандарт-
ного I, которое берут по таблицам [2, 6, 11]. Из этих же таблиц выписывают
длину /0 нарезанной части шпильки.
3. Определяют действительное выступание конца шпильки
а = 1~Ъ — Н. (16.14)
4. Проверяют выполнение условия на запас резьбы
10 — Н — sul — а >- 0.
(16.15)
Подбор длины винтов (рис. 16.30, б).
1. Определяют предварительное значение длины винта I’ по соотношению
(16.13). Здесь 8S = sK + s3 + sm — суммарная толщина деталей (толщина
фланца sK корпуса, толщина фланца s3 электродвигателя и толщина sU[ стопор-
ной шайбы).
2. Полученное значение Г округляют в большую сторону до стандартного
I, которое берут по таблицам [2, 6, 111. Из этих же таблиц выписывают дли-
ну /0 нарезанной части винта.
3. Определяют действительное выс-
тупание конца винта по соотношению
(16.14).
4. Проверяют выполнение условия
на запас резьбы по соотношению
(16.15).
Крепление крышек
к корпусу
В корпусах, имеющих плоскость
разъема по осям валов, для крепления
крышек по всему контуру корпуса и
крышки делают специальные фланцы,
в которых размещают крепежные вин-
ты. Ширину фланца выбирают такой,
чтобы на нем свободно размещалась
гайка или шестигранная головка винта
и можно было наложить на гайку ключ и
повернуть его на угол ^>60°. Диамет-
ры винтов, расположенных у подшип-
никовых гнезд, где действуют реакции
опор, принимают больше, чем диамет-
ры других винтов. Поэтому ширина
фланца k2 больше ширины kt (рис.
16.31). Крышку крепят к корпусу вин-
тами с наружной шестигранной голов-
кой без гаек и с гайками, а также винтами
Рис. 16.30
по ГОСТ 11738—66 с цилиндрической головкой и внутренним шестигранником
(рис. 16.32). Ширина фланца ki и k2 (рис. 16.31 и 16.32) во всех этих слу-
чаях получается различной.
Диаметры винтов (шпилек) для крепления крышки к корпусу, а также
размеры фланцев ki и k2 в зависимости от межосевого расстояния Лт тихоход-
ной ступени передачи можно брать из табл. 16.5.
Толщины фланцев b и bi (рис. 16.32, а, б) обычно принимают равными:
b -- 1,58;
bi ~ 1,53ц
(16.16)
где 6 и ot — толщины стенок корпуса и крышки.
193
Рис. 16.31
Таблица 16.5
/1т, мм от 100 до 160 свыше 160 до 220 свыше 220 до 280 свыше 230 до 350 свыше 350 до 420
мю М12 М14 М16 М18
ftj, мм для винтов по ГОСТ 11738—66 22 24 28 34 36
прочих 28 32 38 42 47
М12 М14 М16 М18 М20
1г2, мм для винтов по ГОСТ 11738—66 24 28 34 36 42
прочих 32 38 42 47 52
При креплении крышки винтами с цилиндрической головкой и внутрен-
ним шестигранником размеры фланца принимают (рис. 16.32, в):
а ж O,85t,
(16.17)
Ьг (2.2 4- 2,5)8! J
В работе [7] рекомендуется сечение фланца выполнять трапецеидальной
формы и лишь в местах расположения винтов предусматривать платики, вырав-
194
нивающие поверхность под гайки и головки винтов (рис. 16.32, г). Такое ис-
полнение приводит к некоторому снижению веса и может быть признано це-
лесообразным.
Рис. 16.32
Конструктивное оформление приливов
для подшипниковых гнезд
Приливы, в которых располагаются подшипники, конструктивно оформля-
ют по рис. 16.31. Диаметр прилива D6 принимают в зависимости от размеров
крышки подшипника
D6 /Д ; ('> < 6) мм, (16.18)
где £>ф — диаметр фланца крышки подшипника.
Диаметры и число винтов для крепления крышек подшипников принима-
ют по табл. 9.11.
Отверстия для этих винтов не должны попадать в разъем, т. е. в плоскость
стыка крышки с корпусом. Крепежные резьбовые отверстия обычно сверлят
на станках при раздельной механической обработке корпуса и крышки. От-
верстия, расположенные в разъеме, могут быть выполнены только после сборки
корпуса с крышкой, что неудобно.
Винты для крепления крышки корпуса, расположенные у подшипниковых
гнезд, стремятся максимально приблизить к отверстию DA. Расстояние I от
оси отверстия d2 до оси отверстия DA определяют графически. Чтобы отверс-
тия (Г и d не пересекались, расстояние между их осями принимают
... - (1,1-?l,2;rf2. (15.19)
195
Полученный графически размер I округляют в большую сторону до стан-
дартного (см. стр. 34).
Приливы для размещения винтов d2 обычно скругляют радиусом R.
Высота h' (см. рис. 16.31) также определяется прочерчиванием. Ее прини-
мают такой, чтобы создались опорные поверхности, достаточные для разме-
щения головок винтов и гаек (размер 0,5 /г2).
Крепежные винты диаметром dx для крепления крышки к корпусу распо-
лагают по всему периметру корпуса примерно на одинаковом расстоянии один
от другого, которое обычно принимают
1В - (10 4- 12)4 (16.20)
Длину винтов подбирают так же, как и в случае крепления крышек под-
шипников (стр. 81) и фланцевых электродвигателей (стр. 192—193).
Для удобства обработки наружные торцы всех подшипниковых гнезд
должны лежать в одной плоскости. Поэтому размер k2 + h (см. рис. 16.31)
выполняют одинаковым для всех приливов, расположенных на одной стенке
детали.
Конструктивное оформление
нижней части корпуса
Для крепления корпуса к плите или раме в опорной поверхности его де-
лают фланцы для размещения в них крепежных винтов (см. рис. 16.25). Тол-
щину фланца обычно принимают
g = 2,358 (16.21)
В работе [7] рекомендуется для экономии металла фланец выполнять
трапецеидального сечения с размерами:
g = 2,358;
gi = 1,58.
Диаметр d$ и число винтов для крепления корпуса на плите (раме) можно
принимать по табл. 16.6.
(16.22)
Таблица 16.6
Одноступенчатые Двухступенчатые Трехступенчатые
А аФ ЧИСЛО винтов Лб+Лт г/Ф ЧИСЛО винтов лб+ +Лпр+ ЙФ ЧИСЛО винтов
100 М14 4 250 М16 6 500 М24 8
150 М16 350 650 М27
200 400 М20 8 800 МЗО 10
250 М20 6 500 М24 950
300 350 М24 600

А — межосевое расстояние, мм;
196
Л6, Лпр, А.с — межосевое расстояние соответственно быстроходной, промежу-
точной и тихоходной ступени передач.
Ширину фланца К выбирают так, чтобы на нем разместилась головка
винта или гайка и чтобы можно было наложить на них ключ и произвести
затяжку винтов. Размер К, обеспечивающий эти условия, можно принимать
по табл. 16.7.
Таблица 16.7
М14 М16 М20 М24 М27 мзо
38 42 52 58 65 75
Крепление корпуса к плите (раме) иногда выполняют снизу, по рис. 16.33.
В этом случае фланцы для размещения головок винтов или гаек в нижней час-
ти корпуса, а также укрепляющие их ребра жесткости не делают, что заметно
улучшает внешний вид узла.
Опорную поверхность корпуса следует выполнять не в виде замкнутого
по всему контуру платика, а в виде двух длинных параллельно расположен-
ных платиков или в виде нескольких небольших платиков (рис. 16.34). Такое
расположение снижает расход металла, умень-
шает время обработки и дает возможность
воздуху свободно циркулировать под днищем
корпуса и лучше отводить тепло, выделяемое
передачей при работе.
Фланцы для крепления корпуса к фунда-
ментной плите, хотя и выполняются более
толстыми, чем стенки, недостаточно прочны.
При очистке корпуса в литейных цехах, при транспортировке его из
цеха в цех, от станка к станку во время обработки или от случайного уда-
ра фланцы очень часто откалываются. Фланцы могут также ломаться при
затяжке фундаментных болтов. Кроме того, разная толщина фланцев и основ-
ных стенок создает очаги скопления металла, что приводит к появлению в
отливке усадочных раковин, рыхлот и трещин. Для упрочнения фланцев
к ним следует приливать ребра жесткости, которые одновременно увеличи-
вают общую жесткость корпуса. Размеры ребер следует принимать по ре-
комендациям, приведенным на стр. 175.
Как известно, корпус редуктора часто используется в качестве резервуа-
ра для масла. При работе передачи смазочное масло постепенно загрязняется
197
продуктами износа. С течением времени оно стареет и смазочные свойства его
ухудшаются. Это вынуждает периодически менять масло, налитое в корпус
редуктора.
Отработавшее масло нужно слить таким образом, чтобы не производить
разборку установки. Для этой цели в корпусе редуктора предусматривают
сливные отверстия, закрываемые пробками.
Дно корпуса желательно делать с уклоном 1—2° в сторону спускного от-
верстия. Кроме того, у самого отверстия нужно делать местное углубление
(рис. 16.35, а). При таком исполнении масло почти без остатка может быть
выпущено из корпуса. Однако часть масла будет стекать по стенке корпуса,
Рис. 16.35
откуда будет попадать на плиту или фундамент. Поэтому наилучшим решени-
ем для выпуска масла является такое, когда спускное отверстие располагается
(если это удобно для пользования) в дне корпуса (рис. 16.35, б).
Иногда оказывается удобным в отверстие корпуса ввернуть угольник,
а последний закрыть пробкой (рис. 16.35, в).
В отдельных конструкциях машин встречаются отверстия с «бородой»
(рис. 16.35, г), не позволяющие маслу растекаться по наружной поверхности
корпуса.
Нередко спускное отверстие приходится располагать на стороне опорного
фланца корпуса. В этом случае его выполняют, как показано на рис. 16.35, д.
Оформление прочих конструктивных
элементов корпусных деталей
Поверхность под головкой винта и гайки должна быть перпендикулярна
к оси отверстия, для чего обычно производят зенкование этой по-
верхности. Однако зенкование около высоких стенок нежелательно вследствие
того, что оно требует применения дорогого, нежесткого и малопроизводи-
тельного специального инструмента, а обратное зенкование к тому же очень
неудобно (рис. 16.36, а) и его следует избегать.
У корпусов, не имеющих ребер жесткости, места под гайки и головки вин-
тов можно фрезеровать или строгать одновременно с обработкой основных
плоскостей. И в этом случае следует предусматривать платики по рис. 16.36, б.
При литье корпусных деталей в кокиль или оболочковые формы, приме-
няемые при крупносерийном и массовом производстве, поверхности отливки
получаются точными и чистыми и не требуют дополнительной обработки мест
под гайки и головки винтов.
1 98
Для подъема и транспортировки крышки и собранного редуктора приме-
няют рым-болты или проушины (рис. 16.37). В последнее время рым болты
вытесняются проушинами. Диаметр отверстия d и толщину стенки s проуши-
ны принимают по соотношению
d = s = (1,5 4-2,0)8^ (16.23)
Для подъема и транспортировки корпуса пре-
дусматривают крючья или проушины (рис. 16.38).
Размеры проушин принимают такими же, как и в
крышке. Размеры крючьев
Д =(1,5 4- 2,0)8;
Ь = (2 4- 3)8.
(16.24)
Подшипниковые гнезда должны иметь правиль-
ную цилиндрическую форму в пределах 2-го класса
точности. При сборке редуктора во время затяжки
болтов, соединяющих корпус с крышкой, возможны
некоторое смещение крышки относительно корпуса и
деформация наружных колец подшипников, имею-
щих малую жесткость. Это может привести к быст-
рому выходу подшипников из строя. Кроме того,
торцы подшипниковых гнезд на крышке редуктора
и корпуса могут не совпасть, что повлечет перекос р 36
крышек и наружных колец подшипников. Следова- ис‘
тельно, нужно создавать условия, обеспечивающие при
сборке редуктора точное положение крышки относительно подшипниковых
гнезд. Точность фиксирования достигается двумя штифтами, которые распо-
лагают на возможно большем расстоянии друг от друга. Диаметры штифтов
= (0,7 4- 0,8)^.
(16.25)
Рис. 16.37
Кроме фиксирования, штифты предохраняют крышку и корпус от сдви-
гов под воздействием сил резания, возникающих при растачивании отверстий.
Иногда по конструктивным условиям штифт устанавливают в глухое
отверстие. В этих случаях должны применяться штифты с наружной или внут-
ренней резьбой для возможности их удаления из корпуса при разборке узла.
Размеры штифтов следует брать из справочников и атласов [2, 6, 111.
Поверхности сопряжения корпуса с крышкой для плотного их прилега-
ния шабрят или шлифуют. При сборке редуктора эти поверхности для лучшего
уплотнения смазывают жидким стеклом или спиртовым лаком. Прокладки
199
в плоскости разъема не ставят, так как они могут нарушить посадку подшип-
ников в корпусе.
Для отжатия крышки от корпуса желательно предусмотреть во фланцах
крышки или корпуса 2—4 резьбовых отверстия. При помощи винтов, ввин-
чиваемых в эти отверстия, крышку легко
можно отделить от корпуса.
Рис. 16.38
Особенности
конструктивного
оформления корпусов
коробок скоростей
В редукторах бобышки отверстий
для подшипников выводят наружу
корпуса. Это объясняется тем, что
фланцы для крепления крышки редук-
тора к корпусу также размещают
снаружи.
В коробках скоростей выступаю-
щих наружу фланцев нет и бобышки
отверстий для подшипников размещают
внутри корпуса. На наружной поверх-
ности корпуса выступают лишь плати-
ки высотой h для крепления крышек
подшипников (см. рис. 16.7, стр. 176).
Длины отверстий определяются
Вий А
Рис. 16.40
200
только условиями размещения в них подшипников и других деталей. Поэто-
му в одном корпусе длины отверстий могут быть разными.
Опорные фланцы делают высокими (рис. 16.39). Высокий фланец прочен
и не нуждается в ребрах жесткости. Толщина стенок фланца должна быть рав-
на толщине основных стенок. В местах расположения винтов делают приливы.
Крепежные винты, расположенные на внешних поверхностях, ставят
впотай. Иногда для размещения винтов, крепящих коробку скоростей к пли-
те (станине), создают специальные ниши (рис. 16.40).
Рис. 16.41
Корпуса коробок скоростей закрывают крышками, которые затем крепят
винтами. Для размещения винтов как в корпусе, так и в крышке вместо высту-
пающих наружу фланцев делают местные приливы (рис. 16.41). Обычно для
крепления крышек применяют винты с цилиндрической головкой, которые
ставят впотай.
Конструктивное оформление крышек
Чугунные крышки (см. рис. 16.41) относительно больших размеров выпол-
няют высотой h « 0,1 L. Толщина стенки крышки
Bj = (0,7 4-0,8)8. (16.26)
Контуры платиков под крышку в корпусной детали и контуры крышек
вследствие отклонений размеров, как правило, не совпадают. Их совмещают
обрубкой зубилом и припиловкой одного из сопряженных контуров, т. е. при
помощи ручной трудоемкой операции. Для условий средне- и крупносерийного
производства крышки конструируют с некоторым напуском п (см. рис. 16.41),
который скрадывает несовпадение контуров платиков корпуса и крышки,
избавляя от необходимости ручной их пригонки. Иногда для этой же цели
вместо напуска толщину крышки уменьшают на величину т.
Крышки, не воспринимающие никаких усилий и поставленные для пре-
дохранения от попадания пыли во внутреннюю полость корпуса, для экономии
201
металла выполняют из стального листа
толщиной 2—3 мм (рис. 16.42). При еди-
ничном и мелкосерийном производстве
применяют плоские крышки (рис. 16.42,с),
а при средне- и крупносерийном — штам-
пованные (рис. 16.42, б).
Под чугунные и стальные крышки
ставят картонные уплотняющие проклад-
ки.
В последние годы в машинах крупно-
серийного и массового выпуска крышки,
не воспринимающие усилий, выполняют
из пластмассы. Такие крышки следует
конструировать тонкостенными, с ребрами
жесткости. Толщина стенок в любом ее
сечении должна быть одинаковой. Конст-
рукция крышки из пластмассы показана
на рис. 16.43.
в) Конструирование сварных корпусов
Как указывалось ранее, для еди-
ничного и мелкосерийного производства
экономически выгоднее корпус конст-
руировать сварным. Соотношения разме-
Рис. 16.43
ров элементов сварных деталей в настоящее время еще не разработаны. Обще-
известно, что толщины стенок сварного корпуса и крышек могут быть меньше,
чем литого корпуса и крышек из чугуна. В частности, толщины стенок свар-
ного корпуса и крышки можно принимать 0,7 от толщины стенок литого чу-
гунного корпуса и чугунной крышки. Для определения других размеров свар-
ного корпуса и крышки следует пользоваться эмпирическими соотношениями,
приведенными выше для чугунных корпусов и крышек.
Корпус и крышку редуктора сваривают из элементов, изготовленных из
проката. После сварки производят механическую обработку плоскостей и от-
верстий деталей.
На рис. 16.44 показаны возможные варианты конструктивного оформле-
ния сварного корпуса редуктора. В сечении по А—А показаны вари-
анты сопряжения между собой вертикальных стенок корпуса и крышки.
В сечении по Б—Б даны два варианта соединения вертикальных стенок с дном,
а в сечении по В—В — два варианта соединения стенок с опорными платина-
ми. В сечении по Д—Д представлен вариант соединения стенок с полками для
202
Рис. 16.44
крепления крышки к корпусу. На виде по стрелке К показано соединение
полок на углах корпуса и крышки. Бобышки с отверстиями для подшипников
(узел Е) показаны в трех вариантах. И, наконец, дан вариант (узел Р) оформ-
ления ребер жесткости.
§ 17. КОНСТРУИРОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ
СКОРОСТЕЙ
Скорости вращения валов чаще всего регулируют:
1) перемещением по валу зубчатых колес или муфт;
2) поочередным включением и отключением электромагнитных муфт;
3) переключением числа пар полюсов многоскоростных электродвига-
телей;
4) применением вариаторов;
5) комбинацией двух или более из числа упомянутых способов.
Ограничимся рассмотрением наиболее простых и наиболее широко рас-
пространенных механизмов, указанных в п. 1.
Рис. 17.1
204
Выше (стр. 115, 117) рассмотрены конструкции зубчатых колес, применяю-
щихся в коробках скоростей. Как видно из рис. 11.19, в некоторых конструкци-
ях для возможности перемещения колес по валу при переключениях скоростей
делают специальные кольцевые пазы. Такие же пазы имеются и в специальных
муфтах (см. рис. 20.26, 20.28 и др.).
Механизмы для передвижения зубчатых колес или муфт конструируют
по двум принципиальным схемам (рис. 17.1).
В первой схеме (рис. 17.1, а) передвижение зубчатого колеса (или муфты)
производится непосредственно рычагом 1, сидящим на одной оси с рукояткой
управления. Эта схема наиболее проста и находит широкое применение в ма-
шиностроительной практике. Недостатком ее является то, что при повороте
рычага конец его описывает дугу радиусом R (рис. 17.2) и камень 2
(рис. 17.1, а), находящийся в пазу зубчатого колеса, смещается относительно
оси последнего. При небольшой длине рычага 1 и большом угле поворота ка-
мень 2 может чрезмерно отклониться от оси колеса, что приведет к нарушению
нормальной работы механизма. По этой причине механизмы по такой схеме
применяют для сравнительно небольших перемещений зубчатых колес и муфт.
Рис. 17.2
В частности, эти механизмы используют при передвижении муфт и двухвен-
цовых блоков зубчатых колес. Трехвенцовые блоки обычно перемещаются
на большую длину. Однако и в этом случае, если сделать рычаг 1 большой
длины, удается применить механизм по схеме рис. 17.1, а. Чтобы уменьшить
смещение камня 2 относительно оси, радиус R рычага принимают равным
+ (17.1)
где A t — расстояние от оси вала зубчатого колеса до оси поворота рычага
(рис. 17.2);
а — половина высоты дуги, описываемой осью камня, при перемещении
зубчатого колеса из одного крайнего положения в другое.
Желательно, чтобы величина отклонения камня от оси вала была а<0,3 h,
где h — высота камня. Если нельзя выдержать это соотношение, следует при-
менять механизмы, выполненные по второй схеме (рис. 17.1,6). При этой
схеме перемещение зубчатого колеса производится вилкой 3, расположенной
на направляющей скалке 4, а передвижение вилки по скалке — рычагом /.
Последний может быть связан с вилкой различными способами. На рис. 17.1,6
эта связь осуществлена сектор но-реечным зубчатым зацеплением.
1. Переводные камни и вилки
Переводные камни изготовляют из антифрикционного и серого чугуна,
текстолита, реже — из бронзы безоловянистых марок. Конструкции перевод-
ных камней показаны на рис. 17.3.
205
Простейшая и наиболее распространенная конструкция дана на
рис. 17.3, а. Широкое применение имеют также насадные камни по рис. 17.3, б, в.
Реже применяются более сложные в изготовлении цельные камни по
рис. 17.3, г, д.
Рис. 17.3
Размеры переводных камней варианта а по нормали станкостроения при-
ведены в табл. 17.1.
Таблица 17.1
вх4 10 12 16 20 25
h 18 22 28 36 45
S 5 6 8 10 13
d 5 6 8 10 13
Помимо переводных камней, в механизмах, выполненных по первой схе-
ме, применяются вилки. Простейшие из них показаны на рис. 17.4. Вилки,
выполненные вместе с осью (рис. 17.4, а), поворачиваются в отверстии рычага,
а насадные (рис. 17.4, б) — относительно оси 2, неподвижно закрепленной в
рычаге 1. Эти вилки, так же как и камни, соединяются с рычагом 1
(рис. 17.1, а). Они охватывают зубчатый венец колеса и перемещают его вдоль
вала.
Установочные винты, фиксирующие оси камней (рис. 17.3, б, 17.4,6),
обычно стопорят при помощи керна, которым деформируют винт в 2—3 точ-
ках по окружности резьбы (см. 111).
Как камни, так и вилки воздействуют на зубчатые колеса и муфты в точке,
находящейся от оси вала на расстоянии С (рис. 17.5). Сила, действующая со
стороны камня или вилки, создает момент М = PC, поворачивающий зуб-
чатое колесо (или муфту). Этот момент уравновешивается реактивным момен-
том N-1. Реакции N создают силы трения N -f, которые оказывают сопротивление
осевому перемещению зубчатого колеса (муфты). При большом плече С и ма-
206
лой длине I ступицы колеса (т. е. при определенном отношении ) деталь
может заклиниться и перемещение ее по валу окажется невозможным. Поэтому
необходимо предельно уменьшать плечо приложения силы Р (размер С) и уве-
личивать длину ступицы передвигаемого зубчатого колеса (размер /). Жела-
тельно, чтобы выдерживалось отношение ^->1,0. Если по различным при-
Рис. 17.4
чинам это отношение выдержать не удается, следует применять вилки с двумя
сухарями (рис. 17.6 и 17.8), охватывающие зубчатое колесо (муфту) с двух
сторон.
Рис. 17.5
Рис. 17.6
В механизмах, выполненных по второй схеме (см. рис. 17.1, б), зубчатые
колеса (муфты) обычно перемещаются вилками. Типовые конструкции таких
вилок показаны на рис. 17.7.
В зависимости от формы передвигаемых зубчатых колес или муфт вилка
может входить в кольцевой паз передвигаемой детали (рис. 17.7, а) или охва-
тывать ее кольцевой выступ (рис. 17.7, б).
Связь рычага 1 с вилкой может осуществляться различно. Наиболее прос-
тое и дешевое исполнение показано на рис. 17.7, а, где в паз вилки входит
цилиндрический штифт рычага 1. Недостатком этого варианта является то,
207
Рис. 17.7
Рис. 17.8
что контакт штифта с пазом вилки в лучшем случае происходит по линии.
Поэтому при частых переключениях может сравнительно быстро изнаши-
ваться штифт. Чаще всего рычаг 1 снабжают переводным камнем по одному
из вариантов рис. 17.3. При необходимости перемещения на большую длину
применяют реечно-зубчатое зацеп-
ление (рис. 17.7, в).
При вертикальном расположе-
нии валов вес зубчатых колес
(муфт) воспринимается механиз-
мами переключения скоростей.
Чтобы сохранить трущиеся по-
верхности от износа и уменьшить
потери мощности, в подвижные
зубчатые колеса встраивают под-
шипники качения (рис. 17.8).
2. Направляющие скалки
Вилки перемещаются по нап-
равляющим скалкам, которые
чаще всего выполняют по допус-
ку G одного диаметра по всей дли-
не. Отверстие в корпусе для скал-
ки изготовляют по допуску А, а
отверстие в вилке — по допуску
А4, Х3 или Х4. Крепление направ-
ляющих скалок в корпусе выпол-
няют по одному из вариантов,
показанных на рис. 17.9, а—ж.
В варианте ж направляющая
скалка имеет продольный разрез.
Надежное крепление скалки в кор-
пусе производится пробкой по
ГОСТ 3112—54 с конической резь-
бой, которая расклинивает разре-
занные части скалки.
Иногда необходимо, чтобы
вилка переключения не повора-
чивалась относительно оси направ-
ляющей скалки. Тогда скалку
жестко крепят в корпусе (вариан-
ты б, г, б). Кроме того, на скалке
выполняют шпоночный паз, а в
вилку вставляют шпонку с ци-
линдрическим выступом, входя-
щим в отверстие ступицы вилки (см. рис. 17.8). Вместо шпоночного соеди-
нения в этих случаях нередко применяют скалку и вилку со шлицами.
Простейшее наиболее дешевое крепление направляющих скалок в корпусе
получается по вариантам рнс. 17.9, а, б, г.
3. Рычаги, оси и рукоятки управления
Рычаги 1 (см. рис. 17.1 и 17.11), к которым присоединяются переводные
камни или вилки, выполняют обычно литыми из серого чугуна. Форма рыча-
гов в зависимости от компоновки деталей в узле может быть различной и не-
редко довольно сложной.
Концы рычагов 1, называемые также бобышками, выполняют по размерам
(рис. 17.10):
8-1019
209
dCT = (1.5 4- l,6)d; 1
/CT = (l,2<-l,5)d, J (17'2)
где d — диаметр отверстия в бобышке рычага (обычно выполняется по допус-
ку А).
Рычаги 1 изготовляют овального, а также прямоугольного сечения, без
ребер или с ребрами жесткости (рис. 17.11).
Обычно рычаг 1 и рукоятка управления сидят на общей оси. Некоторые
Рис. 17.10
возможные варианты такого соедине-
ния приведены на рис. 17.10.
Вариант а — наиболее простой.
Недостатком его является необходи-
мость обработки внутреннего торца
бобышки.
В варианте б этот недостаток
устранен тем, что в отверстие корпуса
вставлена чугунная втулка. Другим
положительным качеством этого ва-
рианта является возможность заме-
ны втулки после износа поверхности
отверстия. Недостаток варианта
б — наличие дополнительной детали
(втулки).
Установочные винты стопорятся
керном, так же как винты на рис.
17.3 и 17.4.
В варианте в ось выполнена
ступенчатой. От продольных смеще-
ний ось удерживается шайбой 2,
которая крепится к наружному
торцу бобышки. Весьма часто в шай-
бе выполняют гнезда для шариков,
фиксирующих угловое положение
рукоятки.
Интересным является конструк-
тивное решение устройства вари-
анта г. В этом варианте ось выпол-
нена одинакового диаметра по всей
длине, что удобно при ее изготовлении.
Шайбу 2 надевают на ось, сдвигают
в кольцевой проточке поперек оси,
и в таком положении она удержива-
ет ось от осевых смещений.
Для лучшей устойчивости меха-
низма желательно, чтобы длина I
была в 2,0—2,5 раза больше диамет-
ра оси.
Если рычаг по условиям компо-
новки узла располагается вдали от
стенки корпуса, создают вторую опо-
ру для оси рычага (рис. 17.12).
Рукоятки управления состоят
из ступицы, стержня и ручки. Иног-
да рукоятки выполняют цельноли-
тыми. Однако чаще всего их делают
сборными. Размеры ступиц, стержней
и ручек приводятся в атласе деталей
машин [11].
210
Рис. 17.12
Исполнение 1
Рис. 17.13
Рис, 17.14
б)
Очень большое распространение получили шаровые ручки из пластмассы
(нормаль машиностроения МН 2725—64 (рис. 17.13). Ручки и маховички у п
равления других конструкций приведены в атласе деталей машин II1 j и в
нормалях МН 4—64 — МН 12—64.
4. Устройства для фиксирования подвижных деталей
В каждом из положений механизм переключения скоростей должен быть
зафиксирован. Для этого достаточно зафиксировать одну из перемещающихся
деталей этого механизма. Часто фиксирующее устройство располагают в ру-
коятке управления. На рис. 17.14 показан наиболее распространенный ва-
риант фиксирования положения механизма при помощи шарика, заходящего
Рис. 17.15
в фиксаторное гнездо. Засверловку под шарик делают в стальных пласти-
нах (рис. 17.14, а) или непосредственна в поверхности стенки корпуса
(рис. 17.14, б). Однако через некоторое время работы механизма фиксаторный
шарик проделывает в стенке корпуса дорожку между гнездами и фиксирующее
устройство перестает надежно работать. Поэтому желательно для фиксатор-
ных гнезд применять привертные стальные шайбы или планки. Для повыше-
ния надежности фиксирования радиус расположения фиксаторных гнезд дол-
жен быть наибольшим. На рис. 17.15 показаны два варианта рукоятки управ-
ления с большим радиусом расположения фиксаторных гнезд.
Иногда применяют фиксирование перемещаемых по валу зубчатых колес.
На рис. 17.16 приводится несколько вариантов наиболее распространенных
конструкций устройств для фиксирования зубчатых колес. При вариантах
исполнения б и г на валу (или скалке) снимают лыску. Это делается для
того, чтобы вспучивание металла от давления шарика в процессе перемещения
деталей по валу (скалке) не нарушало характера их сопряжения. Более на-
дежно фиксирование по варианту б. Недостатками этого варианта являются
ослабление вала и трудность замены пружины в случае ее поломки.
При выполнении механизмов по второй схеме (см. рис. 17.1, б) чаще всего
производится фиксирование вилки относительно направляющей скалки. При
этом шарик с пружиной располагают в вилке, а в направляющей скалке
делают фиксаторные гнезда или кольцевые канавки (рис. 17.16. г).
213
Общим недостатком фиксирующих устройств с шариками является не-
надежное фиксирование. Поэтому в ответственных механизмах или при нали-
чии сил, действующих на фиксируемую деталь, устанавливают более надеж-
ные устройства. На рис. 17.17 показаны наиболее распространенные конст-
рукции рукояток с вытяжными фиксаторами. Рукоятка по рис. 17.17, бпроще
в изготовлении, но менее удобна, чем рукоятка по рис. 17.17, а. В некоторых
машинах применяют фиксирующие устройства, показанные на рис. 17.18.
Находят применение также многие другие фиксирующие устройства.
Рис. I7.I6
При переключении скоростей возможны случаи (особенно при шариковых
фиксирующих устройствах), когда зубчатое колесо случайно выходит за пре-
делы крайнего положения и его зубья начинают зацепляться не по всей длине.
При этом подвижное зубчатое колесо может задевать за стенки корпуса или
за другие детали, что в определенных условиях может приводить к трению
скольжения между деталями и даже к их поломке. Поэтому следует применять
ограничители, препятствующие выходу подвижных деталей за пределы край-
них положений.
В качестве ограничителей можно использовать любые средства (см., на-
пример, [25 |, стр. 135). Для этой цели могут быть использованы дистанцион-
ные втулки или кольца 1 (см. рис. 17.16), устанавливаемые на валах или на
направляющих скалках. В механизме, показанном на рис. 17.18, ограничите-
лями служат штифты /, выступающие над поверхностью дуговых планок. Эти
штифты одновременно фиксируют планки относительно корпуса. В механизме,
изображенном на рис. 17.19, ограничителем служит штифт 1, который входит в
214
Рис. 17.18
Рис. 17.19
215
дуговой паз на торце рукоятки 2. В крайних положениях рукоятки штифт /
почти упирается в концевую часть дугового паза (остающийся зазор 1—2 мм).
В виде иллюстрации к изложенному рассмотрим несколько примеров
конструкций механизмов управления скоростями.
Рис. 17.20
Рис. 17.21
На рис. 17.19 приведен механизм переключения скоростей перед-
ней бабки токарного станка мод. 1К62, а на рис. 17.20 — чертеж механиз-
ма коробки подач токарного станка мод. 1А616.
На рис. 17.21 показан механизм переключения зубчатых колес двумя
рычагами с совмещенными осями, примененный в токарном станке мод. 1А616.
5. Блокировочные устройства
В коробках скоростей, управляемых одним рычагом, каждому его поло-
жению соответствует только одна скорость вращения вала. Если же управле-
ние скоростями производится двумя рычагами, по ошибке могут быть одно-
временно включены разные скорости вращения одного и тоге же вала, что
обычно приводит к поломке деталей. Для предупреждения этого применяют
специальные блокирующие, запирающие устройства. На рис. 17.22 показаны
некоторые схемы таких устройств [19]. В этих схемах блокируемые звенья
при переключении скоростей поворачиваются на некоторый угол относитель-
но своих осей. Варианты си б применяются, когда оси обоих элементов лежат
на одной прямой, варианты в—д—при параллельных осях, а варианты е и ж —
при перекрещивающихся осях. Во всех этих схемах звено 2 не может быть
повернуто до тех пор пока звено 1 не займет положение, при котором управляе-
мое им колесо или муфта окажутся выключенными.
На рис. 17.23 и 17.24 приведены конструкции некоторых блокирующих
устройств. Механизм, изображенный на рис. 17.23, а, выполнен по схеме
рис. 17.22. г, а механизм на рис. 17.23,6 — по схеме рис. 17.22, в. Оба рычага
в этом механизме занимают нейтральное положение и поэтому вырезы в дис-
ках обращены друг к другу.
216
Механизм, показанный на рис. 17.24, а, выполнен по схеме рис. 17.22, д,
а на рис. 17.24. б — по схеме рис. 17.22, а.
Управление скоростями в современных приводах часто осуществляется
централизованно, одной рукояткой. При этом автоматически обеспечивается
блокировка. Во время переключения скоростей одной рукояткой невозможно
сразу включить две различные скорости вращения вала.
Рис. 17.22
217
Рис. 17.23
Рис. 17.24
6. Однорычажные механизмы переключения скоростей
На практике применяют разнообразные принципиальные схемы и конст-
руктивные разновидности однорычажных механизмов переключения скорос-
тей. При конструировании их во многих случаях могут быть использованы
схемы механизмов централизованного управления скоростями, приведенные в
работе [19], табл. 43, стр.
113. Здесь мы рассмотрим
наиболее распространенные
из этих конструктивных схем.
В конструкции по рис.
17.25 шестерня 1 поочередно
входит в зацепление с зубь-
ями рейки одной или дру-
гой вилки. Это осуществля-
ется поворотом рычага 2 от-
носительно оси 3. При по-
вороте по часовой стрелке
шестерня 1 выйдет из зацеп-
ления с рейкой левой вилки
и войдет в зацепление с рей-
кой правой вилки (по чер-
тежу).
После ввода в зацепле-
ние поворотом шестерни при
помощи рычага 2 производит-
ся перемещение вилки и,
следовательно, переключе-
ние скорости вращения вала.
На рис. 17.26 показано
переключение скоростей дис-
ком /, на торце которого вы- Рис 17 25
полнен криволинейный паз 2.
В этот паз входят ролики 4,
сидящие на оси рычагов 3 и 5. Криволинейный паз спрофилирован таким
образом, что каждому угловому положению диска соответствует определен-
ное положение рычагов 3 и 5 и, следовательно, определенное положение
управляемых ими зубчатых колес.
На рис. 17.27 показан механизм управления, примененный в коробке
подач радиально-сверлильного станка мод. 2А55 и подробно описанный в жур-
нале [21 ]. На оси 1 установлен переводной рычаг 2 и двуплечий рычаг 3.
На стержни 4, закрепленные в двуплечем рычаге 3, воздействует ступенчатая
конусная поверхность втулки 5. Уступы конусной поверхности расположены
на радиусах /?min, R и 7?тах- Чтобы изменить скорость вращения привода,
втулку 5 отводят рычагом 6 вправо (по чертежу), затем поворачивают в ту или
другую сторону на определенный угол. После этого движением рычага 6 втул-
ку 5 подают влево. Конусные поверхности втулки воздействуют на стержни 4
рычага 3. Рычаг 3 и, следовательно, рычаг 2 поворачиваются, вследствие чего
передвигается блок зубчатых колес. Если на стержни 4 воздействуют участки
конусной поверхности радиуса R, рычаг 2 будет находиться в среднем, нейт-
ральном положении. Если же на один стержень 4 воздействует конусная по-
верхность радиуса Z?max, то стержень, расположенный на другом конце дву-
плечего рычага 3, войдет в конусный паз радиуса 7?т]П. Рычаг 2 повернется и
переместит блок зубчатых колес в требуемом направлении. Этот механизм при-
меняется наряду с радиально-сверлильными станками мод. 2А55 и в других
машинах.
Широкое распространение в станках получили механизмы переключения
скоростей, схема которых приведена на рис. 17.28. В этих механизмах перевод-
219
ные рычаги 1 (на рисунке показан комплект только с одним рычагом) закреп-
лены на валике-шестерне 2.
С шестерней входят в зацепление две круглые рейки 3, один из концов кото-
рых выполнен в виде стержня малого диаметра. Если смещать одну круглую рей-
ку, то она будет поворачивать шестерню и, следовательно, рычаг 1 в одну
Рис. 17.26
охватывающая кольцевой паз (или
сторону, а если смещать другую рей-
ку, то рычаг 1 будет поворачиваться
в противоположную сторону.
Толкание реек производится двой-
ным диском 4. Диск 4 сначала отводят
вправо (по чертежу). Затем поворачи-
вают в нужном направлении на требуе-
мый угол и подают влево, на стержни
реек. Передний диск, упираясь в торец
стержня рейки, толкает ее. При движе-
нии первой рейки влево вторая рейка
будет перемещаться вправо, навстречу
дискам. Против другой рейки в обоих
дисках (переднем и заднем) для этого
должно быть предусмотрено отверстие.
Если требуется установить рычаг в
нейтральном положении, то отверстия
должны быть только в переднем диске
против стержней обеих реек; задний
же диск отверстий иметь не должен. На
чертеже механизм показан в нейтраль-
ном положении.
Иногда на валиках-шестернях кре-
пят не переводные рычаги, а зубчатые
колеса (или зубчатые секторы), кото-
рые находятся в зацеплении с круглой
рейкой 5 (рис. 17.28, б). На конце этой
рейки закреплена переводная вилка 6,
выступ) зубчатого колеса (муфты). В пер-
вой схеме (рис. 17.28, а) переключение скорости производится поворотом ры-
чага У, а во второй (рис. 17.28, б) — перемещением рейки 5 и переводной вил-
ки 6.
Если требуется передвигать детали в три положения (два крайних и сред-
нее, например, для управления трехвенцовыми блоками зубчатых колес),
применяют двойные диски. Для перемещения деталей только в два крайних
положения (например, для управления сцепными муфтами и двухвенцовыми
блоками зубчатых колес) используют одинарный диск.
На рис. 17.29 показан механизм переключения с переводными вилками,
примененный в карусельном станке мод. 1541.
При помощи механизмов, изображенных на рис. 17.27—17.29, могут пе-
ремещаться в осевом направлении сцепные муфты, двухвенцовые и трехвен-
цовые блоки зубчатых колес. Это дает возможность управлять коробками с
числом скоростей 2; 3; 4; 6; 8; 12; 18 и более.
Достоинством этих механизмов является также то, что они допускают
предварительный выбор скоростей. Не прекращая вращения выходного вала
коробки скоростей, можно отвести рычаг управления «на себя», т. е. по черте-
жу (см. рис. 17.27) вправо и повернуть его в необходимом направлении на
определенный угол, соответствующий новому числу оборотов выходного вала.
В этом положении рычаг управления может находиться до момента переклю-
чения скоростей. Тогда движением рычага «от себя», т. е. по чертежу влево,
будут приведены в одновременное движение муфты или зубчатые колеса и
произойдет переключение скорости вращения выходного вала.
220
Рис. 17.27
Если на одном валу расположены два подвижных блока зубчатых колес,
то при одновременном их движении вдоль вала колесо одного из блоков нач-
нет входить в зацепление с неподвижным колесом, в то время как колесо дру-
гого блока полностью еще не выйдет из зацепления со своим колесом. В этом
случае переключение скоростей возможно лишь при выключенном приводе.
Рис. 17.28
В ответственных узлах в таких случаях применяют блокировочные устройства
или видоизмененные конструкции механизмов [22].
Некоторые другие механизмы управления скоростями описаны в работе
111].
§ 18 КОНСТРУИРОВАНИЕ ШКИВОВ И НАТЯЖНЫХ УСТРОЙСТВ
1. Выбор типа и основных параметров ременной передачи
Прежде чем приступить к конструированию шкивов и натяжных уст-
ройств, выбирают тип передачи и основные ее параметры.
Плоскоременную передачу следует применять при:
222

