Расчет и конструирование деталей машин - Левятов Д.С., Соскин Г.Б.

Автор: Левятов Д.С. Соскин Г.Б.

Теги: детали машин передачи (механические) подъемно-транспортное оборудование крепежные средства смазка общее машиностроение машиноведение машиностроение конструирование

Год: 1985

Похожие

Конструирование узлов и деталей машин

Текст

Д. С. ЛЕВЯТОВ, Г. Б. СОСКИН
РАСЧЕТЫ
И
КОНСТРУИРОВАНИЕ
ДЕТАЛЕЙ МАШИН
ИЗДАНИЕ ТРЕТЬЕ,
ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ
Одобрено Ученым советом
Государственного комитета СССР
по профессионально-техническому образованию
в качестве учебника для средних
профессионально-технических училищ
МОСКВА «ВЫСШАЯ ШКОЛА» 1985
ББК 34.44
Л 38
УДК 621.81
Рецензент — канд техн, наук Г. В. Писарев
(Московский государственный полиграфический институт)
Левятов Д. С., Соскин Г. Б.
Л38 Расчеты и конструирование деталей машин: Учебник для
средн, проф.-техн. училищ.— 3-е изд., перераб. и доп.— М.:
Высш, шк., 1985. — 280 с., ил.— (Профтехобразование).
В пер.: 60 к.
Изложены основы расчета и конструирования деталей машин: зубчатых и
червячных передач, валов, пружин, муфт, подшипниковых сборочных единиц (уз-
лов), редукторов и др.; приведены основные материалы для изготовления деталей,
даны основные сведения о стандартизации и унификации изделий.
3-е издание (2-е — в 1979 г.) дополнено примерами расчетов, графический ма-
териал приведен в соответствие с новыми стандартами ЕСКД и СТ СЭВ.
2702000000—147 ББК34.44
Л --------------42—85
052(01)—85 6П5.3
Давид Самойлович Левятов, Григорий Борисович Соскин
РАСЧЕТЫ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Зав. редакцией Г. П. Стадниченко. Редактор Е. Б. Коноплева. Младшие
редакторы: Л. Н. Чернецова, Н. Н. Чуркина. Художник Ю. Д. Федичкин.
Художественный редактор В. П. Спирова. Технический редактор Э. М. Чи-
жевский. Корректор В. В. Кожуткина.
ИБ № 4974
Изд. № М-228 Сдано в набор 1,6.11.84. Подп. в печать 30.01.85.
Формат 60X90’/i6. Бум. тип. № 3 Гарнитура литературная Печать высокая.
Объем 17,5 усл. печ. 'л. 17,62 усл. кр-отт. 18,29 уч.-изд. л. Тираж 40 000 экэ.
Зак. № 1020. Цена 60 коп
Издательство «Высшая школа», 101430, Москва, ГСП-4, Неглинная ул, д. 29/14
Московская типография № 8 Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли,
101898, Москва, Центр, Хохловский пер., 7.
© Издательство «Высшая школа», 1979
(6) Издательство «Высшая школа», 1985, с изменениями
ПРЕДИСЛОВИЕ
В решениях XXVI съезда КПСС намечена программа дальнейшего техниче-
ского прогресса народного хозяйства СССР. Определяя перспективы экономиче-
ского развития, XXVI съезд КПСС поставил задачу — вывести все отрасли на-
родного хозяйства на передовые рубежи науки и техники. В этих целях партия
намечает ускорить перевооружение народного хозяйства на базе оборудования,
отвечающего не только самым современным требованиям, но й предопределяю-
щего высокий уровень материально-технической базы производства завтрашнего
дня.
Базой технического прогресса, основой модернизации, перевооружения и
подъема на высокий уровень отраслей народного хозяйства является машино-
строение. Высокие темпы научно-технического прогресса требуют подготовки ква-
лифицированных кадров конструкторов.
Основная задача, стоящая перед чертежником-конструктором,— разработка
рабочих чертежей деталей, несложных сборочных единиц и участие в корректи-
ровании конструкторской документации. В связи с этим значительное внимание
в новом издании учебника уделяется правилам выполнения рабочих чертежей,
насыщению их соответствующим техническим содержанием, указаниям о выборе
допусков и посадок, материалов, назначению технических требований по изго-
товлению, монтажу, сборке и т. д. Поскольку необходимые первоначальные све-
дения об этом учащиеся получают при изучении смежных дисциплин, преду-
смотренных учебным планом, методические указания по вопросам выполнения
чертежей даны в объемах и по специфике, определяемых темами курсового про-
ектирования, и особенно по курсовому проекту «Расчет и проектирование редук-
тора», который выполняется на завершающих этапах обучения.
Для активизации познавательной деятельности в процессе обучения следует
всемерно поощрять творческую самостоятельность учащихся, использовать для
этой цели методы проблемного обучения, развивать в процессе изучения курса
технологическое мышление. Для этого в учебнике после основных тем приводят-
ся вопросы для контроля, варианты упражнений по расчетам, задачи по курсо-
вому проектированию. Все расчеты при этом рекомендуется производить на мик-
рокалькуляторах, например, типов БЗ-36, БЗ-18М, БЗ-39 и др.
Третье издание учебника существенно переработано и дополнено в соответ-
ствии с программой курса «Основы расчетов и конструирования деталей машин»
для средних профессионально-технических училищ.
В третьем издании учебника примеры типовых расчетов почти полностью
заменены новыми в соответствии с изменениями, внесенными в современные ме-
тоды расчета, и в связи с вводом в действие с 1 января 1980 г. СТ СЭВ
1050—78, устанавливающего обязательное применение единиц Международной
системы измерения СИ, вместо используемых ранее единиц системы МКГСС.
Готовя новое издание учебника, авторы учли накопленный опыт учебной ра-
боты, а также данные современной специальной и справочной литературы. При
выполнении рисунков авторы стремились придать им конструктивный характер,
позволяющий не только понять условия расчета, но и по возможности отразить
особенности конструкции, требования, предъявляемые к ней. Это особенно отно-
сится к разделам учебника, связанным с курсовым проектированием. Учебник
снабжен данными справочного характера в объеме, достаточном для проведения
практических расчетов и выполнения заданий курсового проектирования.
Материал нового издания учебника поможет учащимся получить системати-
зированные знания об основах расчета и конструирования деталей машин и сбо-
рочных единиц и приобрести необходимые знания, умения и навыки самостоя-
тельной конструкторской работы.
Авторы
ГЛАВА I
ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ МАШИН
И ДЕТАЛЕЙ
$ 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О МАШИНАХ
Машиной называется устройство, выполняющее механические
движения с целью преобразования энергии, движения, материалов
и информации.
Всякая развитая машина состоит из комплекса трех основных
механизмов: д в и г а т е л ь н о г о, передаточного и испол-
нительного. Наиболее общими для всех машин являются пере-
даточные механизмы. Двигательные и исполнительные механизмы,
как правило, имеют большое количество специфических элементов.
Передачи вращательного движения предназначены переда-
вать энергию с одного вала на другой, как правило, с преобразова-
нием, т. е. с уменьшением (реже с увеличением) угловых скоростей
и с соответствующим изменением вращающих моментов.
.Можно предложить следующую условную классификацию ма-
шин.
1. Рабочие машины — осуществляющие изменение формы,
свойств, состояния и положения предмета труда. Сюда относятся
станки для обработки металла, дерева, пластмасс; ткацкие и пря-
дильные станки; подъемные краны; автомобили и тракторы, само-
леты и т. д.
2. Машины-двигатели, предназначенные для преобразо-
вания любого вида энергии в механическую работу. Сюда относятся
двигатели внутреннего сгорания, газовые турбины, паровые маши-
ны, гидротурбины, электродвигатели и т. д.