1) больших межосевых расстояниях;
2) особой необходимости удешевить передачу;
3) очень высокой скорости вращения (о >30 м/сек).
Применение клиноременной передачи целесообразно при:
1) малых межосевых расстояниях;
2) больших передаточных числах;
3) вертикальном расположении осей валов;
4) необходимости передачи движения на несколько шкивов.
При больших передаточных числах для удешевления клиноременной пе-
редачи большой шкив выполняют гладким, а не желобчатым.
При выборе типа ременной передачи следует иметь в виду, что передачи
с многоклпновыми и зубчатыми ремнями (рис. 18.1) значительно компактнее
обычных клиноременных и тем более плоскоременных передач 125 ].
Так как клиновые ремни бесконечные, то для замены износившегося или
оборвавшегося ремня придется производить разборку узла. Поэтому шкивы
клиноременной передачи должны быть расположены на валах консольно.
Межосевые расстояния чаще всего диктуются схемой компоновки машины
и поэтому являются как бы заданными. Однако при этом необходимо помнить,
что при уменьшении межосевого расстояния ременной передачи угол обхвата
на малом шкиве уменьшается. Этот угол не должен быть меньше 150* в плоско-
ременной и 120е в клиноременной передаче. Оптимальное мсжосевое расстоя-
ние плоскоременной передачи
+ (18.1)
где Di и D2 — расчетные диаметры малого и большого шкивов.
Диаметры шкивов плоскоременных передач по ОСТ 1655 выбирают из
следующего ряда чисел (мм)-.
63; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 225; 250; 280; 320; 360; 400;
450; 500; 560; 630; 710; 800.
Оптимальное межосевое расстояние клиноременной передачи выбирают в
зависимости от передаточного числа (табл. 18.1).
224
Таблица 18.1
1 2 3 4 5 6 и более
/,ЛЬИ 1,5 А 1.2 А А 0,95 А 0,9 А 0,85 А
где £>2 — расчетный диаметр большего шкива.
Расчетные диаметры шкивов для различных сечений клиновых ремней
выбирают в пределах, указанных в табл. 18.2.
Таблица 18.2
Сечение ремня 0 А Б В
Расчетный диаметр, мм 63—500 90—630 125—800 180—1000
Конкретные значения расчетных диаметров следует брать из следующего
ряда чисел (мм):
63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400;
450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000.
Долговечность ремней и к. п. д. ременной передачи резко падают с умень-
шением диаметра шкивов. Поэтому, насколько возможно, следует избегать
малых диаметров шкивов. Для прорезиненных ремней плоскоременной пере-
дачи желательно, чтобы меньший диаметр шкива был
О^ЗОЗ, (18.2)
где 8 — толщина ремня.
В клиноременных передачах меньшие расчетные диаметры шкивов в за-
висимости от сечения ремня должны быть равны или больше величин, при-
веденных в табл. 18.3.
Таблица 18.3
Сечение ремня 0 А Б В
А. мм > 63 90 125 180
2. Материалы и конструкции шкивов
Шкивы изготовляют литыми из чугуна марки СЧ 15—32, стальными свар-
ными, из легких сплавов и из неметаллических материалов. Чугунные литые
шкивы из-за опасности разрыва от действия центробежных сил применяют
при окружной скорости до 30 м!сек. При более высокой скорости шкивы долж-
ны быть стальные.
Для снижения инерционных нагрузок, особенно в передачах с большими
скоростями, применяют шкивы из легких сплавов.
Шкивы из неметаллических материалов (текстолит, пластмасса) отлича-
ются меньшей массой. Они широко применяются в настоящее время и очень
перспективны.
Таблица 18.4
В, мм 40—60 70—100 125—150 175—250 300—400
у, мм 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0
225
Шкивы состоят из обода, ступицы и диска или спиц, их соединяющих.
Внешней поверхности обода шкива плоскоременной передачи придают
цилиндрическую форму (рис. 18.2, а). В быстроходных передачах, а также в
Рис. 18.2
случаях, когда оси валов, на
которых установлены шкивы,
могут иметь большие отклоне-
ния от параллельности, внеш-
нюю поверхность обода одного
из двух шкивов следует выпол-
нять выпуклой (рис. 18.2, б) или
с двумя конусами (рис. 18.2, в).
В этом случае ремень лучше
фиксируется на шкивах и не
сбегает с них во время работы
передачи. Величину выпуклос-
ти у принимают по табл. 18.4
(ОСТ 1655).
Исполнение с конусами
проще в изготовлении и поэ-
тому предпочтительнее.
Основные конструктивные
элементы шкивов (см. рис. 18.2,
а—д) принимают по табл. 18.5.
Балансировка шкивов про-
изводится обычно путем свер-
ления отверстий на торцах обо-
да. Поэтому в шкивах, подвер-
гающихся балансировке, толщи-
ну обода 8 при необходимости
увеличивают по сравнению с
толщиной, определенной по
табл. 18.5.
Таблица 18.5
Конструктивный элемент
Расчетная формула
.Ширина шкива передач:
плоско ременных . ........................................
клино ременных........................................
Толщина обода чугунных шкивов передач:
плоско ременных......................,....................
клино ременных.................................... .
Толщина обода стальных шкивов ............................
Толщина диска.............................................
.Диаметр ступицы шкивов:
чугунных ...................................
стальных ........................................... -
Длина ступицы ..............................
В = (1,15 ~ 1,25)6
В = (г —1)* + 2$
S4vr — 0, 05(7) -р- 2£)-р Злл
8чуг= (0,65 4-0,75)е
^сталь ~ 0,7 6чуг
с=(1,24- 1.3)8
аст = (l;74-l,8)d
dCT= (1,6-4- 1,7)d
ZCT = (1,4 4- 1.8)d
В расчетных формулах обозначены:
Ь—ширина ремня,
г—число клиновых ремней.
После определения по приведенным соотношениям размеров 8, d„, 1„
и с их округляют в ближайшую сторону до значений из ряда предпочтитель-
ных чисел (ГОСТ 6636—69), стр. 34.
Окончательно длину /ст принимают с учетом результатов расчета шпоноч-
ного или шлицевого соединения.
Размеры профиля канавок, расстояния между канавками и остальные
226
размеры обода клиноременных шкивов принимают по табл. 18.6
(см. рис. 18,2, а)
Таблица 18.6
Сечение ремня 0 А Б В
Глубина канавки е, мм 10 12,5 16 21
Шаг канавок Z, мм 12 16 20 26
Толщина стенки обода s, льи 8 10 12,5 17
Шкивы плоскоременных и клиноременных передач (рис. 18.3) диаметром
D < 350 мм выполняют с диском (сплошным или имеющим отверстия для
уменьшения массы и удобства транспортировки).
Рис. 18.4
Рис. 18.3
В шкивах с диаметром D > 200 мм диск следует конструировать в виде
конуса, что способствует лучшему отводу газов при заливке формы металлом
и предохраняет деталь от появления газовых раковин. Иногда диск выпол-
няют конусным по конструктивным соображениям (рис. 18.4).
Шкивы диаметром D > 350 мм выполняют с 4—6 спицами, чаще всего
эллиптического сечения (рис. 18.5). Если ширина шкива В > 300 мм., то де-
лают два ряда спиц. Обед шкива в обоих случаях снабжают ребрами жесткос-
ти, расположенными в плоскости спиц. Высота ребер (в мм)
ео = 8 + 0.02В.
(18.3)
Размер сечения спицы h см находят из выражения
з ___________
h^=-\[----------- (18 4)
J/ 39,2г! г2 »
где z< — число рядов спиц;
z2 — число спиц в одном ряду;
М — вращающий момент, н-м.
Соотношения элементов сечения спиц следующие:
227
/г1 ==0,8/г,
а = 0,4/г, (18.5)
а! — 0,8а.
Стальные сварные шкивы применяют чаще всего, начиная с диаметра D —
= 500 мм и выше. Обод и диск выполняют из стали марки Ст. 3, а ребра —
из любой более дешевой стали.
При ширине В -С 350 мм шкивы для плоских и клиновых ремней де-
лают с одним диском (рис. 18.6, с), а при большей ширине —с двумя дисками
(рис. 18.6, б).
Рис. 18,5
Соотношения конструктивных элементов принимают
s = (0,8 4- 1,0)8;
ss « (0,7 4- 0,8)s;
е0 ~ (3 4- 4)s;
(18.6)
rt та 0,8dc-.
Клиновые шкивы одноручьевые, а также многоручьевые в неответствен-
ных передачах при крупносерийном и массовом производстве выполняют штам-
по-сварными и сборной конструкции (рис. 18.7, а). На рис. 18.7, б приведена
конструкция шкива, выполненного из пластмассы типа «волокнит».
В медленно вращающихся шкивах малого размера (диаметром до 350 мм)
обрабатывают только рабочую поверхность и торцы обода, а также отверстие
и торцы ступицы, оставляя нерабочие поверхности шкива необработанными.
Эти поверхности для удобства удаления модели шкива из формы выполняют на
конус (см. рис. 18.2, а, д).
Быстро вращающиеся шкивы малого размера с целью балансировки об-
рабатывают кругом. В этом случае внутреннюю поверхность обода и наруж-
ную поверхность ступицы выполняют цилиндрическими (см. рис. 18.2, б, в, г).
Иногда даже и при больших числах оборотов шкивы обрабатывают не пол-
228
Рис. 18.6
ностью. Тогда их подвергают статической, а при большой ширине шкива также
и динамической балансировке. В рабочих чертежах шкивов при этом необхо-
димы указания типа «Статически балансировать. Допускаемый дебаланс
до... н-м». При очень высоких скоростях шкивы, обработанные крутом, тоже
должны балансироваться, © чем в чертежах шкивов даются соответствующие
указания.
Рис. 18.7
Шкивы сажают на цилиндрические или конические участки вала. Для
передачи вращающего момента используются шпоночное или шлицевое соеди-
нения. При шпоночном соединении и цилиндрическом сопряжении шкивы
устанавливают на валах по следующим посадкам:
а)
А
при нереверсивной спокойной работе без толчков и ударов
б) при нереверсивной работе с умеренными толчками
А___.
Т (Г) ’
в) при реверсивной работе с большими толчками и ударами
А
Г (Пл) ’
сажать на
Так как шкивы обычно устанавливают консольно, их удобно
конусные концы валов.
Осевую фиксацию и осевое крепление шкивов на валах производят так
же, как зубчатых и червячных колес (см. рис. 12.9).
230
Относительное расположение ступицы и обода шкивов как гладких, так и
для клиновых ремней может быть различным и зависит от компоновки узла.
Обод шкива, установленного на консольном участке вала, чтобы умень-
шить момент, изгибающий вал, следует располагать как можно ближе к опоре
последнего. Для этого обод шкива
должен охватывать прилив корпуса,
в котором размешаются опоры вала
(см. рис. 18.4).
На рис. 18.8 в качестве примера
показана конструкция шкива токар-
ного станка мод. 1К62, на рис. 18.9—
расточного станка мод. 265. В обе-
их конструкциях опоры вала приб-
лижены к шкиву.
Когда изгибающие моменты от
натяжения ремня приводят к нежела-
тельному увеличению размеров вала,
шкивы конструируют так, чтобы си-
ла натяжения ремней не передава-
лась на вал. Для этого их располага-
ют на собственных подшипниках,
установленных на специальном крон-
штейне (рис. 18.10). В этих шкивах
внутренние кольца подшипников
неподвижны, а наружные вращаются
вместе со шкивом. Характер наг-
рузки для наружных колец — цир-
куляционный, для внутренних —
местный. Поэтому наружные кольца
Рис. 18.8
подшипников следует сажать в шкив с
натягом и закреплять в нем по торцам.
Внутренние кольца сажают на вал с минимальным натягом, по торцам не за-
крепляют, а лишь фиксируют в осевом направлении.
Рис. 18.9
231
Сила натяжения ремней нагружает кронштейн, который нужно рассчи-
тывать на изгиб от момента Ми = QLi.
Крепление кронштейна к корпусу следует проверять на нераскрытие
стыка от опрокидывающего момента М = QL2
Рис. 18.10
Вращающий момент передается при помощи шлицевого соединения на
фланец, который крепится к шкиву или только винтами, или винтами и штиф-
тами. При отсутствии штифтов момент с фланца на шкив будет передаваться
трением поверхности сопряжения фланца о поверхность торца ступицы шки-
ва. В этом случае винты, крепящие фланец к шкиву, должны рассчитываться
на затяжку, способную создать необходимую силу трения.
3. Натяжные устройства
В процессе работы ременной передачи ремни вытягиваются и натяжение
их уменьшается. Поэтому при конструировании ременной передачи следует
предусматривать специальные натяжные устройства, позволяющие периоди-
чески восстанавливать начальное натяжение или непрерывно поддерживать
его.
По ГОСТ 1284—57 для компенсации отклонений длины клинового
ремня и компенсации вытяжки, а также для свободного надевания новых кли-
новых ремней должна предусматриваться возможность изменения натяжным
устройством межцентрового расстояния в сторону уменьшения на 1.5% L
и в сторону увеличения на 3,0% L, где L — расчетная длина ремня.
По способам натяжения натяжные устройства разделяются на следующие
три группы:
I. Устройства периодического действия: салазки, качающиеся плиты и
натяжные ролики, если натяжение осуществляется винтами.
II. Устройства постоянного действия: качающиеся плиты и натяжные
ролики, если натяжение создается весом узла, грузом или пружиной.
III. Устройства, автоматически устанавливающие величину натяжения
ремней в зависимости от передаваемого вращающего момента: для натяжения
ремней используются активные и реактивные силы или моменты, действую-
щие в передаче.
232
Натяжные устройства периодического действия конструктивно проще уст-
ройств постоянного действия, но менее совершенны.
Натяжные устройства постоянного действия поддерживают заданный
уровень натяжения ремней, но не меняют натяжение ремней при изменении
передаваемого вращающего момента. Поэтому приходится создавать натяже-
ние по максимальному передаваемому моменту. При переменной нагрузке,
когда передаваемый момент уменьшается,
Это — недостаток данного способа на-
тяжения.
Наиболее совершенным является
способ, при котором натяжение ремней
автоматически изменяется с изменени-
ем передаваемого вращающего момента.
Выбор того или другого способа
натяжения определяется конструктив-
ной схемой привода, возможностью
размещения деталей натяжного устрой-
ства и сравнительной сложностью кон-
структивных вариантов устройств.
Для плоскоременной передачи боль-
шое значение имеет угол обхвата рем-
ня на малом шкиве. Поэтому при отно-
сительно большом передаточном числе
и малом межосевом расстоянии целесо-
образно натяжение ремня осуществлять
роликом. Однако необходимо иметь
ремни будут чрезмерно натянуты.
Рис. 18.11
в виду следующее:
1) применение ролика возможно только в нереверсивных передачах;
2) натяжной ролик изгибает ремень в противоположную сторону, что
снижает его долговечность (рис. 18.11, а).
Рис. 18.12
Для передач клиновыми ремнями угол обхвата ремня имеет меньшее зна-
чение. Поэтому натяжной ролик можно располагать с внутренней стороны
ремня. Такой ролик (рис. 18.11, б) не изгибает ремень в противоположную
сторону и называется оттяжным.
233
Наиболее простым является натяжение ремня передвижением одного из
узлов на салазках. Обычно этим способом пользуются при передаче движения
от электродвигателя. Если допускают условия размещения привода в цехе,
то применяют стандартные салазки, которые поставляются по заказу вместе
с электродвигателем. Принципиальная конструктивная схема такого устрой-
ства показана на рис. 18.12, а. При вертикальном или наклонном расположе-
нии передачи салазки закрепляют на стенках, тумбы, станины, колонны.
Рис. 18.13
Иногда по конструктивным соображениям оказывается более удобным
вместо покупных стандартных салазок сконструировать плиту с направляю-
щими для перемещения электродвигателя (рис. 18.12, б).
Интересна конструкция натяжного устройства, показанного на рис. 18.13.
В ней натяжение ремней осуществляется весом электродвигателя. Сам элект-
родвигатель спрятан внутри станины, тумбы машины.
Широко используется натяжение ремней качающейся плитой. На такую
плиту устанавливают электродвигатель или любой другой узел ременной
передачи. При конструировании качающейся плиты необходимо ось качания
располагать так, чтобы линия, соединяющая ось качания плиты с осью шкива,
составляла с линией, соединяющей центры обоих шкивов, угол Р (рис. 18.14),
близкий к прямому. Если этот угол будет близок к 180° (угол Р'), то при пово-
роте плиты межосевое расстояние изменится мало. Для натяжения ремня
в этом случае придется поворачивать плиту на очень большой угол, что прак-
тически не всегда возможно.
Сами плиты обычно выполняют литыми чугунными. Поэтому при их кон-
струировании следует руководствоваться указаниями, которые даны выше,
в разделе конструирования литых корпусных деталей (толщина стенки, ра-
диусы закруглений, ребра жесткости, окна и выемки для облегчения, перепад
высот обработанной и необработанной поверхности и др.).
На рис. 18.15 показана схема натяжения ремней качающейся плитой.
Натяжение осуществляется стяжкой с правой и левой нарезкой.
На рис. 18.16 приведена конструкция качающейся плиты, которая вместе
с электродвигателем спрятана в тумбе машины. Плита выполнена в виде свар-
ного угольника. Вместе с установленным и закрепленным на ней двигателем
234
плиту «вкатывают» внутрь тумбы на роликах (отрезках труб), которые под-
кладывают под полку 1. После ввода плиты в тумбу вставляют пальцы 3, ко-
торые шарнирно соединяют с плитой осями 2. Натяжение ремней осуществля-
ется двумя гайками 4.
Часто для автоматического натяжения передачи используют вес узла.
Меняя положение оси поворота, можно создать необходимое натяжение ремен-
ной передачи. Схема такого натяжно-
го устройства показана на рис. 18.17.
Оси, относительно которых проис-
ходит поворот плиты или узла, выпол-
няются по ГОСТ 9650—66. Эти оси
удерживаются от выпадания шайбой и
шплинтом. На изготовление осей и
шайб ШЕЗ по нормалям МН 787—60
и МН 788—60 (рис. 18.18) расходует-
ся меньше металла, а надежность осе-
вой фиксации шайбами ШЕЗ выше, чем
шплинтами, поэтому применение их бо-
лее предпочтительно.
Следует отметить, что оси и шайбы
ШЕЗ по этим нормалям можно с успе-
хом применять не только в качающихся
плитах, но и в других случаях, когда
необходимо создать шарнир для пери-
одического поворота детали.
Для натяжения ременной переда-
чи можно использовать универсальные
конструкции натяжных роликов. Устрой-
ство их приводится в атласах деталей
машин. Однако эти ролики конструктивно очень сложны и дороги. Поэтому
натяжные ролики обычно конструируют специально. При этом ось качания
ролика стремятся совместить с осью малого шкива. Натяжение осуществляет-
ся грузом или пружиной. Наиболее распространено натяжение грузом. Одна-
ко натяжное устройство в этом случае получается громоздким. Поэтому для
передачи относительно малых мощностей широко применяется натяжение пру-
жинами.
Рис. 18.15
235
При резких и частых колебаниях нагрузки рычаг ролика должен быть
жестко закреплен. Тогда натяжение может осуществляться любым способом.
Рис. 18.16
Рис. 18.17
Ролики монтируют на подшипниках качения. Здесь, так же как и в шки-
вах, разгружающих вал от силы натяжения, вращающиеся наружные кольца
ставят в ролик с натягом, а внутренние кольца надевают на ось обычно по
скользящей посадке. Наружные кольца
П-|------------------ТП) подшипников, кроме того, зажимают по
торцам.
----_____------------... На рис. 18.19 показана конструкция
оттяжного ролика клиноременной переда-
'J4-чи, ось поворота которого совмещена с осью
вращения ведущего шкива.
В отдельных конструкциях машин на-
ходят применение устройства для натяже-
ния ремней, в которых используются
силы и моменты, возникающие в деталях
Рис. 18.18
во время работы передачи. На рис. 18.20
даны принципиальные схемы таких ме-
ханизмов. В механизме по рис. 18.20, а
ведущий шкив вместе с жестко связанным
с ним зубчатым колесом может повора-
чиваться относительно оси вала электро-
двигателя, на котором закреплена ведущая
шестерня. В этой схеме для натяжения рем-
ней используется окружная сила Р, дейст-
вующая на зубчатое колесо шкива. В ме-
ханизме по рис. 18.20, б натяжение ремней
осуществляется реактивной окружной силой Р, действующей со стороны зуб-
чатого колеса 2 на колесо 7, а в механизме по рис. 18.20, в — реактивным мо-
ментом на корпусе электродвигателя. На рис. 18.20 ведущие ветви ремней
обозначены ВЩ.
236
LZZ
05'81 эиа
6Г8Т 'and
§ 19. КОНСТРУИРОВАНИЕ ПЛИТ И РАМ
Плиты и рамы предназначаются для установки на них узлов, комплектов
и деталей изделий, связанных между собой требованиями точности их относи-
тельного положения. После сборки эти узлы и детали вместе с плитой должны
представлять самостоятельный агрегат.
Монтаж узлов на плите и проверка точности их относительного положе-
ния — операции трудоемкие и требуют квалифицированного подхода. Чтобы
многократно не выполнять эту опера-
цию при возможных повторных демон-
таже и монтаже узлов и чтобы достиг-
нутая точность не нарушалась при ра-
боте машины (в случае ослабления за-
тяжки винтов), после проверки точнос-
ти положения и закрепления узлов
каждый из них фиксируют на плите
двумя контрольными, обычно коничес-
кими штифтами.
При единичном производстве эконо-
мически не всегда выгодно изготовлять
модель, стержневые ящики и получать
плиту в виде отливки. Поэтому целе-
сообразнее делать сварную раму из
рис 1д ! листового и профильного проката (швел-
леры, угольники, тавры, двутавры и
ДР-)-
При выпуске 3—5 изделий и более уже экономически выгодно плиты полу-
чать в виде отливок из серого чугуна марок СЧ 12—28 и СЧ 15—32.
Прежде чем приступить к проектированию плиты (рамы), необходимо оп-
ределить ее основные размеры и конструктивную форму. Для этого вычерчи-
вают общий вид установки в трех проекциях.
Размер И плиты (рис. 19.1) выбирают, исходя из условия создания необ-
ходимой жесткости. Обычно
Н= (0,09 4-0,11)1.
(19.1)
Размеры плиты Но и L, а также ее ширина определяются конструкцией и
компоновкой устанавливаемых на ней узлов. Толщину 8 стенок плиты вычис-
ляют по формуле, приведенной на стр. 173. Во всех сечениях плиты толщина
стенок должна быть одинаковой.
При конструировании плиты желательно предусматривать сквозные окна
в ее вертикальных стенках для закладывания ломика при транспортировке
плиты краном. Кроме окон, полезно делать в стенках плиты наклонные ниши
(вид А, рис. 19.2) для удобства установки плиты на фундамент. В эти ниши
заводят концы ломиков, при помощи которых плиту передвигают по полу цеха.
С точки зрения технологии литья крайне нежелательно иметь большие
горизонтально расположенные поверхности. Поэтому в горизонтальной стенке
плиты следует делать большие окна. Это позволяет надежно фиксировать
стержень, улучшает условия отливки и приводит к экономии металла. Кроме
того, окна используют для заливки жидкого раствора после установки плиты.
Для восстановления утраченных прочности и жесткости, вызванных приме-
нением окон, их окаймляют невысокими контурными ребрами (рис. 19.2).
Чтобы в окна не попадали мусор и грязь, после монтажа привода их обычно
закрывают листом фанеры.
Для увеличения прочности и жесткости в плите больших размеров дела-
ют продольные и поперечные ребра жесткости толщиной 0,8 8. Ребра жест-
кости должны отстоять от опорной поверхности на величину не менее 8 для
свободного прохода инструмента при ее обработке (см. рис. 19.1). Литейные
уклоны р следует принимать по табл. 16.2 (стр. 175).
238
Плиту крепят к полу или фундаменту фундаментными болтами, которые
размещают на приливах (см. рис. 19.2). Чтобы приливы были прочными и
жесткими, их следует делать высокими. Высота всех приливов плиты должна
быть одинаковой, чтобы можно было использовать фундаментные болты одной
длины.
Диаметр и число фундаментных болтов можно принимать по табл. 19.1.
Длина заложения болтов в фундаменте зависит от их диаметра. Для при-
водов конвейеров длину заложения обычно берут в пределах (124-15) d.
Таблица 19.1
Длина плиты L, мм до 500 свыше 500 до 600 свыше 600 до 700 свыше 700 до 800 свыше 800 до 1000 свыше 1000 до 1200 свыше 1200 до 1500
Диаметр фунда- ментных болтов, d, мм 14 16 16 20 20 24 24
Число болтов 4 4 4 6 6 8 8
239
Размеры опорных поверхностей плиты принимают по соотношениям (см.
рис. 19.1):
Размер В плиты целесообразно затем проверять по условию
°тах < 1°]сж, (1S-3)
где ота3! — наибольшее напряжение в стыке, возникающее от затяжки фун-
даментных болтов и от внешних нагрузок (сдвигающих сил и
моментов и опрокидывающих моментов), действующих на плиту;
1° 1сЖ — допускаемое напряжение сжатия для материала фундамента
(пола).
Так как плиты устанавливают на бетонном основании, то опорную по-
верхность плиты можно было бы не обрабатывать. Однако это вызывает техно-
логические трудности при обработке крепежных отверстий и поверхностей,
предназначенных для установки электродвигателя, редуктора и других узлов
агрегата. В связи с этим нижнюю опорную поверхность плиты грубо обраба-
тывают (2-й или 3-й класс чистоты).
Поверхности плиты, служащие базой для установки других деталей, об-
рабатывают более чисто (5-й класс чистоты) с тем, чтобы получить наимень-
шие отклонения от плоскостности и свести к минимуму деформации деталей
при их закреплении на плите.
Поверхности плиты, подлежащие обработке, должны по возможности
располагаться в одной плоскости. Если базовые поверхности располагаются
на одном уровне, конструкция плиты получается проще, а обработка поверх-
ностей удобнее. В этом случае на стол продольно-строгального или продоль-
но-фрезерного станка можно устанавливать по нескольку плит, вследствие
чего время на обработку каждой плиты сокращается.
Для крепления устанавливаемых на плите узлов рекомендуется делать
резьбовые отверстия. Крепление узлов на плите болтами усложняет конструк-
цию плиты и вызывает значительные трудности при сборке.
При конструировании сварных рам следует иметь в виду, что деталь в
процессе сварки сильно деформируется. Поэтому все базовые поверхности
окончательно обрабатывают после сварки. Чтобы не производить обработку
больших поверхностей рамы, в местах, предназначенных для установки на
них узлов привода, приваривают платики.
240
На рис. 19.3 и 19.4 показаны эскизы двух типовых сварных рам для уста-
новки на них электродвигателя и редуктора.
Размер Н рамы можно выбирать по соотношению (19.1). Размеры В, L и
Но определяются конструкцией и компоновкой устанавливаемых на раме узлов
(рис. 19.3, 19.4 и 19.6).
Так как сварные рамы применяются главным образом при единичном
производстве, нижнюю поверхность рамы обычно не обрабатывают. Обработка
платиков, расположенных на верхних плоскостях рамы, производится на
базе нижней поверхности. При установке рамы на столе станка положение
ее выверяют при помощи прокладок и клиньев.
Рис. 19.4
Сварная рама имеет окна и проемы, удобные для ее транспортировки кра-
ном, а также для передвижения по фундаменту при помощи ломиков. Обычно
сварные рамы конструируют из швел-
леров, которые располагают полками на-
ружу. Такое расположение полок удобно
для крепления узлов агрегата к раме.
Узлы крепят как болтами, так и винта-
ми. В первом случае в полках швеллеров
сверлят отверстия на проход стержня
винта. На внутреннюю поверхность полки
должны навариваться или накладываться
косые шайбы, выравнивающие поверх-
ность полки швеллера под головками бол-
тов (или под гайками). Такие же шайбы
приваривают на нижних полках швелле-
ров, в местах расположения фундаментных
болтов. Размеры косых шайб по ГОСТ
10906—66 указаны в табл. 19.2. Во вто-
Рис. 19.5
ром случае в полках рамы выполняются
отверстия с резьбой.
Если выступающие над поверхностью рамы гайки не мешают установке
на ней узлов привода и его эксплуатации, то фундаментные болты пропускают
через обе полки и гайку опирают о верхнюю полку. Верхние и нижние полки
швеллеров в указанных местах связывают угольниками или трубами
(рис. 19.5). Это увеличивает жесткость рамы, которая воспринимает внешние
усилия всей высотой, а не только нижними полками.
9-1019
241
Чтобы изогнуть швеллеры (увеличить ширину рамы — размер В2
рис. 19.3), в полках швеллера вырезают уголок в сгибе а и вваривают такой
же уголок в сгибе б. Если имеется возможность, конструируют раму с прямы-
ми, не изогнутыми швеллерами, которая проще в изготовлении.
В раме по рис. 19.4 для хорошего прилегания поверхностей обоих швелле-
ров при сварке концевые участки их выполняют, как показано в разрезе по
А—А и в выноске элемента I.
Таблица 19.2
При расположении платиков 1 и 2 (рис. 19.6) на разных уровнях конст-
рукция рамы несколько усложняется. Размер Н0, определяющий разность
высот платиков, получают приваркой полос (при небольшой высоте /Д
(рис. 19.6, а), труб квадратного (ГОСТ 8639—57) или прямоугольного (ГОСТ
8645—57) сечения (рис. 19.6, б), уголков (рис. 19.6, в) или швеллеров (рис.
19.6, г).
Для установки узлов к базовым поверхностям рамы, кроме того, при-
варивают платики, которые затем обрабатывают.
Чтобы при затяжке болтов не прогибались приваренные для получения
размера Но уголки или швеллеры, их усиливают ребрами (рис. 19.6, в). Если
же приварены трубы квадратного или прямоугольного сечения, то в них для
той же цели вваривают круглые трубы.
Рекомендации по выбору диаметра и длины фундаментных болтов приве-
дены выше. На рис. 19.7 показаны различные конструктивные варианты не-
резьбовых концов фундаментных болтов, применяемых в машиностроении.
Конструкция и размеры фундаментных болтов даются также в атласе деталей
машин [111.
§ 20. КОНСТРУИРОВАНИЕ МУФТ
Муфты для соединения соосно расположенных валов описаны в общих
курсах «Детали машин» и в специальной литературе, где приводятся класси-
фикация, конструкция различных муфт и их расчет. Поэтому ниже будут
рассмотрены только условия работы муфт некоторых из наиболее распростра-
ненных типов и даны рекомендации по их конструированию.
242