3. Машины-преобразователи, или генераторы,
предназначенные для преобразования механической работы в лю-
бой другой вид энергии (электрическую, тепловую и любую дру-
гую), например динамомашины — генераторы тока, холодильники
и т. д.
4. Управляющие машины, используемые для автоматиза-
ции производства и управления производственными процессами,
например командоагрегаты, манипуляторы и т. д.
5. Кибернетические или логические машины, пред-
назначенные для хранения, сбора, обработки и передачи информа-
ции, например устройства памяти, следящие системы и т. д.
В комплексе машину-двигатель, передаточный механизм и ис-
полнительную машину-орудие называют машинным агрега-
том. Например, пресс, фрезерный станок, трактор, конвейер со-
стоят из двигательного, передаточного и исполнительного механиз-
4
мов, т. e. являются не только машинами-орудиями, но и машинными
агрегатами.
В процессе производства машину собирают из отдельных де-
талей и узлов, которые условно именуются изделиями. СТ СЭВ
364—76 устанавливает следующие виды изделий: деталь, с б о-
рочнаяединица, комплексы, комплекты.
Все изделия делятся на неспецифицированные, т. е. не имеющие
составных частей (детали), а также состоящие из двух и более
составных частей, соединенных сборочными операциями — специфи-
цированные (сборочные единицы, комплексы и комплекты).
Стандартом установлены определения основных видов изделий.
Деталью называется изделие, изготовленное из однородного
материала (монолит), без использования монтажных и сборочных
операций, например: шкив, зубчатое колесо, винт, гайка, вал, литая
станина,, коробка, согнутая из одного куска листового материала,
и т. д.
Сборочная единица представляет собой» изделие, состоя-
щее из нескольких составных частей, соединенных между собой с
помощью сборочных, монтажных операций, например редуктор,
сварной корпус, муфта, коробка скоростей.
При разработке конструкторской документации на сборочную
единицу составляется спецификация (СП)—основной документ,
определяющий полный состав специфицируемого изделия.
Комплексом называют два или более'специфицируемых из-
делия, не соединенных с помощью сборочных операций, но пред-
назначенных для выполнения взаимосвязанных эксплуатационных
функций, например поточная линия, состоящая из нескольких стан-
ков, телефонная станция и т. д.
Комплектом называют два или более изделия, не соеди-
ненных сборочными операциями и представляющие набор изделий
вспомогательного характера, например комплект запасных частей
и принадлежностей, комплект измерительной аппаратуры и т. д.
Несмотря на значительное многообразие устройств современных
машин, разнообразие используемых в них деталей и сборочных
единиц, можно отметить большое число изделий общего назна-
чения, имеющих единую методику расчета и конструирования
для различных отраслей машиностроения. Сюда прежде всего от-
носятся детали и сборочные единицы для передачи вращательного
движения: валы, оси, муфты, шкивы, зубчатые колеса, червяки и
червячные колеса, звездочки, опоры валов и т. д.; стандартные
изделия, используемые для передачи заданного движения от одной
детали к другой: шпонки, штифты, болты, гайки и т. д.; другие сое-
динения, например шпоночные, шлицевые, клиновые, сварные, за-
клепочные и т. д.
Первостепенное значение в обеспечении выпуска машин высо-
кого качества имеет стандартизация — процесс установления
и применения обязательных правил*и норм с целью упорядочения
деятельности и получения максимального производственного эф-
фекта при выполнении минимальных требований.
5
Стандартизация деталей, сборочных единиц и изделий обеспе-
чивает:
взаимозаменяемость, что необходимо для изготовления и экс-
плуатации изделий;
массовое или крупносерийное производство стандартизирован-
ных деталей, сборочных единиц и агрегатов, что значительно по-
вышает качество и снижает их стоимость;
применение стандартного режущего и мерительного инструмен-
та (сверла, развертки, калибры и т. п.);
экономию труда при проектировании и изготовлении новых ма-
шин, так как рабочие чертежи на стандартизированные детали и
сборочные единицы изготовлять не нужно, достаточно их перечис-
лить в спецификации изделий. Их закупают на специализирован-
ных предприятиях и передают на сборку.
При конструировании следует стремиться к применению стан-
дартных и покупных изделий. Такой метод конструирования сокра-
щает сроки проектирования, позволяет быстро изготовить новое
изделие, удешевляет конструкцию.
При проектировании новых машин конструкторы обязаны знать
о наличии тех или иных стандартов, рекомендованных в данном
конструкторском бюро. Несоблюдение стандарта преследуется по
закону.
Стандарт — это результат конкретной работы по стандарти-
зации, выполненной на основе достижений науки, техники и прак-
тического опыта.
Унификация и типизация являются методами стандартизации.
Унификация — наиболее распространенный и эффективный
метод стандартизации, заключающийся в рациональном сокраще-
нии числа типов, видов и размеров объектов одинакового функцио-
нального назначения.
Типизация — один из методов стандартизации, который зак-
лючается в разработке типовых (по виду и размерам) предметов
труда, оборудования, изделий, а также типовых технологических
процессов.
Виды стандартов регламентированы стандартами Совета Эконо-
мической Взаимопомощи (СЭВ) в соответствии с ратифицирован-
ной в 1974 г. Конвенцией СЭВа.
Стандарты СЭВ — нормативно-технические документы по
стандартизации, фиксирующие результаты конкретной работы ор-
ганов СЭВ по стандартизации, выполненной на основе совместных
достижений науки, техники и передового опыта.
Огромное значение в разработке новых проблем имеют единые
международные физические и математические знаки, единые пра-
вила оформления чертежей и условных графических обозначений.
Стандартизация и унификация являются непременными усло-
виями организации производства современных машин.
В соответствии с решениями директивных партийных и госу-
дарственных органов основными задачами развития отечественного
машиностроения являются:
6
комплексная механизация и автоматизация
всех производственных процессов, что должно обеспечить повыше-
ние производительности труда, интенсификацию современного про-
изводства, освобождение человека от выполнения однообразных
производственных процессов;
повышение технической производительности
рабочих машин путем совершенствования их конструкции,
увеличения мощности и скорости при одновременном снижении их
массы и эксплуатационных затрат;
применение современных типов приводов, элек-
тронных и радиотехнических устройств для совер-
шенствования системы управления и автоматического контроля за
работой машин, автоматических производственных линий, цехов и
целых заводов.
Организация серийного производства микропроцессоров и мик-
роЭВМ позволяет в современных условиях внедрять средства вы-
числительной техники также в разработку конструкторской доку-
ментации, хранить справочные, нормативные и расчетные материа-
лы в запоминающих устройствах современных ЭВМ, откуда по
запросу эти сведения могут выдаваться как в виде письменного
документа, так и визуально высвечиваться на телевизионном экра-
не. Соответствующую техническую документацию (чертежи, специ-
фикации, расчеты) можно также полностью изготовлять с помощью
ЭВМ.
Широкое использование микропроцессорных средств приводит к
серьезному сокращению технического персонала, ручного труда,
изменению характера обучения людей. В одиннадцатой пятилетке
микропроцессоры найдут применение более чем в 200 тыс. различ-
ного вида устройств и установок промышленного и бытового наз-
начения, а в двенадцатой пятилетке таких объектов будет уже
1,8 млн.
Машины и приборы, снабженные микропроцессорами, обладают
улучшенными технико-экономическими показателями, новыми
функциональными возможностями, они обходятся в 10—20 раз
дешевле, в десятки раз повышается надежность и снижается пот-
ребляемая мощность, уменьшается площадь; занимаемая оборудо-
ванием, что в конечном итоге приводит к получению значительного
экономического эффекта.