Рис. 19.7
1. Посадка полумуфт на концы валов
Полумуфты сажают на цилиндрические гладкие, цилиндрические шлице-
вые и конусные концы валов.
На гладкие цилиндрические концы валов следует сажать муфты, передаю-
щие умеренные вращающие моменты при спокойной нереверсивной работе;
тогда применяются переходные посадки
Посадка на шлицевые концы валов рекомендуется для тех же условий,
что и посадка на гладкий вал, но при передаче больших вращающих моментов,
когда нельзя применить посадку на гладкий вал из-за того, что длина ступицы
при шпоночном соединении получается очень большой (/ст> 1,5 d).
Посадка на конусные концы валов производится, когда есть возможность
изготовить конусный конец вала и конусное отверстие в полумуфтах. Такая
посадка целесообразна при реверсивной работе с толчками и при больших
напряжениях кручения валов. Для этих тяжелых условий используют также
легкопрессовую посадку полумуфт на гладкие цилиндрические концы валов.
Такую посадку можно применять лишь тогда, когда нельзя применить посад-
ку полумуфты на конусный конец вала.
Внешний диаметр ступицы можно принимать:
для стальных ступиц dCT = (1,64-1,7) d;
для чугунных ступиц dCT = (1,74-1,8) d,
где d — диаметр отверстия.
Длину посадочного отверстия берут в пределах
/ст = (1.2 4- l,5)d.
Полумуфта должна быть закреплена на конце вала или зафиксирована
от осевых смещений (см. стр. 130).
2. Глухие муфты
а) Общие сведения
Если соединить два вала глухой муфтой, то они будут представлять собой
один многоопорный вал. Известно, что многоопорные валы требуют точного
расположения опор. Иначе возникают дополнительные деформации вала и свя-
занные с ними дополнительные нагрузки на подшипники и на валы. По этой
причине глухие муфты можно применять только при строгой параллельности
и строгом совпадении осей соединяемых валов, т. е. при строгой их соосности.
Соосность соединяемых валов обеспечивается в ряде случаев механиче-
ской обработкой корпусных деталей. Так, например, на рис. 20.1 изображен
коническо-цилиндрический редуктор, к которому при помощи специального
кронштейна крепится фланцевый электродвигатель (на рисунке не показан).
Соосность валов электродвигателя и конической шестерни обеспечивается тем,
что центрирование кронштейна относительно корпуса выполнено по диаметру
D2 фланца стакана, в котором размещен комплект вала-конической шестерни;
электродвигатель же центрирован своим буртиком относительно кронштейна
по диаметру D
Рассмотренный способ обеспечения соосности валов требует точной обра-
ботки центрирующих буртиков и центрирующих отверстий корпусных дета-
лей. Такая обработка не всегда удобна. Поэтому в ряде случаев в корпусных
деталях не делают центрирующих поверхностей. После чистовой обработки
плоскостей сопряжения и сверления крепежных отверстий корпусные детали
спаривают. Производят выверку их относительного положения, после которой
детали крепят винтами и ставят два контрольных штифта. Затем в собранном
виде производят расточку отверстий под опоры валов в обеих корпусных де-
244
талях. По окончании обработки отверстий детали отсоединяют друг от друга
и передают на последующую механическую обработку. При сборке узлов со-
осность валов достигается установкой контрольных штифтов в те же отверс-
тия, в которые их устанавливали при совместной расточке отверстий под опо-
ры валов.
Если совместная обработка двух корпусных деталей затруднительна (на-
пример, вследствие их громоздкости), а применение центрирующих буртиков
и центрирующих отверстий нежелательно, детали обрабатывают раздельно.
В этих случаях соосность валов достигается тщательной выверкой и пригон-
кой узлов при сборке. По достижении соосности спаренные узлы фиксируют
двумя штифтами.
Рис. 20.1
Есть узлы, соединяемые глухой муфтой, которые не объединяют в один
узел, а устанавливают независимо друг от друга на плите или раме. Соосность
валов при этом может быть достигнута тщательной пригонкой и сборкой. Так
как это очень трудоемко, то при конструировании машин в этих случаях сле-
дует избегать глухих муфт. Их применение может быть оправдано, когда по
условиям работы машины соединение валов должно быть жестким и поэтому
недопустимо использование ни компенсирующих муфт вследствие неизбежных
зазоров, ни упругих муфт из-за свойственной им упругости.
Глухие муфты ввиду простоты их конструкции, небольшой массы и малого
диаметра обладают небольшим моментом инерции. Это имеет существенное
значение для валов, работающих с резко переменными скоростями или в ре-
жиме частого пуска и останова.
б) Втулочные муфты
Наиболее простыми из всех муфт являются втулочные муфты, передающие
момент шпонками призматическими (рис. 20.2, а) и сегментными (рис. 20.2, б),
коническими штифтами (рис. 20.2, в) или шлицами (рис. 20.2, г). Существен-
ным достоинством этих муфт является их малый внешний диаметр. Муфты
этого типа не поджимают к буртикам валов (если они имеются). Поэтому ос-
новной базой, определяющей положение втулки относительно вала, является
245
цилиндрическая поверхность отверстия. Для лучшего базирования муфты
длина отверстия, приходящаяся на один вал (половина длины муфты), всегда
больше диаметра. В связи с этим муфту при сборке приходится перемещать
по валам на большую длину, что усложняет монтаж узлов. Чтобы надеть или
снять втулочную муфту с обоих концов валов, последние должны быть раздви-
нуты на всю длину муфты. В некоторых случаях это может потребовать серьез-
ного демонтажа узлов.
Указанная особенность сборки и разборки вынуждает ослаблять посадку
муфты на валу. Обычно муфты сажают на вал по напряженной посадке.
Если вращающий момент передается шпонками или шлицами, втулочная
муфта должна быть зафиксирована от осевых смещений. Для этого обычно
применяют установочные винты (см. рис. 20.2, а , б, г).
Рис. 20.3
Нередко муфту располагают между двумя буртиками валов (рис. 20.3).
В этих случаях осевое фиксирование ее необязательно. Достаточно предус.
мотреть зазор с — 1—2 мм с каждой стороны между буртиками валов и тор-
цами муфты.
Втулочные муфты для диаметров валов от 4 до 100 мм изготовляют по
нормалям машиностроения МН 1067—60 до МН 1069—60 из стали марки 45.
Если при диаметре вала d <1 100 мм муфта по передаваемому вращающему
моменту может быть короче соответствующей муфты по нормали, можно при-
менять специальные укороченные втулочные муфты. Наружный диаметр та-
кой муфты и остальные элементы должны быть взяты по нормали машиностро-
ения.
При необходимости применения втулочной муфты для диаметра вала
100 мм ее следует конструировать как специальную.
в) Продольно-сеертные муфты
Продольно-свертные муфты (рис. 20.4) очень удобны с точки зрения сбор-
ки и разборки, так как могут быть свободно поставлены без раздвигания ва-
лов. Отверстие в муфте выполняют с допуском по А или А3, а вал — по Сили
246
С3. Достоинствами этих муфт, так же как и втулочных, являются сравнитель-
но малый внешний диаметр и небольшие маховые моменты.
Муфты в конструктивном исполнении по рис. 20.4, а используют обычно
для соединения тихоходных валов. Несколько меньший дебаланс получается
у муфт, выполненных из прутка, поковки или отливки и обработанных кругом
(рис. 20.4, б). Такие муфты могут применяться при более высоких окружных
скоростях, чем литые. Однако в этом случае они должны подвергаться ба-
лансировке в собранном виде.
Рис. 20.4
Продольно-свертные муфты изготовляют из чугуна марок СЧ 28—48
или СЧ 32—52. Значительно реже применяется стальное литье или поковки
из стали. Размеры продольно-свертных муфт можно найти в нормалях маши-
ностроения МН 2600—61 и МН 2601—61, в атласе деталей машин 1111, в ра-
ботах [14, 261 и др.
г) Фланцевые муфты
Фланцевые муфты обычно используют для тяжелых режимов работы-
Поэтому полумуфты сажают на концы валов с натягом. Применяется также
посадка полумуфг на конус.
При относительно небольших передаваемых вращающих моментах полу-
муфты соединяют винтами, входящими в отверстия с зазором. Тогда момент
с одного вала на другой передается трением между торцовыми плоскостями
полумуфт (рис. 20.5, а).
При больших передаваемых вращающих моментах для уменьшения диа-
метров муфты два-три винта входят в отверстия без зазора (по напряженной
или глухой посадке) (рис. 20.5, б). В этом случае момент передается непо-
средственно через крепежные винты, поставленные без зазора.
Обе полумуфты должны быть точно взаимно центрированы. В муфтах
по рис. 20.5, а это достигается применением центрирующего буртика в одной
полумуфте и центрирующей заточки в другой. Сопряжение центрирующих
поверхностей выполняют по скользящей посадке 2-го класса точности. Однако
247
при такой посадке в сопряжении может быть зазор. Так, для диаметров центри-
рующих поверхностей от 100 до 120 мм диаметральный зазор в сопряжении
может быть в пределах от 0 до 0,058 мм. Это может приводить к смещению осей
до 0,03 мм, что вызовет дополнительные напряжения валов и дополнительные
нагрузки на подшипники.
Для увеличения точности центрирования следовало бы применять посадки
А А
с меньшим зазором —илп ~ Но при этом в сопряжении центрирующих
поверхностей могут быть и натяги, что усложняет монтаж муфты.
Взаимное центрирование полумуфт осуществляется также цилиндриче-
А А
скими винтами (рис. 20.5, б), входящими в отверстия по посадке -jj- или~,
или коническими винтами (рис.
20.5, в), поставленными под раз-
вертку. Для центрирования дета-
лей достаточно двух таких винтов.
Остальные винты могут быть пос-
тавлены с зазором. Однако часто
для возможности передачи больших
вращающих моментов все винты
ставят без зазора. Это позволяет
уменьшить диаметры и число вин-
тов, что приводит к уменьшению
внешнего диаметра муфты.
Вместо винтов, поставленных
под развертку, центрирование
полумуфт может осуществляться
двумя цилиндрическими или ко-
ническими штифтами (при соеди-
нении полумуфт винтами, постав-
ленными с зазором).
При последних способах цент-
рис 20 5 рирования торцовые поверхности
фланцев могут быть гладкими,
без центрирующих выступов и
заточек (рис. 20.5,6, в). Для
облегчения предварительного центрирования валов и в этом случае
применяют муфты с центрирующими буртиками и заточками, но сопрягают их
по посадкамили . Однако следует иметь в виду, что при необходи-
мости разборки узлов последние должны быть сдвинуты в осевом направлении
на величину, несколько большую высоты центрирующего буртика. Полумуф-
ты, посаженные на концы валов с натягом, не могут быть сдвинуты вдоль вала,
и приходится сдвигать весь узел, что при определенных условиях вызывает
большие неудобства. Чтобы избежать этого, следует применять муфты без
центрирующих буртика и заточки.
В сопряжении винтов с отверстиями получаются различные по величине
зазоры и натяги. Так, для диаметров винтов от 18 до 30 мм по ОСТ 1012 при
д
посадке ———- в сопряжении может быть зазор от 0 до 0,021 мм и натяг от 0 до
0,017 мм. Следовательно, при одной и той же посадке одни винты могут иметь
в сопряжении натяг 0,01 мм, другие—натяг 0,017 мм, третьи — зазор
0,01 мм, четвертые — зазор 0,02 мм и т. д. Винты, имеющие в сопряжении
натяг, будут нагружены силами при передаче вращающего момента, а винты,
имеющие в сопряжении зазор, нагрузку воспринимать не будут. Поэтому в
общем случае винты нагружаются разными по величине силами. Совершенно
очевидно, что для лучшего распределения общей нагрузки между винтами,
желательно, чтобы все винты имели в сопряжении натяг.
248
Несмотря на конструктивную простоту фланцевых муфт, они сложны в
изготовлении в связи с высокими требованиями точности.
При любом конструктивном исполнении муфт торцовая поверхность флан-
ца должна быть строго перпендикулярна к оси отверстия. При соединении по-
лумуфт с неперпендикулярными фланцами создается изгибающий момент Л4И,
дополнительно нагружающий силами 7? соединяемые валы и их опоры
(рис. 20.6). Чем точнее изготовлены полумуфты, тем меньше изгибающий мо-
мент и дополнительные нагрузки.
При обработке пслумуфт на токарном станке допускается неперпендику-
лярность торцевой поверхности фланца к оси отверстия (торцовое биение
фланца) до 0,05 мм на диаметре фланца 300 мм.
При сборке муфты общая погрешность может дос-
тигать 0,1/300 мм, что не всегда допустимо. Поэто-
му для устранения вредного влияния неперпенди-
кулярности фланцев отверстия в обеих полумуфтах
часто растачивают в сборе, после обработки флан-
цев п крепежных отверстий. Чтобы впоследствии
при сборке муфты правильно расположить полу-
муфты относительно друг друга, на внешних
цилиндрических поверхностях фланцев наносят
риски, которые совмещают при каждой повтор-
ной сборке муфты. Следует заметить, что совмест-
ная обработка отверстий в полумуфтах не очень
удобна, особенно при больших размерах муфт.
Полумуфгы изготовляют из прочных сортов
чугуна, начиная с СЧ 28—48 и выше. Размеры
Рис. 20.6
фланцевых муфт можно найти в нормали машино-
строения МН 2729—61, в атласе деталей машин [11] в работах [14, 261 и др.
При необходимости конструирования специальных фланцевых муфт сле-
дует стремиться предельно уменьшать наружный диаметр фланца. Хорошие
результаты может дать применение винтов с цилиндрической головкой и внут-
ренним шестигранником, поставленных впотай.
3. Компенсирующие муфты
а) Общие сведения
Муфтами часто соединяют валы, принадлежащие разным узлам. Взаим-
ная установка таких узлов не может быть осуществлена идеально точно.
Кроме того, узлы иногда приходится устанавливать на основание, которое
легко деформируется под нагрузкой (например, рамы транспортеров, автомо-
билей и др.).
Соединение таких валов глухими муфтами неизбежно приведет к возник-
новению значительных дополнительных нагрузок на опоры и к увеличению
напряжений в валах. Поэтому для соединения валов, имеющих отклонения
от соосности, применяют компенсирующие муфты, которые уменьшают до-
полнительные нагрузки на валы и опоры, вызываемые несоосностью.
На рис. 20.7 показана схема компоновки привода ленточного транспор-
тера. На схеме буквами обозначены размеры, которые при изготовлении и
сборке привода неизбежно будут иметь погрешности.
Неточности относительного положения осей вращения соединяемых ва-
лов, вызываемые этими погрешностями, на схеме обозначены:
B's и B's — несовпадение осей вращения валов электродвигателя и редукто-
ра соответственно в вертикальной и горизонтальной плоскостях;
₽'s и у s — непараллельность осей вращения валов электродвигателя и ре-
дуктора соответственно в вертикальной и горизонтальной плос-
костях;
249
Bl и Гв — несовпадение осей вращения валов редуктора и барабана соот-
ветственно в вертикальной и горизонтальной плоскостях;
Ps и уЁ — непараллельность осей вращения валов редуктора и барабана
соответственно в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
Из рис. 20,7 видно, что несовпадение и непараллельность осей вращения
валов в вертикальной плоскости ВЕ, рЕ, ВЕ и рЕ вызываются погрешностя-
ми изготовления деталей по двадцати размерам, обозначенным буквами В и р,
а несовпадение и непараллельность осей вращения валов в горизонтальной
плоскости Г'ъ, уЁ» и уЁ вызывается погрешностями выверки и установки
узлов, т. е. погрешностями сборки.
Рис. 20.7
Узел барабана установлен на раме транспортера, обычно имеющей весьма
нежесткую конструкцию.
Погрешности B'v рС Г'ъ, у^ и В^, |ЗЁ> у", а также нежесткость рамы
транспортера в совокупности приводят к несоосности соединяемых валов, ко-
торая может еще возрасти из-за неравномерной осадки фундамента, износа
деталей и других причин.
При установке узлов на плитах или рамах соосность валов обеспечивают
первоначально в вертикальной плоскости подбором или пригонкой компен-
саторных прокладок или пригонкой (обычно шабровкой) базовых поверхнос-
тей плиты. Затем достигается соосность валов в горизонтальной плоскости
точной установкой и выверкой относительного положения узлов.
В связи с этим несоосность валов удобно рассматривать как несовпаде-
ние и непараллельность осей валов, причем каждую из этих погрешностей
целесообразно разложить на составляющие в вертикальной и горизонтальной
плоскостях.
Таким образом, при установке узлов удобно контролировать:
I) несовпадение осей вращения валов в вертикальной плоскости Дв;
2) то же, в горизонтальной плоскости — Дг;
3) непараллельность осей вращения валов в вертикальной плоскости на
длине I — ув;
250
4) то же, в горизонтальной плоскости — на длине I —у,.
Общее несовпадение и непараллельность осей вращения валов опреде-
ляются из выражений:
несовпадение
Д= /Д2В + А2“ ;
непараллельность на длине I
7 = К 71 + 7?
(20.1)
В технических условиях на точность установки узлов обычно задают об-
щие допускаемые значения Д и у//, а там. где это оказывается более удобным.—
их составляющие допускаемые ве-
личины: Дв, Д,., увН и у,.//.
Отсюда не следует, конечно,
что фактические погрешности при
установке узлов проявляются толь-
ко в виде несовпадения осей валов
или только в виде их непарал-
лельности: практически неточность
установки узлов складывается из
несовпадения и непараллельности
осей в обеих плоскостях.
При установке узлов возмож-
ны также ошибки в их относитель-
ном осевом положении. Однако
все виды компенсирующих муфт,
как правило, легко сглаживают
неточности этого вида, поэтому в
дальнейшем неточности осевого
положения узлов рассматриваться
не будут.
Контроль совпадения и парал-
лельности осей вращения валов
осуществляют следующими двумя
способами:
1. Проверкой по концам валов. Спариваемые узлы устанавливают на
плите или раме и затем по выступающим цилиндрическим концам валов про-
веряют точность установки. На рис. 20.8, а показана схема контроля при по-
мощи линейки и щупа.
Радиальное смещение осей валов в сечениях по их концам равно Ai- Не-
As Ai
параллельность их ' j '
2. Проверкой по измерительным дискам. На конусные или цилиндриче-
ские концы валов устанавливают точно изготовленные измерительные диски
(рис. 20.8, б). Несовпадение осей Дв определяют щупом и контрольной линей-
кой. Шупом измеряют также зазоры су и с2. Непараллельность осей равна
с2—Ci на длине D, где D — диаметр дисков. По размеру с$ определяют также
точность осевого положения узлов.
Описанные способы используют для контроля установки узлов, соеди-
няемых компенсирующими муфтами. Если же необходима белее высокая точ-
ность, вместо линейки и щупов применяют более точные измерительные сред-
ства.
Не следует считать, что компенсирующие муфты допускают неточное
изготовление деталей и грубую сборку узлов. Узлы, соединяемые компенси-
рующими муфтами, необходимо изготовлять и устанавливать с высокой точ-
ностью. При значительной несоосности соединяемых валов отдельные детали
муфт быстро изнашиваются и муфты выходят из строя.
251
Принципиальной конструктивной особенностью компенсирующих муфт
является наличие в них подвижного, «плавающего» элемента. Поэтому иногда
компенсирующие муфты условно называют также подвижными.
При вращении валов компенсирующие муфты работают при значительном
трении скольжения. В связи с этим обязательным условием долговечной ра-
боты таких муфт является надежная смазка подвижных элементов.
Ниже рассматриваются компенсирующие муфты с жесткими плавающими
элементами. Однако компенсирующей способностью обладают также и упру-
гие муфты (см. далее). Конструкция некоторых из них очень проста, и их все
чаще применяют вместо компенсирующих.
б) Кулачково-дисковые муфты
На кулачково-дисковые муфты (рис. 20.9) имеется нормаль машинострое-
ния МН 2701—61.
Средняя часть муфты подвижна и вращается вместе с полумуфтами. Если
оси соединяемых валов соосны, то подвижный элемент муфты не будет переме-
щаться по пазам относительно полумуфт. Если же оси валов параллельны, но
Рис. 20.9
смещены, то при вращении валов подвижный элемент муфты одновременно
будет перемещаться вдоль пазов. На рис. 20.10 показаны исходное положение
двух полумуфт и подвижной средней части, а также последовательные поло-
жения полумуфт и средней части при поворотах вала на 30. 60 и 90°. На этом
рисунке 1 — центр вращения ведущего вала; 2 — центр вращения ведомого
вала; 3 — центр подвижного элемента. При передаче вращающего момента
перемещение подвижного элемента производится под нагрузкой и в условиях
трения скольжения, причем, как видно из рис. 20.10, за один оборот вала под-
вижный элемент муфты совершает по каждому пазу два движения вправо и два
движения влево на величину е, равную несовпадению осей.
Если оси вращения валов пересекаются, то направления пазов одной и
другой полумуфт через каждую 1/4 оборота совпадают с плоскостью перекоса
валов. В этих положениях происходит поворот подвижного элемента и сколь-
жение его по пазу (рис. 20.11). Так как в сопряжении гребня подвижного эле-
мента с пазом имеется посадочный зазор, то во всех других положениях силы,
действующие со стороны полумуфт на каждый гребень диска, перекашивают
его и возникает кромочный контакт. Это приводит к резкому возрастанию дав-
ления и интенсивному износу пазов полумуфт. Поэтому перекосы валов осо-
бенно вредны для данной муфты.
При вращении муфты к «плавающему» элементу приложена центробеж-
ная сила. Анализ расчетных формул [26 J показывает, что центробежная сила
возрастает пропорционально кубу диаметра муфты и квадрату числа оборотов
вала. Центробежная сила увеличивает износ трущихся поверхностей и яв-
ляется причиной возникновения динамических нагрузок на опоры валов.
В зависимости от величины несоосности валов, состояния трущихся псверх-
252
ностей и условий смазки потеря мощности на трение в этих муфтах колеблется
от 3 до 7%.
Чтобы снизить потери на трение, трущиеся поверхности муфты шлифуют.
Для уменьшения их износа желательно добиваться более равномерного рас-
пределения давления по длине
пазов. Чем меньше зазор между
гребнем подвижного элемента и
пазом муфты, тем благоприятнее
эпюра распределения давлений.
Поэтому сопряжение между греб-
нем и пазом рабочих элементов
муфты следует выполнять по одной
А.. А,
из посадок или
Л Ag
Кулачково-дисковые муфты в
связи с особенностями их работы
применяют при небольших числах
оборотов. Допускаемые наиболь-
шие числа оборотов для каждого
размера муфты приведены в нор-
мали машиностроения.
Муфта длительно работает
только при хорошей смазке и в
незагрязненной атмосфере.
При сборке узлов должна
достигаться максимально возмож-
ная степень соосности валов. Чем
выше соосность соединяемых этой
муфтой валов, тем надежнее ее
работа.
Полумуфты изготовляют из
чугуна или стального литья, а
среднюю (подвижную) часть муф-
ты — из закаленной стали.
Одной из разновидностей ку-
лачково-дисковых муфт является
муфта с текстолитовым вклады-
шем (рис. 20.12), что делает ее
электроизоли ру ющей.
Силы, действующие со стороны
одной плоскости и, следовательно, не
Рис. 20.11
полумуфт на вкладыши, расположены в
перекашивают вкладыш. Поэтому давле-
ние распределяется равномерно по поверхности контакта даже при перекосах
осей валов и кромочное давление отсутствует. Меньший модуль упругости
текстолита и увеличенная длина контакта в осевом, направлении также спо-
Рис. 20.12
253
собствуют более благоприятному распределению давлений по поверхности
контакта полумуфт и вкладыша. В связи с изложенным муфты с текстолито-
вым вкладышем работают более надежно.
Допускаемые радиальные смещения и перекосы валов для этих муфт мож-
но принимать равными:
для муфты по рис. 20.9 ]Д1 = 0,01 dB; |у | = 15';
для муфты по рис. 20.12 1Д ] = 0,02 dB; [у] = 30'
где dB — диаметр вала.
При расчете валов следует учитывать силу Ры от муфты, изгибающую вал:
для муфты по рис. 20.9 Рк — (0,24-0,4) Рокр,
для муфты по рис. 20.12 Рм = (0.14-0,3) Рокр.
где Роер — окружная сила на муфте от передаваемого вращающего момента,
отнесенная к среднему
радиусу кулачков муфты.
Размеры кулачково-
дисковых муфт следует
брать по нормали маши-
ностроения МН 2701—61.
Размеры муфт с текстоли-
товым вкладышем можно
найти в атласе деталей
машин [11], в работах
[14, 26] и др.
При необходимости
конструирования специ-
альных муфт следует:
1) предельно умень-
шать наружный диаметр
муфты;
2) предельно снижать
массу подвижной части
муфты;
3) сводить к миниму-
му зазор в сопряжении
гребня и впадины рабо-
чих элементов муфты;
4) предусматривать
хорошую смазку трущих-
ся частей муфты.
в) Зубчатые муфты
Зубчатые муфты (рис.
20.13) нашли широкое
применение при соединении
валов, особенно в тяжелом
машиностроении, где зат-
руднительна точная уста-
новка узлов.
Зубчатые муфты для
диаметров валов от 40 до
560 мм стандартизованы
(ГОСТ 5006—55).
Муфты состоят из двух
втулок с зубчатыми вен-
цами и из двух скрепляе-
мых между собой обойм
Рис. 20.13
254
с зубчатыми венцами внутреннего зацепления. Такие муфты по ГОСТу
обозначаются М3 и применяются для непосредственного соединения
валов, принадлежащих спариваемым узлам. Если эти узлы располо-
жены на некотором расстоянии друг от друга, то их соединяют при помощи
двух муфт типа МЗП, каждая из которых имеет одно зацепление, и промежу-
точного вала. Схемы соединения узлов такими муфтами показаны на рис.
20.14.
Рис 20.14
На концах втулок, обращенных друг к другу, делают узкие пояски боль-
шего диаметра, чем диаметр ступицы. Поверхность этих поясков выполняют
с точностью по С, С2а или С3 и используют в качестве измерительной базы
для контроля соосности валов. Торцы втулок со стороны контрольных пояс-
ков также служат измерительными базами.
Радиальное биение контрольных поясков и осевое биение торцов должны
быть минимальными и не более половины допуска на диаметр поясков.
На торцовой поверхности втулок со стороны контрольных поясков иногда
предусматривают два резьбовых отверстия для снятия втулок с валов.
Подвижным элементом муфты является ее наружная часть. Она состоит
из двух зубчатых обойм, скрепляемых при сборке винтами. Сопряжения стерж-
ней винтов с отверстиями обеих частей обоймы выполняют по посадкам,
А А А
— , — или — в зависимости от режима работы муфты (см. стр. 248).
При работе муфты за каждый ее оборот зубья проскальзывают относитель-
но друг друга на величину yD в одном направлении и на такую же величину
в обратном направлении (у — угол перекоса обоймы и втулки в радианах,
a D — делительный диаметр зубчатого венца). Общий путь относительного
скольжения зубьев равен 2 yD.
255
При передаче вращающего момента в муфте развиваются большие силы
трения. Поэтому основным критерием работоспособности зубчатых муфт яв-
ляется их износостойкость. Для снижения потерь на трение и повышения из-
носостойкости муфты смазывают маслом, которое заливают через отверстие
в обойме. Чтобы оно не вытекало, в обоймы встраивают уплотнения. Обоймы
взаимно центрируют крепежными винтами, сопряженными с отверстиями по
указанным посадкам. Для предварительного центрирования обойм применяют
Аз
центрирующие буртик и выточку, сопрягаемые по посадке . Следует за-
метить, что особой необходимости в этом нет, и обоймы можно изготовлять без
буртиков и выточек.
Рис. 20.15
Обоймы выполняют в двух вариантах: с привертной крышкой, в которой
размещается уплотнение (рис. 20,13, а), и цельные (рис. 20.13, б). Обоймы с
привертной крышкой целесообразно применять, если зубья получают протяги-
ванием (при крупносерийном или массовом изготовлении муфт). В осталь-
ных случаях обоймы следует делать цельными, так как они дешевле, чем с
привертной крышкой. Чтобы можно было раздвинуть обоймы и проверить
соосность соединяемых валов, между торцами втулок и стенками узлов пре-
дусматривают зазоры е (рис. 20.13, а).
Обоймы центрируют по наружному диаметру зубьев зубчатых втулок.
Поэтому диаметры вершин головок зубьев на втулках и впадин зубьев обойм
номинально выполняют одинаковыми. Минимально необходимый зазор с
(рис. 20.15, а) между этими поверхностями обеспечивают назначением верх-
них (ВО) и нижних (НО) допускаемых отклонений: на внешний диаметр го-
ловки зубьев втулки ВО = 0, НО = —А; на диаметр впадин зубьев обоймы
ВО — “FAt, НО = -|-А2.
При несоосности соединяемых валов обойма должна иметь возможность
поворачиваться относительно зубчатых втулок, для чего наружную поверх-
ность зубьев втулки выполняют по сфере, центр которой расположен на оси
отверстия (рис. 20.15, б). При этом зубчатые обоймы муфт опираются цилинд-
рической поверхностью впадин зубьев на сферическую поверхность выступов
зубьев втулок.
От осевых перемещений обоймы удерживаются торцами зубчатых венцов
втулок, в которые могут упираться стенки целой обоймы пли торцы приверт-
ных крышек. Чтобы обоймы могли повертываться относительно втулок,
между торцами зубчатых венцов и крышек оставляют с каждой стороны за-
зор h (см. рис. 20.13, а). Очень важно, чтобы этот зазор был минимальным
(2—3 мм). Во время вращения валов обоймы муфты могут перемещаться в
256
осевом направлении. При очень больших зазорах обоймы могут развить боль-
шую скорость осевого перемещения и ударить по стенкам зубчатой втулки
или по крышке. Наблюдались случаи отрыва крышек от удара обойм. Поэтому
винты для крепления крышек к обоймам должны иметь диаметр не менее 8 мм.
Чтобы создать наиболее благоприятные условия для долговечной работы
муфт, по ГОСТ 5006—55 угол у поворота обоймы относительно втулки допус-
кается только до 30'. С той же
целью зубья втулок иногда вы-
полняют бочкообразными (рис.
20.16). В этом случае при пере-
косе обоймы зубья втулки бу-
дут скользить по зубьям обой-
мы не острыми углами, а боко-
выми поверхностями. Кроме
того, при бочкообразной форме
зубьев возникающие в зацепле-
нии силы располагаются не по
концам зубьев, а ближе к сере-
дине.
Поворот обоймы относитель-
но втулки вызывается как несо-
впадением, так и перекосом осей
соединяемых валов.
Несовпадение и непарал-
лельность осей валов и пово-
Рис. 20.17
рот обоймы относительно втулки связаны следующей зависимостью:
—— •= 0,5 tgy,
Ок
(20.2)
где Д' — радиальное несовпадение осей валов;
Д" = сгаах—Сга,п—наибольшая разность (рис. 20.17) расстояний между
крайними диаметрально расположенными точками тор-
цов втулок; эта величина определяет непараллельность
валов;
А — расстояние между серединами венцов обеих втулок;
DK — диаметр контрольного пояска втулок;
у — угол поворота обоймы относительно одной втулки.
Выражение (20.2) справедливо как для муфт типа М3 по ГОСТ 5006—55,
непосредственно соединяющих валы, так и для муфт типа МЗП, соединяющих
валы при помощи промежуточного вала.
Допуск на радиальное смещение и на непараллельность валов Д' = Д =
= Д определяется по формуле [13]
д = ________ 1АА [tg-rl__________
0,64Д + DK -r ft,84 |А,5Д2 + ЗД~ (20.3)
Если DK = А, то
Д^О.ЗЛМ. (20.4)
Для [у] = 30' тангенс допускаемого угла поворота
[tg-f] « 0,009.
При расчете валов следует учитывать изгибающий момент 7ИН, вызывае-
мый трением между зубьями муфты. Этот момент следует принимать равным:
Ми = 0,15 М, где М — передаваемый муфтой вращающий момент.
Для передачи небольших вращающих моментов разработаны малогаба-
ритные зубчатые муфты, на которые выпущена нормаль машиностроения МН
5023—63 (рис. 20.18). Муфты выполняют со шлицевым отверстием и с глад-
257
ким отверстием и шпоночным пазом. Внешний диаметр шлипев находится в
пределах D = 284-82 мм. Муфты с гладким отверстием изготовляют для диа-
метров валов d = 25-4-80 мм.
Зубчатые муфты по этой нормали выпускаются в двух исполнениях: типа
М3 с двумя зубчатыми венцами и типа МЗП с одним зубчатым венцом (на
рис. 20.18 показаны муфты только со шлицевым отверстием). В этих муфтах
зубчатые венцы втулок сближены по сравнению с муфтами по ГОСТу. Чтобы
Тип МЗП
Рис. 20.18
угол поворота обоймы относительно втулки был не более 30', отклонения
от соосности валов в случае применения муфт по нормали МН 5023—63 долж-
ны быть значительно меньшими, чем в обычных муфтах. Следовательно, точ-
ность изготовления и точность монтажа узлов должны быть более высокими.
Втулки и обоймы зубчатых муфт изготовляют из стали марки 40 или из
стального литья марки 45Л. Зубья втулок и обойм термически обрабатывают.
Твердость после термообработки должна быть:
зубьев втулки не менее Н RC40
зубьев обоймы не менее HRC35.
Так как зубчатые муфты показали хорошие результаты в эксплуатации,
по их принципу изготовляют специальные муфты различных вариантов. Опи-
сание их конструкций см. в работах (14, 26 ] и др.
258
При необходимости применения зубчатых муфт их следует выбирать по
ГОСТ 5006—55 или по нормали машиностроения МН 5023—63.
Если для каких-то конкретных условий не может быть применена стан-
дартная зубчатая муфта, конструируют специальную муфту. При этом нужно
руководствоваться следующими рекомендациями:
1. Наружная поверхность зубьев втулки должна выполняться по сфере.
2. Если по условиям работы (небольшие передаваемые вращающие мо-
менты, точный монтаж узлов, хорошая смазка зубьев и надежное уплотнение)
можно не ожидать значительного износа, зубья втулки по длине могут быть
прямоу гол ьными.
3. При неблагоприятных условиях работы зубья втулки следует выпол-
нять бочкообразными.
4. Обоймы экономически выгоднее выполнять вместе с крышками.
5. Для надежной смазки зубьев муфты должны иметь хорошее уплотне-
ние.
6. При конструировании муфты следует предусматривать необходимые
зазоры для контроля соосности валов и удобства монтажа и демонтажа узлов
(размеры е, см. рис. 20.13).
г) Цепные муфты
Цепные муфты состоят из двух полумуфт, выполненных в виде звездочек
с одинаковым числом зубьев, и охватывающей их бесконечной цепи, которая
является «плавающим» элементом. Применяются цепи роликовые однорядные
(рис. 20.19, а) и двухрядные (рис. 20.19, б), а также зубчатые (см. [14, 26]).
Достоинства цепных муфт — простота конструкции; для соединительного
элемента применяются стандартные цепи; при монтаже и демонтаже не тре-
буется осевого смещения узлов.
На цепные муфты с однорядной цепью разработаны нормали машинострое-
ния МН 2091—61 и МН 2092—61.
По этим нормалям полумуфты изготовляют с посадочным отверстием —
гладким со шпоночным пазом или шлицевым. Профиль зубьев звездочек, так
же как и в звездочках цепных передач, выполняют:
а) для роликовой цепи — по ГОСТ 591—61;
б) для зубчатой цепи — по данным, приведенным в атласе деталей машин
[11], в работах [14, 26] и др
Полумуфты изготовляют из сталей марок 45 или 20Х. Зубья звездочек
закаливают до твердости HRC >- 45.
Зубья звездочек охватывают цепью, после чего концы ее соединяют звень-
ями, обычно со шплинтами. При смещениях и перекосах осей соединяемых
валов цепь перекашивается относительно звездочек. При вращении валов
происходит постоянное скольжение цепи относительно звездочек. Поэтому
цепь и зубья зведочек должны иметь надежную смазку. Для создания резервуа-
ра для масла звездочки и цепь закрывают разъемным кожухом. Чтобы предот-
вратить утечку масла, в отверстия кожуха встраивают уплотнения.
Кожух обычно выполняют литым из легких сплавов и разъемным в осе-
вой плоскости. При сборке кожуха между плоскостями разъема ставят уплот-
няющую прокладку.
Так как при несоосности валов звездочки имеют смещения в радиальном
направлении и перекос относительно друг друга, кожух надевают на ступицы
звездочек с зазором. Уплотняющие кольца из маслостойкой резины препятству-
ют вытеканию масла из внутренней полости кожуха. Эти кольца, кроме того,
центрируют кожух относительно звездочек муфты, смягчая толчки при вра-
щении валов.
Кожух должен вращаться вместе со звездочками. Для этого его фикси-
руют на корпусе установочным винтом или штифтом (см. рис. 20.19), который
одновременно удерживает его от смещения в осевом направлении.
259
Так как в шарнирах самой цепи и в сопряжении ее со звездочками имеются
зазоры, свободный угловой ход цепных муфт значительно больше, чем в дру-
гих муфтах. Поэтому их не применяют в реверсивных приводах, а также в
приводах с большими динамическими нагрузками.
Рис. 20.19
Цепные муфты допускают перекос осей соединяемых валов до 1* и ради-
альное смещение от 0,5 до 1,2 мм (в зависимости от размера муфты).
Силу, с которой муфта давит на вал, можно принимать Рм = 0,25 Рояр.
4. Упругие муфты
Упругие муфгы состоят из двух полумуфт и упругих элементов, при по-
мощи которых вращающий момент передается от одной полумуфты к другой.
Упругие элементы выполняют из стали (в виде пружин) или из неметал-
лических материалов, обычно из резины или пластмассы.
Основными характеристиками упругих муфт являются: жесткость, демп-
фирующая способность и энергоемкость.
260
Различают муфты постоянной жесткости с линейной зависимостью угла
закручивания ф от вращающего момента М и переменной жесткости, имею-
щих нелинейную зависимость от М.
Демпфирующей способностью муфты называется способность ее превра-
щать механическую энергию в тепло при деформировании упругих элементов.
Энергия рассеивается в муфтах вследствие как внешнего, так и внутреннего
трения в материале упругих элементов. Наибольшей демпфирующей спо-
собностью обладают муфты с неметаллическими упругими элементами.
Энергоемкость характеризует способность муфты аккумулировать меха-
ническую энергию, смягчать толчки и удары. Под энергоемкостью понимают
количество потенциальной энергии, которое может аккумулировать муфта
при максимальной деформации упругих элементов (или при максимальном
угле <р относительного поворота полумуфт).
Энергоемкость, отнесенная к единице объема муфты,
Ta=ZK,~^~
2Е
7\ = Zf\.
V
VM
V
VM
(20.5)
где Z — число упругих элементов;
v — объем материала одного упругого элемента;
Ло и Кт — коэффициенты использования материала упругих элементов;
V,, — объем муфты.
Следовательно, энергоемкость муфты тем выше, чем больше:
[с]2 [т]2
1) величины 2£ и 2С - . характеризующие качество материала упру-
гих элементов;
2) коэффициенты Ка и Кт, характеризующие степень использования ма-
териала упругих элементов;
ZV
3) отношение -тт— , т. е. чем большая часть объема муфты занята упру-
гими элементами.
[с]2 [т]2
Для увеличения отношений 2£, и 2(\ - стальные пружины изготовляют
из кремне-марганцовистых или кремне-хромистых сталей. Следует заметить,
[°F ~ М2
что для одного и того же материала 2£. ~ ---- .
Коэффициенты Ко и Кт зависят от того, насколько равномерно по объему
напряжение упругих элементов муфты. Так, если вдоль оси стержня прило-
жить сжимающую или растягивающую силу, то поперечное сечение его в любом
месте по длине стержня будет иметь одинаковое напряжение. Для этого
случая коэффициент Ко = 1. Если же этот стержень положить на две опоры
и к середине его приложить нагрузку, го наиболее напряженной будет внеш-
няя поверхность стержня, расположенная непосредственно под силой. Мате-
риал, находящийся вблизи нейтральной линии, будет напряжен слабо, так
же как и сечения стержня у опор. Коэффициент Ко для такой схемы нагруже-
ния будет значительно меньше единицы (Ко » 0,1).
Если закручивать стержень, го внешняя поверхность его будет испыты-
вать наибольшие касательные напряжения. Чем ближе к нейтральной линии,
тем касательные напряжения будут меньше. Для этого случая коэффициент
Кт = 0,5. Если же стержень заменить тонкостенным пустотелым цилиндром,
то все сечение цилиндра будет напряжено почти равномерно. При этом коэф-
фициент Кт ~ 1,0. Таким образом, для повышения энергоемкости муфты
необходимо, чтобы в схеме нагружения упругих элементов коэффициент Ко
или Кт был наиболее близок к единице.
Для повышения энергоемкости муфты при ее конструировании нужно
максимально увеличивать относительный объем упругих элементов (повышать
261
отношение —— ). При простом увеличении ZV одновременно возрастает и
м
жесткость муфты С. Поэтому, чтобы повысить значение ZV при сохранении
заданной жесткости муфты С, упругие элементы составляют из пакета пружин.
Чем тоньше пластины в пакете пружин, тем их нужно больше для получения
заданной жесткости муфты. Так, жесткость муфты, в которой пакеты плоских
bh:i
пружин работают на изгиб, пропорциональна / — 12 , где Ь — ширина, а
h — толщина пружины. Поскольку можно принять b — const, го жесткость
муфты
C — kh3Z,
где k — коэффициент пропорциональности.
Отсюда число пружин
2=-^-- (20.6)
При толщине пружины
h = 1 Z = а при h = 0,5 z ~ 8 .
Следовательно, если уменьшить толщину пружины вдвое, то при той же
жесткости муфты число пружин должно быть увеличено в восемь раз. а общий
объем материала пружин возрастает в четыре раза.
Выполнение пружин в виде пакетов, помимо увеличения энергоемкости,
имеет еще одно достоинство: благодаря трению между пластинами увеличива-
ется демпфирующая способность упругой муфты.
Муфты с металлическими упругими элементами в основном применяют
для передачи больших вращающих моментов. Они характерны малыми габа-
ритными размерами, большой долговечностью упругих элементов, но более
дороги в изготовлении. Упругие элементы в этих муфтах обычно работают на
кручение или изгиб. Муфты с упругими элементами в виде пружин сжатия
(проволока работает на кручение) выполняют чаще всего постоянной жест-
кости. Муфты с упругими элементами, работающими на изгиб, изготовляют
как постоянной, так и переменной жесткости.
Из упругих муфт с металлическими упругими элементами наибольшее
применение нашли:
а) муфты переменной жесткости со змеевидной пружиной (рис. 20.20, а);
б) муфты переменной жесткости с пакетами пружин, расположенных ак-
сиально (рис. 20.20, б) или радиально (рис. 20.20, в);
в) муфты постоянной жесткости с цилиндрическими пружинами сжатия
(рис. 20.21).
Муфты переменной жесткости в основном применяют в машинах с пере-
менным режимом нагружения для вывода системы из зоны резонанса крутиль-
ных колебаний.
Муфта со змеевидной пружиной успешно работает в широком диапазоне
передаваемых моментов. Муфта достаточно податлива и поэтому может сое-
динять валы с некоторыми (незначительными) отклонениями от их соосности.
Муфта, показанная на рис. 20.20, б, при одинаковых размерах способна
передавать в 2—4 раза большие моменты, чем муфта, изображенная на
рис. 20.20, а. Так как упругие элементы муфты представляют собой пакеты
пружин, она обладает также большей демпфирующей способностью.
Пружины в муфтах по рис. 20.20, а, б закрываются кожухом, состоя-
щим из двух частей, соединяемых винтами. В муфте по рис. 20.20, б половины
кожуха взаимно центрируют при помощи центрирующих буртика и заточки.
Особой необходимости в таком центрировании нет, поэтому кожух лучше
делать плоским, по рис. 20.20, а.
В радиальном направлении кожухи фиксируют относительно полумуфт
по цилиндрической поверхности ступиц. Так как полумуфты могут быть сме-
262
щены и перекошены, отверстия в стенках кожуха делают на 2—3 мм больше
диаметра ступиц полумуфт. В осевом направлении кожухи фиксируют бурти-
ками на ступицах полумуфт.
Кожухи, выполненные по рис. 20.20, а, б, имеют большие внешние диа-
метры. Их можно значительно уменьшить, выполнив разъемными в осевой
плоскости (см. рис. 20.19).
Муфта с радиально расположенными пакетами пружин (рис. 20.20., в)
по габаритным размерам и передаваемым моментам близка к муфте со змее-
видной пружиной, но обладает большей демпфирующей способностью.
Рис 20.20
Муфта постоянной жесткости с цилиндрическими пружинами сжатия
(рис. 20.21) более податлива, чем предыдущие. В связи с тем, что упругие
элементы в ней занимают сравнительно небольшой относительный объем (в
каждом направлении вращения нагружена только половина всех пружин),
она передает при тех же габаритных размерах меньшие вращающие моменты.
Муфты с неметаллическими (главным образом резиновыми) упругими
элементами преимущественно применяют для передачи небольших и средних
по величине вращающих моментов. Достоинствами их является более низкая
стоимость, большая удельная энергоемкость и высокая демпфирующая спо-
собность по сравнению с муфтами со стальными пружинами. К числу досто-
263
инств можно отнести также то, что в некоторых конструкциях муфт отсутству-
ют трущиеся поверхности. Недостатком их является сравнительно малая
долговечность резиновых упругих элементов.
Следует заметить, что при строгой соосности валов долговечность резино-
вых упругих элементов достаточно высока. При несоосности валов циклично
изменяются напряжения упругих элементов и в связи с внутренним трением
происходит старение резины. Этот процесс протекает тем интенсивнее, чем
больше несоосность.
В этих муфтах применяются упругие элементы, работающие на сжатие,
изгиб, сдвиг, кручение и сложные виды сопротивления.
Рис. 20.21
При конструировании муфт с неметаллическими упругими элементами,
так же как и при конструировании муфт со стальными пружинами, следует:
1) максимально увеличивать относительный объем упругих элементов
I zv\
(увеличивать отношение ~^~1 ;
2) выбирать схему нагружения упругих элементов с более равномерным
напряженным их состоянием по всему объему (вспомним, что энергоемкость
муфт пропорциональна Кв и Кт;
3) применять упругие элементы, работающие на кручение или сдвиг, так
как резина при работе на сдвиг и кручение в три раза податливее, чем при ра-
боте на сжатие (растяжение, изгиб).
4) объем резины при деформации практически не меняется; поэтому при
конструировании муфт следует предусматривать возможность свободного рас-
ширения упругих элементов.
Из муфт с резиновыми упругими элементами наибольшее распростране-
ние получили втулочно-пальцевые муфты МУВП (рис. 20.22, а), особенно
для соединения электродвигателей с другими узлами. На эти муфты имеется
нормаль машиностроения МН 2096—64.
Конструкция муфты несложная, а изношенные упругие элементы муфты
могут быть легко заменены без ее разборки. Для этого между стенкой корпу-
са и фланцем оставляют свободное пространство, что дает возможность вы-
нимать палец с упругим элементом для замены.
Резиновые втулки входят в отверстия другой полумуфты с зазором. Это
облегчает сборку муфты и допускает радиальное смещение и перекос осей
соединяемых валов.
При значительных радиальных смещениях и перекосах осей валов уве-
личивается сила, с которой муфта давит на валы и их опоры, и резко снижа-
ется долговечность упругих элементов. Поэтому при монтаже узлов следует
добиваться соосности валов. Радиальное смещение осей валов можно допус-
кать до 0,2—0,3 мм, а перекос не более 30'.
264
Силу, с которой муфта давит на вал, следует принимать
Рм = 0,25Рокр.
Полумуфты изготовляют из чугуна СЧ 21—40, а для быстроходных ва-
лов — из стали марки ЗОЛ, пальцы — из стали марки 45, а втулки — из ре-
зины с пределом прочности на растяжение не менее 5,9 Мн/м2 (60 кПсм2).
Относительный объем упругих элементов во втулочно-пальцевых муфтах
типа МУВП небольшой. Кроме того, резиновые втулки подвергаются неравно-
мерному сжатию. Поэтому муфты МУВП имеют сравнительно низкую энерго-
емкость, демпфирующую способность и постепенно вытесняются другими, бо-
лее совершенными муфтами.
По ГОСТ 14084—68 изготовляются муфты, в которых упругим элемен-
том является резиновая звездочка (рис. 20.22, б). Такую муфту, ввиду ес мень-
шего диаметра по сравнению с муфтой типа МУВП, целесообразно использо-
вать для соединения быстроходных валов. Резиновая звездочка работает прак-
тически на равномерное сжатие. Однако в работе участвует при любом направ-
лении вращения только половина ее зубьев, что существенно уменьшает
относительный объем упругого элемента. Муфты этого типа, так же как и
муфты типа МУВП, требуют соосности соединяемых валов. Значения допус-
каемых радиальных смещений и перекосов должны быть меньше, чем для муфт
типа Л4УВП. Силу, с которой муфта давит на вал, можно принимать такой
же, как и в случае применения муфты МУВП.
265
Недостатком этой муфты является сложная конструкция резиновой звез-
дочки, которую нужно иметь в запасе на случай замены.
В машиностроении применяются также упругие муфты с резиновыми эле-
ментами, работающими на изгиб (рис. 20.23). Муфты этого типа надежны в
широком диапазоне передаваемых вращающих моментов. Они характеризу-
ются большой угловой и радиальной податливостью. Поэтому целесообразно
использовать их для соединения валов, имеющих отклонения от соосности.
Диапазон допускаемых значений радиальных смещений и перекосов осей
валов может быть в 4—5 раз расширен по сравнению с муфтами типа МУВП.
Рис. 20.23
Для сборки и разборки машины без осевого сдвига узлов применяются
муфты, в которых средняя часть, имеющая выступы, сделана приверткой.
Перспективными являются также муфты с резино-кордным упругим эле-
ментом (рис. 20.24, а), на которые имеется нормаль машиностроения МН
5809—65.
Муфты по нормали машиностроения ЛШ 5809—65 имеют следующие не-
достатки:
1) усложненная конструкция;
2) малое число винтов для крепления упругого элемента;
3) дополнительное стопорение винтов проволокой.
Вследствие податливости стальных дисков малое число скрепляющих
винтов приводит к неравномерному сжатию упругого элемента. В специаль-
ном исполнении эти муфты применяют для передачи больших вращающих
моментов.
Благодаря некоторой податливости муфт с резино-кордным упругим эле-
ментом, а также достаточно большому относительному объему в них упругого
элемента, который работает на кручение, муфта обладает достаточной энерго-
емкостью и демпфирующей способностью.
Муфты этого типа допускают радиальные смещения валов в зависимости
от размера до 2 мм и перекосы до 2°.
На валы действует дополнительный изгибающий момент Л4исо стороны
муфты, в зависимости от несоосности валов, до Л1и = 0,2 М.
Разновидностью муфт с резино-кордным .упругим элементом являются
муфты с резиновыми хомутами (рис. 20.24, б). Муфты этого типа обладают
еще большей податливостью, чем муфта по рис. 20.24, а.
Наиболее совершенными с энергетической точки зрения являются муфты,
упругий элемент которых работает на кручение (рис. 20.25). Относительный
объем упругого элемента в этих муфтах достаточно велик. Форма упругого
элемента в виде двойного конуса обеспечивает при действии М равномерную
напряженность всего объема. Все это в совокупности обусловливает наиболь-
266
шую энергоемкость и демпфирующую способность муфт. Недостатками этих
муфт являются:
1) требования высокой степени соосности соединяемых валов;
2) значительная жесткость муфт, которая при песоосности валов приво-
дит к большим дополнительным нагрузкам на валы
и их опоры;
3) необходимость осевого перемещения одно-
го из узлов при установке или снятии муфты.
В заключение можно дать следующие реко-
мендации по применению муфт с резиновыми уп-
ругими элементами.
Наименьшим!! габаритными размерами при
одинаковых передаваемых моментах обладают
муфты по рис. 20.22. Поэтому, если по условиям
изготовления и сборки узлов можно ожидать вы-
сокой степени соосности валов, следует применять:
а) при передаче относительно небольших вра-
щающих моментов — муфты с резиновыми звез-
дочками (см. рис. 20.22, б);
б) при передаче больших моментов — муфты
20. 22, а).
Рис. 20.25
типа МУВГ1 (см. рис.
267
При умеренных отклонениях соединяемых валов от соосности следует
применять муфту с резино-кордным упругим элементом (см. рис. 20.24, а),
а при значительных отклонениях от соосности — муфту с резиновыми хому-
тами (см. рис. 20.24, б) или с резиновыми элементами, работающими на изгиб
(см. рис. 20.23).
Допускаемые напряжения для расчета муфт с резиновыми упругими
элементами можно брать из табл. 20.1.
Таблица 20.1
Схема нагружении
Допускаемые напряжения, н/мм.2. при нагрузке
статической ударной циклической
Растяжение
Сжа тие
Параллельный
сдвиг
Крутильный
сдвиг
Кручение
14-1 ,5 0,54-1,0
2,54-5,0 1,04-1,5
14-2 0,34-0,5
2 0,34-1,0
2 0,34-0,5
5. Сцепные муфты
Сцепные муфты могут применяться только при строгой соосности соеди-
няемых деталей или полумуфт. Обычно соосность достигается тем, что обе
полумуфты располагают на одном валу.
В машиностроении находят применение кулачковые, зубчатые и фрикци-
онные сцепные муфты.
а) Кулачковые сцепные муфты
Принципиальная конструктивная схема кулачковой муфты показана на
рис. 20.26. Муфты этого типа применяются, когда при небольших габаритных
размерах требуется передавать относительно большие вращающие моменты,
а включения производятся сравнительно редко. В них не происходит относи-
тельного проскальзывания полумуфт при работе передачи. Благодаря этому
кулачковые муфты применяют в кинематических цепях, где должно быть
обеспечено стабильное передаточное отношение (в делительных цепях станков
и др.).
Недостатки кулачковых муфт:
1. Невозможность включения на быстром ходу (разность окружных ско-
ростей на кулачках полумуфт не должна превышать 0,8 м!сек).
2. Удары при сцеплении муфты.
268

3. Большие нагрузки на кулачки и шпонки (пли шлицы), что ограни-
чивает долговечность муфты.
4. Силы трения, возникающие между кулачками, между валом и отверс-
тием полумуфгы, между шпонкой и шпоночными пазами (или между шлицами).
Как видно из конструктивной схемы, одна полумуфта (на рисунке — зуб-
чатое колесо с кулачками) сидит свободно на валу ч зафиксирована в осевом
направлении. Другая полумуфта
связана с валом шпонкой или
шлицами и может перемещаться
вдоль него. Перемещение произ-
водится при помощи рычагов, ви-
лок, переводных камней и дру-
гих деталей механизма управле-
ния муфтой.
Для уменьшения износа дета-
лей механизма управления жела-
тельно, чтобы перемещаемая в
осевом направлении полумуфта
располагалась на ведомом валу
(иначе потери на трение будут про-
исходить и после отключения муф-
ты). Для точного положения по-
лумуфт на валу длину отверстия
принимают в пределах от 1,4 до
1,8 их диаметров.
Одним из основных элементов
кулачковых сцепных муфт явля-
ются кулачки различных профи-
лей (рис. 20.27, а—г):
Трапецеидал ьны й
профиль (рис. 20.27, а).
Муфты с кулачками этого профиля
применяют для передачи больших
моментов при сравнительно высо-
ких скоростях. Муфта с такими
кулачками может работать в ре-
версивных механизмах.
Треугольный про-
филь (рис. 20.27,6). Муфты с
кулачками данного профиля при-
меняют для передачи небольших
моментов при невысоких скорос-
тях, например в механизмах вклю-
чения подач в станках и др. (при
больших моментах требуется зна-
чительная сила поджатия,
высоких скоростях уже
непродолжительное время
ются вершины кулачков),
ное достоинство этих муфт —быст-
рое включение, объясняющееся
большим числом кулачков (от 15
до 60).
Несимметричные тра
н ы е профили (рис. 20.27, в, г).
нереверсивных приводах для облегчения включения муфт.
Форма кулачков в продольном сечении показана на рис. 20.27, д—ж.
Кулачки трапецеидального профиля чаще всего имеют одинаковую вы-
В -3-0
гв--ео-м)
Pile. 20.27
а при
через
смина-
Глав-
ецеидальные и треуголь-
Кулачки этих профилей применяют в
П
269
соту h. Иногда высота их уменьшается к центру (рис. 20.27, е). Это позволя-
ет обрабатывать обе рабочие грани впадины за один проход фрезы. Тогда во
включенном состоянии контакт происходит не по всей высоте кулачков
(рис. 20.27, з). Число кулачков трапецеидального профиля принимают от 3
до 15 (обычно нечетное число).
Высота кулачков треугольного профиля h уменьшается к центру муфты
(рис. 20.27, ж). Это объясняется тем, что шаг между кулачками и, следователь-
но, высота кулачка пропорциональны радиусу.
Кулачки нагружены силами, которые вызывают напряжения смятия иа
рабочей поверхности кулачков и напряжения изгиба по сечению кулачка у
его основания. Поэтому в зависимости от диаметра расположения кулачков
и от передаваемого момента расчетом определяют поверхность смятия ку-
лачка и его сечение, а затем для заданных размеров муфты находят число
кулачков.
В ряде случаев очень важно, чтобы кулачковая муфта включалась за оп-
ределенный промежуток времени. Включение муфты возможно только при
определенном угловом положении полумуфт, когда кулачок совпадает со впа-
диной. Задаваясь временем включения муфты t сек, можно определить число
КУЛЭЧКОВ (20.7)
nt
где п — разность чисел оборотов полумуфт в минуту.
Большое значение имеет угол скоса кулачков р (см. рис. 20.27). Важно,
чтобы осевая отталкивающая сила, возникающая в кулачках при передаче
момента, не выключала муфту. Это обеспечивается, если выдерживается усло-
вие (см. рис. 20.26 и 20.27)
(20.8)
где f — коэффициент трения в кулачках и между поверхностями муфты и вала'
(принят одинаковым);
^ср.к — средний диаметр расположения кулачков;
d — диаметр вала.
Угол ₽ обычно принимают в пределах 3—4°.
Когда важно получить наибольшую скорость выключения муфты, угол f
должен быть близок к углу трения (р « 8—10°).
Если муфта выключается не под нагрузкой, а на холостом ходу, то иног-
да, чтобы гарантировать от самопроизвольного ее выключения, в муфтах с
несимметричным профилем рабочую поверхность кулачков выполняют с под-
нутрением 2—3° (рис. 20.27, и).
Для облегчения включения кулачковых муфт применяют следующие
приемы:
а) на вершинах кулачков делают дополнительные скосы с углом при вер-
шине 120° (рис. 20.27, к);
б) толщину кулачков принимают значительно меньше ширины впадины
(рис. 20.27, л).
Рабочие поверхности трапецеидальных и треугольных кулачков обычно
выполняют плоскими. При такой форме рабочих поверхностей контакт кулач-
ков по плоскости происходит только при полном включении муфты. При не-
полном же ее включении контакт кулачков возможен только по линии. По-
этому для наиболее ответственных муфт, включаемых под нагрузкой, рабочие
поверхности кулачков очерчивают винтовой поверхностью.
При конструировании кулачковых муфт должен предусматриваться выход
фрезы в виде перепада поверхностей с (см. рис. 20.26).
Большое значение для работы кулачковой муфты имеет точность шага
кулачков. При больших погрешностях в шаге не все кулачки будут переда-
вать нагрузку. Поэтому при выполнении рабочих чертежей кулачковых муфт
270
Рис. 20.28
на угол расположения кулачков следует назначать довольно жесткие допускав*
мне отклонения — порядка ±2'.
Полумуфты изготовляют из сталей марок 20Х, 20ХН и др. с цементацией
и закалкой кулачков и посадочной поверхности до твердости HRC 54—60.
На рис. 20.28 изображены две муфты с трапецеидальными кулачками,
примененные в коробке подач консольно-фрезерного станка мод. 6М82, а иа
рис. 20.29 — муфта с треугольным профилем кулачков, использованная в
фартуке токарно-винторезного станка мод. 1А616.
Рис. 20.29
Узел, приведенный на рис. 20.28, интересен также тем, что в нем имеются
четыре муфты: шариковая предохранительная, фрикционная сцепная и две
сцепные кулачковые.
б) Зубчатые сцепные муфты
Зубчатые сцепные муфты широко применяются в коробках скоростей
станков, автомобилей, тракторов и других машин.
В этих муфтах одна из полумуфт имеет внешние, а другая — внутренние
зубья с одинаковым модулем и числом зубьев. Включение муфты производит-
ся перемещением вдоль вала одной из полумуфт. Чтобы зубья легче входили
во впадины, торцы зубьев закругляют, как и у подвижных зубчатых колес.
Чаще всего в качестве полумуфты с наружными зубьями используют одно из
зубчатых колес коробки скоростей или коробки подач.
На рис. 20.30, а показана зубчатая муфта коробки подач токарного стан-
ка мод. 1А616, предназначенная для передачи движения от передней бабки
станка.
В токарном станке мод. 1К62 для этой же цели (рис. 20.30, б) также при-
менена зубчатая муфта. В отличие от предыдущей здесь в качестве полумуф-
ты с наружными зубьями использовано зубчатое колесо коробки подач.
272
Рис. 20.30
Рис. 20.31
10-1019
В коробке подач станка мод. 1А616 зубчатые муфты служат, кроме того,
для переключения подачи и для переключения движения с ходового вала на
ходовой винт и обратно (рис. 20.31). Здесь подвижное зубчатое колесо коробки
подач используется одновременно и в качестве зубчатой полумуфты. Вторая
полумуфта с зубьями внутреннего зацепления выполнена вместе с валом,
соединенным с ходовым винтом станка.
в) Фрикционные сцепные муфты
Фрикционные сцепные муфты применяют для плавного сцепления и рас-
цепления валов при их вращении. Практически их можно успешно использо-
вать при любых скоростях вращения для передачи как малых, так и относи-
тельно больших вращающих моментов.
Момент передается силами трения между трущимися деталями муфты.
Величину силы трения легко изменить регулированием силы сжатия трущих-
ся деталей муфты. Это обеспечивает плавное включение привода в период
его разгона, в связи с чем уменьшаются динамические пусковые нагрузки и
шум при пуске привода.
При работе этих муфт неизбежно проскальзывание пслумуфт. Поэтому
фрикционные сцепные муфты не могут применяться там, где требуются точ-
ные кинематические связи.
Фрикционные муфты работают всухую или в масле. Сухие муфты преиму-
щественно применяются при наружном их расположении, например в качест-
ве пусковых муфт, встраиваемых в шкивы ременных передач.
Муфты, работающие в масле, встраиваются в узлы, детали которых обиль-
но смазываются маслом (например, зубчатые колеса). В муфтах, работающих
всухую, применяют пары трения — сталь или чугун по фрикционному мате-
риалу:
а) асбесто-проволочная прессованная ткань,
б) фрикционные пластические массы,
в) ретинакс (для работы при высоких температурах),
г) металлокерамические обкладки.
Фрикционные обкладки приклеивают вместо приклепывания. Срок
службы таких обкладок почти вдвое больше.
Фрикционные детали муфт, работающих в масле, выполняют из стали,
закаленной до высокой твердости. Кроме того, применяют пары: сталь —
фрикционная пластмасса или сталь — металлокерамическая обкладка.
В машиностроении широко используются различные по конструктивному
исполнению фрикционные муфты (см. [11, 14, 26] и др.). Здесь мы остановимся
только на наиболее распространенных многодисковых муфтах. В этих муфтах
диски имеют простейшую форму. Сила включения обычно невысока. Основны-
ми достоинствами многодисковых муфт являются:
а) возможность передачи больших моментов при малых размерах, осо-
бенно внешних диаметров, что особенно важно для быстроходных приводов;
б) возможность варьирования числа дисков, что позволяет увеличивать
при необходимости передаваемый вращающий момент (в ограниченных преде-
лах) путем увеличения числа дисков, без увеличения диаметра муфты.
Их недостаток — плохая расцепляемость дисков при выключенной муфте.
На рис. 20.32 показана принципиальная схема многодисковой фрикци-
онной муфты. В муфте имеются внутренние и внешние диски.
Диски, которые соединяются с валом при помощи шлицев непосредствен-
но или посредством шлицевой втулки (центрирование по внешнему диа-
метру), называют внутренними.
Диски, соединяемые с деталью (шкив, зубчатое колесо и др.), на которую
должно передаваться движение, называют внешними.
При передаче вращающего момента шлицы нагружаются большими си-
лами и испытывают значительные напряжения смятия. Особенно велики на-
пряжения смятия на шлицах вала, где действующие силы значительно боль-
271
ше. При конструировании фрикционных муфт шлицы обязательно проверяют
расчетом на смятие.
Толщину стальных дисков для муфт, работающих в масле, принимаютот
1,5 до 2,5 мм, а для муфт, работающих всухую, — от 2,5 до 5 мм.
Во включенном состоянии внешние и внутренние диски сжимаются силой
Q. При помощи нажимных механизмов осевая сила передается на диски
обычно в трех точках, расположенных по окружности под углом 120°. Чтобы
давление сжатия равномер-
нее распределялось по всей
поверхности дисков, крайние
диски, которые чаще всего
соединены с валом, делают
более толстыми (6—10 мм).
В многодисковых муфтах
общее число дисков ограничи-
вают, так как давление на
последующие диски постепен-
но уменьшается из-за трения
в шлицах. Число наружных
дисков должно быть не бо-
лее:
стальных, работающих
в масле, — 11;
текстолитовых, работаю-
щих в масле, — 6;
стальных с асбестовой
обкладкой и других, рабо-
тающих всухую, — 4.
При конструировании
многодисковых муфт следует
предусматривать при выклю-
ченной муфте зазоры (мм):
между металлическими
дисками — 0,2—0,5;
между дисками с обклад-
ками — 0,5—-1,0.
Для хорошего расцепле-
ния внутренние диски иногда
делают неплоскими. рис 20 32
Чтобы ограничить раз-
ность окружных скоростей
по ширине поверхности дисков и создать условия для более равномерного
их износа, обычно принимают (см. рис. 20.32) отношение
= 0.5 4- 0,7.
Р2
Для нормальной работы фрикционной муфты важно, чтобы внешние и
внутренние диски были взаимно параллельны и концентричны. При переко-
сах дисков происходит неравномерное их сжатие и, как следствие, местный
повышенный износ.
Радиальное смещение дисков сопровождается их относительным скольже-
нием даже при силе сжатия дисков, несколько большей, чем требуется для
передачи номинального вращающего момента. Это вызывает дополнительный
износ дисков и нагрев муфты.
В связи с изложенным многодисковые фрикционные муфты нормально
работают только при строгой соосности всех концентрично расположенных де-
талей муфты. Это обычно достигается размещением деталей муфты на одном
валу.
10*
275
Большое влияние на работу фрикционной муфты оказывают нажимные
механизмы, к которым предъявляются следующие основные требования:
1. Создание большого выигрыша в силе, чтобы сила на рукоятке управле-
ния не превышала 98 «; это достигается выбором плеч рычагов, углов скоса у
нажимной втулки и др.
2. Самоторможение и исключение самопроизвольного включения или
выключения муфты.
3. Наличие удобного и тонкого регулирования силы сжатия дисков для
изменения величины передаваемого момента, а также для компенсации изно-
са дисков.
4. Податливость, с тем чтобы при износе дисков не требовалось слишком
часто регулировать силу их нажатия (это достигается выбором сечений ры-
чажков, введением пружин и др.).
Имеется много схем нажимных механизмов (см., например, 1141.) При
выборе схемы и конструировании нажимного механизма следует учитывать
продолжительность и частоту включения муфты. Чем податливее нажимной
механизм, тем плавнее и длительнее включение муфты и тем меньше динамиче-
ские нагрузки на детали узла в пусковой период. Однако одновременно воз-
растают износ дисков и нагрев муфты. При частом включении муфта будет пе-
регреваться, а диски быстро изнашиваться. Чтобы предотвратить перегрев
муфты и преждевременный износ дисков, следует уменьшать время ее включе-
ния и выключения. Для этого нажимный механизм не должен быть чрезмерно
податливым. Степень податливости нажимного механизма в зависимости от
Рис. 20.33
его схемы, частоты включений и других факторов устанавливают опытным
путем.
На рис. 20.33—20.37 показано несколько схем и конструкций многодис-
ковых фрикционных муфт.
На рис. 20.33, а, б приведены широко распространенные схемы нажимных
рычажных механизмов. Выигрыш в силе здесь получают, как обычно, выбором
плеч рычагов и угла конуса нажимной втулки. При включенном положении
276
концы рычагов находятся на цилиндрических поверхностях втулок. В этом
случае сила сжатия дисков на опоры вала не передается. Нажимный механизм
получается самотормозящимся. Однако при работе машины, в результате
неизбежных вибраций нажимная втулка может сместиться вправо (по черте-
жу), что вызовет выключение муфты. Для предупреждения этого рычаги,
управляющие нажимными втулками, должны фиксироваться в конечных
положениях.
Рис. 20.34
Иногда на цилиндрической поверхности нажимных втулок делают по-
рожек С (рис. 20.33, а), за который заходят концы рычагов 1. При переходе
порожка С происходит перегрузка дисков и деталей нажимного механизма.
Поэтому первоначально определяют допустимую величину перегрузки, а за-
тем, исходя из нее, — высоту порожка С.
В схеме нажимного механизма по рис. 20.34 самопроизвольное выключе-
ние муфты предупреждается или фиксированием рычага управления, или
переводом нажимной втулки вправо (по чертежу), за «мертвое» положение.
На рис. 20.35 приведены конструкции многодисковых фрикционных муфт,
работающих в масле и широко применяющихся в станках и в других машинах.
Муфты показаны в двух исполнениях: в исполнении I фрикционная пара —
сталь по стали, в исполнении II —текстолит по стали. В этих муфтах меха-
низм включения представляет собой кулачки, на которые воздействуют ци-
линдрические штифты, запрессованные в нажимную втулку.
Требуемая податливость нажимных механизмов во всех приведенных на
рис. 20.33—20.35 схемах достигается выбором сечений рычагов.
277
Рис. 20.35
В механизмах по рис. 20.33, а, б силу сжатия дисков регулируют гай-
кой 2, которую затем стопорят контргайкой 3.
В муфтах по рис. 20.34 и 20.35, а, б для регулирования силы сжатия дис-
ков имеется гайка 1. По окончании регулирования гайку фиксируют подпру-
жиненным рычагом 2. Для этого по окружности дисков 3 выполнено большое
число отверстий.
В муфте по рис. 20.36 регулирование выполняют гайкой 1, которую затем
стопорят контргайкой 2. Гайки 1 и 2 могут быть расположены вне муфты,
в месте, наиболее удобном для ее регулирования.
Рис. 20.36
Описанные выше муфты относятся к муфтам с механическим управлением,
которое обычно применяется при передаче небольших и средних по величине
вращающих моментов и когда не требуется дистанционного управления муф-
той. При передаче больших моментов фрикционные муфты должны иметь
пневматическое или гидравлическое управление 111].
Все чаще применяются многодисковые фрикционные муфты с электро-
магнитным управлением 111, 14], особенно в коробках скоростей и в механиз-
мах подач металлорежущих станков. Дистанционное управление и точное
срабатывание этих муфт позволяет легко автоматизировать управление ско-
ростями и подачами станков. Подробное описание конструкции таких муфт
и методы их расчета см. в работе 114].
На рис. 20.37 показаны две многодисковые электромагнитные фрикцион-
ные муфты, примененные в токарном многошпиндельном автомате мод.
1А290-4 для включения двух разных скоростей вращения.
Следует отметить, что узел подшипников зубчатого колеса в левой (по
чертежу) фрикционной муфте сконструирован не лучшим образом. Проще
решение на рис. 12.11.
На фрикционные многодисковые муфты с рычажным, гидравлическим и
электромагнитным управлением выпущена нормаль машиностроения
МН 5656—65—МН 5665—65.
6. Обгонные муфты
Обгонные муфты, или муфты свободного хода, передают вращающий мо-
мент в одном направлении. При изменении направления вращения ведущей
части муфты ведомая ее часть вращаться не будет и не будет передавать мо-
мент.
Момент от ведущей части муфты к ведомой передается до тех пор, пока
угловые скорости обеих частей муфты одинаковые. Как только угловая ско-
279
Рис. 20.37
рость ведомой части по какой-либо причине (например, в результате включе-
ния дополнительного привода) превысит угловую скорость ведущей части,
муфта автоматически разъединится и передача момента прекратится.
Наибольшее распространение в машиностроении получили роликовые
обгонные муфты (рис. 20.38). Внутренняя деталь такой муфты называется
звездочкой, а внешняя — обоймой. Как та, так и другая могут быть ведущей
частью муфты.
Рис. 20.38
4-д
При передаче крутящего момента ролики заклиниваются между плоской
поверхностью звездочки и поверхностью отверстия обоймы. Чтобы все ролики
заклинивались одновременно и нагружались равномерно, на них действуют
подпружиненные сухари (штифты). Это обеспечивает почти мгновенное за-
клинивание роликов и поэтому — почти полное отсутствие мертвых ходов
муфты.
Так как детали роликовой муфты испытывают при передаче момента кон-
тактные напряжения, они должны обладать высокой поверхностной твердо-
стью (свыше HRC56). Поэтому в качестве материалов применяют стали марок
ШХ15 и 20Х.
На муфты, показанные на рис. 20.38, выпущена нормаль машиностроения
МН 3—58, охватывающая муфты с диаметрами отверстий от 10 до 90 мм.
Для надежной работы муфты ее детали должны изготовляться с высокой
точностью. Так, отверстие обоймы выполняется с допуском по А, внешний
диаметр — по Н. а ролики — по С.
В звездочке муфты, изображенной на рис. 20.38, опорная поверхность
для роликов сделана плоской. Угол контакта роликов с опорной поверхностью
зависит от фактических размеров роликов, отверстия, обоймы, а также разме-
ров опорных поверхностей звездочки и может меняться в определенных пре-
делах. По мере износа поверхностей этот угол увеличивается. Если опорную
поверхность в звездочке выполнить по логарифмической спирали, то угол
контакта будет постоянным. В этом случае муфта становится малочувстви-
тельной к погрешностям изготовления, износу и деформациям, что повышает
надежность ее работы. Того же результата можно добиться выполнением
опорных поверхностей звездочки по дуге окружности, расположенной эксцен-
трично относительно центра отверстия. Однако изготовление таких профи-
лей несколько сложнее, чем плоских.
281
Для роликовых муфт угол контакта обычно принимают равным 7е.
Для правильной работы муфты очень важно, чтобы обойма была строго
концентрична звездочке. Для этого обойма с сидящей на ней деталью долж-
на базироваться по валу или по другим деталям, сидящим на том же
На рис. 20.39, а,б приведены
примерные схемы базирования
обойм в случае применения муфт
по нормали МН 3—58. Муфта
на рисунке изображена в виде
контура, а деталь, связанная с
обоймой, условно показана в
виде зубчатого колеса (вообще
же вместо зубчатого колеса
может быть любая деталь). При
проектировании специальных
муфт можно встроить подшип-
ники качения в обойму и звез-
дочку (рис. 20.39, в).
Исполнение по рис. 20.39
далеко не единственное и дано
лишь в качестве одного из воз-
можных конструктивных реше-
ний (см., например, работу [25),
стр. 208).
При необходимости пере-
дать большие вращающие мо-
менты при минимальных га-
баритных размерах применяют
муфты с сухарями [14, 26 [.
Существенным недостатком та-
ких муфт является более слож-
ное изготовление и большие
потери в период свободного
хода по сравнению с ролико-
выми муфтами.
При различных автомати-
ческих циклах широко исполь-
Рис. 20.39
зуются обгонные роликовые муфты с поводковой вилкой (рис. 20.40). при
помощи которой можно выталкивать ролики из клиновидной щели и осу-
ществлять реверсирование вращения вала.
Муфты без поводковой вилки (рис. 20.41, а) передают вращение только в
одном направлении. Положим, что звено / — ведущее. Тогда при заклинива-
нии роликов от звена 1 на звено 2 передается вращение по часовой стрелке.
Если звену 2 сообщить ускоренное вращение (от другого источника) также по
часовой стрелке, то произойдет расклинивание роликов от обгона и отсоеди-
нение звена 2 (на ходу) от звена /. Когда ведущим является звено 2, направ-
ление его вращения, а следовательно и направление вращения ведомого звена
/, будет обратным.
Муфты с поводковой вилкой (рис. 20.41, б) передают медленное вращение
в одном направлении и ускоренное вращение — в двух направлениях. Такая
муфта может работать, только когда ведущим является звено /. От этого зве-
на вращение передается на звено 2 по часовой стрелке. Звено 3 приводится во
вращение звеном 2. Звено 3, связанное с самостоятельным источником движе-
ния, может сообщить звену 2 ускоренное вращение как в одну, так и в дру-
гую сторону, вызвав этим отсоединение его (на ходу) от звена /. При вращении
звена 3 по часовой стрелке со скоростью, большей скорости вращения звена /,
начнет вращаться звено 2 и произойдет расклинивание роликов от обгона.
282
Рис. 20.40
Рис. 20.41
283
При вращении против часовой стрелки звено 3 вытолкнет ролики из клиновой
щели и также увлечет за собой звено 2.
Две муфты, поставленные рядом и соединенные одной общей поводковой
вилкой (рис. 20.41, б), передают вращение как медленное, так и ускоренное
в двух направлениях. Муфты устанавливают таким образом, чтобы:
а) зубцы звездочек были направлены в разные стороны;
б) одна муфта была повернута относительно другой на некоторый
угол.
Муфты работают только при ведущем звене 1. Со звена 1 на звенья 2 вра-
щение может передаваться как в одну, так и в другую сторону. В зависимости
от направления вращения звена 1 заклинивается то одна, то другая муфта.
Звено 3 может сообщать звеньям 2 ускоренное вращение также в обе стороны,
выталкивая ролики одного звена, расклинивая путем обгона ролики другого
звена и увлекая эти звенья за собой.
7. Предохранительные муфты
В качестве предохранительных в машиностроении широко применяются
следующие типы муфт:
а) муфты с разрушающимся элементом,
б) кулачковые муфты,
в) шариковые муфты (разновидность кулачковых),
г) фрикционные муфты.
Предохранительные муфты независимо от типа могут работать только при
строгой соосности валов.
Если предохранительная муфта поставлена в кинематической цепи дале-
ко от места возникновения перегрузки, то все звенья цепи испытывают пере-
грузку в различной степени. Вследствие податливости деталей, потерь на тре-
ние и упругих деформаций звеньев кинематической цепи перегрузочный мо-
мент по мере удаления от места, где возникла перегрузка, постепенно умень-
шается. Поэтому иногда происходит поломка деталей, а муфта не срабатывает.
Для устранения этого предохранительные муфты следует располагать как
можно ближе к месту возникновения перегрузки.
а) Муфты с разрушающимся элементом
Муфты этого типа применяют тогда, когда по роду работы машины пере-
грузки могут возникнуть лишь случайно. Конструктивная схема такой муфты
приведена на рис. 20.42.
Муфты этого типа имеют малые габаритные размеры, что делает возмож-
ной их установку в любом месте кинематической цепи.
В качестве разрушающегося элемента обычно используют штифты. Име-
ются муфты с одним и с несколькими срезающимися штифтами. В момент пе-
регрузки штифт разрушается и предохранительная муфта разъединяет ки-
нематическую цепь. Если штифт изготовлен из пластичного материала, то
при срабатывании муфты материал штифта претерпевает пластические дефор-
мации. Процесс его среза затягивается, что понижает точность срабатывания
муфты. Чтобы этого избежать, штифты рекомендуется выполнять из хрупких
материалов. В качестве материала для штифтов можно рекомендовать: серый
чугун, бронзу, латунь, силумин и другие хрупкие материалы.
После перерезания штифта на плоскостях среза остаются заусенцы, ме-
шающие удалению остатков штифта из втулок. Поэтому штифты выполняют
с проточкой по месту среза (рис. 20.43, а, в). Проточка одновременно повышает
и точность срабатывания муфты. Штифты с проточкой удобны также тем, что
позволяют опытным путем определить наивыгоднейший диаметр проточки
для заданного предельного вращающего момента.
Проточки должны быть небольшой ширины (2—3 мм), чтобы штифты
при срабатывании муфты разрушались вследствие среза, а не изгиба.
284
Нередко применяют длинные штифты с несколькими проточками. После
срабатывания муфты штифты передвигают в новую позицию. Проточки в
этом случае используют для осевого фиксирования штифтов во втулке
(ел. рис. 20.58, стр. 297).
Заусенцы на торцах срезанных штифтов могут производить задиры на
торцовых поверхностях полумуфт. Для предотвращения этого между фланца-
ми полумуфт в зоне расположения штифтов должен предусматриваться зазор
с = 2—4 мм (рис. 20.42, а, б и 20.43, б, в).
При переменных нагрузках материал штифтов «устает», что приводит к
снижению предельного момента, при котором срабатывает муфта. Поэтому
рекомендуется регулярно менять штифты, не ожидая их разрушения.
Штифты размещают в стальных, закаленных до высокой твердости втул-
ках, изготовляемых обычно из стали марки 40Х. Конструкция втулок показа-
на на рис. 20.43, б, в.
В станкостроении после срабатывания муфты в гнезда ставят комплект
А
втулок вместе со штифтом. Втулки в полумуфтах сажают по посадке >
А А
а штифты во втулках— по-jy или • Это создает удобства при эксплуа-
тации муфты. При исполнении втулок по рис. 20.43, в замену их комплектом
производить затруднительно.
285
Перед установкой нового штифта или комплекта втулок полумуфты пово-
рачивают до совмещения рисок (см. рис. 20.43, б, в).
В муфтах с несколькими срезающимися штифтами общая нагрузка должна
равномерно распределяться между всеми штифтами. Однако практически
это сделать трудно. При совместной обработке отверстий в полумуфтах под
втулки можно получить идеальное совпадение осей всех отверстий для вту-
лок. Некоторую несоосность вносят погрешности изготовления втулок (сме-
щение оси наружной поверхности втулки относительно оси ее отверстия).
Обычно штифты сопрягают с отверстиями втулок по посадкам ~ и ф-.
При любой из этих посадок зазор в сопряжении штифта с отверстием
втулки колеблется в широких пределах. Это приводит к неравномерному рас-
пределению общей нагрузки между штифтами (см. также стр. 248). Для устра-
нения этого недостатка штифты следует сажать во втулки без зазора. Но даже
в этом случае общая нагрузка распределяется между штифтами неравномерно
(см., например, [25], стр. 206). Более того величины сил, действующих на
каждый штифт, за время одного оборота муфты изменяются на 30—40%. По-
этому муфты с одним штифтом срабатывают точнее, чем с двумя.
286
Для повышения точности срабатывания муфт желательно предусматри-
вать совместную обработку отверстий под втулки. При независимом изготов-
лении этих отверстий расположение их относительно друг друга и относитель-
но центрального базового отверстия должно выполняться с высокой точностью.
При конструировании муфты срезающиеся штифты должны располагать-
ся в месте, удобном для их замены. Для этого фланцы полумуфт выполняют
по схеме рис. 20. 44. Для удаления остатков срезанных штифтов фланцы пово-
рачивают (показано пунктиром).
Можно фланцы полумуфт выполнять круглыми. Тогда в них делают от-
верстия большого диаметра, расположенные на радиусе расположения штиф-
тов (рис. 20.42, а).
Рис. 20.44
В муфтах со срезающимися штифтами полумуфты располагают на валу
рядом (см. рис. 20.42. а). Для уменьшения осевых габаритных размеров полу-
муфты иногда располагают, как показано на рис. 20.42, б.
При срабатывании полумуфты вращаются относительно друг друга. Для
этого одна из полумуфт сопрягается по цилиндрической поверхности
А А, А. п ,
по посадке ~или . По торцам эта полумуфта должна иметь
минимальный зазор порядка 0,05—0,1 мм (см. рис. 20.42, а, б).
Для обеспечения чистого среза штифтов торцы втулок в собранной муфте
должны были бы плотно соприкасаться друг с другом. Но подвижная полу-
муфта может иметь осевую «игру» на величину зазора, вследствие чего после сра-
батывания муфты торцы втулок штифтов будут задевать друг за друга. Чтобы
этого не происходило, между торцами втулок следует предусматривать не-
сколько больший зазор, чем между торцами полумуфт (0,1—0.2 мм).
б) Кулачковые муфты
Кулачковые предохранительные муфты широко применяются в машино-
строении при небольших скоростях и моментах. При перегрузке кулачковые
муфты многократно расцепляются и снова включаются. Получается своего
рода звуковая сигнализация о перегрузке. Однако эти повторные включения
муфты происходят мгновенно и с ударами, что вызывает перегрузки деталей
механизма, возрастающие с увеличением скорости. Поэтому кулачковые пре-
дохранительные муфты при высоких скоростях вращения валов не применя-
ются.
Кулачковые предохранительные муфты по конструкции аналогичны сцеп-
ным кулачковым. Отличие состоит лишь в том, что подвижная в осевом
287
направлении полумуфта поджимается к неподвижной пружине, а рабочие
грани кулачков имеют большой угол наклона (р = 45—60°). Работа кулачко-
вых муфт связана с сильным износом кулачков, поэтому последние должны
иметь высокую твердость (HRC 56).
На рис. 20.45 показаны конструктивные схемы двух кулачковых муфт в
момент их срабатывания (кулачки вышли из зацепления).
Работоспособность кулачковых предохранительных муфт зависит от па-
раметров пружины. При сборке муфты пружина сжимается на величину Xmin
(рис. 20.46), которой соответствует сила сжатия пружины Pmin. При перегруз-
ке возникающая в муфте осевая сила дополнительно сжимает пружину на ве-
личину х. Полное сжатие пружины составляет Xmax = Xmin+ х. Этому сжатию
соответствует осевая сила Ртах- Если пружина будет чрезмерно жесткой, то
сила Ртах может значительно отличаться от силы Pmin (характеристика такой
пружины показана в виде графика на рис. 20.46, а). Это может привести к
тому, что при некоторых перегрузках сила Р, выключающая муфту, будет
находиться в пределах
Р <' Р <г Р
1 mm 1 — 1 max
и муфта вообще срабатывать не будет или точность срабатывания ее будет
низкой.
Возможно колебание вращающего момента, при котором осевая выклю-
чающая сила колеблется в пределах от PIllin до Ртах. В этом случае муфта, ес-
тественно, срабатывать не будет, но будет происходить скольжение кулачков
друг по другу, что приведет к более быстрому их износу.
Для повышения точности срабатывания муфты, а также для устойчивой
и долговечной ее работы следует высоту кулачков делать по возможности
небольшой и применять пружины малой жесткости, т. е. с большим коэффи-
циентом С — & и с большим числом рабочих витков (здесь D — средний
диаметр пружины, ad — диаметр проволоки). Следует принимать при
288
d = до 2,5 3 — 5 6 — 12
С = 8 — 12 7—10 6—9
Желательно также, чтобы Ртах = (1,05 4-1,15) Ртш- Из этого условия определя-
ется число рабочих витков i по формуле
^l(P mas -^mln)
где
. 8С3
Л* ——
1 Gd
(20.9)
(20.10)
податливость одного витка при действии на него силы 9,8 н.
Характеристика подобранной таким образом пружины представлена на
рис. 20.46, б.
Рис. 20.46
При подборе пружины нельзя упускать из виду, что при полном ее сжатии
до соприкосновения витков напряжения кручения в проволоке не должны
быть больше допускаемых.
Пружина, замыкающая кулачковую предохранительную муфту, обяза-
тельно должна иметь регулировку силы нажатия. В муфте по рис. 20.45 эта
регулировка осуществляется гайкой, которую затем стопорят контргайкой.
Обычно пружины кулачковых предохранительных муфт имеют большую
длину. При отношении — -^2,6, где Н — высота пружины в свободном со-
стоянии, a D — ее средний диаметр, пружина устойчива. При отношении
2£>2,6 могут быть поперечные изгибы пружины. Для предупреждения
этого пружину следует сажать на направляющие поверхности, в качестве
которых обычно используется поверхность подвижной части кулачковой
муфты (рис. 20.47).
289
Регулировочные гайки в процессе регулирования пружины не должны
давить на нее непосредственно, иначе они будут не только сжимать пружину,
но и закручивать ее силами трения. Поэтому гайки должны воздействовать на
пружину через втулки, сидящие на шпонке или на шлицах на валу (рис. 20.45).
При конструировании кулачковой предохранительной муфты необходи-
мо следить за тем, чтобы осевая сила, действующая в муфте, не передавалась
на опоры вала, а замыкалась на валу. Обычно это достигается тем, что сила
пружины воспринимается гайками и деталями, жестко связанными с валом.
Рис. 20.47
При разработке конструкции кулачковой муфты следует предусматри-
вать удобство постановки пружины. Необходимо, чтобы при свободном состоя-
нии пружины гайка навинчивалась не менее чем на два витка резьбы вала.
Тогда пружина может быть легко сжата гайкой до требуемой величины
(рис. 20.47, а)
При консольном расположении муфты пружина может быть поставле-
на при помощи приспособления (рис. 20,47, б) и резьба на валу под гайку
может быть значительно короче. В торце вала выполняют резьбу для ввинчи-
вания стержня приспособления.
При передаче вращающего момента в кулачках возникает отталкиваю-
щая сила
S = — tgp.
D
*-/к
Этой силе противодействуют силы (см. рис. 20 45):
ОДЛ
FK=^——fK — сила трения между кулачками (/к — коэффициент трения
в кулачках);
с 2М ,
гшл =-----/шл— сила трения в шлицах.
ашл
Условие срабатывания муфты
F I F -д-Р
1 к ' 1 шл ' 1 пр»
,201”
\ “шл /
где Рпр — сила давления пружины
290
При определенных значениях слагаемых правая часть выражения может
оказаться равной или больше tg (J. В этом случае муфта не будет срабатывать
ни при какой перегрузке.
Чтобы муфта четко срабатывала, необходимо уменьшать значения fK, /шл,
DK „
—---- и увеличивать угол (3 кулачков (отношение—— также косвенно
“ШЛ
зависит от угла р) Наилучшие результаты получаются при у гл ер = 60°.
Особое значение имеет отношение диаметра расположения кулачков к
D,, л.
диаметру шлицев----— • по которым перемещается подвижная часть муф-
^шл
ты. Желательно, чтобы это отношение было близко к единице или даже мень-
ше единицы. Тогда муфта работает четко и менее чувствительна к колебаниям
коэффициентов трения. На рис. 20.45. б приведена схема кулачковой предох-
ранительной муфты, у которой < 1,0.
“ШЛ
в) Шариковые муфты
Шариковые предохранительные муфты по принципу действия анало-
гичны кулачковым. На рис. 20.48 и 20.49 приведены конструкции этих муфт
соответственно с одной центральной пружиной и с отдельными пружинами
для каждого шарика. Особенностью работы шариковых предохранительных
муфт является то, что при одном и том же перегрузочном моменте по мере
Рис. 20.49
29
выхода шариков из зацепления отталкивающая сила, сжимающая пружину,
возрастает.
На рис. 20.50 показаны схемы трех последовательных положений шари-
ков в процессе срабатывания муфты. Из этих схем видно, как при одной и
той же окружной силе Р увеличивается угол контакта и возрастает осевая
сила S.
В процессе осевого перемещения подвижной части муфты пружина сжи-
мается. Вследствие этого увеличивается сила сопротивления осевому переме-
щению подвижной части муфты. При конструировании шариковой предохра-
нительной муфты следует выбрать пружину с такой характеристикой, чтобы
сила ее сопротивления росла медленнее силы, действующей со стороны шари-
ков. Тогда муфта будет срабатывать мгновенно.
Рис. 20.50
Шариковая предохранительная муфта, с точки зрения взаимодействия
сил и точности срабатывания, находится в более благоприятных условиях по
сравнению с кулачковой. Поэтому в шариковых предохранительных муфтах
пружина может быть более жесткой и меньших размеров, чем в кулачковых.
В этих муфтах, как и в кулачковых, для четкости их срабатывания важно,
чтобы отношение—^— было близко к единице или меньше ее [14, 26].
Шарики закладывают в гнезда, расположенные на торцовых поверхнос-
тях полумуфт. Чтобы они не выпадали, на кромках гнезд делают подчеканку.
Для этого шарик должен сидеть в гнезде на глубине а, которая должна быть
больше радиуса шарика (рис. 20,51, а).
Начальный угол контакта шариковР зависит от диаметра и глубины зало-
жения шариков в гнезда. Обычно его выбирают в пределах р = 40—50’.
При принятом угле р размер а определяют из выражения
a = 2£sinp. (20.12)
На дно гнезд под шарики обычно подкладывают стальные закаленные
шайбы. Для выталкивания шариков и шайб в задней стенке гнезд предусмат-
ривают небольшие отверстия.
Для нормальной работы муфты очень важно, чтобы все шарики одновре-
292
менно входили в зацепление и были одинаково нагружены. Это достигается
точностью углового расположения гнезд для шариков, а также точностью
глубины гнезд и подкладных шайб. Погрешности изготовления деталей можно
частично компенсировать индивидуальным подбором подкладных шайб.
На рис. 20.49 каждый шарик поджимается к своему гнезду отдельной
пружиной. При этой схеме шарики будут нагружены более равномерно. Не-
достатком такой муфты можно считать необходимость изготовления всех пру-
жин из одного бунта проволоки и конт-
роля каждой пружины по длине в сво-
бодном состоянии, деформациям и уси-
лиям.
В некоторых муфтах действующая
на каждый шарик пружина имеет не-
зависимую регулировку. С точки зре-
ния распределения общей силы между
шариками, такие муфты наиболее совер-
шенны (из числа шариковых). Однако
они более сложны и дороги в изготов-
лении. Поэтому их следует применять в
особо ответственных устройствах.
В муфтах с независимо регулиру-
емыми пружинами, помимо равенства
размеров гнезд под шарики, длин и уп-
ругих характеристик пружины, контро-
лируют равенство размеров с у всех
регулировочных винтов. Эго позволяет
достигнуть одинакового сжатия всех
пружин муфты и, следовательно, более
равномерного распределения общей
нагрузки между шариками (рис. 20.51,6).
В этих муфтах, так же как и в ку-
лачковых, должны быть созданы удоб-
ства для установки пружин. Иногда
приходится одну центральную сильную
пружину заменять несколькими, более
слабыми, расположенными по окруж-
ности, которые легче поставить на мес-
то.
Шариковые предохранительные
муфты находят широкое применение в
машиностроении. На рис. 20.52 и 20.53
приведены конструкции двух предохра-
нительных муфт.
На рис. 20.52 показана муфта,
встроенная в коробку подач расточно-
го станка мод. 2615. В момент сраба-
тывания муфты центральный стержень
воздействует на рычажок, связанный с
микровыключателем, вследствие чего
выключается электродвигатель.
На рис. 20.53 изображена сдвоен-
ная кулачково-шариковая предохрани-
тельная муфта, применяющаяся в при-
водах роторных автоматических линий.
В момент пуска линии, когда перег-
рузки очень велики, вращающий мо-
мент передается через обе муфты — ша-
риковую и кулачковую. При установив-
293
Рис. 20.53
шемся режиме центробежная сила отбрасывает рычажки с грузами в виде
двух гаек и отключает шариковую муфту. Момент передается только через
кулачковую предохранительную муфту, которая срабатывает при перегруз-
ках, возможных во время нормальной работы агрегатов роторной линии.
При срабатывании муфты центральный стержень воздействует на микровыклю-
чатель и электродвигатель останавливается. На сдвоенную предохранитель-
ную кулачково-шариковую муфту выпущена нормаль машиностроения
МН 5029—63.
Предохранительные шариковые муфты применены также в узле коробки
подач консольно-фрезерного станка мод. 6М82 наряду со сцепными кулачко-
вой и фрикционной муфтами (см. рис. 20.28) и в узле коробки подач токарного
станка мод. 1А616 наряду с зубчатой сцепной муфтой (см. рис. 20.31).
г) Фрикционные муфты
Фрикционные предохранительные муфты применяются при частых крат-
ковременных перегрузках, главным образом ударного действия. Эти муфты
бывают дисковые, конусные и многодисковые. По конструкции они аналогич-
ны сцепным фрикционным муфтам. Отличие заключается лишь в том, что
вместо механизмов управления в предохранительные фрикционные муфты
встраивают пружины, которые постоянно сжимают трущиеся детали муф-
ты.
Рис. 20.54
Рис. 20.55
При срабатывании фрикционных предохранительных муфт происходит
износ трущихся поверхностей деталей. Эти детали под действием пружин
сближаются на величину их износа, и соответственно уменьшается сила сжа-
тия пружины (или пружин, если их несколько).
Задаваясь величиной суммарного износа трущихся деталей, легко опре-
делить изменение начального сжатия пружины. Затем можно задаться до-
пускаемой величиной уменьшения силы давления пружины. На основе полу-
ченных данных подбирают коэффициент С и число рабочих витков пружины,
а также время работы муфты, по истечении которого требуется регулировка
пружины.
На рис. 20.54 и 20.55 показаны конструктивные схемы дисковой и конус-
ной фрикционных предохранительных муфт. Эти муфты применяются при срав
нительно малых передаваемых вращающих моментах.
295
Рис. 20.56
Рис. 20.57
Для того чтобы оба диска, а
также оба конуса участвовали
в передаче момента, они должны
быть связаны между собой. Эта
связь не должна мешать осевому
перемещению диска или конуса.
В конструкции по рис. 20.54 такая
связь осуществлена несколькими
штифтами, а по рис. 20.55 — шпон-
кой.
Угол наклона образующей
конуса к оси муфты а должен
быть больше угла трения. Обыч-
но а = 15—20°.
Наибольшее распространение
получили многодисковые фрик-
ционные предохранительные муф-
ты (рис. 20.56).
Так как трущиеся детали
фрикционных муфт постоянно сжа-
ты пружинами, то муфты при
перегрузке продолжают переда-
вать вращающий момент. В связи
с тем что коэффициент трения
скольжения при движении для
большинства материалов меньше
коэффициента трения покоя, пере-
даваемый муфтой момент при сра-
батывании меньше, чем при нор-
мальной работе.
Силу сжатия дисков в фрик-
ционных муфтах конструктивно
удобнее замыкать на корпусе
(см. рис. 20.56).
8. Комбинированные муфты
Нередко вращающий момент
передается с вала одного узла
на вал другого жесткими кинемати-
ческими звеньями. Валы узлов,
как обычно в этих случаях, со-
единяются компенсирующими или
упругими муфтами. Но чтобы
предохранить механизм от поло-
мок при возможных перегрузках,
в кинематическую цепь встраивают
также предохранительную муфту.
Очень часто компенсирующую (уп-
ругую) муфту объединяют с пре-
дохранительной; такая муфта на-
зывается комбинированной.
Сущность комбинирования
компенсирующих (упругих) муфт
с предохранительными заключает-
ся в следующем. На валу одного
узла жестко (на шпонке или шли-
296
цах) закрепляют одну часть компенсирующей (упругой) муфты (на
рис. 20.57 и 20.58 слева). На валу другого узла помещают другую часть
этой муфты и всю предохранительную муфту (на рис. 20.57 и 20.58 справа).
Одну часть предохранительной муфты закрепляют на валу (на шпонке или
шлицах). Другую часть предохранительной и компенсирующей муфт
соединяют между собой, но на вал (или на деталь предохранительной муфты)
сажают свободно, по ходовой посадке.
Комбинировать можно в зависимости от конкретных условий любую
компенсирующую или упругую муфту с любой предохранительной муфтой.
Число возможных комбинаций довольно велико. Поэтому приведенные ниже
схемы и конструкции комбинированных муфт следует рассматривать лишь
как иллюстрации к методическим указаниям данного раздела.
При работе муфты на больших скоростях с толчками и ударами, а также
при реверсивной работе очень важно уменьшить диаметры муфты. В этом
случае отдельные части муфты размещают последовательно вдоль вала.
При спокойной работе на небольших скоростях следует уменьшать осе-
вые габаритные размеры муфты. Так, на рис. 20. 57, а, б даны два конструк-
тивных варианта одной и той же комбинированной муфты. Из сравнения этих
вариантов видно, что муфта по рис. 20.57, б более компактна. Поэтому везде,
где это возможно, при конструировании комбинированных муфт следует
применять «многоэтажное» расположение деталей. Это приводит к резкому
сокращению осевых габаритных размеров муфты и уменьшению консоли вала.
На рис. 20.58, а показана комбинированная муфта, в которой упругим
элементом компенсирующей муфты являются стальные стержни, а разрушаю-
щимся элементом — алюминиевый стержень. Здесь обе части предохранитель-
ной муфты расположены на валу рядом. Схема расположения деталей — «од-
ноэтажная». При «двухэтажном» расположении деталей, как это показано на
рис. 20. 58, б, значительно уменьшаются осевые габаритные размеры муфты.
297
ГЛАВА III
РАЗРАБОТКА РАБОЧИХ ЧЕРТЕЖЕЙ ДЕТАЛЕЙ
§ 21. ОБЩИЕ МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ
Исключительно большое значение для производства имеют правильно
разработанные и хорошо оформленные рабочие чертежи деталей.
Воплотить машину в металле — значит изготовить ее детали по рабочим
чертежам и произвести их сборку. Поэтому от качества рабочих чертежей
деталей в известной степени зависит и качество изготовления машины. Плохо
выполненные рабочие чертежи могут не только усложнить, повысить стои-
мость и удлинить процесс изготовления машины, но и вообще опорочить идею
ее конструкции, как бы она ни была совершенна в принципе.
Рис. 21.1
Рабочие чертежи деталей в совокупности с техническими условиями
должны содержать все необходимые данные, определяющие форму, размеры,
допуски, материал, термическую обработку, отделку и другие сведения, необ-
ходимые для изготовления и контроля деталей.
На рабочем чертеже деталь принято изображать с теми размерами, обоз-
начениями шероховатости поверхности и другими параметрами, которые она
должна иметь перед сборкой. На нем, как правило, не допускается помещать
29S
технологические указания. Исключение составляют указания по выбору вида
заготовки (отливка, поковка и т. д.), а также указания по применению опре-
деленных способов обработки для тех случаев, когда они предусматриваются
как единственные, гарантирующие требуемое качество детали, например: сов-
местная обработка, притирка, доводка и т. п.
Детали, представляющие собой тела вращения (валы, червяки, стаканы,
зубчатые и червячные колеса, шкивы и т. д.), принято изображать на черте-
жах так, чтобы оси вращения деталей были параллельны основной надписи
(угловому штампу).
Принято также для удобства чтения чертежа деталь обращать на черте-
же вправо стороной, на которой производится наибольшее число операций
ее обработки (рис. 21.1).
1. Простановка размеров
Основанием для суждения о размерах детали служат только цифровые
значения, проставленные на чертеже, независимо от масштаба последнего.
В связи с этим исключительно большое значение приобретает вопрос правиль-
ной простановки размеров. Непродуманная или небрежная простановка раз-
меров затрудняет изготовление детали и очень часто является причиной брака.
Учитывая исключительную важ-
ность данного вопроса, ниже да-
ем методические указания по ра-
циональной простановке размеров
на рабочих чертежах деталей:
1. Количество размеров на чер-
теже должно быть минимальным,
но достаточным для изготовления
и контроля детали.
Для каждой детали сущест-
вует вполне определенное необхо-
димое число размеров, составля-
ющих ее полную размерную харак-
теристику. Можно различно варь-
ировать простановку размеров, но
всегда необходимое число их для
данной конкретной детали есть чи-
сло постоянное. На рис. 21.2 даны
эскизы валика и стакана с размера-
ми, проставленными в различных
вариантах. Для всех вариантов
число размеров остается постоян-
ным: для валика оно равно шести,
для стакана — семи. Пять разме-
ров для валика и шесть размеров
для стакана не дадут полной раз-
мерной характеристики этих дета-
лей. Седьмой размер для валика
и восьмой для стакана будут уже
излишними.
2. Каждый размер следует ука-
зывать на чертеже лишь один раз.
Это указание является исключительно важным. При производстве машины
чертежи деталей периодически корректируются. Если на чертеже один и тот
же размер показать несколько раз, на разных проекциях, то нет гарантии,
что этот размер будет изменен во всех проекциях. По этой причине в произ-
водстве наблюдается брак при изготовлении деталей.
299
3. Каждый проставленный на рабочем чертеже размер должен, безу-
словно, допускать его выполнение и контроль при изготовлении детали.
На чертеже не представляет труда показать любой размер. Но изгото-
вить деталь по некоторым размерам, а также проконтролировать их иногда
бывает крайне трудно, а то и вообще невозможно.
4. Все размеры детали должны быть проставлены с предельными откло-
нениями.
Исключение составляют размеры, определяющие зоны различной степени
точности или чистоты одной и той же поверхности, зоны термообработки, от-
Рис. 21.3
делки, размеры неответственных
фасок, радиусов скруглений и т.п.
Допускается не проставлять непос-
редственно у размеров, а оговари-
вать соответствующей общей над-
писью на свободном поле чертежа
отдельные имеющие широкое при-
менение категории допусков, нап-
ример допуски на свободные раз-
меры.
5. Проставлять размеры на
чертежах в виде замкнутой це-
почки не допускается.
На рис. 21.3 показан чер-
теж втулки. Размеры, простав-
ленные на рис. 21.3, а, представ-
ляют собой замкнутую цепочку.
На каждый размер конструктор
должен проставлять допускаемые отклонения. Положим, что на размеры
/1 и /2 конструктор проставил на чертеже втулки допускаемые отклоне-
ния ±А. Тогда по правилам суммирования ошибок на замыкающий размер L
конструктор должен проставить отклонения, равные сумме отклонений раз-
меров К и /2, т. е. отклонения ±2А (при суммировании по методу max и min).
Если при изготовлении втулки будут выдерживаться размеры Ц и /2 в пре-
делах ±А, то размер L, как замыкающий, будет находиться в пределах ±2Д,
как и предусматривалось конструктором,
Но возможен другой порядок обработки, при котором в первую очередь
будет выдерживаться размер L в заданных пределах ±2А. Затем может вы-
держиваться размер К. Тогда размер /2 окажется замыкающим размером тех-
нологической размерной цепочки. Он может иметь отклонения, равные сумме
отклонений размеров L и т. е. равные ±ЗА, что далеко выходит за допускае-
мые пределы, назначенные конструктором.
Такой же результат получится, если при изготовлении втулки будут вы-
держиваться размеры L и /2. В этом случае замыкающим размером окажется
размер К, отклонения которого могут находиться в пределах ±ЗА.
Положение нисколько не изменится, если все размеры втулки останутся
свободными. Свободные размеры выполняются по 5, 7 или 9-му классам точ-
ности. Допустим, например, что размеры втулки имеют следующие значения:
L = 60 мм, К = 8 мм и /2 = 52 мм. Тогда эти размеры, как свободные, долж-
ны выдерживаться в пределах: 60±0,4, 8±0,2 и 52±0,4 (здесь для свобод-
ных размеров принят 7-й класс точности). Нетрудно видеть, что при любом
порядке обработки отклонения замыкающего размера будут выходить за до-
пускаемые пределы.
На рис. 21.3, б, в показана правильная простановка размеров. Какой из
представленных вариантов является наилучшим, решает конструктор. Можно
лишь сказать, что в качестве замыкающего выбирается наименее ответственный
размер детали.
Иногда бывает желательно указать габаритный размер детали. Но
при его простановке размеры образуют замкнутую цепочку, например,
300
при простановке размеров по схеме рис. 21.3, г. В этих случаях замы-
кающие размеры детали можно показывать на чертеже в качестве справоч-
ных. Такие размеры отмечают звездочкой и дают примечание типа: «*Размер
(или размеры) для справок».
Справочные размеры при изготовлении детали контролю не подвергаются
и поэтому их простановка на чертеже не может привести к браку детали.
6. Проставлять размеры надо так, чтобы наиболее точный размер имел
наименьшую накопленную ошибку при
изготовлении детали.
Различают следующие три метода
простановки размеров, широко приме-
няющиеся в машиностроении: 1) цеп-
ной, 2) координатный и 3) комбиниро-
ванный.
При цепном методе имеющиеся на
детали размеры проставляют последо-
вательно — цепью. При нем любой раз-
мер детали выполняется в производстве
вполне самостоятельно, вслед за вы-
полнением предыдущего размера.
На рис. 21.4, а показана схема цеп-
ной простановки размеров а4, а2, а3 и
о4. Ошибка, получаемая на каждом
размере, не зависит от ошибок предыду-
щих размеров, что является основным
достоинством этого метода. Поэтому
он применяется в машиностроении при
простановке размеров на межцентро-
вые расстояния; в ступенчатых деталях,
где требуется получить очень точные
размеры участков между уступами;
при обработке деталей комплектом ре-
жущего инструмента и т. д.
Точность суммарных размеров fe2s.
Ьзе и Ьк при любой выбранной базе,
например А, определяется суммой ошибок размеров, входящих в размерную
цепь, т. е.:
Ab2v = Aat + Дц2;
А^зз == Actj + Аа2 + Аа3;
Afe4i; — Acq + Аа2 + Act3 + Act4.
Это приводит к накоплению ошибок в суммарных размерах.
На рис. 21. 4, б показана схема координатной простановки размеров alt
а2, а3 и а4. При координатном методе имеющиеся на детали размеры простав-
ляют от одной базы. Поэтому точность любого координатного размера О|,
и2, а3 и а4 зависит от технологических ошибок, возникающих при выполнении
только данного размера и не зависит от точности выполнения других коорди-
натных размеров.
Достоинством координатного метода является получение наиболее точ-
ных координатных размеров ait а2, а3 и а4. Этим пользуются, когда необ-
ходимо точно расположить элементы детали относительно одной базы. Недос-
таток его — некоторое увеличение ошибки в размерах Ь22 , Ь32 и Ь42 между
соседними элементами детали (в данном примере между осями отверстий).
Комбинированный метод простановки размеров представляет собой со-
четание цепного и координатного методов (рис. 21. 4, в). К такой комбинации
конструктор прибегает для уменьшения ошибок в более ответственных раз-
мерах.
301
7. Должна быть четко установлена последовательность и технологические
этапы создания отдельных поверхностей детали.
Так, например, наружные необрабатываемые (черные) поверхности чу-
гунной литой детали создаются отпечатком модели в формовочной земле. Не-
которые внутренние необрабатываемые поверхности формируются одним или
несколькими стержнями. Как наружные, так и внутренние необрабатываемые
поверхности литой детали образуются при заливке чугуна в готовую форму,
т. е. на первом этапе изготовления детали.
с;
Рис. 21.5
Необрабатываемые поверхности штампованной детали создаются верх-
ней и нижней половинами штампа также на первом этапе изготовления
детали.
Для удобства изготовления моделей, стержневых ящиков и штампов необ-
ходимо, чтобы размеры черных (необрабатываемых) поверхностей были про-
ставлены на чертеже и представляли взаимосвязанную систему.
Обрабатываемые поверхности образуются на последующих этапах изготов-
ления детали. Поэтому для удобства обработки детали на рабочем чертеже ее
должны стоять все необходимые размеры, которые должны быть связаны
между собой в общую систему. Эта система размеров должна быть в свою
очередь связана с системой размеров необрабатываемых поверхностей.
Обрабатываемые поверхности детали могут образовываться на разных
этапах механической обработки. Для удобства каждого этапа обработки на
чертеже детали должны быть показаны соответствующие размеры, которые
образуют свою собственную для каждого этапа обработки систему размеров.
Следовательно, на рабочем чертеже детали должно быть столько отдельных
систем размеров, связанных между собой, сколько отдельных этапов изготов-
ления детали. Связь между указанными системами размеров должна осуществ-
ляться последовательно, по ходу протекания процесса изготовления детали.
8. Каждая система размеров должна быть связана с другой системой в
общем случае тремя размерами в трех координатных направлениях.
На рис. 21.5 показаны литая деталь (а), модель этой детали (б), опреде-
ляющая форму наружной поверхности, и стержень (в), при помощи которого
создается внутренняя поверхность детали.
Для изготовления модели необходимы размеры (кроме радиусов закруг-
лений): диаметрыDHl,Dh2 , £>н3, DKi, Dh5 и Dn&\ по высоте Hit Н2, Н3, Ht'нН0'.
Здесь размеры Н* и Н0' даны с припуском на последующую обработку
детали. Размеры знаков для фиксирования стержней устанавливают техно-
логи-литейщики, поэтому на наших эскизах они не обозначены.
302
Для изготовления стержневого ящика необходимы размеры (кроме радиу-
сов закруглений): диаметры Dbl, Db2, Db3, DM, Db3 и d' с припуском на обра-
ботку отверстия; по высоте Ь1у Ь2, Ь3, Ь4' и Но'. Размеры Ь4' и Н0' даны с при-
пуском на обработку детали.
Каждая группа размеров представляет собой самостоятельную систему.
Полученные системы размеров, определяющих форму и размеры наружных
и внутренних необрабатываемых поверхностей, необходимо связать в общую
систему размеров всех необрабатываемых поверхностей по трем координатным
направлениям. Деталь представляет собой тело вращения, модель и стержень—
Рис. 21.С
также. При сборке формы оси модели и стержня совмещают знаками, при по-
мощи которых стержень координируют относительно отпечатка модели. Та-
ким образом, по двум взаимно перпендикулярным направлениям обе системы
размеров связываются при сборке формы. Остается наложить связь на системы
размеров по третьему координатному направлению. Эта связь осуществляется
размером С1у который проверяют при сборке формы. Исходя из изложенного,
на рабочем чертеже литой детали проставлены размеры, необходимые для из-
готовления модели, стержневого ящика и сборки формы. Заметим, что размер
можно получить как разность размеров Д4' и Поэтому, чтобы не соз-
давать замкнутую цепочку размеров, на рабочем чертеже данной детали размер
Ьц проставлять не следует.
Полученную общую систему размеров, определяющих необработанные по-
верхности детали, необходимо связать с обработанными поверхностями детали.
В осевом направлении эта связь осуществляется размером Й4.
303
В радиальном направлении обрабатываемая поверхность dA должна быть
связана с одной из внутренних или наружных черных поверхностей. Эта связь
обеспечивается тем, что при необходимости оговаривают допускаемое смеще-
ние оси отверстия dA относительно оси наружных или внутренних черных
поверхностей.
На рис. 21.6 показана крышка коническо-цилиндрического редуктора.
Размеры 7(1, Кг, К3 и К4 являются сопряженными и входят в размерные цепи
редуктора. По этой причине они проставлены на чертеже крышки. Для изго-
товления модели на чертеже указаны следующие размеры: длина крышки Н1г
Рис. 21.7
радиусы крышки Н2 и Н5, радиусы бобышек Н3, Н6 и Н15, ширина крышки
/Д, Ню, Н 1з, Н14, Н1в и Н17, размеры полок Hit Hls и Ht3, а также радиусы
закруглений. Все перечисленные размеры представляют собой систему разме-
ре в, определяющих величину и форму наружной поверхности крышки.
Платик под крышку окна определяется размерами Н8 и Ht2, которые
связывают с крышкой размерами /Д, /Ди Н20. Эти размеры необходимы так-
же для изготовления модели.
Для изготовления стержня на чертеже проставлены следующие размеры:
радиусы закруглений, а также радиусы Bi и В2, размеры окна В3 и В4, ширина
внутренней части крышки В5 и длина отверстия под опоры вала-шестерни Ве.
Для изготовления стержня, кроме того, используют размеры обрабатываемых
отверстий 01, 02 и 03, а также размеры Ki, Кг и Кц. Перечисленные размеры
представляют собой систему размеров, определяющую величину и форму внут-
ренней поверхности крышки.
Системы размеров наружной и внутренней поверхности связывают вобщую
систему размеров необработанных поверхностей следующими размерами: в
304
поперечном направлении — толщиной стенки С6, в продольном направлении —
размером Окно и платик для крышки окна связывают размерами С4 и С5.
В вертикальном направлении обе системы размеров связываются тем, что
при сборке формы центры дуг окружностей, очерченных радиусами Вх и В2,
совмещают соответственно с центрами дуг окружностей, очерченных радиуса-
ми Н2 и Н5. Для контроля на чертеже детали указывают, кроме того, толщи-
ну стенки Са.
В крышке обрабатывают плоскость прилегания к корпусу, базовые от-
верстия, отверстия под крепежные винты, торцы бобышек для крепления
крышек и плоскость окна. Для обработки и контроля на чертеже проставлены
размеры: Ki, Кз, 0it 02 и 03, которые представляют собой особую
систему размеров.
Необрабатываемые поверхности связывают с обрабатываемыми следую-
щими размерами:
в продольном направлении — размером /Съ
в поперечном направлении — размером Cit
в вертикальном направлении — размером С2.
9. При простановке размеров на рабочих чертежах деталей необходимо
выяснить, какие из размеров сопряженные и какие свободные.
Для конструктора бывает важно, чтобы некоторые размеры при изготов-
лении деталей были выполнены с определенной точностью. Степень точности
таких размеров задается конструктором заранее и записывается на чертеже
детали. Относительно более высокая точность таких размеров необходима,
чтобы обеспечить требуемый характер сопряжения данной детали с другой,
а также точное положение детали в собранном узле относительно других его
деталей. Эти размеры входят в сборочные размерные цепи в качестве их со-
ставляющих звеньев.
На рис. 21.7, а показан вал, в котором размеры dly d3, d5, d7 и /7 должны
быть выполнены при изготовлении с относительно высокой точностью. Разме-
ры dit ds, d5 и d1 входят составляющими звеньями в четыре трехзвенные раз-
мерные цепи: первое звено—размер вала, второе — размер отверстия и
третье — натяг в сопряжении вала с подшипниками (dt и d6) или вала с зуб-
чатым колесом (d3) и полумуфтой (d7). Размер Z, входит составляющим звеном
в сборочную размерную цепь, определяющую осевой зазор между подшип-
ником и крышкой.
На рис. 21.7, б дан чертеж стакана, примененного в узле, показанном
на рис. 13.3, в котором размеры d2, d3 и А5 должны быть выполнены при из-
готовлении стакана с относительно высокой точностью. Все эти размеры вхо-
дят в качестве составляющих звеньев в сборочные размерные цепи.
Если крепежные отверстия в корпусе и стакане будут сверлиться по кон-
дуктору, то размер di также войдет в размерную цепь и должен выполняться
поэтому с большей точностью, чем свободные размеры.
На рис. 21.7, в показан чертеж примененной в том же узле (см. рис. 13.3)
конической шестерни, выполненной вместе с валом. В этой детали размеры dit
d2, d3, d.i, At и а также входят в сборочные размерные цепи и должны быть
выполнены с относительно высокой точностью. Будем в дальнейшем называть
такие размеры цепными или сопряженными.
Помимо цепных (сопряженных) размеров, на рабочих чертежах деталей
проставляют размеры, не входящие в сборочные размерные цепи. Точность
выполнения этих размеров ниже точности сопряженных размеров. Такие раз-
меры будем называть свободными. Для конструктора обычно менее
важно, от каких баз они проставлены и с какой точностью выполняются.
10. Сопряженные размеры следует брать из схем размерных цепей.
Все выявленные сопряженные размеры, вне зависимости от технологии
обработки детали и от удобства их выполнения, конструктор должен простав-
лять на рабочем чертеже детали с допускаемыми предельными отклонениями,
полученными при расчете соответствующих размерных цепей.
11—1019
305
11. Свободные размеры должны проставляться с учетом последовательнос-
ти операций обработки деталей, а также удобства их контроля.
Конструктору, особенно начинающему, иногда трудно составить грамот-
ную схему изготовления и контроля размеров детали. Вопрос этот очень слож-
ный. При разработке технологии допускают ошибки даже опытные технологи.
Тем не менее очень важно, чтобы конструктор все же наметил определенный
порядок обработки детали и контроля ее размеров. Пусть этот порядок не
В)
всегда будет совершенным. Зато
проставленные на чертеже разме-
ры будут иметь конкретное обос-
нование. Крайне необходимо, что-
бы при составлении технологичес-
кого маршрута обработки детали
конструктор консультировался с
опытным технологом. Очень важно
с самого начала проставлять раз-
меры не как попало, а обоснован-
но.
Изложенное выше позволяет
установить следующий порядок
для простановки размеров на ра-
бочем чертеже детали:
1. Составление схем размер-
ных цепей. Расчет допусков.
2. Простановка цепных (соп-
ряженных) размеров и допусков
на рабочем чертеже детали.
3. Составление схемы изго-
товления детали.
4. Простановка на рабочем
чертеже детали свободных разме-
ров.
Приведем несколько приме-
ров.
На рис. 21.7, а дан эскиз ти-
повой конструкции вала и схема
размерной цепи. На схеме k —
величина зазора между торцом
крышки и подшипником (замыка-
ющее звено размерной цепи). Раз-
меры /1—18—составляющие звенья
размерной цепи. Из рисунка видно, что размеры диаметров отдельных участ-
ков вала: dt, d3, d5 nd, — сопряженные. Диаметры других участков вала
являются свободными размерами. К сопряженным относится также размер 17.
Все остальные осевые размеры должны проставляться на чертеже с учетом пос-
ледовательности обработки вала и удобства измерений.
На начальных операциях обрабатывают торцы и центруют заготовку
с обоих концов. Затем следует черновая и чистовая токарная обработка вала.
После черновой обработки вал приобретает форму и размеры, близкие к гото-
вой детали, с небольшим припуском для чистовой обработки. Чистовую обра-
ботку вала, так же как и черновую, производят с двух сторон. Следует за-
метить, что на простановку осевых размеров влияет только чистовая обра-
ботка вала. В связи с этим рассмотрим вариант такой обработки вала для
условий мелкосерийного, среднесерийного и крупносерийного производ-
ства.
В условиях мелкосерийного производства вал обрабатывают
на универсальном токарном станке. На первом переходе обрабатывается с
припуском под шлифование поверхность диаметром dlt на втором окончательно
306
обрабатывается поверхность d2, а на третьем обрабатывается с припуском под
шлифование поверхность шейки диаметром d3 (рис. 21.8, а).
Для удобства измерения после обработки на первом переходе целесооб-
разно поставить размер Тi от торца вала до первого уступа. При обработке
второй ступени измерение можно производить как от торца вала, так и от пер-
вого буртика. Первый буртик определяет сопряженный размер /7 (рис. 21.7, а
и 21.8, б). Этот буртик должен быть чисто и точно обработан. Поэтому его це-
лесообразно использовать в качестве измерительной базы. В связи с этим про-
ставим размер Т2 между уступами вала. Таким образом, выявилась система
размеров — Гi и Т2, удобных при обработке и контроле размеров одного кон-
ца вала. Обработка второго конца вала может протекать в такой последова-
тельности. Первоначально обрабатывают с припуском под шлифование шейку
d7, для которой следует проставить размер Т3 (см. рис. 21.8, б). Затем про-
изводят окончательную обработку шейки- de, для которой можно ставить
размер Т4 от упорного буртика шейки d7 или от торца вала. Про-
ставим на чертеже размер Т4 от торца вала, от которого удобнее выполнять
измерения. После этого обрабатывают с припуском под шлифование поверх-
ность d^. При выполнении этой операции выдерживают конструктивный раз-
мер L. Затем окончательно обрабатывают поверхность d4. Размер Д, для конт-
роля этой поверхности следует проставить от базового уступа вала.
На рис. 21.8, в дан эскиз вала с размерами, отвечающими условиям рас-
смотренной схемы обработки.
При обработке валов и осей возможен другой порядок выполнения опера-
ций обработки. Осевые размеры вала в этом случае должны отвечать другому
порядку технологических операций.
В условиях среднесерийного производства широко применяет-
ся обработка вала гидравлическим копировальным суппортом. При этом спо-
собе обработки простановка осевых размеров диктуется изготовлением копира.
Здесь несколько удобнее цепная простановка размеров (рис. 21.8, г).
В условиях крупносерийного и массового производ-
ства широкое применение находит многорезцовая обработка валов. Для удоб-
ства наладки инструмента несколько удобнее простановка размеров по коорди-
натному способу, от каждого торца вала (рис. 21.8, д).
Общую длину вала L в последних двух случаях проставляют в качестве
справочного размера.
В коническом редукторе, изображенном на рис. 13.3, имеется стакан для
установки подшипников качения. На этом же рисунке дана схема размерной
цепи. Из рисунка видно, что диаметр отверстия стакана под подшипники, диа-
метр наружного цилиндра и размер Ав от внутренней поверхности фланца до
дна стакана являются сопряженными. Все остальные размеры относятся к
свободным.
Чтобы проставить на чертеже стакана другие осевые размеры, необходи-
мо предварительно составить схему обработки детали.
Наиболее часто применяемый маршрут обработки стаканов следую-
щий:
черновая обработка верха и торца (или отверстия и торца);
черновая обработка отверстия и торца (или верха и торца);
чистовая обработка отверстия и торца;
чистовая обработка верха и торцов на оправке.
Рассмотрим чистовые операции при обработке стакана (рис. 21.7,6), от
которых зависит простановка осевых размеров на рабочем чертеже детали,
для условий мелко-, средне- и крупносерийного производства.
В условиях мелкосерийного производства чистовую обработку
отверстия производят на токарном станке. Установочными базами являются
наружный цилиндр стакана и внутренняя поверхность фланца (торец 2,
рис. 21.9, а). На этом станке окончательно обрабатывают: два отверстия и
торцы 1 и 3. Измерительной базой является торец 1. Поэтому на данной опе-
рации непосредственно выдерживают размер Т 4.
11
307
Чистовую обработку наружной поверхности выполняют на токарном
станке, на оправке. Установочными базами являются отверстие стакана и
торец 3. При выполнении этой операции окончательно обрабатывают: наруж-
ную поверхность цилиндра, наружную поверхность фланца и торцы 2 и 4.
Обработка производится по методу пробных проходов. При выполнении опе-
рации окончательно будут получены размеры Т2 и Т3 (рис. 21.9, б).
Следовательно, при обработке стакана в условиях мелкосерийного про-
изводства непосредственно получают размеры: Т 1( Т2 и Т3. Конструктивный
сопряженный размер аъ определяется косвенно: аБ — Т\—Т2.
Ранее было сказано (см. п. 10, стр. 305), что на чертежах деталей обяза-
тельно проставляют сопряженные цепные размеры, вне зависимости от того,
удобны они или нет для их выполне-
ния. В связи с этим в данном примере
вместо размера Т i на чертеже стака-
на следует проставить сопряженный
размер а5 (рис. 21.9, в).
В условиях средне- и круп-
носерийного производства
отверстие стакана обрабатывают на
револьверном станке настроенным
инструментом по упорам. При этом,
как правило, наладочная и измери-
тельные базы совпадают. На рис.
21.10 показана схема взаимосвязи размеров револьверного станка, обра-
батываемой детали и инструмента. На схеме обозначены: Н — группа
сопряженных размеров от установочной (упорной, наладочной) базы
патрона до торца неподвижного упора, закрепленного на станине станка;
77 — группа сопряженных размеров от торца упора, закрепленного в револь-
верном суппорте, до грани резца; а5— цепной, сопряженный, размер детали.
Как видно из схемы, размер аъ получается непосредственно при обработке
детали на этом станке. Поперечным суппортом в этой операции протачивается
308
также торец 1. Следовательно, при выполнении данной операции выдержива-
ются с припуском под окончательную обработку размеры а^' и Т2 (рис. 21.9,г).
При обработке наружной поверхности стакана в условиях средне- и круп-
носерийного производства непосредственно получаются размеры аъ и Т4
(рис. 21.9, д). Для полной характеристики на рабочем чертеже должен быть
проставлен еще один осевой размер — Т2 или Т3.
Размер Т2 косвенно образуется при получении размеров аъ' и Т2 в про-
цессе обработки отверстия и размера а5 при обработке наружной поверхности
стакана. Погрешность размера
Т2 = а/ + Т2—а5 равна сумме
погрешностей трех размеров.
Размер Т3 косвенно образу-
ется при получении размеров аъ‘
и Т2 при обработке отверстия и
размеров а5 и Т4 в процессе обра-
ботки наружной поверхности ста-
кана. Погрешность размера Т3 =
= Т4 + а5 + Т2 равна сумме пог-
решностей трех размеров. Однако
размер Т2 сам образуется как
совокупность трех размеров. Сле-
довательно, ошибка на размере Т3
получается наибольшая. Поэтому
на рабочем чертеже детали следу-
ет проставить размеры Т4, а5 и Т2.
Размер Т3 является справочным
Рис. 21.11
(рис. 21.9, е).
Существуют и другие схемы обработки, при которых будет целесообразна
другая простановка размеров. Во всяком случае, как это видно из предыду-
щего, простановка размеров должна отвечать вполне определенной схеме
обработки детали.
12. При простановке размеров координат крепежных отверстий следует
учитывать характер производства.
В условиях единичного и мелкосерийного производства крепежные от-
верстия сверлят по разметке. При этом чаще всего в меньшей из двух скреп-
ляемых деталей крепежные отверстия сверлят по обычной разметке, при ко-
торой центр отверстия выбивают керном. Чтобы обеспечить совпадение их с
отверстиями в более тяжелой сопряженной детали, отверстия в ней размечают
по просверленным отверстиям меньшей детали. В связи с этим для условий
единичного и мелкосерийного производства в чертежах деталей типа фланцев,
крышек и т. п. проставляют координаты осей всех отверстий в виде свободных
размеров. В чертеже сопряженной детали, обычно корпусной, на крепежные
отверстия координаты осей не проставляют. В чертеже этой детали дают при-
мечание типа: «6 отв. М16 по дет. № ...». Помимо этого, на общем виде узла
проставляют размеры, определяющие относительное положение сопряженных
деталей. Например, в случае крепления натяжного ролика на стенке стани-
ны (рис. 21.11) на чертеже общего вида должны проставляться размеры А и
Б, определяющие положение кронштейна на станине.
В ряде случаев крепежные отверстия в корпусной детали сверлят без раз-
метки через заранее просверленные отверстия сопряженной детали, как по
кондуктору. В этих случаях на чертеже корпусной детали также дают приме-
чание типа «6 отв. М16 по дет. №...».
При средне- и крупносерийном производстве крепежные отверстия свер-
лят по кондукторам. Поэтому на рабочих чертежах обеих сопряженных дета-
лей должны проставляться координаты осей всех крепежных отверстий с до-
пускаемыми предельными отклонениями.
Проиллюстрируем изложенное примером простановки размеров на пли-
тах (рамах), которые являются типовыми узлами в общем машиностроении.
309
При размещении на верхних плоскостях плиты отверстий для крепления
электродвигателя, редуктора или других узлов привода способ простановки
размеров на крепежные отверстия также зависит от предполагаемого масшта-
ба выпуска изделий.
Допустим, что выпуск изделий значительный и крепежные отверстия по-
этому будут сверлиться по накладным кондукторам. В этом случае группа
крепежных отверстий для крепления одного самостоятельного узла должна
быть связана между собой размерами по двум координатным направлениям.
Эти размеры будут представлять собой единую взаимосвязанную систему.
Рис. 21.12
Чтобы избежать накопления ошибок, размеры следует проставлять не цепоч-
кой, а по координатной системе. На каждый размер должны быть проставлены
допускаемые предельные отклонения.
Если на плите устанавливают и крепят два самостоятельных узла, то
после простановки координат крепежных отверстий будут получены две си-
стемы размеров, а при трех узлах — три системы размеров. Каждая из систем
размеров должна быть связана с другой двумя размерами по двум координат-
ным направлениям с допускаемыми предельными отклонениями. После этого
будет получена единая сложная система размеров крепежных отверстий,
которая должна быть в свою очередь закоординирована по двум направлениям
от стенок плиты. На эти последние два размера допускаемые отклонения не
проставляют. Числовые значения допускаемых отклонений можно принимать
согласно рекомендации, приведенной на стр. 345.
На рис. 21.12 показан в качестве примера эскиз плиты для установки
электродвигателя и цилиндрического редуктора. На рисунке показаны:
координаты и Э2— отверстий для электродвигателя,
координаты Pi, Р2 и Р3 —отверстий для редуктора.
Размеры Ci и С2, связывающие системы размеров Э и Р в общую систему.
Размеры Kt и К2. связывающие общую систему размеров с контурами
плиты.
На размер связывающий системы размеров Э и Р по направлению
осей валов электродвигателя и редуктора, назначены более свободные допуски,
чем на размер С2. Это объясняется тем, что погрешность относительного поло-
жения электродвигателя и редуктора в осевом направлении легко компенси-
руется соединительной муфтой без каких-либо дополнительных нагрузок на
валы и опоры.
310
Теперь допустим, что предполагаемый выпуск проектируемых приводов
небольшой и крепежные отверстия будут размечаться по отверстиям сопря-
женных деталей. В этом случае координатные размеры крепежных отверстий
на рабочем чертеже плиты вообще не проставляют. От каждой группы
крепежных отверстий дают выноску с указанием типа: «6 отв. М16 разметить
по узлу №...» или «4 отв.018 разметить по узлу №...» и т. п.
В первом случае, т. е. при большом объеме выпуска изделий, возможность
сборки узлов на плите обеспечивается точным выдерживанием координат кре-
пежных отверстий в обоих сопрягаемых узлах.
Рис. 21.13
Во втором случае, т. е. при небольшом объеме выпуска изделий, возмож-
ность сборки узлов на плите обеспечивается следующим образом. На плите
устанавливают все узлы с заранее просверленными по разметке крепежными
отверстиями в корпусных деталях. Относительное положение узлов выверя-
ют. Затем по отверстиям в установленных узлах размечают центры крепежных
отверстий на плите. После этого узлы снимают, а в плите в намеченных местах
сверлят крепежные отверстия.
Следует оговориться, что при тяжелых узлах в условиях единичного про-
изводства отверстия во всех спариваемых деталях сверлят по разметке. В этом
случае, естественно, на рабочих чертежах деталей должны проставляться
координаты крепежных отверстий с допускаемыми отклонениями. Система
простановки размеров должна быть координатной, как и при сверлении от-
верстий по кондукторам.
13. В простых деталях, имеющих оси симметрии, размеры до любых
поверхностей или осей рекомендуется проставлять не от осей симметрии, а от
поверхностей деталей (рис. 21.13, а).
311
Это упрощает конструкцию приспособления для обработки деталей, об-
легчает контроль их размеров и поэтому удешевляет изготовление. При слож-
ном контуре детали размеры ее элементов удобнее проставлять от осей симмет.
рии (рис. 21.13, б).
Если, исходя из назначения детали, требуется симметрия всех ее элемен-
тов, то размеры их нужно проставлять от осей симметрии, не считаясь с удоро-
жанием изготовления детали. Допустим, что наружные контуры крышки ко-
робки скоростей, показанной на рис. 21.14, должны точно совпадать с наруж-
ными контурами корпуса коробки. Можно проставить координаты крепежных
отверстий как в крышке, так и в корпусе от
каких-либо двух наружных поверхностей
стенок. В этом случае при сверлении отверс-
тий по накладным кондукторам, вследствие
погрешностей отливок, вся система отвер-
стий может быть смещена относительно осей
симметрии крышки и корпуса. При уста-
новке крышки на корпус наружные поверх-
ности стенок крышки и корпуса, которые
были приняты в качестве базовых при сверле-
нии отверстий, совпадут, а противоположные
стенки будут заметно смещены. Чтобы избе-
жать этого, целесообразно размеры коорди-
нат отверстий проставлять от осей симмет-
рии детали. Такая простановка размеров
потребует проектирования и изготовления
накладного кондуктора с само центрирую-
щим зажимным устройством (типа подвиж-
ных тисочных губок). При использовании
такого кондуктора отверстия расположатся
на одинаковом расстоянии от осей симметрии
детали, благодаря чему погрешность в отно-
сительном положении крышки и корпуса
вдвое уменьшится и несовпадение контуров
будет менее заметно на глаз.
14. При простановке размеров следует
оговаривать симметричность осей или
поверхностей детали относительно базовой оси или поверхности.
Часто требуется в детали точно выдержать расстояние между осями двух
отверстий, двух пазов или между двумя поверхностями и, кроме того, обеспе-
чить симметричное их расположение относительно какой-либо оси.
На рис. 21.15 показаны эскизы двух деталей. В них требуется выдержать
размер Б с допускаемыми отклонениями ±0,2 мм и обеспечить симметричное
расположение осей отверстий и осей пазов детали относительно оси отверстия
d с точностью до 0,1 мм. Для каждой детали приведено по четыре возможных
варианта простановки размеров.
Вариант а представляет собой замкнутую цепочку размеров.
Вариант б на первый взгляд кажется наилучшим. В действительности
же он мало отличается от первого. Замыкающий размер при такой простановке
размеров может быть получен с отклонениями ±0,3 мм. Из-за этого не будет
выдержано условие симметричного расположения осей отверстий d4 в задан-
ных пределах. Покажем это на примере. Пусть Б — 100 мм и А = 50 мм.
Тогда размеры А и Б при изготовлении детали могут иметь значения А —
= 49,9 мм и Б = 100,2 мм. Оси отверстий в этом случае будут находиться на
расстоянии 49,9 мм и 50,3 мм (100,2—49,9) от оси отверстия. Следовательно,
„ , Л 50,3—49,9
смещение осей отверстии di относительно оси симметрии будет равно---=
= 0,2 мм, что вдвое превышает заданную то чность расположения осей
отверстий dp
312
Вариант в гарантирует выполнение размера Б в пределах ±0,2 мм и сим-
метричность расположения отверстий (пазов) относительно оси отверстия d.
Однако оба условия точности, по существу, удовлетворяются установлением
более жестких допусков.
Вариант г является наиболее целесообразным. При этом варианте оба
требования точности задаются на чертеже непосредственно (отклонениями на
размер Б и текстом) и поэтому ни одно требование не ужесточается. Такой
способ задания требований точности не связывает технолога, и он может
строить технологический процесс наиболее рационально для каждых конк-
ретных условий.
Рис. 21.15
15. Следует назначать допуски на смещение осей симметрии различных
элементов детали.
Оси симметрии различных элементов детали при ее изготовлении могут
быть смещены несмотря на то, что они по чертежу совпадают с общей осью
симметрии детали. В том случае, когда требуется ограничить смещение осей
симметрии, следует особо оговаривать допускаемые их значения.
16. При наличии на детали нескольких поверхностей, лежащих в одной
плоскости, чтобы избежать ошибок, размеры следует проставлять отдельно
для каждой поверхности (рис. 21.16).
17. При наличии в деталях общих осевых линий размеры нужно простав-
лять отдельно до оси каждой поверхности, каждого элемента.
Часто координаты до осей крепежных отверстий не проставляют, пола-
гая их равными координатам до базовых отверстий детали. В этих случаях
становится неопределенной степень точности координатного размера при свер-
лении мелких отверстий. Номинальные значения координатных размеров обо-
их видов отверстий совпадают и равны между собой. Но требования точности
этих размеров чаще всего различны. Поэтому необходимо проставлять разме-
ры до оси каждой поверхности и в случае недостаточной ясности оговаривать,
к какой поверхности относятся проставленный размер и допускаемые откло-
нения. На рис. 21.17 приведены примеры правильной простановки размеров.
18. При наличии в детали фасок или канавок для выхода инструмента
размеры следует проставлять до буртиков или до торцов деталей.
313
Рис. 21.16
Рис. 21.17