$ 2. УСЛОВИЯ ЦЕЛЕСООБРАЗНОСТИ ПРОЕКТИРУЕМОЙ КОНСТРУКЦИИ
Задачей конструктора является создание машин, наиболее пол-
но отвечающих потребностям народного хозяйства, дающих наи-
больший экономический эффект и обладающих высокими
технико-экономическими показателями.
Главными критериями являются высокая производительность,
экономичность, прочность и надежность, малые металлоемкость и
7
энергоемкость, ремонтопригодность, простота и безопасность обслу-
живания и т. д. Кроме того, современные машины должны удов-
летворять всем требованиям дизайна, иметь хорошую отделку
и т. д.
Удельный вес каждого из этих факторов в оценке целесообраз-
ности проектируемой машины зависит от ее назначения:
в машинах-генераторах и преобразователях энергии главными
являются кпд, экономичность;
в машинах-орудиях — производительность, надежность, степень
автоматизации, в том числе вспомогательных операций;
в металлорежущих станках — производительность, точность об-
работки, диапазон выполняемых операций;
в приборостроении — чувствительность, точность;
в транспортной технике, авиации — расход энергии, топлива,
малая масса, высокий кпд двигателя.
Как правило, общими критериями оценки машин являются
также и прочность, жесткость, износостойкость, теплостойкость,
впброустойчивость, надежность.
Прочность — важнейший критерий работоспособности дета-
лей машин. Детали машин в процессе работы не должны разру-
шаться под действием возникающих в них напряжений. Выбрав
предварительно материал, следует произвести расчет на прочность.
Если результаты расчетов будут неудовлетворительны, то либо уве-
личивают размеры деталей, либо подбирают более прочные мате-
риалы, либо подвергают деталь термической или термохимической
обработке.
Жесткость — способность детали сопротивляться изменению
формы под действием нагрузок. Например, недостаточная жест-
кость нарушает правильную работу зубчатых передач и может
привести к разрушению зубьев.
Износостойкость — важный критерий работоспособности
трущихся деталей машин, связанный с постепенным уменьшением
размеров или изменением формы деталей по поверхности в резуль-
тате трения. Износ деталей снижается с увеличением твердости и
снижением шероховатости трущихся поверхностей и при условии
хорошей смазки.
Теплостойкость. Как известно, работа машины сопровож-
дается выделением теплоты, которое вызывается трением; чрез-
мерное тепловыделение понижает работоспособность деталей и
ухудшает качество работы машины. При необходимости произво-
дят тепловой расчет так, чтобы выделенная теплота была равна
или меньше отводимой.
В и б р о у сто й ч и в о сть — способность конструкции работать
в заданном режиме колебаний. Это особенно важно для современ-
ных быстроходных машин. Практическое значение имеют обычно
низкочастотные колебания, для выявления которых производят не-
обходимые расчеты или. балансировку системы.
Надежность — свойство изделия выполнять в течение задан-
ного времени или заданной наработки на отказ свои функции,, со-
8
храняя свои эксплуатационные показатели. Можно также опреде-
лить надежность как вероятность безотказной работы в течение
заданного срока службы и в определенных условиях. Надежность
изделия обусловливается, таким образом, его безотказностью, дол-
говечностью, ремонтопригодностью и сохраняемостью.
Безотказность — свойство изделия сохранять работоспо-
собность в течение заданной наработки без вынужденных переры-
вов.
Долговечность — свойство изделия сохранять работоспо-
собность до предельного состояния с необходимыми перерывами
для ремонта и технического обслуживания.
Ремонтопригодность— приспособленность изделия к пре-
дупреждению, обнаружению и устранению отказов и неисправно-
стей путем проведения технического обслуживания и ремонта.
Сохраняемость — свойство изделия сохранять требуемые
эксплуатационные показатели после установленного срока хране-
ния и транспортировки.
Важнейшим показателем является технологичность проек-
тируемой машины. Под технологичностью понимают совокупность
признаков, обеспечивающих наиболее экономичное, быстрое и про-
изводительное изготовление изделий с применением прогрессивных
методов обработки при одновременном повышении качества, точ-
ности и взаимозаменяемости частей.
Технологичность зависит от масштаба и типа производства.
Штучное и мелкосерийное производство предъявляет к технологич-
ности одни требования, крупносерийное и массовое производство —
другие. Признаки технологичности специфичны также для деталей
различных методов изготовления.
$ 3. ПОРЯДОК И ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТЬ ПРОЕКТИРОВАНИЯ НОВЫХ МАШИН.
ОБЩИЕ МЕТОДЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
В процессе конструирования машин разрабатываются конст-
рукторские документы, к которым относят графические и текстовые
документы, в совокупности определяющие состав и устройство про-
ектируемого изделия и содержащие данные, необходимые для его
изготовления, контроля, приемки, эксплуатации и ремонта. В зави-
симости от стадий конструирования эти документы подразделяются
на проектные (техническое предложение, эскизный и технический
проект) и рабочие (рабочая документация), предназначенные для
непосредственного изготовления изделий в условиях производства.
Начинающий конструктор должен знать, в какой последователь-
ности разрабатывается конструкторская документация и создается
новая машина (изделие).
Стадии разработки конструкторской документации и этапы вы-
полнения работ установлены СТ СЭВ 208—75:
1-я стадия разработки — техническое задание. Техниче-
ское задание — это документ, который содержит наименование, ос-
новное назначение, технические требования, показатели качества.
9
экономические показатели, предъявляемые к разрабатываемому из-
делию, а также необходимые стадии разработки и специальные
требования «заказчика» к изделию. Технические задания также
дают учащимся на разработку курсовых проектов и дипломных
работ.
2-я стадия разработки — техническое предложение.
Техническое предложение — это совокупность конструкторских до-
кументов, содержащих обоснования (технические и технико-эконо-
мические) целесообразности разработки документации на новое
изделие. При разработке технического предложения выявляют раз-
личные варианты возможных решений; выбирают оптимальный
вариант, служащий основанием для дальнейших стадий разра-
ботки.
3-я стадия разработки — эскизный проект. Эскизный
проект — это совокупность конструкторских документов, которые
содержат принципиальные конструкторские схемные и другие ре-
шения, дающие общее представление об устройстве и принципе
работы новой машины (изделия), а также данные, определяющие
назначение, основные параметры и габаритные размеры разраба-
тываемого изделия. В эскизный проект входит пояснительная
записка с необходимыми таблицами и расчетами, чертежи общих
видов, схемы и др.
4-я стадия разработки — технический проект. Техниче-
ский проект — это совокупность конструкторских документов, со-
держащих окончательное техническое решение, дающее полное
представление об устройстве разрабатываемой машины (изделия).
5-я стадия разработки — рабочая документация' (ра-
бочий проект). Рабочая документация разрабатывается для
изготовления, контроля, эксплуатации и ремонта изделия. Разра-
ботка ведется для изготовления и испытания опытного образца или
опытной партии машин (изделий) с необходимой последующей кор-
ректировкой конструкторских документов по результатам изготов-
ления и эксплуатационных испытаний опытного образца или опыт-
ной партии, установочной партии машин (изделий); массового их
производства.
Значительный эффект при проектировании новых машин дают
унификация и нормализация деталей, узлов и агрегатов.
Унификация может быть внутренней (в пределах данного изде-
лия) и внешней (заимствование изделий с других машин данного
или смежного завода).
Нормализация — регламентирование конструкции и типо-
размеров широко применяемых изделий (деталей, узлов, агрегатов)
с помощью ограничителей, определяющих минимум нормалей,
обязательных для данной отрасли и удовлетворяющих потребности
проектируемого класса машин. Ограничительные отраслевые нор-
мали широко используются, например, для ограничения номенкла-
туры материалов, стандартных изделий и т. д.