Неправильно
Рис. 21.18
УШ yzzz
‘Ш: ’.ZZZZ
Правильно
314
Размеры канавок и фасок указывают отдельно, и они не должны входить
в подетальные размерные цепи. На рис. 21.18 показаны правильная и непра-
вильная простановка таких размеров.
2. Технические требования, помещаемые на чертеже
Известю, что при обработке деталей возникают погрешности не только
линейных размеров, но и геометрической формы, а также погрешности в отно-
сительном расположении осей, поверхностей или конструктивных элементов
деталей. Эти погрешности оказывают вредное влияние на работоспособность
деталей машин. Например, смещение центров тяжести зубчатых колес, шки-
вов, маховиков относительно оси базового отверстия этих деталей приводит
при их вращении к возникновению динамических нагрузок, которые вызыва-
ют шум и могут быстро вывести из строя работающие механизмы. Овальность
посадочных шеек валов для подшипников качения искажает геометрическую
форму дорожек качения, что может приводить к быстрому выходу подшипни-
ков из строя. Неперпендикулярность упорных заплечиков к осям валов для
подшипников качения вызывает перекос колец и искажение геометрической
формы дорожек качения.
На поле чертежа детали должны указываться все не изображенные гра-
фически требования к готовой детали, подлежащие проверке при ее окончатель-
ной приемке. К ним, кроме допусков на линейные размеры, относятся допуски:
радиального и осевого биения, некруглости и нецилиндричности отдельных
участков валов, отверстий зубчатых колес, стаканов, корпусов и других эле-
ментов деталей, представляющих собой тела вращения, несоосности, непарал-
лельности или неперпендикулярности, неплоскостности и др.
Технические требования рекомендуется размещать в нижней правой час-
ти поля чертежа.
Отделку (специальная окраска, серебрение, чернение, никелирование
и т. д.) и термическую обработку (цементация, местная закалка и др.) отдель-
ных мест детали следует оговаривать соответствующей надписью.
Допускаемые отклонения формы и расположения поверхностей указывают
на чертеже условным обозначением или текстовой записью на свободном поле
чертежа. Применение условных обозначений является предпочтительным
(табл. 21.1).
Помимо требований к точности изготовления, на чертежах деталей и сбо-
рочных комплектов должны указываться нормы допустимой их неуравнове-
шенности, т. е. так называемого дебаланса.
В настоящее время отсутствует научно обоснованная методика определе-
ния норм на неуравновешенность деталей. Поэтому на практике поступают
следующим образом.
Если изделие, которое по роду его работы должно быть тщательно отба-
лансировано, предполагается изготовить в количестве 1—2 шт., то все быстро
вращающиеся детали и сборочные комплекты балансируют с максимально
возможной точностью, и для таких изделий нормы допускаемого дебаланса
не разрабатывают.
При серийном изготовлении подобных изделий должны быть разработаны
нормы допускаемой неуравновешенности как деталей, так и комплектов и эти
нормы должны быть записаны в чертежах.
Нормы допускаемого дебаланса получают опытным путем по следующей
методике.
Первоначально изготовляют детали и балансируют их с максимально
высокой точностью. Так же поступают и со сборочными комплектами. Затем
искусственно вводят дебаланс, постепенно увеличивающийся, производят
испытание данной детали или сборочного комплекта и фиксируют величину
дебаланса, при которой наступает нарушение в работе детали, комплекта (виб-
рация, шум и т. п.). По результатам подобных испытаний для каждой быстро
315
Таблица 21.1
Условное обозначение
Указание на чертеже текстом
Неплоскостность поверхн. А не более
0,06 мм
Непрямолинейность поверхн. А не более
0,1 мм
ЛУ|^2|
Нецилиндричность поверхн. А не более
0,02 мм

Некруглость поверхн. А не более 0,01 мм
Непараллельность поверхн. А и Б не более
0,1 мм
Неперпендикулярность поверхн. Б относи-
тельно поверхн. А не более 0,04 мм
Ж
Радиальное биение поверхн. В относительно
общей оси поверхн. А и Б не более 0,04 мм
Торцовое биение поверхн. А относительно
оси поверхн. В не более 0,02 мм
316
Продолжение табл. 21.1
Условное обозначение
ЗотВФП
Указание на чертеже текстом
Смещение осей 3 отв. 0 11 от номинально-
го расположения не более 0,1 мм
Примечание. Обозначения А, Б, В, отмеченные звездочкой, ставят на чертежах
только в случаях, когда предельные отклонения даются текстом.
вращающейся детали или сборочного комплекта определяют допустимую ве-
личину дебаланса.
В учебном проектировании для установления допусков на дебаланс мож-
но пользоваться рекомендациями авторитетной в этой области зарубежной
фирмы, приведенными в табл. 21.2.
Таблица 21.2
Детали и сборочные комплекты изделий Допустимый дебаланс на I кг массы, «• при угловой скорости, об/мин мм/кг.
300 950 3000 9500 30 000
Детали дробильных и сельскохозяйствен- ных машин От 5,0 До 2,0 От 1,6 до 0,63 От 0,50 до 0,20 От 0,16 до 0,063 —
Барабаны центрифуг, вентиляторы, ма- ховики, детали машиностроения и стан- костроения (валы, зубчатые колеса, шкивы и др.) От 2,0 до 0,8 От 0,63 до 0.25 От 0,2 до 0,08 От 0,063 до 0,025 От 0,020 до 0,008
Роторы газовых и паровых турбин, воз- духодувок, турбогенераторов, средних и больших электродвигателей с особыми требованиями, детали привода станков (шкивы, муфты и др.) — От 0,25 до 0,1 От 0,08 до 0.0315 От 0,025 до 0,01 От 0,008 до 0,00315
Приводы шлифовальных головок, шлифо- вальных станков, роторы малых элек- тродвигателей с особыми требованиями — — От 0,0315 до 0,0125 От 0,01 ДО 0,004 От 0,00315 ДО 0,00125
Особо точные шлифовальные станки, ва- лы, шкивы, гироскопы — — От 0,0125 ДО 0,005 От 0,004 ДО 0,0016 От 0,00125 ДО 0,0005
Пример. Зубчатое колесо редуктора массой 10 кг вращается с угловой скоростью
п = 900 об/мин. Отнесем эту деталь к группе деталей машиностроения. По таблице,
допускаемый дебаланс на 1 кг массы от 0,63 до 0,25 н мм. На 10 кг массы зуб-
чатого колеса допускаемый дебаланс от 6,3 до 2,5 н • мм.
Ниже даны методические указания по разработке технических требова-
ний, помещаемых на рабочих чертежах, для типовых деталей общего машино-
строения.
317
а) Корпусные детали типа плит и рам
На рабочих чертежах корпусных деталей типа плит и рам помещают сле-
дующие технические требования (рис. 21.19):
1) плоскостность базовых плоскостей, предназначенных для установки
узлов (например, электродвигателя, редуктора и др.);
2) допускаемые отклонения на разность высот базовых плоскостей (раз-
мер Z3);
3) взаимная параллельность этих же плоскостей (размер S3).
Допуски на плоскостность можно брать из табл. 21.3. Обычно их прини-
мают в пределах от 0,05/300 до 0,1/300 мм!мм.
Допускаемые
отклонения на раз-
ность высот базо-
вых плоскостей
(размер Z3) зависят
от требований точ-
ности, предъявля-
емых к размеру Zs,
через который обо-
значено несовпаде-
ние осей валов уз-
лов. Если для по-
лучения требуемой
точности размера.
Zs под один из уз-
лов устанавливают компенсаторные прокладки (размер Z2), то на размер Zs
назначают допускаемые отклонения в пределах от +0,5 до -10,8 мм.
Если же компенсаторные прокладки не ставят, допускаемые отклонения
на размер Z3 устанавливают по результатам расчета размерной цепи Zs . Обыч-
но в этом случае они находятся в пределах от +0,2 до +0,4 мм.
Допуски на взаимную параллельность базовых плоскостей (размер 53)
устанавливают по результатам расчета размерной цепи SE . Обычно он на-
ходится в пределах от 0,08 до 0,15 мм на длине 300 мм.
б) Корпуса редукторов и коробок скоростей
На рабочих чертежах корпусных деталей типа редукторов, коробок ско-
ростей и т. п., в которых размещены зубчатые и червячные передачи, записы-
вают следующий комплекс технических требований:
1) плоскостность базовых* плоскостей;
2) взаимная параллельность (перпендикулярность) базовых плоскостей;
3) точность расстояния оси базового отверстия до базовых плоскостей;
4) параллельность оси базового отверстия базовым плоскостям;
5) точность координат между осями основных отверстий;
6) взаимная параллельность (перпендикулярность) осей основных отвер-
стий;
7) совпадение осей основных отверстий с плоскостью разъема;
8) круглость и цилиндричность основных отверстий;
9) перпендикулярность поверхностей, предназначенных для упора под-
шипников, к оси основных отверстий.
Приведем рекомендации по определению технических требований после-
довательно по каждому пункту.
* Под базовыми будем понимать плоскости, сопрягающиеся с плоскостями других
деталей (плоскость основания корпуса, плоскость разъема и т. п.).
318
Таблица 21.3
Наименование станка и ГОСТ Характер нормы точности Норма точности, мм
Горизонтально и верти- кально-фрезерные (ГОСТ 13—54) Плоскостность поверхности Перпендикулярность взаимная и к опорной поверхности Параллельность взаимная и к опорной поверхности 0,04/300 0.04/300 0,04/300
Продольно-фрезерные (ГОСТ 97—58) Плоскостность Перпендикулярность взаимная и к опорной поверхности Параллельность взаимная и к опорной поверхности 0,03/1000 0,04/300 0,02/1000
Продольно-строгальные (ГОСТ 35—54) Плоскостность Параллельность обработанной поверх- ности основанию при длине строга- ния, м, до: 1 2 3 4 6 8 Перпендикулярность обработанных верхней и боковой поверхности при ширине строгания, м: до 2 свыше 2 0,02/1000 0,02 0,03 0,04 0,05 0,06 0,07 0,02/300 0,03/500
Продольно-шлифовальные (ГОСТ 11—59) Плоскостность обработанной поверх- ности: в продольном направлении . . . в поперечном » ... Параллельность обработанной поверх- ности основанию Взаимная перпендикулярность верхней и боковой поверхностей (для станков с несколькими шлифовальными го- ловками) 0,005/300 0,008/300 0,1/1000 0,02/300
Вертикально -сверлильные (ГОСТ 370—60) Перпендикулярность перемещения гильзы шпинделя или сверлильной головки к рабочей поверхности стола (плиты): в продольной плоскости станка при конусе шпинделя: до № 2 свыше № 2 в поперечной плоскости станка при конусе шпинделя: до № 2 свыше № 2 (отклонения конуса шпинделя допу- скаются только к стойке или ко- лонне) 0,04/100 0,05/160 0,03/100 0,04/160
Радиально-сверлильные (ГОСТ 98—59) Перпендикулярность перемещения гильзы шпинделя к поверхности плиты: в продольной плоскости станка в поперечной плоскости станка 0,1/300 0,05/300
319
Продолжение табл. 21.3
Наименование станка и ГОСТ
Характер нормы точности
Норма точности, мм
Расточные
(ГОСТ 2110—57)
Плоскостность торцовой поверхности
Перпендикулярность оси отверстия
к торцовой поверхности
Параллельность нескольких осей от-
верстий
Перпендикулярность оси отверстия к
фрезерованной плоскости
Диаметр расточки шпин-
деля, мм:
нормального
от 50 до 90 мм свыше 90 мм
усилен него
от 65 до 110 мм свыше НО до 200 мм
0,02/300 0,03/300 0,03/500 0,03/300
0,03/300 0,03/300
0,03/300 0,03/300
Данные, приведенные в таблице, достижимы на новых станках, при чистовых режимах обработки.
Поэтому на рабочих чертежах деталей следует проставлять допускаемые отклонения в 1,5—2,0 раза
больше табличных.
1. Плоскостность базовых плоскостей.
Допуски на плоскостность базовых плоскостей можно назначать, пользу-
ясь табл. 21.3. На плоскости основания допуски назначают обычно в преде-
лах от 0,05/300 до 0,1/300 мм/мм, на плоскости разъема в пределах от 0,01/300
до 0,02/300 мм/мм, а на плоскости платиков под крышки подшипников в пре-
делах от 0,03/300 до 0,04/300 мм.
2. Взаимная параллельность (перпендикулярность) базовых плоско-
стей.
Допуски на параллельность (перпендикулярность) базовых плос-
костей определяют по результатам расчета соответствующих размерных
цепей.
На рис. 21.20 показана схема размерной цепи типовой конструкции комп-
лекта опор вала с кольцами, прокладками и крышками подшипников.
По одной из предварительно обработанных плоскостей перед растачивани-
ем основных отверстий производится базирование корпусной детали на столе
станка или в расточном приспособлении. Пусть такой плоскостью является
плоскость Б (рис. 21.20, а). Погрешность базирования и обработки основных
отверстий учитывается в данном случае размером р5 — перпендикулярностью
оси отверстия к базовой плоскости Б. Плоскости А и Б имеют отклонения от
взаимной параллельности, что учитывается размером р4.
Базовыми поверхностями для подшипников являются торцы колец —
дет. 1, рис. 21.20, а. Положение этих торцов зависит от точности выполнения
размеров (3,, (32, ₽з. Рг и (35 деталей. Сумма погрешностей этих размеров для
подшипников классов точности Н и П по ГОСТ 3325—55 не должна превышать
допускаемой величины, приведенной ниже:
Диаметр основного отверстия D, мм Bs , мм
До 80 0,04
Свыше 80 до 120 0,045
» 120 » 150 0,05
» 150 » 180 0,06
320
____________, \
Рис. 21.20

Следовательно, ps = 0i + (Ъ + р3 + р4 + 05- Погрешность составляю-
щих звеньев относится к векторным величинам, так как случайными являются
не только величина погрешности (модуль вектора), но и угловое ее положение
(аргумент вектора).
Для этого вида погрешностей имеем расчетную формулу
у

(21.1)
где 8^ — допуск вектора (биение поверхности);
8s — допуск на биение суммарного вектора (допуск размера замыкающего
звена).
Обычно принимают коэффициенты:
fe=0,73; kv =0,8.
Допуски 82 на торцовое биение крышек подшипников (ГОСТ 11640—65) при-
нимают:
Диаметр отверстия D, мм 8а, мм
До 60 0,010
Свыше 60 до 160 0,016
» 160 0,025
Допуски 8] на кольцо и 83 на суммарный набор прокладок можно прини-
мать равными допуску 82.
Коэффициенты — передаточные отношения: =1; ?2 =Д3 = —-— ;
Оф
= $Б = , где 300 — условный размер, к которому относят допуски раз-
меров р4 и рБ корпусной детали.
С учетом приведенного получаем:

(21.2)
Допуски 84 и 85 можно связать соотношением 8Ь = С84, в котором коэф-
фициент С принимают в зависимости от технологии обработки плоскостей А и
Б и отверстий под опоры вала. В учебном проектировании можно принимать
С = 0,84-1,0. После этого можно определить допуск 84 на размер р4 — парал-
лельность плоскостей для крепления крышек подшипников:
Пример. В отверстии корпуса D = 72 мм установлены подшипники класса точ-
ности П. Диаметр фланца по ГОСТ 11640—65 Оф =110 лои. Тогда
=0,04 мм (см. стр. 320),
82 = 0,016 мм (см. выше).
Коэффициент С примем равным 0,8.
Подставив имеющиеся данные в формулу (21.3), получим допуск
64
300
72 1/1 + 0.8'
0,0162 = 0,0945 мм.
3 22
После округления принимаем б« = 0,1 мм
Допуск 65 = 0,8-0,1 = 0,08 мм.
На чертеже корпусной детали следует писать: «Непараллельность плоскостей А и Б
не более 0,1/300 мм/мм», «Неперпендикулярность оси отверстия к плоскости Б не более
0,08/300 мм/мм».
Для конструктивной схемы, показанной на рис. 21.20, б (без колец), фор-
мула для расчета допуска приобретает вид:
300
DKl + <?
(21.4)
Для конструктивной схемы, показанной на рис. 21.20, в (крышки подшип-
ников без центрирующих буртиков),
й 300
^4 — ------
D |Л1 + С2
(21.5)
3.
В
валов чаще всего два: вал, получающий
Рис. 21.21
Точность расстояния оси базового отверстия до базовых плоскостей.
качестве базовых принимают отверстия, в которые монтируются валы
с выступающими концами. Таких
движение (например, от элект-
родвигателя), вал, передающий
движение другому узлу.
Из осей двух базовых отвер-
стий выбирают одну, к которой
предъявляются более жесткие
требования в отношении точнос-
ти ее положения в пространстве.
В узлах, где оба вала сое-
диняются с другими узлами
муфтами, выбирают в качестве
базовой ось вала, на котором
сидит муфта, допускающая мень-
шее отклонение от соосности.
В редукторах это чаще всего ось
первого, быстроходного вала.
На рис. 21.21, а, б, в в виде
примера схематически показаны
три корпусные детали. Пусть в
качестве базовой выбрана во
всех корпусах ось I. Базовы-
ми поверхностями являются ос-
нования корпусов и боковая
стенка, кромка или другая по-
верхность, параллельная осям
основных отверстий.
Иногда за базовые прини-
мают два точно выполненных
отверстия, от которых и коор-
динируют основную базовую
ось (размеры В’, рис. 21.21).
На размер h от основания до оси базового отверстия назначают допускае-
мые предельные отклонения по результатам расчета размерной цепи в зависи-
мости от требуемой точности в пределах от ±0,05 до ±0,15 мм (на рис. 21.19
размер h = Zt).
На размер В допускаемые отклонения устанавливают также по результа-
там расчета соответствующей размерной цепи, обычно в пределахот ±0,1 до
±0,3 мм. Чаще всего точность относительного положения узлов на плоскости
323
обеспечивается в процессе сборки путем перемещения узлов по плите (раме),
выверки их относительного положения и последующего крепления. Тогда
допускаемые отклонения принимают в пределах от ±0,3 до ±0,5 мм или вооб-
ще размер В оставляют свободным.
4. Параллельность оси базового отверстия базовым плоскостям.
Величины допускаемых отклонений в общем случае назначают по резуль-
татам расчета соответствующих размерных цепей (S, рис. 21.19). Обычно их
принимают в пределах от ±0,05/300 до ±0,15/300 мм!мм. Если, как это было
сказано в предыдущем пункте, точность относительного положения узлов на
плоскости обеспечивается в процессе сборки, допускаемые отклонения могут
быть более широкими — в пределах от ±0,2/300 до ±0,5/300 мм/мм или
вообще требование параллельности базовой оси в горизонтальной плоскости
на чертеже не записывается.
5. Точность координат осей основных отверстий.
В редукторах, в коробках скоростей и в других аналогичных узлах оси
основных отверстий, ввиду зацепления зубчатых и червячных пар, связаны
между собой точными размерами.
Размеры, координирующие взаимное положение этих осей, образуют еди-
ную взаимосвязанную систему.
Оси всех основных отверстий связывают между собой простановкой меж-
осевых расстояний At, А.2, ... (рис. 21.21) с допускаемыми предельными откло-
нениями, которые принимают по табл. 6 ГОСТ 1643—56 и табл. 4
ГОСТ 3675—56.
В коробках скоростей оси отверстий обычно не лежат в одной плоскости.
Поэтому, кроме межосевых размеров, проставляют также координаты по го-
ризонтали или по вертикали (рис. 21.21, а). На эти координаты допускаемые
предельные отклонения чаще всего не проставляют.
В коробках скоростей с большим числом осей отверстий (например, мно-
гошпиндельные коробки сверлильно-расточных агрегатных станков) для
удобства расточки отверстий на координатных расточных станках вместо меж-
осевых размеров ставят размеры между осями отверстий по двум взаимно
перпендикулярным координатным направлениям. На эти координатные раз-
меры проставляют допускаемые предельные отклонения, которые получают
путем пересчета отклонений на межосевые расстояния.
6. Взаимная параллельность (перпендикулярность) осей основных от-
верстий.
Требование параллельности осей основных отверстий в корпусных дета-
лях диктуется необходимостью точного зацепления зубчатых передач.
Для цилиндрических зубчатых передач допуски на непараллельность
осей принимают по табл. 5 ГОСТ 1643—56. Значения допусков Вх отнесены
по ГОСТ к ширине колеса или полушеврона В. Для простановки на чертеже
корпусной детали допуск В относят к длине отверстий Lo (см. рис. 21.20, а).
Тогда подсчет выполняют по формуле
8==б^о (21.6)
Пример. В корпусе размещена цилиндрическая зубчатая передача 8-й степени
точности по нормам контакта. Ширина колеса В — 40 мм. Размер Во ~ 280 мм. По табл. 5
ГОСТ 1643—56 находим, что = 0,021 мм. Тогда 6= —----=0,147 мм.
На рабочем чертеже корпусной детали после округления техническое требование
указывают условным обозначением или текстом в виде: «Непараллельность и перекос
осей отверстий //—Ill—IV относительно оси отверстия I не более 0,15 мм».
Требование перпендикулярности осей основных отверстий в корпусных
деталях вызвано необходимостью обеспечить точное зацепление конических
и червячных пар.
Для конических зубчатых передач допускаемые предельные отклонения
межосевого угла Дв<р„ = принимают по табл. 4 ГОСТ 1758—56. ко-
324
торые отнесены к конусному расстоянию L. Поэтому на рабочем чертеже кор-
пусной детали допускаемые отклонения записывают в виде A<p/L мм/мм. На-
пример: «Отклонения от угла 90° между осями отверстий I и // не более
0,08/200 мм/мм».
Иногда отклонения межосевого угла относят к размеру £0 между плати-
ками отверстий, в которых размещен вал конического колеса. Тогда допус-
каемые отклонения определяют по формуле
(21.7)
Для червячных передач допуск на перекос осей 8у принимают по табл. 4
ГОСТ 3675—56. Допуск по ГОСТ отн есен к ширине колеса В. Для проста-
новки на чертеже корпусной детали его подсчитывают по формуле
8 = М^, (21.8)
где То — ширина корпуса или условная длина.
7. Совпадение осей основных отверстий с плоскостью разъема.
Для того чтобы собранные комплекты валов с зубчатыми, червячными ко-
лесами и с подшипниками можно было свободно устанавливать в гнезда кор-
пусов, оси основных отверстий должны совпадать с плоскостью разъема кор-
пуса.
На все оси отверстий записывают допускаемые отклонения на несовпаде-
ние с плоскостью разгема в виде: «Несовпадение осей (например, I, II, III
и т. д.) с плоскостью разъема не более ... мм».
Допускаемые отклонения принимают при диаметре отверстий под опоры
валов
свыше 30 до 50 мм — от ±0,3 до ±0,4 мм,
» 50 » 80 » — » ±0,4 » ±0,5 »
» 80 » 120 » — » ±0,5 » ±0,6 » .
При этих отклонениях хорда отверстия в плоскости разъема будет отли-
чаться от диаметра на величину от 0 до 0,008 мм, а в сопряжении подшипника
с отверстием может быть зазор до 0,04 мм. Поэтому установка в корпус соб-
ранного вала с подшипниками даже при максимальном несовпадении осей
отверстий с плоскостью разъема происходит беспрепятст венно.
8. Круглость и цилиндричность основных отверстий.
Требование круглости и цилиндричности основных отверстий в корпусных
деталях диктуется в основном необходимостью создания точных посадочных
мест для подшипников качения. По ГОСТ 3325—55 для подшипников классов
точности Н, П и В устанавливаются следующие допуски:
некруглость отверстия — не более 0,5 80тв,
нецилиндричность на длине
отверстия — не более 0,5 Вотв,
где 80ТВ — допуск на отверстие для посадки подшипника.
Если в отверстие корпусной детали устанавливается не подшипник, а
стакан, то допуски на некруглость и нецилиндричность принимают грубее:
некруглость отверстия — не более 0,8 Вотв,
нецилиндричность на длине
отверстия — не более 0 8 80тв.
9. Перпендикулярность поверхностей, предназначенных для упора под-
шипников, к оси основных отверстий.
Требования перпендикулярности поверхностей, предназначенных для упо-
ра подшипников, к оси основных отверстий диктуются так же, как и в преды-
дущем пункте, в основном необходимостью создания точной упорной поверх-
ности для подшипников качения.
325
В схеме, показанной на рис. 21.20. г, базовым торцом, в который упира-
ется кольцо подшипника, является торец кольца дет. 1. На положение этого
торца относительно оси отверстия оказывают влияние погрешности размеров
Pi, ₽2 и ₽в> относящиеся к векторным величинам. Следовательно, имеем ps —
— ₽1 4 ₽2 + Рб-
Тогда (см. стр. 322)
= — У
Для этого случая коэффициенты В => 1. Допуски В, и В2 можно принимать
такими же, как для крышек подшипников (см. стр. 322). Тогда
Bv = 1,1 / 282 + 82.
Отсюда
&в== У (-тт)2-28’* (21.9)
Пример. В отверстии корпуса D = 72 мм установлен подшипник класса точности.
Н. Тогда
=0,04 мм (см. стр. 320),
Si = 0.016 мм (см. стр. 322).
По формуле (21.9)
Ь6= ^/~_2 . о,О162 = 0,0292 мм.
После округления принимаем б6 = 0,03 льи
На чертеже корпусной детали следует записать: «Неперпендикулярность плоскости
проточки к оси отверстия не более 0,03 мм»
При исполнении опоры по схеме (рис. 21.20, й) в худшем положении на-
ходится левый (по чертежу) подшипник, расположенный ближе к крышке.
Точность положения внешнего кольца этого подшипника зависит от точнос-
ти изготовления: кольца 1 (звено pj, внешнего кольца правого подшипника
(звено р7) и упорного заплечика корпуса (звено р8). Сумма погрешностей
этих звеньев не должна превышать допуска Вв . т. е,
В2 = 1,11/11+ 872 + 82 .
Допуски Bi принимают такими же. как для крышек подшипников (см.
стр. 322).
Допуски В7 на отклонения от параллельности торцов внешних колец под-
шипников следует принимать по табл. 21.4 13]
Таблица 21.4
Диаметр кольца jam Допуски .аш для классов точности
Н п
Свыше 30 ДО 80 0,015 0,010 0,008
80 » 120 0,020 0,010 0,008
» 120 » 150 0,020 0,015 0,010
» 150 » 180 0,025 0,015 0,010
» 180 » 250 0,025 0,015 0,012
Допуск 88 можно определить по формуле