Классификация методов создания современных унифицирован-
ных машин весьма многообразна, причем возможно сочетание двух
10
или нескольких методов в одной машине. Главными здесь яв-
ляются: секционирование, конвертирование, метод базового агре-
гата, компаундирование, модифицирование, агрегатирование,
универсализация машин и т. д.
Секционирование —разделение машины на одинаковые
секции и образование производных машин увеличением числа уни-
фицированных секций. Секционированию хорошо поддаются тран-
спортно-подъемные устройства (ленточные, скребковые транспор-
теры). Секционирование здесь сводится к построению каркаса ма-
шины из набора унифицированных секций при использовании
однотипных приводной и натяжной станций и увеличении длины
несущего полотна.
Конвертирование предусматривает использование базо-
вой машины или основных ее элементов для создания агрегатов
одинакового назначения, близких или различных по рабочему про-
цессу. Примером могут служить поршневые двигатели внутреннего
сгорания, переведенные с одного вида топлива на другой, или бен-
зиновые карбюраторные двигатели, конвертируемые в газовые.
Метод базового агрегата основан на применении базо-
вого агрегата, превращаемого в машины различного назначения
присоединением к нему специального, например навесного, обору-
дования. Наибольшее применение метод находит в проектирования
сельскохозяйственных, дорожных, погрузочных и других машин,
где в качестве базового агрегата исполь.зуют тракторное или авто-
мобильное шасси.
Компаундирование — параллельное соединение машин
или агрегатов с целью увеличения общей мощности или произво-
дительности комплекса. Спариваемые агрегаты могут использо-
ваться как независимые агрегаты или быть связаны друг с другом
синхронизирующими или транспортными устройствами. Примером
компаундирования первого типа является парная установка двух
судовых двигателей, работающих на один винт, а также установка
двух двигателей в крыльях самолета.
Модифицирование — улучшение конструкции машины с
целью приспособления ее к новым условиям работы, к обработке
новых видов продукции без изменения основной конструкции. Сюда
входит замена материалов в конструкции для приспособления к
новым климатическим условиям, изменение с этой целью системы
смазки, применение антикоррозионных покрытий.
г р е г а т и р о в а н и е — создание новых машин путем сочета-
ния унифицированных агрегатов, представляющих собой автоном-
ные узлы, устанавливаемые в различном числе и комбинациях на
общей станине. Основные преимущества агрегатирования: сокраще-
ние стоимости, сроков проектирования, упрощение обслуживания и
ремонта, возможность легкой переналадки машин.
Универсализация преследует цели расширения функций
машин, увеличение диапазона выполняемых ими операций, расши-
рение номенклатуры обрабатываемых изделий. Она увеличивает
приспособляемость машин к требованиям производства и повышает
11
коэффициент их использования. В качестве примера можно приве-
сти строгально-фрезерные станки, совмещающие операции фрезе-
рования и строгания, или блюминги-слябинги, рассчитанные на
выпуск заготовок для сортового и листового проката.
Несмотря на все многообразие современных машин, связанное
с их отраслевой спецификой, следует отметить общие правила кон-
струирования, которые могут быть сведены к следующим:
подчинять конструирование задаче получения максимального
экономического эффекта, связанного с полезной отдачей машины
за весь период ее эксплуатации;
максимально увеличивать степень автоматизации, интенсифи-
кации использования машинных агрегатов, повышать качество
выпускаемой или обрабатываемой продукции, обеспечивать сокра-
щение «живого» труда;
увеличивать долговечность и надежность машин, закладывая в
них при проектировании высокие исходные параметры, предусмат-
ривая резервы развития и последовательного совершенствования;
предусматривать возможности создания производных машин с
максимальным использованием конструктивных элементов базовой
модели;
конструировать машины с расчетом на безремонтную эксплуата-
цию и обеспечивать замену восстановительных ремонтов комплек-
тацией машин сменными узлами;
избегать выполнения трущихся поверхностей непосредственно
в корпусных деталях, обеспечивать легкую замену быстро изна-
шиваемых деталей;
последовательно выдерживать принцип агрегативности, конст-
руировать узлы в виде независимых, легкосменных агрегатов, уста-
навливаемых на машину в собранном виде;
исключать подбор и пригонку деталей при сборке, обеспечивать
полную взаимозаменяемость деталей, узлов, сборочных единиц,
исключать операции выверки и регулирования их по месту, преду-
сматривать в конструкции фиксирующие элементы;
обеспечивать высокие прочность и износоустойчивость спосо-
бами, не требующими увеличения массы за счет придания деталям
рациональных форм с наилучшим использованием материала, при-
менением методов упрочнения, термической обработки, покрытий;
особое внимание уделять повышению циклической прочности,
применяя рациональные формы, уменьшать концентрацию напряже-
ний за счет использования в конструкциях деталей галтелей, плав-
ных переходов, фасок, выточек, канавок и т. д.;
придавать конструкциям высокую жесткость за счет применения
пустотелых и коробчатых конструкций, использовать рациональное
расположение опор валов, блокировать возможные деформации
диагональными связями;
делать машины неприхотливыми к уходу, всемерно увеличивать
их эксплуатационную надежность, устранять необходимость перио-
дических регулировок;
12
предусматривать возможность автоматического снятия пере-
напряжения машин в процессе эксплуатации, используя предохра-
нительные устройства, автоматические регуляторы, устройства пре-
дельного момента и т. п.;
исключать при конструировании возможности неправильной
сборки деталей и узлов, нуждающихся в такой координации, обес-
печивать возможность сборки только в нужном положении и на-
правлении;
обеспечивать условия хорошей смазки, возможность непрерыв-
ной подачи ее к трущимся поверхностям, избегать открытых меха-
низмов и передач, заключать механизмы в закрытые корпуса, пре-
дотвращающие проникновение грязи, пыли и влаги;
обеспечивать надежную страховку резьбовых соединений от
самоотвинчивания, широко применять методы стопорения (шплин-
ты, отгибные шайбы и т. д.);
предупреждать коррозию деталей, используя стойкие лакокра-
сочные и гальванические покрытия, изготовляя детали из специаль-
ных материалов и сплавов;
уменьшать массу и стоимость изготовления машин за счет при-
дания конструкциям технологичности, использования вышепере-
численных методов унификации и нормализации, сокращения числа
типоразмеров машин, увеличивать компактность машин за счет
использования рациональных кинематических и силовых схем, уст-
ранения невыгодных видов нагружения, замены изгиба растяже-
нием — сжатием и т. д.;
заменять, где это возможно, механизмы с прямолинейным воз-
вратно-поступательным движением более выгодными механизмами
с вращательным движением;
сокращать объем механической обработки деталей, предусматри-
вать изготовление деталей из заготовок, близких по форме к гото-
вым деталям, всемерно использовать прогрессивные методы обра-
ботки без снятия стружки;
всемерно расширять использование нормализованных деталей
и агрегатов, широко использовать современные отраслевые и ре-
гиональные стандарты, не применять оригинальных деталей там,
где можно обойтись стандартными, нормализованными;
экономить дорогостоящие и дефицитные материалы, применять
их полноценные заменители, предусматривать в чертежах указания
о возможной замене основной номенклатуры материалов;
придавать машинам простые и гладкие формы, современный
внешний вид, улучшать их внешнюю отделку;
обеспечивать безопасность обслуживания, предупреждать воз-
можность появления несчастных случаев, выполнять все экологи-
ческие требования, связанные с охраной окружающей среды;
в машинах-орудиях обеспечивать возможность прокрутки машин
вручную для обеспечения необходимой подрегулировки, в машинах
с приводом от электродвигателя учитывать возможность его не-
правильного включения;
13
постоянно и тщательно изучать опыт эксплуатации машин, обес-
печивать своевременное устранение обнаруженных дефектов, кон-
струкции, корректировку конструкторской документации на основе
опытного производства и эксплуатации, обеспечивать доводку
машин в процессе эксплуатации;
изучать тенденцию развития отрасли, вести перспективное
проектирование, проектировать новые конструкции с помощью ме-
тодов математического моделирования и макетирования, шире ис-
пользовать метод смежных и отдаленных по профилю отраслей
машиностроения и приборостроения.
§ 4. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ЗАГОТОВОК ПРИ КОНСТРУИРОВАНИИ
ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Выбор материалов и заготовок для изготовления деталей ма-
шин является одной из важнейших задач при конструировании.
Для того чтобы правильно решить эту задачу, конструктор должен
знать, какие существуют и применяются в машиностроении мате-
риалы, их свойства, механические характеристики, способы термо-
обработки и химико-термической обработки и механического уп-
рочнения. Все эти сведения изложены в курсе «Конструкционные
материалы».
Материалы
Для изготовления деталей машин применяют металлические и
неметаллические материалы.
На рис. 1 приведена упрощенная классификация применяемых
в машиностроении материалов. Черные металлы являются основ-
ным машиностроительным материалом. Они сравнительно дешевы,
обладают высокой прочностью. Цветные металлы и их сплавы до-
роги, но имеют высокие антифрикционные свойства, хорошо обра-
батываются резанием и устойчивы против коррозии. Неметалличе-
ские материалы во многих случаях заменяют дорогостоящие
металлы и их сплавы. Все большее распространение в машино-
строении получают пластмассы.
Черные металлы. Чугуном называется сплав железа с угле-
родом, содержащий углерода более 2%. В чугуне углерод содер-
жится в свободном состоянии в виде графита (серый чугун) или в
связанном состоянии в виде карбида железа (белый чугун).
Белый чугун обладает высокой твердостью, трудно под-
дается обработке, износоустойчив и теплостоек. Его в основном
используют для получения стали или из него отливают такие де-
тали, как тормозные колодки, и т. п.
Серый чугун является основным литейным машинострои-
тельным материалом, обладающим хорошими литейными свойст-
вами, и хорошо обрабатывается резанием. Его применяют для изго-
товления отливок станин и оснований станков, зубчатых колес,
корпусов, кронштейнов и т. д. Примеры применения серого чугуна
14
и его механические свойства приведены в приложении (см. табл.
П1 *).
Для тонкостенных отливок применяется чугун с повышенным
содержанием фосфора, который придает ему жидкотекучесть. Для
повышения прочности чугуны легируют, т. е. вводят в их состав
никель, хром, кобальт, медь и другие элементы (легированный
чугун), а также модифицируют, т. е. добавляют к ним магний,
алюминий, кальций, кремний (модифицированный чугун).
Из высокопрочного чугуна изготовляют детали, работающие с
ударными и переменными нагрузками (зубчатые колеса, поршне-
вые кольца и т. п.).
Ковкие чугуны получают длительным отжигом белого чу-
гуна, что придает ему некоторую пластичность. Название «ковкий
чугун» условное. Заготовки из ковкого чугуна, как и из серого,
получают отливкой.
Сталь — сплав железа с углеродом, содержащий углерода до
2% (практически 1,2%).
По сравнению с чугуном сталь обладает значительно более вы-
сокими физико-механическими свойствами. Она отличается высокой
прочностью, хорошо обрабатывается резанием, ее можно ковать,
прокатывать, закаливать. Кроме того, сталь в расплавленном со-
стоянии жидкотекуча, из нее изготовляют различные отливки,
* Здесь и далее таблицы, помещенные в приложении, обозначаются буквой
П и цифрой, соответствующей номеру таблицы.
15
которые прочнее чугунных. Поэтому сталь широко применяют во
всех областях народного хозяйства, особенно в машиностроении.
Сталь углеродистая обыкновенного качества
обычно применяется для изготовления фасонного проката общего
назначения: двутавровых балок, швеллеров, уголков, полос, раз*
личного профиля прутков, а также для многих деталей в машино*
строении.
В табл. П2 приведены механические свойства этой стали и при-
меры ее применения.
Сталь углеродистая качественная конструк-
ционная отличается от стали обыкновенного качества точным
процентным содержанием углерода и меньшим содержанием вред-
ных примесей. Применяется для более ответственных деталей.
В табл. П2 приведены механические свойства и примеры примене-
ния этой стали.
Сталь легированная конструкционная приме*
няется главным образом для ответственных деталей. Механиче-
ские характеристики и примеры применения некоторых наиболее
часто применяемых легированных конструкционных сталей приве-
дены в табл. П2.
Цветные металлы и их сплавы. Их широко применяют как кон-
струкционные материалы в машиностроении, авиастроении, элек-
тротехнике и других отраслях промышленности. Наиболее рас-
пространены сплавы на основе меди, алюминия, олова, свинца, маг-
ния, титана.
Чистая медь обладает высокой пластичностью, электро- и
теплопроводностью, коррозионной стойкостью. Из чистой меди из-
готовляют электрические провода и кабели, детали приборов и
электрических машин и т. д. Медь — дорогой металл и по возмож-
ности применение ее надо ограничивать.
Медь хорошо обрабатывается давлением. Примерно 75% меди
расходуется на сплавы с другими металлами — цинком, оловом,
свинцом, алюминием и т. д.
Бронза представляет собой сплав меди с оловом, свинцом,
алюминием, кремнием, марганцем, никелем. Бронзы обладают хо-
рошими литейными, антифрикционными и технологическими свой-
ствами, коррозионной стойкостью, хорошо обрабатываются реза-
нием, Примеры применения бронз и их свойства приведены в
табл. ПЗ.
Латуни — сплав меди с цинком. С увеличением содержания
цинка механические свойства латуни улучшаются. В состав латуни
кроме меди и цинка входят алюминий, марганец, олово, кремний,
железо. В табл. ПЗ приведены механические свойства некоторых
марок латуней, применяемых в машиностроении.
Легкие сплавы — это сплавы с плотностью примерно в два
раза меньшей, чем' у черных металлов, изготовляются на алюми-
ниевой или магниевой основе.
Алюминий обладает хорошей пластичностью, электро- и теп-
лопроводностью, высокой коррозионной стойкостью в пресной воде
16
и в атмосфере. Алюминий используется для изготовления электри-
ческих проводов и различных деталей, получаемых гибкой, вытяж-
кой и штамповкой.
Алюминиевые сплавы делятся на литейные — силумины и де-
формируемые — дуралюмины.
Силумин применяется для отливки сложных деталей. Из силу-
мина изготовляют колеса и детали самолетов и различных прибо-
ров.
Дуралюмин обладает достаточно высокой прочностью, пла-
стичностью и делится на три группы: нормальный; с повышенной
пластичностью и с повышенной прочностью. Из нормального дура-
люмина изготовляют листы, ленты, трубы различного профиля,
проволоку. Из дуралюмина с повышенной пластичностью изготов-
ляют заклепки.
Магниевые сплавы делятся на литейные и деформируе-
мые, они в 1,5 раза легче алюминиевых. Хорошо обрабатываются
резанием.
Легкие сплавы применяют для изготовления поршней быстро-
ходных двигателей, быстровращающихся деталей — шкивов, сепа-
раторов, корпусных деталей самолетов и автомобильных двига-
телей, деталей пишущих и счетных машин. Широко применяют,
особенно в самолетостроении, и титановые сплавы, имеющие
высокие показатели прочности.