(21.10)
326
Пример. Внешний диаметр подшипника класса точности П D ~ 85 мм. Тогда
допуск 6s = 0,045 мм (см. стр. 320); di = 0,016 мм (см. стр. 322); б7 == 0,010 мм (см
табл. 21.4). После подстановки этих величин в формулу (21.10) получим
— (0,016я 4-0,010я) =0,037 мм.
На чертеже корпусной детали следует записать: «Неперпендикуляриость упорного
буртика к оси отверстия не более 0,037/85 мм/мм».
Если опора выполнена по одной из схем рис. 21.20, е, ж. то без учета
погрешности изготовления пружинных упорных колец как величины сравни-
тельно малой допуск на отклонение от перпендикулярности упорного заплечи-
ка (см. рис. 21.20, е)
8 = (21.11)
или допуск на отклонение торцов проточки под упорное кольцо
(см. рис. 21.20, ж)
8e = 8z. (21.12)
На торцы В (рис. 21.20, д, е, ж) допуски на биение принимают равны-
ми 8а .
в) Зубчатые и червячные колеса
На рабочих чертежах зубчатых и червячных колес устанавливаются допус-
ки на следующие параметры:
1) некруглость и нецилиндричность базовых отверстий,
2) торцовое биение ступиц,
3) торцовое биение зубчатых венцов,
4) радиальное биение зубчатых венцов,
5) перекос и смещение шпоночных пазов,
6) дебаланс.
Приведем рекомендации по определению технических требований после-
довательно по каждому пункту.
1. На базовые отверстия зубчатых и червячных колес, кроме допускае-
мых отклонений на диаметр, следует назначать технические условия на не-
круглость и нецилиндричность этих отверстий. При отсутствии этих условий
некруглость и нецилиндричность отверстий могут доходить до величины до-
пуска на диаметр, что заметно ухудшает характер сопряжения этих поверх-
ностей с валом.
Допуски на некруглость и нецилиндричность отверстий этих деталей при-
нимают:
а) некруглость отверстия не более (0,54-0,8) 80ТВ,
б) нецилиндричность на длине отверстия не более (0,54-0.8) 80тв,
где 8ОТВ — допуск на диаметр отверстия.
2. При коротких отверстиях, когда _____
отношение-, неподвижно сидя-
। / / X Зг -V
щие на валах зубчатые и червячные ко- ///////\ Г——
леса поджимают к упорным буртикам ~~ |
валов. Если опорные торцы этих деталей, I
а также упорные буртики валов будут не-______________________|-------
перпендикулярны к оси цилиндрических I
посадочных поверхностей, то касание тор- 1_____ I
цовых поверхностей сидящей детали и вала "7"/7 уj
в начальный момент будет происходить —
в точке. Затем при поджиме детали к | ~т/ДГ|
упорному заплечику вала на деталь будет
действовать со стороны заплечика вала Рис. 21.22
реактивная сила (рис. 21.22), которая стремится повернуть деталь в плоскости,
проходящей через ось вала. Деталь повернется и будет сидеть на валу косо.
Поэтому на торцы ступиц колес должны назначаться допуски на их неперпен-
дикуляркость к оси отверстий. Величина неперпе ндикуляркости торцов про-
является в виде осевого их биения при вращении детали, посаженной на оп-
равку. Допуски на биение торцов ступиц следует принимать по табл. 21.5.
Иногда даже при длинных отверстиях (~ > 50) детали поджимают-
ся торцом ступиц к упорным буртикам валов. В этих случаях табличные зна.
чения допусков на осевое биение торцов ступицы увеличивают в 1,44-1.5 раза.
Т а б л и ца 21.5
Степень кинемати- ческой точности Допуск на биение торцов, м.м
ступицы колеса при диаметре отверстия, мм зубчатого венца d$ = 100 мм при ширине колеса или полу шеврона, мм
яо 50 свыше 50 до 80 свыше 80
до 50 | свыше 55 до НО
6 0,02 0,03 0,04 0,017 0,009
7 0,02 0,03 0,04 0,021 0,011
8 0,03 0,04 0,05 0,026 0,014
9 0,03 0,04 0,05 0,034 0,018
10 0,04 0,05 0,06 0,042 0,022
dd — диаметр делительной окружности колеса.
Если зубчатые или червячные колеса не поджимаются к упорным бурти-
кам вала, табличные допуски на осевое биение торцов ступиц увеличивают
в два раза.
3. Известно, что торцы зубчатых венцов используют для базирования
колес при нарезании зубьев. Поэтому на эти торцы на рабочих чертежах зуб-
чатых и червячных колес должны быть показаны допускаемые отклонения
на биение, которые следует брать из табл. 21.5. Табличные значения допусков
в этих случаях нужно умножить на отношение . Полученный результат
после округления проставляют на рабочем чертенке колеса.
4. Внешние поверхности зубчатых венцов цилиндрических, конических
и червячных колес, а также внешние поверхности витков червяков иногда
используют в качестве измерительных баз при контроле параметров зубьев
и витков. Чтобы уменьшить влияние погрешностей этих поверхностей на ре-
зультаты контроля, на них назначают допускаемые отклонения на размеры
(см. стр. 346—348) и на радиальное биение (табл. 21.6, 21.7, 21.8).
5. Чтобы обеспечить равномерное распределение давления между шпон-
кой и боковыми гранями шпоночных пазов и создать благоприятные условия
для посадки на вал зубчатых и червячных колес, шпоночные пазы не должны
Таблица 21.6
Степень ки- нематической точности передачи Допуски, мкм, на радиальное биение внешней поверхности цилиндрических и конических колес при диаметре колеса, мм
до 50 свыше 50 до 80 свыше 80 до 120 свыше 120 до 200 свыше 200 до 320 свыше 320 до 500
6 12 16 20 22 26 32
7 20 25 32 36 42 50
8 32 40 50 55 65 80
9 50 60 80 90 105 120
328
Таблица 21.7
Допуски, мкм, на радиальное биение внешнего цилиндра червяков
Диаметр червяка, мм Степень кинематической точности передачи
6 7 8 9
Вид сопряжения
д X Д X д X д X
Свыше 25 до 100 Свыше 100 до 200 14 15 24 26 15 19 26 30 19 24 30 34 24 32 34 45
Таблица 21.8
Степень кинематической точности Допуски, мы, на радиальное биение внешнего диаметра червячных колес для диаметров колес, мм
до 50 свыше 50 до 120 свыше 120 до 200 свыше 200 до 500
6 21 28 32 38
7 28 38 42 55
8 38 55 65 75
9 55 75 100 120
быть смещены и перекошены относительно осей отверстия.
Сопряжение шпонки с пазом ступицы детали, сидящей на валу, по размеру
ширины шпонки Ь выполняют с посадками
А3 ГПП1 А3
-2- , ----- ИЛИ --2- .
В3 В3 х3
В этих сопряжениях образуется зазор, который и позволяет посадить
зубчатое колесо на вал. Перекос шпоночного паза в ступице даже при строгой
параллельности шпонки оси вала затрудняет сборку деталей. При перекосе
Дй большем, чем величина зазора в сопряжении, деталь может быть посажена
на вал лишь под действием осевой силы. При этом будет происходить смятие
шпонки и стенок шпоночных пазов паза и ступицы (рис. 21.23, а). Перекосы
шпоночных пазов Ай относят к их длине. Как видно из схемы рис. 21.23, а,
уменьшение зазора в сопряжении шпонки с пазом ступицы зависит не от от-
Ай ,
носительного перекоса —у-, а от абсолютного значения величины перекоса
Ай-
Смещение Ас оси шпоночного паза относительно оси отверстия
(рис. 21.23, б) также вызывает уменьшение зазора в сопряжении шпонки с па-
зом ступицы. Если сопряженные детали соединены одной шпонкой, то относи-
тельным поворотом деталей величину несовпадения граней пазов можно
А' 2ДсК
уменьшить до значения ~---» где д — размер части шпонки, вы-
ступающей над валом (рис. 21.23, в).
При двух шпонках смещение Ас оси шпоночного паза относительно оси
отверстия может расположиться, как показано на рис. 21.23, г. При таком
расположении относительный поворот деталей на величину Ас не дает положи-
тельного эффекта, так как при совмещении с пазом втулки одной шпонки вто-
рая шпонка смещается с паза втулки на величину 2 Д£ (рис. 21.23, д).
329
Такие же перекосы и смешения шпоночных пазов наблюдаются и на ва-
лах. Поэтому на качество сборки с валом зубчатых и червячных колес влияет
совокупное действие ошибок в расположении шпоночных пазов как в отверс-
тиях, так и на валах.
Рис. 21.23
Допуск на смещение при одной шпонке может быть примерно в четыре
раза больше допуска на перекос,
d
так как ~4-
— Допуск на смещение при двух
шпонках не должен быть больше
допуска на перекос.
Допуски на перекос и смеще-
ние шпоночных пазов в отверстиях
указаны ниже.
Допуск на перекос (на длине
паза) — 0,5 Вш.
Допуск на смещение:
одна шпонка — 2 8Ш,
две шпонки— 0,5 8Ш,
где о,п — допуск на ширину шпо-
ночного паза.
Предельные отклонения на
ширину шпоночных пазов Вш в
отверстиях приведены в табл.
21.9.
Пример. Соединение одной шпон-
кой имеет сопряжение с отверстием
20 -g^-. По табл. 21.9 допуск на шпоноч-
ный паз в отверстии равен 45 мкм.
На рабочих чертежах зубчатого
(червячного) колеса следует указывать
допускаемые отклонения, мм:
перекос шпоночного паза относи-
тельно оси отверстия не более . 0,022
смещение » » » » 0,09
6. Нормы на допускаемый
дебаланс определяются по табл.
21.2 (см. стр. 317) или по реко-
мендациям, изложенным на стр.
315.
Таблица 21.9
Номинальная ширина паза, мм Допуски, мкм, в отверстиях
пш1
верхнее нижнее верхнее нижнее
Свыше Здо 6 +25 0 + 65 + 15
» 6 » 10 +30 0 + 75 +20
» 10 » 18 +35 0 + 85 +25
» 18 » 30 +45 0 + 100 +30
330
г) Полумуфты
На рабочих чертежах полумуфт показывают допуски на:
1) некруглость и нецилиндричность базового отверстия,
2) осевое биение торцов ступицы,
3) перекос и смещение шпоночного паза,
4) дебаланс.
Допуски на перечисленные технические требования принимаются такими
же, как для зубчатых и червячных колес.
д) Шкивы
На рабочих чертежах шкивов показывают допуски на:
1) некруглость и нецилиндричность базового отверстия,
2) осевое биение торцов ступицы,
3) радиальное биение наружной поверхности обода шкива плоскоремен-
ной передачи,
4) радиальное биение канавок для ремней,
5) перекос и смещение шпоночного паза,
6) дебаланс.
Допуски на пп. 1, 2, 5 и 6 требований принимают такими же, как для зуб-
чатых колес.
Допуски на радиальное биение обода, а также канавок для ремней можно
принимать по табл. 21.10.
Таблица 21.10
Скорость движения ремня, м/сек до 5 свыше 5 До 8 свыше 8 до 12 свыше 12 до 18 свыше 18 до 25 свыше 25
Допуск на радиальное биение, мм 0,3 0,25 0, 2 0,15 0,12 0,1
Если в отверстии шкива располагаются подшипники качения, то допуски
на некруглость и нецилиндричность отверстия принимают по ГОСТ 3325—55
(см. стр. 325) равными половине допуска на диаметр отверстия.
Допуски на осевое биение торцов А (рис. 21.24, а) вычисляют по фор-
муле
S5=-^}/(-n-)2-(3-S22+S72)- (21.13)
Значения допусков принимают:
— стр. 320;
о2— стр. 322;
§7—стр. 326, табл. 21.4.
Значения допусков и можно принять равными допуску 82-
Пример. В шкиве размещены подшипники класса точности Н. Размеры деталей:
D = 72 лци, Оф = ПО лш.
По указанным таблицам находим
8а=0,04 лои; 6г =0,016 мм; 67== 0,015 мм.
Допуск на осевое биение торцов А
. 110 ,Л 0,04 \2 85=___Т/ ...у-1 ,1 _ (3 - 0,016й-f-0,0152) = = 0,029 мм.
331
После округления на чертеже шкива следует писать : «Осевое биение торцов А не
более 0,03 zwi».
Допуск
равным Ва.
на
осевое биение торца В (рис. 21.24, б) следует принимать
осевое биение упорного заплечика Б (рис. 21.24, б) определи-
Допуск на
ют по формуле
8»= /(тг)’-(1?+’Э-
(21.14)
е) Валы, оси, шестерни-валики и червяки
На рабочих чертежах валов, осей, шестерен-валиков и червяков указыва"
ют допуски на:
1) некруглость и нецилиндричность базовых шеек,
2) осевое биение торцов заплечиков,
3) радиальное биение базовых шеек,
4) перекос и смещение шпоночных пазов,
5) дебаланс.
Приведем рекомендации по определению технических требований после-
довательно по каждому пункту.
1. Допуски на некруглость и нецилиндричность базовых шеек для под-
шипников качения классов точности Н,П и В по ГОСТ 3325—55установлены
следующие:
а) некруглость шеек — не более 0,5 Вв,
332
б) нецилиндричность на длине шеек — не более 0,5 8В,
где SB — допуск на диаметр шейки вала.
Допуски на некруглость и нецилиндричность базовых шеек для зубчатых
и червячных колес, муфт и шкивов:
а) некруглость шеек — не более (0,54-0,8) SB,
б) нецилиндричность на длине шеек — не более (0,54-0,8) SB.
2. Допуски на осевое биение торцов заплечиков для упора подшипников
качения классов точности Н и П по ГОСТ 3325—55 установлены следующие:
Диаметр вала, мм Допуск Ц мм
До 50 0,020
Свыше 50 до 120 0,025
С)
База
Б)
Рис. 21.25
Допуски на осевое биение торнов заплечиков для упора подшипников
зависят от конструктивной схемы подшипникового узла.
При выполнении его по схеме рис. 21.25, а в худшем положении оказы-
вается левый подшипник. Точность базового торца для этого подшипника
зависит от точности изготовления: торцов втулки (звено fjt), внутреннего
кольца подшипника (звено fl2) и упорного заплечика вала (звено р3). Погреш-
ности звеньев —(З3 относятся к векторным величинам. Поэтому суммарная
погрешность
Ь“тй-Г ^+^ + «5-1-1 +
Значения приведены выше.
Значения S4 для втулки можно брать такими же. как для крышек под-
шипников (см. стр. 322).
Значения S2 для диаметров отверстий внутренних колец подшипников
до 120 мм приведены ниже:
333
Класс точности 82, мм
Н 0,01
П 0,008
В 0,005
Тогда допуск на осевое биение торца заплечика вала
8з= 1/(-Т7г)2~(8- + 82) • <2115)
Пример. Для подшипника класса точности П с отверстием d — 60 мм находим:
61 = 0,025 лои, 61 = 0,01 мм (см. стр. 322), 6г = 0,008 мм.
Тогда
83 = у/"— (0,012 + 0.0082) =0,018 мм.
На чертеже детали следует писать: «Осевое биение заплечика . . . ие более
0,018 ммъ.
Для повышения точности базирования подшипников следует назначать
допуски на отклонения от параллельности торцов втулки 8< = 0,0044-
4-0,006 мм. При подстановке этого значения в формулу (21.15) получим 83 =
= 0,02 мм.
При выполнении подшипникового узла по схеме рис. 21.25, б точность
базового торца для подшипника зависит от точности изготовления торцов
втулки и торца детали, сидящей на валу. Допуск на осевое биение торца де-
тали (например, торца зубчатого колеса)
84= 1А~П-)2-8' • (2L16)
Допуск 6 3 на осевое биение торца заплечика вала в этом случае принима-
ют по нормам для деталей, сидящих на валу (например, зубчатых колес).
Если, как это показано на рис. 21.25, в, деталь узкая и основной базой
ее является торец, а не отверстие, то допуск З3 на осевое биение торца запле-
чика вала определяют по формуле
83= УЛ(ттУ-(8>+842) • <21-17)
где 34 — допуск на отклонение от параллельности торцов детали, сидящей на
валу (например, торцов зубчатого колеса).
Значения 34 можно принимать по табл. 21.5, как для осевого биения тор-
цов зубчатых колес.
При исполнении подшипникового узла по схеме рис. 21.25, г допуск на
осевое биение торца заплечика вала
83 = 83. (21.18)
Допуски на осевое биение торцов заплечиков для упора зубчатых и чер-
вячных колес, муфт и шкивов установлены следующие:
Диаметр вала, мм 6S , мм
До 50 0,02
Свыше 50 до 80 0,03
» 80 » 120 0,04
Для зубчатых и червячных колес 6-й и 7-й степеней точности по нормам кон-
такта допуск 8S следует уменьшить на 0,01 мм.
3. Валы вращаются в подшипниках скольжения или качения. В обоих
случаях базовыми для всего вала являются участки вала для посадки подшип-
ников. Чем больше радиальное биение вращающихся зубчатых колес, тем
сильнее неравномерность и шум во время работы узла и тем больше дина-
334
мические нагрузки на его детали. Поэтому очень важно, чтобы сидящие на
валу детали имели наименьшее радиальное биение.
Допуски на радиальное биение посадочных мест для зубчатых колес,
шкивов, соединительных муфт приведены в табл. 21.11.
Таблица 21.11
Окружная скорость деталей на валу, по внешнему диаметру м/сек . . . до 2 свыше 2 до 6 свыше 6 до 10 свыше 10
Допуск на радиальное биение вала 2Вв 1.4 6В 1,0 6В 0,7 6В
где 6В — допуск на диаметр контролируемой шейки вала.
На чертежах валов приводятся также допуски по нормали МН 5308—64
на радиальное биение шеек под уплотняющие манжеты (табл. 21.12)
Таблица 21.12
Угловая скорость вала, об/мин . . . до 500 свыше 500 до 1000 свыше 1000 до 1500 свыше 1500 до 3000
Допуск на радиальное биение, мм 0,2 0,15 0,1 0 05
4. Допуски на перекос и смещение шпоночных пазов (см. стр. 329—330)
установлены следующие:
Допуск на перекос на длине шпоночного паза — 0,5 ВШ!
Допуск на смещение:
одна шпонка — 2ВШ;
две шпонки — 0,58ш;
где 8Ш — допуск на ширину шпоночного паза, регламентирован ГОСТ 7227—58
(табл. 21.13).
Таблица 21.13
Ширина паза, мм свыше 3 до 6 свыше 6 до 10 свыше 10 до 18 свыше 18 до 30
Допуск сш, мм 0,045 0,050 0,055 0,065
5. Нормы на допускаемый дебаланс определяют по
табл. 21.2 (см. стр. 317) или по рекомендациям, изложен-
ным на стр. 315.
ж) Крышки прижимные для. подшипников качения
Для того чтобы ограничить перекосы колец подшип-
ников качения, вредно влияющие на их долговечность,
предъявляют определенные требования к точности базовых
торцов крышек. Поэтому на рабочих чертежах крышек,
имеющих центрирующие буртики (рис. 21.26), требование
к параллельности плоскостей указывают условным обоз-
начением или текстом: «Непараллельность плоскостей А
и Б не более ... мм».
Допуски на отклонения от параллельности регла-
ментированы ГОСТ 11640—65 и равны:
Рис. 21.26
335
Внешний диаметр подшипника D, мм Допуск, мм
До 60 0,010
Свыше 60 до 160 0,016
» 160 0,025
К прижимным крышкам без центрирующих буртиков технические тре-
бования не предъявляются.
з) Стаканы
На рабочих чертежах стаканов указывают следующие технические требо-
вания (рис. 21.27):
1) некруглость и нецилиндричность базового отверстия А,
2 некруглость и нецилиндричность наружного цилиндра Б,
3) радиальное биение наружного цилиндра относительно отверстия,
4) осевое биение упорного буртика В отверстия,
5) осевое биение поверхностей Г и Д фланца.
Приведем рекомендации по определению технических требований после-
довательно по каждому пункту.
1. В отверстия стаканов обычно устанавливают подшипники качения.
Поэтому на некруглость и нецилиндричность отверстия назначают допуски
по ГОСТ 3325—55. Для подшипников классов точности Н, П и В:
некруглость отверстия — до 0,5 8ОТВ;
нецилиндричность на длине отверстия — до 0,5 SOTB,
где 80ТВ— допуск на диаметр базового отверстия.
2. Допуски на некруглость и нецилиндричность наружного цилиндра
можно принимать более свободными:
некруглость наружного цилиндра — до 0,8 Вст,
нецилиндричность на длине стакана — до 0,8 Вст,
где 8СТ — допуск на внешний диаметр стакана.
3. Смещение оси отверстия относительно оси наружной поверхности ста-
кана приводит к нарушению зацепления зубчатых и червячных пар и к пере-
косам подшипников. Поэтому очень
важно, чтобы ось отверстия стакана
не была смещена относительно оси
внешней его поверхности.
На рабочем чертеже стакана указы-
вают требование, ограничивающее ра-
диальное биение наружного цилиндра
относительно отверстия. Допуск на
биение можно принимать равным
(0,44-0,6) 80ТВ, где 8ОТВ — допуск на диа-
метр базового отверстия стакана.
4. К буртику отверстия стакана
поджимают наружные кольца подшипни-
ков качения. Чтобы при этом не про-
исходило перекосов колец подшипников,
на осевое биение упорных буртиков (В
на рис. 21.27) стаканов назначают до-
пуски по ГОСТ 3325—55 для установки
подшипников классов точности Н и П (см. стр. 320).
Если в стакане расположены два подшипника и они зажаты по торцам
наружных колец, то допуск на осевое биение торца В стакана, так же как и
для корпусной детали, при выполнении опоры по схеме рис. 21.20, д вычис-
ляют по формуле (21.10).
5. Поверхность Г фланца стакана (см. рис. 21.27) служит базой для при-
жимных крышек и оказывает влияние поэтому на точность установки подшип-
ников (см. стр. 332). Неперпендикулярность поверхности Г к оси отверстия
проявляется в виде осевого биения этой поверхности, которое следует ограни-
336
чивать. Допуск на это биение принимают так же, как и на неперпендикуляр-
ность платика В корпусной детали к оси отверстий (см. стр. 321, 327).
На осевое биение поверхности Д можно назначать более свободный до-
пуск, равный (1,2-7-1,4) допуска на осевое биение поверхности Г.
3. Простановка знаков чистоты поверхностей
На рабочих чертежах должны проставляться обозначения классов чисто-
ты каждой поверхности детали. Для удобства чтения чертежа обозначение чис-
тоты поверхности нужно располагать на линиях контура или на выносных
линиях, но обязательно в непосредственной близости от размерной линии,
относящейся к данной поверхности. На рис. 21.28 показаны типовые примеры
нерекомендуемой (перечеркнуты) и рекомендуемой простановки знаков чис-
тоты поверхностей деталей.
Рис. 21.28
Если поверхность детали должна быть вся одной чистоты, то в правом
верхнем углу чертежа следует нанести обозначение соответствующей чистоты
(класса или разряда), например V5. В этих случаях обозначение чистоты на
изображение детали не наносят.
Если поверхности детали должны быть различной чистоты, то на каждой
из них следует нанести обозначение требуемого класса чистоты. Для большей
ясности чертежа чистоту, относящуюся к большинству поверхностей детали,
показывают не на детали, а в правом верхнем углу чертежа в следующем виде:
«V5 (V )» или «V7 (V)»• Чистоту поверхностей, отличающуюся от указан-
ной, обозначают на чертеже детали.
Обозначение чистоты повторяющихся поверхностей (отверстий, зубьев
и т. п.) следует наносить только один раз.
Не рекомендуется ставить обозначения чистоты поверхности на линиях
невидимого контура.
12—1019
337
Знаки чистота обработки должны быть четкими и высотой, приблизитель-
но равной 1,5 высоты размерных чисел на чертеже.
Размеры и толщина линий знаков, вынесенных в правый верхний угол
чертежа, должны быть в 1,5 раза больше знаков, нанесенных на изображении.
Размеры знаков в правом верхнем углу, взятые в скобки, должны быть такими
же, как и знаков, нанесенных на изображении.
При выборе класса чистоты обрабатываемых поверхностей следует учи-
тывать технологические возможности каждого метода обработки. Некоторую
ориентировку дают классы чистоты поверхности, получающиеся при различ-
ных методах обработки стали (табл. 21.14).
Таблица 21.14
Обрабаты ваемые поверхности Методы обработки Классы чистоты
Плоскости Строгание Чистовое 6—7
Тонкое 7—8
Цилиндрическое фрезерование Чистовое 6—7
Тонкое 7—8
Терновое фрезерование Чистовое Тонкое 6—7 7—8
Торцовое точение Чистовое 6—7
Тонкое 7—8
Плоское шлифование Чистовое 7—8
Т онкое 8—9
Наружные ци- линдрические поверхности Обтачивание Чистовое 6—7
Тонкое 8—9
Шлифование Чистовое 7—8
Тонкое 9—10
Отверстия Растачивание Чистовое 6—7
Тонкое 8—9
Сверление — 4—5
Развертывание Окончательное 7—8
Тонкое 8—9
Протягивание — 7—8
Внутреннее шлифование Чистовое 7—8
Тонкое 9—10
338
Чисгота посадочных поверхностей шарико- и роликоподшипников пре-
дусмотрена ГОСТ 3325—55. Классы чистоты поверхностей для посадки под-
шипников качения классов точности Н и П указаны в табл. 21.15.
Таблица 21.15
Посадочные места Номинальные диаметры, мм
до 80 свыше 80
Валов 7 6
Отверстий стаканов и корпусов 7 6
Торцов заплечиков валов, стаканов и корпусов 7—6 7—6
Классы чистоты некоторых типовых поверхностей приведены в
табл. 21.16.
Таблица 21.16
Вид поверхностей Классы
точности чистоты
Цилиндрические отверстия 2 0 до 10 мм 8 свыше 10 до 180 мм 7
3 0 до 18 мм 7 свыше 18 до 360 мм 6
Цилиндрические внешние (валы) 2 0 до 10 мм 9 свыше 10 до 120 мм 8
3 0 до 6 мм 8 свыше 6 до 80 мм 7 свыше 80 6
Зубья цилиндрических колес 5—6-я степени точности 7-я степень точности: т < 3 мм т > 3 мм 8-я степень точности 8 7 6 6
Зубья конических колес 8-я степень точности 9-я степень точности 7 6
Витки червяков 7—9-я степени точности 7
Зубья червячных колес 7—9-я степени точности 6
Шкивы: плоско ременных передач клиноремениых » -—«. 6 6—7
Чистоту поверхности шеек валов под уплотнительные манжеты по норма-
ли МН 5308—64 принимают не ниже 9-го класса.
12*
339
4. Обозначения сварных швов
Чертежи сварных деталей оформляют, как общие виды узлов (сборки).
На этих чертежах сварные соединения обозначают по ГОСТ 2.312—68.
Видимые швы сварных соединений условно изображают на чертеже сплош-
ными основными линиями, а невидимые — штриховыми линиями. При необхо-
димости на чертежах показывают швы сварных соединений с размерами конст-
руктивных элементов. В этих случаях границы шва изображают сплошными
основными линиями, а кон-
структивные элементы кро-
мок в границах шва—сплош-
ными тонкими линиями (рис.
21.29).
В обозначение сварного
шва по ГОСТ 2.312—68 дол-
жны входить:
1) буквенное обозначение
вида, метода сварки и при
необходимости способа вы-
полнения сварки;
2) условный графичес-
кий знак;
3) размер сечения шва
в миллиметрах;
4) длина шва в милли-
метрах;
5) вспомогательный знак.
Рис. 21.28
Рекомендуются следующие буквенные обозначения некоторых видов и
методов сварки;
Г — газовая;
Э — дуговая электросварка;
Ф — дуговая электросварка под флюсом;
3 — дуговая электросварка в среде защитных газов;
Ш — электрошлаковая;
Кт — контактная.
Для швов, выполненных дуговой электросваркой, буквенное обозначение
вида сварки (Э) в обозначении сварного шва не проставляют.
Перед буквенным обозначением вида сварки проставляют буквенное
обозначение способа выполнения сварки:
Р — ручной;
П — полуавтоматический;
А — автоматический.
Между буквенными обозначениями способа и вида сварки ставят тире.
Обозначения некоторых швов сварных соединений по ГОСТ 2.312—68 наи-
более часто применяемых в учебном проектировании, приведены в табл. 21.17.
В обозначениях некоторых швов, показанных в таблице, применены следую-
щие вспомогательные знаки;
О — шов расположен по периметру;
l/t — шов прерывистый с цепным расположением;
IZt — шов прерывистый с шахматным расположением,
где I — длина участка шва, км;
t — шаг расположения швов, мм.
В табл. 21.17 приведены обозначения видимых швов сварных соединений.
Обозначения невидимых швов показывают под полкой с перевернутым услов-
ным графическим знаком.
Пример обозначения: . pv ----------
1 r / /РА 20*300
видимый шоб Не6идимьиГшо7'“
340
Таблица 21.17
Вид соединения Форма подготовленных кромок Характер выполненного шва Форма поперечного сечения сварного соединения Условный графический злак Условное изображение шва на чертеже
Но биде в разрезе
Стыковое (С) Без скоса кромок Двусторонний (^) 1 9-П । |K>W “1 ч>-п !, в«чт

Односторонний 1 1 j-Z \\10*500 З-А 1 110*500

Со скосом кромок Двусторонний П уу 15x300 1 f — П х/15*300
1 1 1 1

Односторонний \у р \/2О*зоо — Р \/ 20*300

л о § о е (У) Без скоса кромок Двусторонний УУУ//////ДД \ А-5^800 1 ~АЬ \\800
Односторонний 1 1 \) w II > Р5 и

Двусторонний \ Р8 \500 РУ И EZ 1 Р8 Т\ 500
2> L ₽4 Р
Односторонний \> ДУ Г\ L_
_о П6 |\ |
<\э Со скпсом одной кромки Двусторонний - 1/
f \ у 1 1 -''б V5OO
5V500

Рдносторонний к 8VQ00 8\/У00

Тавровое (Т) Без скоса кромки Двусторонний |> ^5^501500 1 1 8 К502150
Односторонний \ 6 Y.80/W 1 I \ 5Y80I120
Со скосом одной .кромки \ GV 80/120 L. I \ вуво/по
С двумя сим- метричными скосами одной кромки Двусторонний <
1 1
\ 6ур/120 |\ О\/80/120

внахлестку (Н) Без скоса кромки >
Lt "
V

Односторонний ^0
! _
Ч гк
341
§ 22. РАЗРАБОТКА РАБОЧИХ ЧЕРТЕЖЕЙ ТИПОВЫХ ДЕТАЛЕЙ
I. Рабочие чертежи корпусных деталей
Корпусные детали обычно являются наиболее сложными из всех деталей.
Поэтому, чтобы полностью представить деталь, часто приходится показывать,
кроме нескольких разрезов и сечении, внешние виды ее с четырех сторон,
а также сверху и снизу.
Рис. 22.1
При вычерчивании корпусной детали необходимо последовательно ста-
вить себя на место модельщика, формовщика, фрезеровщика (или строгаль-
щика), расточника, сверловщика.
Конструктор в роли модельщика должен установить, какие требуются
виды, разрезы и сечения для выявления конструктивной формы детали, из-
готовления модели и стержневых ящиков; достаточно ли проставлено разме-
ров для изготовления модели и ящика и удобны ли эти размеры для их исполь-
зования.
Ставя себя на место формовщика, конструктор должен установить, как
будет собираться форма; надежно ли закрепляется стержень; через какие от-
342
верстия будет удаляться стержневая смесь и металлический каркас стержня; не
следует ли предусмотреть дополнительные отверстия для лучшего фиксирова-
ния стержней или для их объединения; не требуется ли увеличить отверстия
для более удобного удаления стержневой смеси.
Конструктор в роли фрезеровщика (или строгальщика) должен выявить
плоскости детали, которые должны быть обработаны; проверить, проставлены
ли все необходимые размеры, чистота поверхностей и требования точности к
обрабатываемым плоскостям.
1. Непересечение осей I и II, не более .............
2. Неперпендикулярность осей I и II, не более ..........
3. Перекос осей 11,1 II и IV, не более ..........
4. Непараллельность осей 11,111 и IV, не более . . ............
5. Несовпадение осей I, II, III и IV с плоскостью Б, не более . ... .
6. Некруглость отв. 09ОА и 011ОА, не более . . ......
7. Нецилиндричность отв. 09ОА и 011ОА, не более ......
8. Неперпендикулярность плоскости В к оси I, не более ......
9. Неперпендикулярность осей II, III и IV к плоскости Г, не более . . .
10. Неплоскостность поверхн. Б, не более. . . ... ....
11. Смещение осей 12 отв. 014-, 2 отв. 012\ 14 отв. М10 и 6 отв. М8 от номи-
нального положения, не более ... ...
12. Отв. 090А и 0110А растачивать совместно с корпусом, дет.
13. Обработку по размерам в квадратных скобках производить совместно с кор-
пусом, дет. ..................... ............................
Рис. 22.1 (продолжение)
Поставив себя на место расточника, следует проверить, на все ли базовые
отверстия проставлены размеры, допуски и чистота обработки, какими разме-
рами и с какой точностью эти отверстия связаны между собой и с базовыми по-
верхностями.
Поставив себя на место сверловщика, нужно проверить, на все ли резьбо-
вые и мелкие гладкие отверстия проставлены диаметры и глубина; все ли они
закоординированы, с какой точностью и от каких баз.
Если исполнитель чертежа будет внимательно и последовательно рассмат-
343
ривать весь технологический процесс, т. е. изготовление модели, стержнево-
го ящика, сборку литейной формы, выбивку стержня из отливки, механиче-
скую обработку плоскостей, расточку отверстий, сверление и нарезание резь-
бы, условия сборки узла, в который входит деталь, то рабочий чертеж кор-
пусной детали будет содержать все данные, необходимые для ее изготовления
и контроля.
На все размеры, проставленные на чертеже корпусной детали, должны
быть даны допуски. Большинство размеров детали можно выполнять по допус-
кам на свободные размеры. Для этого на рабочем чертеже приводится примеча-
ние следующего характера: «Свободные размеры выполнять по ... классу точ-
ности». Часто это указание приводят не на чертежах, а в общих техниче-
ских требованиях к изделию.
На рабочем чертеже корпусной детали знаки чистоты обработки в верх-
нем правом углу поля чертежа обычно не проставляют: их располагают на
поверхностях детали или на выносных линиях, идущих от этих поверхностей.
На рабочем чертеже детали все допуски проставляют в миллиметрах.
Поэтому допуски в микрометрах, взятые из таблиц сборника ГОСТов «Допуски
и посадки», переводят в миллиметры.
На рис. 22.1 показан чертеж крышки корпуса коническо-цилиндриче-
ского редуктора.
Чтобы с достаточной полнотой показать эту деталь, потребовалось пять
видов, один разрез, несколько местных сечений и технические условия. Для
удобства оси отверстий обозначены римскими цифрами. По ГОСТ 1643—56 и
1758—56 оговорены допускаемые отклонения на межосевые расстояния 130 и
200 мм, а также на размер 190 мм от базового торца до оси отверстий. Этот
размер входит составляющим звеном в размерную цепь, определяющую точ-
ность зацепления конических колес. Затем в соответствии с требованиями ука-
занных ГОСТов в первых четырех пунктах технических требований приведены
допуски на неперпендикулярность и непересечение осей I и II, на взаимную не-
параллельность и перекос осей II, III и IV. Полученная система технических
требований определила взаимное положение всех четырех осей отверстий.
Пунктом 5 технических требований эта система связана с плоскостью разъема.
Пункты 6, 7, 8 и 9 технических требований содержат допуски, обеспечиваю-
щие требуемую точность посадочных мест для подшипников качения и плати-
ков для крышек. Пункт 10 определяет допускаемую величину неплоскостности
плоскости разъема, а пункт 11 — точность расположения крепежных отверс-
тий.
В пунктах 12—13 даны необходимые технологические указания.
На чертеже этой детали имеется девять систем крепежных отверстий:
1-я — для крепления крышки к корпусу редуктора;
2-я — для крепления крышки люка к корпусной детали;
3—9-я — для крепления крышек подшипников.
Отверстия для крепления крышки к корпусу сверлят по накладному кон-
дуктору после обработки плоскости разъема Б и торцовых плоскостей В и Г.
Поэтому данная система отверстий закоординирована от указанных поверх-
ностей. В связи с этим получена линия двух базовых отверстий, закоордини-
рованных размером 30 мм от поверхности В и линия пяти базовых отверстий,
закоординированных размером 20 мм от поверхности Г. Все остальные от-
верстия связаны по координатной системе с линиями базовых отверстий в двух
направлениях.
Отверстия для крепления крышки люка сверлят по накладному кондук-
тору, который базируется по внутреннему контуру люка. Поэтому систему
данных отверстий координируют от стенок люка. Все крепежные отверстия
связаны по координатной системе с отверстиями, закоординированными от сте-
нок люка.
Остальные отверстия сверлят по накладным кондукторам, которые ба-
зируются по плоскости разъема и по полуотверстиям для подшипников, чем
344
и определяется система простановки координатных размеров этих отверстий-
Допускаемые отклонения на координаты крепежных отверстий указаны
ниже:
Диаметр резьбы М 5-т-Мб М 8±М16 М184-М30 Допускаемые отклонения, мм ±0,12 ±0,2 ±0,35
2. Рабочие чертежи зубчатых, червячных колес и
червяков
Оформление рабочих чертежей зубчатых, червячных колес и червяков
должно соответствовать требованиям ГОСТ 2.403—68, 2.405—68 и 2.406—68.
Помимо графического изображения детали с разрезами, сечениями и со всеми
необходимыми размерами, допусками, знаками чистоты обработки, а также
данных о материале, термической обработке с предельными значениями твер-
дости, в правом верхнем углу поля чертежа приводят таблицу параметров
зубчатого венца или витков червяка.
Углы конуса выступа и впадин конических колес определяют по форму-
лам:
Ч е = Ч' + Ъ
<р. = ъ
, 1,2т„
где tg у =---------—
(22.1)
В таблицу, кроме числа зубьев, модуля, угла наклона зубьев, степени
точности и других данных, необходимых для изготовления детали, вносят нор-
мы точности изготовления зубчатых венцов или червяков.
Для зубчатых колес седьмой степени точности и грубее, изготовляемых
в условиях индивидуального производства, или при отсутствии сведений о
масштабе и условиях производства и контроля, контрольный комплекс не
указывается. Вместо него в таблице в качестве справочных данных приводят:
а) диаметр делительной окружности:
для цилиндрических и конических колес
dd = msZ-,
для червячных колес
dK = mZ2,
для червяков
dM = mq\
б) толщину зубьев по дуге делительной окружности:
для цилиндрических и конических колес
<Sa = т (—± 2ё tg ад
(22.2)
(22.3)
(при цилиндрических колесах знак + для внешнего, а знак — для внутрен-
него зацеплений):
для червячных колес
для червяков
S„2 = m(4h + 2£tgaa;j
= —- т cos X;
«1 2
(22.4)
345
в) угол конусности 8у зубьев прямозубых конических колес
tgg = - 2:42sin? .
у г
(22.5)
Таблица 22.1
Степень Окружная скорость, м/сек
кинемати- ческой точности передачи прямозубые и узкие косозубые колеса широкие косозубые и шевронные колеса
6 10—15 15—30
7 6—10 10—15
8 2—6 4—10
9 0,5—2 1—4
10 До 0,5 До 1
Степени кинематической точности пе-
редач выбирают в каждой отрасли маши-
ностроения по своим отраслевым норма-
лям. Для среднего машиностроения степе-
ни точности цилиндрических, конических
и червячных передач можно принимать
по табл. 22.1 и 22.2.
По ГОСТ 1643—56 к узким косо-
зубым относятся колеса с шириной вен-
D / 4ш„
ца ’ а к ШИРОКИМ
sin
Т а б л и ца 22.2
Окружная скорость червяка по дели- тельному цилиндру, м/сек свыше 6 свыше 3 до 6 свыше 1 ДО 3 до 1
Степень кинематической точности пе- редачи 6 7 8 9
В ответственных узлах, где значительный шум не допустим, а также в
узлах, работающих при высоких угловых скоростях, для снижения шума
рекомендуется:
а) повышать нормы плавности, принимая их на одну—две степени выше
кинематической точности;
б) уменьшать боковые зазоры, принимая сопряжение Д иди С;
в) применять фланкированные и бочкообразные зубья.
Для тяжело нагруженных передач нормы контакта принимают на одну-
две степени выше нормы кинематической точности.
Помимо требований, определяющих качество зубчатого венца, на рабочих
чертежах зубчатых и червячных колес, шестерен-валиков и червяков должны
приводиться технические требования к другим поверхностям деталей.
Концевые участки витков имеют заостренную форму. Их необходимо
притупить фрезерованием или запиливанием. На рабочем чертеже червяка
об этом делают соответствующее указание.
Внешние углы витков червяка, особенно после шлифования, получаются
острыми и сильно изнашивают зубья червячного колеса. Чтобы этого не про-
исходило, при токарной обработке червяка внешние углы витков должны
закругляться. На рабочем чертеже червяка об этом также дается соответству-
ющее указание.
Т а блица 22.3
Вид сопряжения Допуски на внешний диаметр цилиндрических колес прн степени кинематической точности передачи
6 7 8 9
д Cza Cg
X ^2а С3 63 Гзя
346
На чертежах зубчатых цилиндрических, конических и червячных колес
и червяков показывают допуски на внешний диаметр колес и червяков, до-
пуски на углы, а также на расстояние вершины угла дополнительного конуса
от базового торца заготовок конических колес. Величины допусков можно
брать из табл. 22.3—22.7.
Таблица 22.4
Степень кинематической точности передачи Допуски на внешний диаметр D конических колес (рис. 22.2) при угле конуса tp
до 30° свыше 30° до 60° свыше 60°
7—8 6g бза
9—10 Cg0 С, 65
Таблица 22.5
Степень кинематической точности пе- редачи 6 7 8 9
Допуск &<ре на угол внешнего конуса (рис. 22.2) ±5' ±7' ±10' ±10'
Допуск на угол (90° — <р) дополнительного конуса принимают равным
-Н5' (рис. 22.2).
Допуск на расстояние от базового торца до вершины делительного конуса
(рис. 22.2) принимают равным С4.
Допуск на внешний диаметр червячного колеса принимают равным Съ.
347
Таблица 22.7
Таблица 22.6
ь кинема- »й точности Допуск 6Л(, мкм, на смещение вершины дополнительного ко- нуса от базового торца при тор- цовом модуле т , мм