Применение точного литья из легких сплавов исключает меха-
ническую обработку многих поверхностей деталей.
Неметаллические материалы. К ним относятся пластмассы, ре-
зиновые и эбонитовые материалы, графитовые и абразивные ма-
териалы, лакокрасочные и клеящие материалы, кожа, асбест,
стекло, керамика, мрамор, древесина, войлок, текстильные, бумаж-
ные, смазочные и другие материалы.
Пластмассы представляют собой группу искусственных ма-
териалов на основе синтетических или природных смол и различных
наполнителей (ткань, бумага, древесный шпон, древесная мука,
текстильные, стеклянные или асбестовые волокна),, способны-х под
влиянием нагрева и давления формироваться в изделия сложной
конфигурации и затем устойчиво сохранять приданную форму.
По характеру наполнителя пластмассы делятся на слоистые (со
слоистым наполнителем), композиционные (наполнители — по-
рошок или волокно) и без наполнителя (литые).
К слоистым пластикам относятся: текстолит, гетинакс, асбесто-
текстолит, древеснослоистые пластики ДСП (дельта-древесина),
стеклотекстолит.
К композиционным пластикам относятся волокнит, органическое
•стекло (плексиглас), винипласт, фторопласт, капрон.
Пластмассы широко применяются в машиностроении. Напри-
мер, стеклопластики применяют для изготовления кузовов автомо-
билей, корпусов лодок и судов и т. д.
Зубчатые колеса в быстроходных малошумных передачах де-
лают из текстолита или капрона, быстровращающиеся детали
17
(диски, сепараторы подшипников качения, лопатки компрессоров) —
из стеклопластиков, текстолита и полимеров. Для изготовления
деталей, работающих на износ (вкладыши тяжелонагруженных
подшипников, накладные направляющие), используют текстолит,
древеснослоистые пластики, фторопласт-4, полиакрилат Д-З. Тор-
мозные детали изготовляют из асбестотекстолита, детали фрик-
ционных передач, ременные шкивы — из текстолита; ремни, канаты,
тросы — из капрона; из капрона изготовляют также крепежные
детали (винты, гайки, шайбы, стопорные кольца). Для электро-
изолирующих деталей (панелей, коллекторов электромашин, изо-
ляций кабелей и проводов) применяют гетинакс, текстолит, поли-
этилен, винипласт, фторопласт-4, стеклотекстолит, стекловолокнит.
Резина — упругий водонепроницаемый изоляционный мате-
риал, имеющий широкое применение в машиностроении. Резину
получают переработкой натурального или синтетического каучука.
Резину применяют для изготовления шин, амортизаторов, упру-
гих элементов муфт, ремней, рукавов, уплотнений электроизоля-
ционных изделий, защитных покрытий.
Эбонит — твердая резина с содержанием серы «40%, широко
применяется в электрорадиопромышленности.
Графит обладает хорошей электропроводностью, высокой
температурной стойкостью (до 3850°С), малым коэффициентом тре-
ния. Применяется графит для электродов, скользящих контактов
электрических машин, огнеупорных изделий и для приготовления
графитовых смазок тяжелонагруженных подшипников скольжения.
Абразивные материалы — это естественные и искусст-
венные твердые вещества, которые применяются для изготовления
шлифующих инструментов (кругов, брусков, шлифовальной шкур-
ки и притирочных порошков). Они характеризуются зернистостью,
связующим веществом, твердостью.
Древесина в машиностроении имеет вспомогательное зна-
чение. Применяются различные породы древесины для упаковки
готовой продукции и для вспомогательных деталей (рукояток, под-
кладок и т. д.).
Лакокрасочные материалы предназначены для предо-
хранения металлических деталей машин от коррозии, а деревян-
ных— от гниения и для придания изделию красивого внешнего
вида, а также для тепло- и электроизоляции и других целей.
В машиностроении широко применяются различные масляные
краски, эмали и шпатлевки.
Клеи могут быть животного или растительного (белкового) и
синтетического происхождения.
Клеи животные — это столярный клей, мездровый, костный,
рыбный, казеиновый, которые применяют для склеивания дерева,
бумаги, текстильных изделий и т. д. Клеи растительные — это кан-
целярский клей, гуммиарабик, декстриновый, крахмальный, кото-
рые применяют для склеивания бумагокартонных изделий. Клей
резиновый — это раствор каучука в бензине, который применяют
для склеивания резины, кожи и тканей.
18
Рекомендуется применять синтетический клей, который позво-
ляет склеивать различные материалы и обладает необходимой
стойкостью. Широкое распространение получили карбинольные
(универсальные) клеи БФ-2, БФ-4, БФ-20, эпоксидные ЭД-5, ЭД-6,
Л-4. Использование этого клея упрощает процесс сборки машин и
их ремонт.
Кожу применяют в машиностроении для изготовления привод-
ных ремней (хребтовая кожа крупного рогатого скота), различных
прокладок, уплотнений, манжет и в качестве обивочного материала.
Виды заготовок
Заготовка — полупродукт, предназначенный для дальнейшей
обработки и получения готового изделия. Заготовки несколько
больше окончательно обработанного изделия на величину припуска
на обработку.
Припуском в металлообработке называется толщина слоя
материала, удаляемого с поверхности заготовки в процессе ее об-
работки резанием. В целях экономии расхода материалов и затрат
на обработку заготовки должны иметь форму, сходную с формой
готовой детали с наименьшим припуском. Например, при изготов-
лении шестигранной гайки надо взять заготовку из шестигранного
прутка соответствующего размера, а не из круглого прутка, чтобы не
вызвать необходимость фрезерования шестигранника с дополни-
тельными затратами металла в стружку и дополнительными затра-
тами рабочего времени.
В зависимости от назначения и конструкции детали машины
заготовки изготовляют:
литьем металлов различными способами: в песчаные -формы, в
кокиль (металлические формы), центробежным, под давлением, по
выплавляемым моделям (прецизионное литье), в оболочковые фор-
мы (корковые), вакуумным всасыванием (для цветных сплавов)
и др.;
обработкой металлов давлением (пластическим деформирова-
нием), ковкой, штамповкой (горячей и холодной), прессованием
(выдавливанием), прокаткой, волочением. К этой группе также
относятся новые прогрессивные методы — накатка зубьев шестерен,
накатка резьбы, периодический прокат и др.;
литьем из пластмасс;
штамповкой пластмасс.
При проектировании сложного корпуса машины выбирают
литую заготовку из чугуна или стали в зависимости от требова-
ний к прочности. Если необходимо снизить массу изделия, то от-
ливку выполняют из легких сплавов.
Поектирование литых деталей требует выполнения ряда техно-
логических требований: литейные уклоны (для возможности выемки
модели из песчаной формы), радиусы закруглений и переходов
(для лучшего заполнения расплавленным металлом), правильный
выбор толщины стенок (для равномерного остывания металла и
19
уменьшения-внутренних напряжений) и др. Если будет допущена
большая разница в толщине сопрягаемых стенок, то более тонкие
стенки быстро остынут (а следовательно, уменьшатся в объеме),
деталь покоробится, создадутся большие внутренние напряжения и,
как следствие, трещины в готовой детали. При
отсутствии радиусов переходов (или их малой
величины) или скруглений металл плохо запол-
нит формы, может получиться бракованное изде-
лие.
Некоторые рекомендации по проектированию
литых деталей будут приведены в гл. VI.
На рис. 2 показана заготовка зубчатого коле-
са, полученная методом свободной ковки. Тонки-
ми линиями на заготовке показаны контуры ко-
леса, которые будут получены обработкой заго-
товки на металлорежущих станках.
При выборе вида заготовки нужно учитывать
технические требования, предъявляемые к дета-
ли. Например, сложность ее формы, точность
размеров, условия прочности, а в определенных
случаях антикоррозионность, жаростойкость, из-
носоустойчивость и т. д.
Форма и способ получения заготовки, а так-
же дальнейшая обработка ее во многом зависят
от конструкции детали. Поэтому очень важно
при конструировании кроме эксплуатационных
требований учитывать и технологичность (воз-
можность изготовления простейшими средства-
ми) детали. Выбор вида заготовки в значитель-
ной мере зависит от заданной партии выпуска этих изделий. На-
пример, отливки широко применяются при серийном и массовом
производстве, а при изготовлении штучных изделий вместо дорого-
стоящей подготовки производства для отливки детали нередко при-
меняют сварную конструкцию.
Изменение механических характеристик материалов
Конструктор должен не только выбрать определенную марку
стали или другого материала, но и принять необходимое решение
по выбору нужного для данной конкретной детали (или ее части)
при заданных условиях работы метода обработки, повышающего
прочность, работоспособность и долговечность проектируемой де-
тали.
Для повышения механических и других свойств стали и различ-
ных металлических сплавов широко применяют термическую об-
работку; химико-термическую обработку; механическое упрочнение.
Для этого конструктор должен правильно ориентироваться в
выборе дополнительных обработок для подобранного им мате-
риала,
20
1. Основными видами термиче.ской обработки являются:
отжиг, проводимый для уменьшения остаточных напряжений
в деталях машин, получаемых отливкой или обработкой давлением
или газовой сваркой, а также для понижения твердости и улучше-
ния обрабатываемости;
нормализация как разновидность термической обработки,
применяется для улучшения механических свойств и обрабатывае-
мости резанием;
закалка, повышающая прочность и износоустойчивость детали
машин; закалка может быть общей (объемной) или только поверх-
ностной;
отпуск для снижения остаточных напряжений, а также для
повышения вязкости закаленных деталей машин;
улучшение состоит из двух операций — закалки и высоко-
температурного отпуска, применяется для повышения прочности
деталей машин при сохранении или повышении их вязкости.
2. Химико-термическая обработка заключается в
насыщении поверхностного слоя детали машин: углеродом (цемен-
тация) с последующей закалкой или углеродом и азотом (циани-
рование), или азотом (азотирование). Насыщенный поверхностный
слой после закалки дает высокую поверхностную прочность при
вязкой, воспринимающей ударные нагрузки сердцевине.
3. Механическое упрочнение заключается в наклепы-
вании поверхностных слоев металла- деталей машин, следствием
чего является уплотнение и упрочнение этих слоев.
Наклепывание поверхностей деталей производят различными
способами: накаткой гладкими роликами, дробеструйной обработ-
кой (поверхностный наклеп) и др.
$ 5. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ОСОБЕННОСТИ ПРИ КОНСТРУИРОВАНИИ
ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Конструкция детали в значительной мере определяется техно-
логией ее изготовления, которая предварительно продумывается
конструктором еше на этапе предварительной компоновки механиз-
мов и затем уточняется при разработке рабочих чертежей. Знание
технологических возможностей современных машиностроения и
приборостроения является для грамотного конструктора обяза-
тельным.
. Незначительное изменение формы детали может привести к зна-
чительному упрощению и удешевлению ее изготовления. Например,
при проектировании стойки (станины), на которой следует монти-
ровать несколько Деталей или сборочных единиц на разной высоте,
может быть два решения: отфрезеровать приливы (бобышки) на
разных уровнях (рис. 3, а), что технологически сложнее и дороже;
обработать все приливы на уровне меньшего
(рис. 3, б), значительно упростив обработку. Необходимую раз-
ность уровней при монтаже можно компенсировать прокладками.
Если необходимо просверлить сквозное отверстие на криволиней-
21
ной стенке литой детали, необходимо, чтобы на «входе» (рис? 4, а)
и «выходе» сверла (рис. 4, б) поверхность была перпен-
дикулярна оси сверла, следовательно, в этом месте необ-
Рис. 4
ходимо предусмотреть
прилив или выемку. При
этом необходимо, чтобы
базовая плоскость,
на которой лежит деталь,
при ее сверлении была
перпендикул я р н а
направлению усилия по-
дачи сверла (рис. 4, в).
При отливке деталей
можно получить отвер-
стия диаметром не ме-
нее 20 мм; меньшие же
отверстия приходится про-
сверливать (рис. 5, а).
Для ускорения сверления
отверстий необходимо в конструкции предусматривать рабо-
чие пояски (рис. 5, б, в).
На рис. 5, г показана технологически неправильная конструк-
ция, так как прямой переход механически обработан-
ной поверхности в необработанную фактически
невыполним. Правильные конструкции расточенного отверстия
22
со вставленной втулкой показаны на рис. 5, д, е, конструкция е
несколько сложнее для отливки, но зато не ослабляется стенка, как
при конструкции д.
При разработке чертежей сборочных единиц следует избе-
гать сопряжений деталей одновременно по не-
Рис. 6
скольким поверхностям
(рис. 6, а, в). Сопрягать детали сле-
дует только по одной посадочной
поверхности, предусматривая зазо-
ры h между остальными поверхно-
стями (рис. 6,6, г или 6), достаточ-
ные для того, чтобы исключить их
соприкосновение при всех возмож-
ных неточностях изготовления, воз-
можных упругих деформациях, теп-
ловых расширениях системы или
при сжатии уплотняющих прокла-
док.
Следует отметить, что грубые
ошибки, подобные приведенным на
рис. 6, а, в, допускают только не-
опытные конструкторы. Чаще мож-
но встретить ошибки конструирова-
ния, связанные с необходимостью из-
лишней подгонки деталей при
их сочленении, сложности центрирования и т. д. Как например, под-
гонка призматической закладной шпонки к шпоночной канавке ва-
ла по всему контуру шпонки (рис. 6, е) намного осложняет сборку
и производство. Правильнее подгонять шпонку только
по ее рабочим боковым граням, оставляя зазор по
23
Рис. 8
закругленным торцам шпонки и между верхней плоскостью шпон-
ки и плоскостью паза в насаживаемой детали (рис. 6,ж).
Большое значение при конструировании играет правильная
осевая фиксация деталей. Желательно детали фиксиро-
вать в осевом направлении только в одной точке, предусматривая
возможность самоустановки детали по ее длине. Если, например,
палец зафиксирован стопорными винтами в двух опорах (рис. 7, а),
то при тепловом расширении возможное изменение размеров по
длине вызовет появление излишних напряжений. В правильной
конструкции (рис. 7, б) закреплен только один конец пальца; про-
тивоположный конец будет перемещаться в опоре, компенсируя воз-
можное удлинение пальца.
На рис. 8, а в зубчатой шевронной передаче колеса ошибочно
зафиксированы дважды — самим шевронным зубом и упором в
торцы подшипников скольжения. При этом добиться совпадения
фиксирующих баз практически невозможно.
Допущенную конструктивную ошибку можно исправить, пре-
дусмотрев зазоры S, допускающие самоустановку одной из пар
шевронных колес непосредственно по зубу (рис. 8, б).
Необходимо предусматривать запасы в исполнении ли-
нейных размеров на посадочных поверхностях. Разберем
характерный случай установки вала на подшипниках качения в
литом корпусе (рис. 9, а, б).