£ G 4 от 1 свыше 2,5 свыше 6
ЕГ Сц egg До 2,5 до 6 До 10
7 30 50 60
8 40 60 80
9 — 80 100
Степень
кинематичес-
кой точности
передачи
6
7
8—9
Допуски на внешний
диаметр червяков при
сопряжении
С
С
Сад
Д X
С
Ниже приведено несколько примеров оформления рабочих чертежей ти-
повых зубчатых цилиндрических и конических колес, червяков и червячных
колес.
Для наглядности рабочие чертежи деталей, представленные на рис. 22.3,
22.8 и 22.9, выполнены на стандартных формах. На всех остальных рисунках,
приведенных ниже, даны только чертежи деталей и технические требования.
Пример 1. Косозубое зубчатое колесо редуктора. Окружная скорость
v — 9,3 м/сек, модуль тп = 3 мм, диаметр делительной окружности dp = 179,34 мм,
ширина колеса 30 мм. Зубчатое колесо работает при больших нагрузках. Производ-
ство колес крупносерийное.
При скорости о = 9,3 м/сек передача должна выполняться по 7-й степени кинема-
тической точности (см. табл. 22.1). В связи с относительно высокой скоростью
вращения и большой нагрузкой нормы плавности работы и нормы контакта приняты по
6-й степени точности.
Сопряжение зубьев взято с нормальным гарантированным зазором (сопряжение X).
Назначаем чистоту профиля зубьев \77, чистоту базового основного отверстия \7?»
чистоту базовых торцов чистоту прочих (нерабочих) поверхностей \73-
По табл. 21.5 (см. стр. 328) находим допускаемое биение торцов зубчатого венца
0,021 - 179,34
------J00-----0,038 мм и допускаемое биение торцов базового отверстия 0,02 мм. Не-
круглость и нецилиндричность отверстия 035А допускаются до 0,8 допуска на диаметр.
По таблице допусков [2,6 и др.] допуск на отверстие составляет 27 мкм. Тогда до-
пуски на некруглость и нецилиндричность отверстия будут равны
0,8 • 0,027 ss 0,022 мм.
Допуск на перекос шпоночного паза принимают до 0,5 допуска на ширину паза, т. е.
0,5-0,030 = 0,015 мм, а смещение шпоночного паза с оси отверстия •— до двух допусков
на ширину паза, т. е. 2,0-0,030 = 0,06 мм.
Оформление рабочего чертежа данного зубчатого колеса показано на рис. 22.3.
Пример 2. Двухвенцовый блок коробки быстрого хода револьверного станка.
Окружная скорость большего венца о = 5,8 м/сек, межосевое расстояние А = ПО мм,
модуль тп = 2,5 мм. Диаметры делительных окружностей dg — 150 мм и dg = 72,5 мм.
Ширина венцов В = 28 мм. Нагрузка на зубчатое колесо умеренная. Производство колес
крупносерийное.
По табл. 22.1 выбрана 8-я степень кинематической точности колес. Нормы плав-
ности колес приняты также по 8-й степени точности. Зубья колес цементированы и зака-
лены и поэтому колеса прирабатываться не будут. В связи с этим нормы контакта приня-
ты по 7-й степени точности.
Сопряжение зубьев принято с уменьшенным боковым зазором (сопряжение Д).
Назначаем чистоту профиля зубьев \/6, чистоту отверстия Х7?> чистоту базовых
торцов чистоту прочих обработанных поверхностей \73-
По табл. 21.5 находим допускаемое биение торца зубчатого венца А:
0,021 • 150
Iqq — 0,03 мм.
Торец венца Б ввиду его малых размеров не используется в качестве базового для
нарезания зубьев. Так как двухвенцовый блок зубчатых колес подвижный, торцы от-
верстия 035А не являются сборочными базами и, следовательно, на биение этих торцов
допуски не назначают.
В данном случае (небольшие скорости и нагрузки, подвижные колеса) овальность и
конусность отверстия можно допустить в пределах допуска на диаметр. Перекос и сме-
щение шпоночного паза — как и в предыдущем примере. Оформление рабочего чертежа
детали показано на рис. 22.4.
348
6/-10-S-L6
V3(v)
Ф /85,ЗФ
Ф /60
Ф 60
Модуль fOn 3
число зубьеВ г 5'8
Угол наклона зубьев Де /5 ”
направление зубьев правое
Исходный контур
коэффициент .смещения исходного 'контура Т~ 0
'Степень точности по ГОСТ /663-56 ст. 7-6-6-Х
Диаметр делительной окружности йз /79,34
Толщина Зуда по дуге делит окружности Бы 4,11
Зацепляется с деталью NS
Комплекс питателей точности Выбирается заводом - изготовителем
по ГОСТ 1643 - 56
/Биение торцоВ А относительно оси отв Ф 35А, не более
2Биение ториоВ Б относительно оси отб. Ф 35А, не более
3Радиальное биение поВерхн. В относительно оси отд Ф35А,не более
п некруглость отВ Ф 35 А , не более г
5 Нецилиндричность отб Ф 35 А, не далее
бПерекос шпоночного паза относительно оси отд Ф35А, не более
/Смещение шпоночного паза относительно оси ото Ф 35, не более
ВТсреи Б не должен Выступать за торец А
9 Балансировать статически путем сверления отверстий на торцах А.
Допускаемый дебаланс, не более
Ю'Штамповочные уклоны 5°
/1 Острые кромки притупить
П свободные размеры Выполнять по 7 - му класса точности
13 Термообработка - улучшение Твердость НВ 2Щ..М Зубья калить
ТВЧ на глубину I.../.5 мм Твердость нвс 45...52
Рис. 22.3
350
V 3(v)
E-E K-K_______
повернуто
Рис. 22.4
Зубчатые венцы . ... А Б
Модуль . . тн 2,5 2,5
Число зубьев . ............ г 60 29
Угол наклона зубьев 0 0
Исходный контур ГОСТ 13755—68
Коэффициент смещения исходного контура . . е 0 0
Степень точности по ГОСТ 1643—56 .... ст. 8—8—7—Д
Диаметр делительной окружности .... dg 150 72,5
Толщина зубьев по дуге делительной окружности sd 3,92 3,92
Зацепляются с деталями . №
Комплекс показателей точности выбирается ваводом-изготовителем
по ГОСТ 1643—56.
1. Биение торцов В относительно оси отв. 035А, не более
2 Радиальное биение поверхн. Е и Д относительно оси отв. 035А не
более .... ...............
3. Перекос шпоночного паза относительно оси отв. 035А, не более
4 Смещение шпоночного паза относительно оси отв. 035А, не более
5. Торец Г не должен выступать ва торец В................
6. Балансировать динамически путем сверления отверстий на торцах В.
Допускаемый дебаланс, не более
7 Штамповочные уклоны 5°.
8. Острые кромки притупить.
9 Цементировать на глубину 1...1,5 мм. Зубчатые венцы, отв. 035А
и торцы Б калить ТВЧ. Твердость HRC45...58
Модуль тн 6
Число зубьев 2 38
Угол наклона зубьев Ьй 30°
Направление зубьев шевронные
Исходный контур ГОСТ 13755—68
Коэффициент высоты головки Г 0,8
Коэффициент смещения исходного контура . . . е 0,15
Степень точности по ГОСТ 1643—56 ст. 8—8—7—Х
Диаметр делительной окружности . Лд 263,34
Толщина зубьев по дуге делительной окружности . sd 8.28
Зацепляется с деталью №
Комплекс показателей точности выбирается заводом-изготовителем по
ГОСТ 1643—56.
1. Радиальное биение поверхн. В относительно общей, оси поверхн Б, не более.
2. Биение торцов Г, не более
3. Радиальное биение поверхн. А относительно общей оси поверхн. Б, не более
4. Некруглость поверхн. Б, не более ................................
5. Нецилиндричность поверхн. Б, не более ............
6. Некруглость поверхн. В, не более ..........................
7. Нецилиндричность поверхн. В, не более ...........
8. Перекос шпоночного паза относительно оси поверхн. В, не более ....
9. Смещение шпоночного паза относительно оси поверхн В. не более . .
10 Острые кромки притупить.
11. Термообработка — улучшение. Твердость НВ210...250.
Рис. 22.5
351
352
Модуль ........................ т 3
Число зубьев 2 45
Тип зуба ...................... прямой
Исходный контур ГОСТ 13754—68
Коэффициент смещения исходного контура t ъ 0
Угол делительного конуса <р 45°
Угол конуса впадин ................. <?i 42° 57'
Степень точности по ГОСТ 1758—56 ст. 9—8—8—Х
Толщина зубьев по дуге делительной окружности .... Sd 4,71
Угол конусности 2° 1' 20"
Зацепляется с деталью №
Комплекс показателей точности выбирается ваводом-изготовителем по ГОСТ
1758—56.
1. Биение торцов Б и В относительно оси отв. 040А, не более ......
2. Радиальное биение поверхн. А относительно оси отв. 040А, не более . . .
3. Нецилиндричность отв. 040А, не более ............
4. Некруглость отв. 040А, не более ........................................
5. Перекос шпоночного паза относительно оси отв. 040А, не более . .....
6. Смещение шпоночного паза относительно оси отв. 040А, не более ..........
7, Острые кромки притупить.
8. Термообработка — улучшение. Твердость НВ220...260. Зубчатый венец калить
ТВЧ на глубину 1...1.5 мм. Твердость HRC40...50.
9. * Размер для справок.
Рис. 22.6
Модуль осевой ... ms 6
Число заходов ... 21 1
Тип червяка конволютный по витку
Угол подъема витка .... 1'0 5° 11' 40"
Направление витка ... правое
Ход винтовой линии . tg 18,84
Параметры профиля витка Угол профиля аа 20°
Коэффициент высоты головки . . f. 1,0
Коэффициент радиального зазора . Со 0,25
Степень точности по ГОСТ 3675-—56 .... 7—х
Диаметр делительного цилиндра . do 66
Осевая толщина витка на делительном цилиндре S 8,9
Зацепляется с колесом . . №
0WH
Комплекс показателей точности выбирается заводом-изготовителем
по ГОСТ 3675—56.
1. Радиальное биение поверхн. В относительно общей оси поверхн. Б,
не более . ................ . .
2. Радиальное биение поверхн. А относительно общей оси поверхн. Б,
не более ............... .....
3. Биение торцов Г, не более ..............
4. Некруглость поверхн. Б, не более ...........
5. Нецилиндричность поверхн. Б, не более .........
6. Некруглость поверхн. В, не более ...... ...
7. Нецилиндричность поверхн. В, не более..........
8. Смещение шпоночного паза относительно оси поверхн. В, не более
9. Перекос шпоночного паза относительно оси поверхн. В, не более
10. Концы витков толщиной менее 5 мм удалить.
11. Острые кромки притупить.
12. Витки и поверхность 04OXt цементировать на глубину 1—1,4.
Калить. Твердость HRC 50.. 62.
Рис. 22.7
91-ZO-S-eO 55 ±0,092
OOC7)
Модуль осевой fHs 6
Число зубьев г? 37
Сопряженный червяк 1ип червяка ffiHWmwriHbia по со тки
Число заходов Zz 7
Направление наклона витка левое
Межосевое расстояние в обработке Ао №±0,065
Степень точности по ГОСТ 3675-56 СТ 8'Х
Риометр делительной окружности Ог. 222
Толщина зуба по дуге делит, окружности S, '19,19
Зацепляется с червяком АН 02-37
Комплекс показателей точности выбирается заводом- изготовителем по
ГОСТ 3675-56
7. Биение торцов Б относительно оси отв ФчвА.не более
г.Робиальт биение поверхн.А относительно оси отб. ФЧВ А, не более
3. Отверстие под винты расположить под углом 120“ друг к другу
^.Размеры (60), (ФОБА) и (ФISO)- справочные
Б.увободные размеры выполнять по 7-му классу точности
^Размеры для справок
Обозначение
02-16/1
02=1612
Наименование
центр червячного колеса
венец червячного колеса
болт М10Х35 ГОСТ 7608-61
03-5-02 16
Масштаб
з
Рис. 22.8
Примечание
Колесо червячное
в сборе
мисси
1,0 кг 1 1
МВТУ
им. Баумана
<~\J (V)
1. Биение торцов Б относительно оси отв. Ф38А,не Воте
I Биение торца В относительно оси поверхн. Ф130 Пл, не Волее
3. Некруглость отВ Ф й8А . не более
4 Нецилинбричность отв. ФЧ8А, не Волее
5 некруглость поверхн. Ф ISO Пл, не Волее
6. НецилинОричность поверхн ф ISO пл, не Волее
7. Перекос шпоночного поза относительно оси отверстия, не Волее
В. Вмещение шпоночного поза относительно оси отверстия, не волее
9. Шовные размеры выполнять по 7-му классу точности
03-5-02.-16П
центр колесо
червячного
СЧ 15 - 31
ГОСТ 1т-5У
Waco а Маст
3,1кг / /
МВТУ
Рис. 22.9
Пример 3. Шевронное зубчатое колесо — вал редуктора прокатного стана. Ок-
ружная скорость v = 6,9 м/сек, межосевое расстояние А = 500 мм, диаметр делительной
окружности dg = 263,34 мм, ширина полушеврона В = 160 мм. Нагрузка на зубчатое
колесо значительная. Производство колес единичное.
По табл. 22.1 принята 8-я степень кинематической точности. Нормы плавности
взяты также по 8-й степени точности, а нормы контакта — по 7-й степени точности.
Сопряжение зубьев принято с нормальным гарантированным зазором (сопряжение А).
Чистоту профиля зубьев назначаем \/6-
Помимо технических требований к зубчатому венцу, назначаем технические требо-
вания на шейки вала и на положение шпоночного паза.
Оформление рабочего чертежа этого колеса-вала показано на рис. 22.5.
Пример 4. Прямозубое коническое колесо редуктора общего назначения. Окруж-
ная скорость v = 1 м/сек, конусное расстояние L = 100 мм, модуль т = 3 мм. Произ-
водство колес среднесерийное.
По табл. 22.1 принята 9-я степень кинематической точности. Нормы плавности и
нормы контакта взяты по 8-й степени точности. Характер сопряжения — с нормальным
гарантированным зазором (сопряжение X).
На рабочем чертеже конического колеса проставляем также технические требования
к точности изготовления детали.
Оформление рабочего чертежа этой детали показано на рис. 22.6.
Пример 5. Червячная передача редуктора общего назначения. Ее технические
данные: А = 150 мм; ms = 6; q — 11, Z4 = 1; dK = 222 мм; d4 — 66 мм; ZK = 37, уг-
ловые скорости лч = 1440 об/мин и пк = 39 об/мин.
Угол подъема витков Л = 5°11'40". Окружная скорость червяка
itd4n4 3,14 • 66 - 1440
v"‘ °" 60 • 1000 = 60 • 1000 ~ 5 м'сек-
Производство червячных передач среднесерийное.
По табл. 22.2 изготовление червячной передачи принимаем по 7-й степени точности.
Сопряжение зубьев колеса с витками червяка принято с нормальным гарантированным
зазором (сопряжение X).
Помимо сведений о витках, на рабочем чертеже червяка приводят технические
требования к точности изготовления детали.
На рабочем чертеже червячного колеса (в сборе) указывают следующие до-
пускаемые отклонения, которые берут по ГОСТ 3675—56, табл. 2:
отклонение межцентрового расстояния в обработке ДА о; допускаемые отклонения
ДвАо и ДНАО = ±0,065 мм;
смещение средней плоскости колеса в обработке Ag0; допускаемые отклонения ABgo
и AHgo = ±0,042 мм.
Центр червячного колеса до сборки его с зубчатым венцом изготовляют окон-
чательно.
В связи с этим на рабочем чертеже центра червячного колеса проставляют все раз-
меры, знаки чистоты поверхности и технические требования, необходимые для его изго-
товления.
Оформление рабочих чертежей червяка, червячного колеса в сборе, а также центра
червячного колеса показано на рис. 22.7, 22.8 и 22.9.
3. Рабочие чертежи валов и осей
Графическое оформление валов и осей не вызывает затруднений. Поэтому
главное внимание приходится уделять простановке размеров и технических
требований.
Здесь, как уже указывалось на стр. 305—306, сопряженные размеры бе-
рут из чертежа узла и из схем размерных цепей, а свободные проставляют с
учетом последовательных этапов обработки деталей.
При оформлении рабочих чертежей валов установился следующий поря-
док относительного расположения размеров: все основныё осевые размеры
располагают внизу, под изображением вала; размеры длин шпоночных пазов,
размеры, определяющие их положение вдоль оси вала, размеры шири-
ны проточек, размеры координат до боковых отверстий, размеры, разграничи-
вающие посадки или указывающие границы термообработки, и другие подоб-
ные осевые размеры размещают вверху, над изображением вала.
Центры, на которых производится обработка вала, являются чисто техно-
логическими элементами его конструкции. Тип и размеры этих центров долж-
356
ны назначаться технологами. Поэтому на рабочих чертежах деталей центры
можно не изображать и не оговаривать.
Если по конструктивным соображениям центры нежелательны, то на рабо-
чем чертеже вала должно быть дано соответствующее указание, например:
«В готовой детали центры не допускаются» или «После изготовления вала
центры удалить».
Если же центры в готовой конструкции должны быть сохранены, то на
рабочем чертеже вала их обязательно вычерчивают со всеми размерами и до-
пусками.
Для большей наглядности рекомендуется некоторые галтели, уступы и
проточки со всеми размерами изображать отдельно, в увеличенном масштабе.
На рис. 22.10 и 22.11 приведены чертежи гладкого и шлицевого валов.
На рабочем чертеже гладкого вала (рис. 22.10) все осевые размеры свобод-
ные и проставлены с учетом требований технологии.
Для шлицевого вала (рис. 22.11) цепными размерами являются:
а) размер 220 мм между буртиками подшипниковых шеек вала;
б) размер 48 мм между буртиками Г и Д\
в) размер 17,5 мм от буртика Г до стенки канавки под стопорное пружин-
ное кольцо.
На шейке 032Х вхолостую вращается зубчатое колесо. С одной стороны
оно удерживается заплечиком Д, а с другой — торцом внутреннего кольца
подшипника. Размер 48 мм входит составляющим звеном в трехзвенную раз-
мерную цепь, определяющую зазор между торцами колеса и подшипника.
В проточку шириной 1,5 мм и глубиной 1 мм закладывают стопорное
пружинное кольцо, которое удерживает подшипник от осевых смещений.
Размер 17,5 мм входит составляющим звеном в трехзвенную размерную цепь,
1. Некруглость поверхн. 040Н, не более ........
2. Нецилиндричность тверхн. 04ОН, не более.....
3. Некруглость поверхн. 045Г, не более ...........
4. Нецилиндричность поверхн. 045Г, не более....
5. Радиальное биение поверхн. 045Г относительно общей оси поверхн. 04ОН, не-
более ..........................
6. Биение торцов Б, не более .................
7. Биение торца В, не более ..................
8. Перекос шпоночного паза относительно оси поверхн. 045Г, не более ...
9. Смещение шпоночного паза относительно оси поверхн. 045Г, не более . .
10. Острые кромки притупить.
11. Термообработка — улучшение. Твердость НВ210...250.
РиС. 22.10
357
К74 (V)

1 Некруглость поверхн 03ОН и 032Х, не
более .......................
2 Нецилиндричность поверхн 030Н и 032Х,
не более ... . . .
3 Радиальное биение поверхн 032Х, 036 и
028 относительно общей оси поверхн. 03ОН,
не более . . ...
4 Биение торцов Г, не более
5 Биение торца Д, не более
6 Острые кромки притупить
Ч Термообработка — улучшение. Твердость
НВ220.. 250 ......................
Рис 22.11
определяющую величину зазора между торцом кольца подшипника и стопор-
ным кольцом. На все эти размеры проставлены допуски, взятые из расчета
трех указанных размерных цепей.
Все остальные размеры являются свободными и проставлены с учетом
последовательности обработки вала.
4. Рабочие чертежи стаканов и крышек
Графическое оформление стаканов и крышек несложно. Поэтому главное
внимание уделяют простановке размеров и технических требований.
Здесь, как и во всех других случаях, прежде всего выявляют сопряженные
и свободные размеры. Первые берут из общих видов узлов и схем размерных
цепей и проставляют на чертеже с допускаемыми отклонениями. Вторые ука-
зывают с учетом технологии обработки детали.
На координаты крепежных отверстий, которые должны сверлиться по
кондуктору, допускаемые отклонения устанавливают согласно стр. 345.
При изготовлении небольшой партии деталей, когда крепежные отверстия
сверлят по разметке, допускаемые отклонения на координаты этих отверстий
на чертеже не проставляют. Возможность сборки деталей при этом обеспечи-
вается технологическими приемами (см. стр. 309—311).
На рис. 22.12—22.14 приведены рабочие чертежи двух стаканов и крыш-
ки подшипника.
В стакане по рис. 22.12 размер 24±0,15 мм сопряженный, остальные
осевые размеры свободные. Поскольку партия обрабатываемых деталей отно-
сительно большая, крепежные отверстия сверлят по кондукторам. Поэтому
1. Некруглость поверхн. отв. 072А, не более................................
2. Нецилиндричность поверхн. отв. 072А, не более..........................
3. Некруглость поверхн. 09ОП, не более . ..........................
4. Нецилиндричность поверхн. 09ОП, не более...............................
5. Радиальное биение поверхн. 09ОП относительно оси отв. 072А, не более .
6. Биение торца А, не более . .. . . .
7. Биение торцов Б и В, не более ........... ..............
8. Смещение осей 4 отв. М8 и б отв. 012 от номинального расположения, не более
Рис. 22.12
359

072 П
1. Радиальное биение поверхн. 072П относительно оси отв. 062А, не более . 1. Непараллельность торцов А и Б, не более ......
2. Некруглость отв. 062А, не более . . .......... 2. Смещение осей 4 отв, 07 от номинального расположения, не более
3. Нецилиндричность отв. 062А, не более ... .......
4. Некруглость поверхн. 072П, не более ............ Рис. 22.14
5. Нецилиндричность поверхн. 072П, не более .......
6. Биение торца Б, не более .......................
7. Биение торцов В и Г, не более .............
8 * Размер для справок.
Рис. 22.13
в технических требованиях указаны допускаемые смещения осей отвер-
стий от номинального их расположения.
В стакане по рис. 22.13 размер 59±0,1 мм является сопряженным, ос-
тальные свободные. Ввиду изготовления небольшого количества деталей на
координаты крепежных отверстий допуски не проставлены.
В крышке (рис. 22.14) в размерную цепь входит размер 18±0,1 мм. Ос-
тальные осевые размеры являются свободными. Сверление крепежных отвер-
стий производится по кондукторам, поэтому точность расположения отверстий
оговорена в технических требованиях.
5. Рабочие чертежи шкивов
Графическое оформление и простановка размеров на рабочих чертежах
шкивов достаточно просты и не требуют поэтому каких-либо специальных ре-
комендаций.
Кроме всех других данных, на них должны быть приведены технические
требования, характеризующие точность обработки отдельных поверхностей
шкива (см. стр. 331—332).
На рабочих чертежах шкивов клиноременных передач проставляют так-
же следующие данные по ГОСТ 1284—68, характеризующие точность изготов-
ления шкивов:
а) допуски на расчетный диаметр шкива;
б) допуски на разность расчетных диаметров и глубин канавок;
в) допуски на размеры профиля канавок.
Особенно важно выдержать одинаковость расчетных диаметров канавок
в шкивах многоручьевых передач, что обеспечивает равномерность нагрузки
всех ремней. Это достигается простановкой допусков на разность расчетных
диаметров шкивов или разность глубин канавок.
Допускаемые отклонения на расчетные диаметры шкивов приведены
в табл. 22.8 (из табл. 9 ГОСТ 1284—68).
Таблица 22.8
Расчетный диаметр D, мм от 63 до 80 свыше 80 до 112 свыше 112 до 180 свыше 180 до 250 свыше 250 до 355 свыше 355 до 500
Допускаемое отклонение ДО, мм + 0,8 + 1.0 + 1,5 + 2.0 + 3,0 + 4,0
Допуски на разность расчетных диаметров шкива в различных канавках
оЛД и на разность глубин канавок оДс даны в табл. 22.9 (из табл. 10
ГОСТ 1284—68).
Таблица 22.9
Сечения ремней 0, А, Б В Г
Допуски сДО 0,4 0,6 1,0
Допуски аДс 0,2 0,3 0,5
Размеры профиля канавок шкивов и допускаемые отклонения по ГОСТ
1284—68 приведены в табл. 22.10.
361
Таблица 22.10
Элементы профиля Сечения ремней
О А Б В г
с 2,5_0>3 3.5—оз 5—0,4 6—0,6 8,5—og
е 10 12,5 16 21 28,5
t 12+0,3 16+0,3 20+0,4 26+0,5 37,5+0,6
S 8+1 Ю±1 12,5^ 17±, 24±i
dp 9+0.01 11,6+0,015 14,7+0,015 20 + 0.02 28,5 + 0,02
X 6,0 7,6 —9,6 13,1 18,8
В изготовленных шкивах контролируют угол канавок и расчетный диа-
метр D, который задается размерами f = D + 2х или С.
На рабочем чертеже шкива, кроме прочих размеров и допусков, указы-
вают:
а) размеры £>н, S, t, dp, е и угол <р сдопускаемыми отклонениями; в качест-
ве справочных — размер Ь, а также размер f с допуском на него, равным Д£>,
и допуск аД£> на разность размеров / канавок шкива (допуск на DH принима-
ют равным удвоенному допуску на размер С по табл. 22.9);
б) то же, что и в п. «а», кроме размера f и допусковАО и c&D. Вместо них
дополнительно показывают: допуски на цилиндричность (овальность и ко-
нусность) наружного цилиндра, равные на ширине шкива, и допуск
оЛС на разность глубин канавок С.
Для передач с одним ремнем и при отсутствии жестких требований к точ-
ности передаточного числа контроль канавки можно производить по ее шири-
не b на наружном цилиндре.
Допускаемые отклонения угла канавки ±1°.
На рис. 22.15 и 22.16 приведены рабочие чертежи двух шкивов: один из
них (рис. 22.15) посажен непосредственно на вал привода, другой (рис. 22.16)
вращается на подшипниках.
Часто технические требования общего характера, например, такие,
как:
«Свободные размеры обрабатываемых поверхностей выполнять по 7-му
(9-му) классу точности»,
«Острые кромки притупить»,
«Литейные (штамповочные) уклоны ...°»,
«Непоказанные радиусы закруглений R — ...», записывают в общих тех-
нических требованиях на изделие и в рабочих чертежах деталей не при-
водят.
362
W *0,3
1. Некруглость отв. 035А, не более ......
2. Нецилиндричность отв. 35А, не более............
3. Радиальное биение канавок для ремней, не более . .
4 Разность диаметров 0254,64, не более . .
5. Биение торца А, не более .... ...
6. Непараллельность шпоночного паза относительно оси
отв. а35А, не более.................................
7. Смещение шпоночного паза относительно оси отв.
035А, не более. . . . . . ..........
8. Балансировать динамически путем сверления отвер-
стий на торцах обода. Допускаемый дебаланс, не более
9. * Размер для справок.
Рис. 22.15
13 70
1. Некруглость отв. 09011, не более . .
2. Нецилиндричность отв. 09ОН, не более
3. Радиальное биение поверхн. Г, не более
4. Биение торца В, не более ............
б. Биение торца Б, не более ............
6. Смещение осей 3 отв. Мб от номинального
положения, не более ....................
7 Балансировать динамически путем сверле-
ния отверстий на торцах обода. Допускае-
мый дебаланс, не более ......
Рис. 22.16
.IIИ IIP АТ УРА
1. Анисимов Н. Ф. и Блинов Б. Н. Проектирование литых деталей.
«Машиностроение», 1967.
2. А н у р ь е в В. И. Справочник конструктора машиностроителя. «Машино-
строение», 1968.
3. Б а й к о в С. П., Беленко И. С. и др. Подшипники качения. Справоч-
ное пособие. Машгиз, 1961.
4. Бейзельман Р. Д. и др. Подшипники качения. Справочник. «Машино-
строение», 1967.
5. Б о р о в и ч Л. С. Влияние рационального выбора основных параметров ре-
дукторов и снижение их веса. ЦНИИТМаш, «Повышение нагрузочной способности зуб-
чатых передач и снижение их веса», кн. 81. Машгиз, 1956.
6. В а с и л ь е в В. 3. и др. Справочные таблицы по деталям м«шин, т. 1 и 2.
«Машиностроение», 1965.
7. Габричевский Б. Н. Конструктивные усовершенствования корпусов
и зубчатых колес цилиндрических редукторов с целью уменьшения их веса.
ЦНИИТМаш, «Повышение нагрузочной способности зубчатых передач и снижение их
веса», кн. 81. Машгиз, 1956.
8. Г а л к и н В. Д. и О б и д а р о в В. Н. Простановка размеров, допус-
ков и условных обозначений на чертежах. «Машиностроение», 1967.
9. Давыдовский А. С. Эстетика и технологичность конструкций станков,
НИИМаш, 1965.
10. Давыдовский A. G. и Дунаев П. Ф. Технологичность конст-
рукций станков. Машгиз, 1955.
11. «Детали машин». Атлас конструкций под ред. докт. техн, наук, проф. Решето-
ва Д. Н. «Машиностроение», 1968.
12. Дунаев П. Ф. Размерные цепи. Машгиз, 1963.
13. Д у н а е в П. Ф. Применение соединительных зубчатых муфт и требования
точности относительного положения узлов. «Стандартизация», 1964, № 8.
14. Иванов Е. А. Муфты приводов.. «Машиностроение», 1959.
15. И в а н о в М. Н. Детали машин. «Высшая школа», 1967.
16. Кудрявцев В. Н. Выбор типов передач. Машгиз, 1955.
17. Кудрявцев В. Н. Планетарные передачи. «Машиностроение», 1966.
18. М а з ы р и н И. В. Смазочные устройства машин. Машгиз, 1963.
19. «Машиностроение». Энциклопедический справочник, т. 9. Машгиз, 1948.
20. Михеев И. И. и П о п о в Г. И. Смазка заводского оборудования. «Ма-
шиностроение», 1967.
21. Молдавский М. X. Механизм управления скоростями сверлильного
станка. «Станки и инструмент», 1954, № 3.
22. Молдавский М, X. Селективные механизмы управления скоростями.
«Станки и инструмент», 1959, № 11.
23. Ниберг Н. Я. Расчет редукторов. «Машиностроение», 1964.
24. Орлов П. И. Основы конструирования. «Машиностроение», 1968.
25. «Основы конструирования машин». Атлас конструкций под ред. докт. техн,
наук, проф. Решетова Д. Н. «Машиностроение», 1967.
26. Поляков В. С. и Барбаш И. Д. Муфты. «Машиностроение», 1964.
27. Пронин Б. А. и Р е в к о в Г. А. Бесступенчатые клиноременные и
фрикционные передачи. «Машиностроение», 1967.
28. Решетов Д. Н. Детали машин. Машгиз, 1964.
29. Серенсен С. В., Шнейдерович Р. М. и Громан М. Б.
Валы и оси. Машгиз, 1959.
30. Справочник машиностроителя, т. 4, Машгиз, кн. I, 1962, кн. 2, 1963.
31. Ч а р н к о Д- В. Основы проектирования поточного производства в меха-
носборочных цехах. Машгиз, 1957.
32. Ч а с о в н и к о в Л. Д. Передачи зацеплением. «Машиностроение», 1969.
33. Ч е р н а в с к и й С. А. и др. Проектирование механических передач. «Ма-
шиностроение» , 1967.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Предисловие ................................................................ 3
Введение ................................................................... 5
Глава I. Порядок выполнения проекта .................................... 9
§ 1. Ознакомление с заданием и конструкциями, аналогичными заданной . 9
§ 2. Определение потребной мощности электродвигателя и его подбор . 10
§ 3. Разработка кинематической схемы и выполнение кинетических расчетов 10
§ 4. Определение основных размеров изделия ............................ 12
§ 5. Составление компоновочных схем ................................... 16
1. Общая компоновка изделия ......................................... 17
2. Компоновка узлов ................................................. 22
§ 6. Разработка конструкций узлов ..................................... 32
§ 7. Оформление чертежей узлов и общих видов изделия. Составление расчет-
но-пояснительной записки 35
1. Оформление чертежей узлов . ............................. 35
2. Оформление чертежа общего вида изделия ........................... 42
3. Составление расчетно-пояснительной записки ....................... 47
Глава II. Конструирование узлов и деталей ................................. 49
§ 8. Базирование деталей .............................................. 49
§ 9. Конструирование узлов подшипников качения ........................ 52
1. Выбор типа и размеров подшипника 52
2. Выбор схемы осевого фиксирования валов ........................... 54
Схема I............................................................ 54
Схема II .......................................................... 56
Схема III ......................................................... 56
Схема IV......................................................... 57
3. Конструктивное оформление узлов подшипников ...................... 58
Схема I ......................................................... 58
Схема II .......................................................... 63
Схема III ....................................................... 65
Схема IV ........................................................ 67
4. Посадки подшипников и конструктивное оформление посадочных мест
валов и корпусов .................................................. 69
5. Стаканы и крышки подшипников ..................................... 73
6. Крепление стаканов и крышек подшипников........................... 80
7. Примеры конструкций подшипниковых узлов .......................... 83
8. Опоры валов-конических шестерен и валов-червяков . , , . . 86
9. Опоры валов, расположенные в разных корпусах ..................... 89
10. Предварительный натяг подшипников ................................ 91
§ 10. Конструирование узлов подшипников скольжения ..................... 94
1. Конструкция подшипников скольжения ............................... 94
2. Выбор отношения длины отверстия подшипника к его диаметру. Са-
моустановка подшипников ............................................ 99
3. Регулирование зазора в подшипниках .............................. 100
4. Осевое фиксирование валов ....................................... 100
§ 11. Конструирование зубчатых, червячных колес и червяков .... 101
1. Зубчатые колеса .. ............................... 101
а) Соотношения основных размеров колес ........................... 101
366
Стр.
б) Влияние иа конструкцию колес технологии получения заготовок . НО
в) Влияние на конструкцию колес технологии механической обработки 111
г) Блоки зубчатых колес ....................................... 115
2. Червячные колеса ....................................... 118
3. Червяки .............................................. 120
§12. Установка колес на валах ..................................... 122
1. Сопряжение колес с валом .................................... 122
2. Осевое фиксирование и осевое крепление колес .................. 123
а) Колеса расположены между опорами вала ....................... 123
б) Колеса расположены на концах валов ......................... 128,
в) Колеса свободно сидят ца валах и осях ....................... 129
3. Примеры осевого фиксирования и осевого крепления колес .... 133
§ 13. Регулирование осевого положения колес ........................ 135
1. Основные положения ............................................ 135
2. Способы регулирования осевого положения колес ................. 140
а) Регулирование осевым перемещением вала ...................... 140
б) Регулирование осевым перемещением деталей на валу .... 144
§ 14. Смазочные и уплотнительные устройства ........................ 147
1. Смазка зацеплений и подшипников ............................... 147
а) Циркуляционная система смазки ............................... 148
б) Барботажная система смазки .................................. 151
в) Смешанная система смазки..................................... 154
г) Маслоуказатели и отдушины ................................... 156
д) Смазка свободно стоящих подшипников ......................... 159
2. Уплотнительные устройства . ......................... 160
3. Смазка подшипников и уплотнения при вертикально расположенных валах 163
§ 15. Конструирование валов и осей ................................. 165
1. Прочностные условия конструирования ........................... 165
2. Технологические условия конструирования ....................... 167
3. Расход металла .............................................. 171
§ 16. Конструирование корпусных деталей и крышек ................... 172
1. Влияние на конструкцию деталей технологии литья ............... 172
2. Влияние на конструкцию деталей технологии механической обработки 177
3. Методические указания по конструированию корпусов и крышек . . 187
а) Общие положения ............................................. 187
б) Конструирование литых чугунных корпусов ..................... 188
в) Конструирование сварных корпусов ............................ 202
§ 17. Конструирование механизмов переключения скоростей .... 204
1. Переводные камни и вилки ...................................... 205
2. Направляющие скалки ........................................... 209
3. Рычаги, оси и рукоятки управления ............................. 209
4. Устройства для фиксирования подвижных деталей.................. 213
5. Блокировочные устройства ...................................... 216
6. Однорычажные механизмы переключения скоростей ................. 219
§ 18. Конструирование шкивов и натяжных устройств .................. 222
1. Выбор типа и основных параметров ременной передачи ............ 222
2. Материалы и конструкция шкивов ................................ 225
3. Натяжные устройства ........................................... 232
§ 19. Конструирование плит и рам 238
§ 20. Конструирование муфт 242
1. Посадка полумуфт на концы валов ............................... 244
2. Глухие муфты . 244
а) Общие сведения .............................................. 244
б) Втулочные муфты ............................................. 245
в) Продольно-свертные муфты..................................... 246
г) Фланцевые муфты ... .............................. 247
3. Компенсирующие муфты .......................................... 249
а) Общие сведения .............................................. 249
б) Кулачково-дисковые муфты .................................... 252
в) Зубчатые муфты .............................................. 254
г) Цепные муфты ................................................ 259
4. Упругие муфты ................................................. 260
5. Сцепные муфты ................................................. 268
а) Кулачковые сцепные муфты .................................... 268
б) Зубчатые сцепные муфты ...................................... 272
в) Фрикционные сцепные муфты.................................... 274
6. Обгонные муфты ................................................ 279
7. Предохранительные муфты ....................................... 284
а) Муфты с разрушающимся элементом ............................. 284
б) Кулачковые муфты ............................................ 287
в) Шариковые муфты ............................................. 291
367
Стр.
г) Фрикционные муфты ............................................ 295
8. Комбинированные муфты .......................................... 296
Глава III. Разработка рабочих чертежей деталей .......................... 298
§ 21. Общие методические указания ................................... 298
1. Простановка размеров ........................................... 299
2. Технические требования, помещаемые на чертеже .................. 315
а) Корпусные детали типа плит и рам.............................. 318
б) Корпуса редукторов и коробок скоростей ....................... 318
в) Зубчатые и червячные колеса .................................. 327
г) Пол у муфты .................................................. 331
д) Шкивы ........................................................ 331
е) Валы, оси, шестерни-валики и червяки ......................... 332
ж) Крышки прижимные для подшипников качения .................... 335
з) Стаканы ...................................................... 336
3. Простановка знаков чистоты поверхностей ........................ 337
4. Обозначения сварных швов ....................................... 340
§ 22. Разработка рабочих чертежей типовых деталей ................... 342
1. Рабочие чертежи корпусных деталей ............................. 342
2. Рабочие чертежи зубчатых, червячных колес и червяков........... 345
3. Рабочие чертежи валов и осей .................................. 356
4. Рабочие чертежи стаканов и крышек ............................. 359
5. Рабочие чертежи шкивов ......................................... 361
Литература ...............................................................365