В конструкции а осевые размеры, определяющие взаимное по-
ложение вала, подшипников качения и корпуса, определены по
номинальным линейным размерам подшипника. В конструкции б
более удачно предусмотрены запасы: т— на посадочной поверх-
ности корпуса под правый плавающий подшипник; h — на посадоч-
ной поверхности корпуса относительно фиксирующих стопорных
колец; п — на посадочной поверхности вала под плавающий под-
шипник. Отметим здесь, что величину запасов устанавливают рас-
четом размерных цепей и возможных тепловых деформаций си-
стемы. Наибольшие запасы следует предусматривать на участках
с черными литыми поверхностями, где колебания размеров особен-
но велики (для отливок, средних размеров и средней точности
литья запасы составляют 3...4 мм).
Контрольные вопросы
1. Каким основным критериям работоспособности и надежности должны от-
вечать детали машин?
2. Дайте объяснение понятий «техническое задание», «техническое предло-
жение», «эскизный, технический и рабочий проекты».
3. Какие три основные группы материалов применяют при проектировании
новых машин?
4. Что влияет на выбор материала?
5. Что такое заготовка и какие виды заготовок применяют в машинострое-
нии? Что влияет на выбор заготовки?
6. Как можно увеличить долговечность детали при определенной выбранной
марке стали?
7. Поясните, что такое технологичность и как достигается технологичность
изготовляемой детали.
25
8. Что дает стандартизация в машиностроении?
9. Какие основные критерии входят в понятие надежности изделий?
10. Какие основные методы фиксации деталей используются в машинострое-
нии?
11. Приведите примеры учета технологических особенностей при конструиро-
вании деталей машин.
12. Каковы общие правила конструирования современных машин?
13. Как используются в современных машинах средства микропроцессорной
техники}
ГЛАВА II
ПОРЯДОК РАСЧЕТА НА ПРОЧНОСТЬ
§ 6. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ О НАПРЯЖЕНИЯХ
Как известно из курса «Сопротивление материалов», напряже-
ния, характеризующие интенсивность действия внутренних сил, оп-
ределяются, например, для растяжения — сжатия силой, приходя-
щейся на единицу площади.
В зависимости от направления действия внутренних сил разли-
чают нормальные и касательные напряжения. Нор-
мальные напряжения обозначаются греческой буквой о (сигма), а
касательные — буквой т (тау).
В процессе расчета деталей машин различают рабочие, предель-
ные и допускаемые напряжения.
1. Рабочие, или действительные, напряжения — это такие на-
пряжения, которые испытывает деталь в процессе работы. Напри-
мер, на стальном прутке круглого сечения диаметром d=10 мм под-
вешен груз Р= 10 000 Н. Следовательно, рабочее напряжение в
прутке
^=Р1Г=Р1(Я сР/4)=4Р/(лсР}=4-10000/(л • 102)= 127,3 МПа,
где Р — растягивающая сила, Н; F — площадь поперечного сечения,
мм2.
2. Предельными называются напряжения, возникающие
в процессе механических испытаний специальных образцов различ-
ных материалов. Предельные напряжения — это напряжения, при
которых появляются признаки хрупкого разрушения или существен-
ные пластические деформации материала, предшествующие разру-
шению испытуемого образца.
К предельным напряжениям относятся следующие напряжения:
пределы текучести материала при растяжении от и срезе
тт; пределы прочности (или временное сопротивление раз-
рыву) при растяжении <тв, срезе или кручении тв; пределы вы-
носливости, определенные при знакопеременном изгибе о_i или
кручении т-I образца.
Какую из механических характеристик материала детали при-
нять при расчетах в качестве предельного напряжения, зависит как
26
от свойств материала (пластичный-или хрупкий), вида деформации
(растяжение, сжатие, кручение, срез), так и от характера измене-
ния напряжения во времени.
Рассмотрим три характерных случая изменения напряжения в
зависимости от времени.
Постоянный (статический) цикл напряжений; при действии
на деталь статических нагрузок в ней возникают постоянные на-
пряжения. Например, на крюк подвешивают груз, напряжение в
Рис. 10
крюке возрастает от нуля до определенного значения и остается
постоянным (рис. 10, а).
Отнулевой (пульсирующий) цикл; напряжения в этом случае
изменяются периодически от нуля до максимума, от максимума до
нуля и т. д.
Рассмотрим, например, механизм, у которого рычаг одним кон-
цом опирается на эксцентрик, а вторым — на пружину. При враще-
нии эксцентрика рычаг будет совершать колебательное движение,
при этом пружина сжимается и разжимается, а рычаг будет испы-
тывать напряжения изгиба, изменяющиеся по пульсирующему цик-
лу (рис. 10, б).
Симметричный цикл; в этом случае напряжения изменя-
ются от нуля до максимума, затем от максимума до нуля, от нуля
до минимума и т. д. (рис. 10, в). Примером возникновения такого
напряжения может служить шейка вагонной оси во время враще-
ния колеса. При переменных напряжениях такого рода предель-
ным напряжением будет предел выносливости o-i при изгибе. Рас-
четные размеры детали при одинаковых максимальных напряже-
ниях, но разных циклах напряжения (статический, пульсирующий
или симметричный) будут соответственно возрастать.
27
В приложении табл. Ш, П2, ПЗ и в справочной литературе при-
ведены механические характеристики (ов, От) различных материа-
лов, применяемых в машиностроении.
3. Допускаемые напряжения применяются при расчете де-
талей машин на прочность. Выбор допускаемых напряжений пред-
ставляет ответственную и сложную задачу, правильное решение ко-
торой в значительной степени определяет возможность получения
при проектировании надежных и в то же время легких и экономич-
ных конструкций.
Существует два основных метода выбора допускаемых напря-
жений:
табличный, когда специализированные по отраслям маши-
ностроения таблицы выбора допускаемых напряжений составляют-
ся научно-исследовательскими институтами и крупными заводами
на основании длительных испытаний, а также учета статистических
данных эксплуатации больших партий машин и механизмов;
дифференциальный метод, позволяющий наиболее
полно учесть все факторы, влияющие на величину допускаемых на-
пряжений.
Мы ограничимся здесь приведением основ определения допуска-
емых напряжений дифференциальным методом.
Допускаемое напряжение в общем виде равно предельному на:
пряжению, деленному на коэффициент запаса прочности и в отли-
чие от действительных напряжений обозначается буквой в квадрат-
ных скобках — нормальные [о] и касательные [т]:
Н=*прел/« ИЛИ [Т] = 'Спред/«>
где п — коэффициент запаса прочности, который можно прибли-
женно определить, как произведение трех частных коэффициентов
запаса прочности: « = «1«2п3, где П\—коэффициент, зависящий от
точности производимого метода расчета или точности определения
действующих нагрузок, точности расчетной схемы и т. п.; при срав-
нительно точном методе расчета «1 = 1 ... 1,5, при менее точном ме-
тоде расчета «1=2...3; п2— коэффициент, зависящий от степени
пластичности материала, которая определяется отношением сгт/ов.
Значения «2 для различных материалов можно определить
по табл. 1.
Таблица 1
(Тт/Пв 0,45. .0,55 0,55...0,70 0,70...0,90
1,2.. 1,5 1,4...1,8 1,7...2,2
«з—коэффициент дополнительного запаса прочности для ответ-
ственных деталей. В зависимости от степени ответственности п3=
= 1,1... 2,5 и более.
28
Определение допускаемых напряжений зависит от характера из-
менения напряжений во времени и свойств материала (пластичный
или хрупкий).
Приведенный выше дифференциальный метод применяют, на-
пример, при расчетах клинового соединения, винтового домкрата
и др. При расчете зубчатых передач широко используют возможно-
сти этого метода для получения наиболее .точных результатов рас-
чета.
$ 7. ПОНЯТИЕ О КОНТАКТНОЙ ПРОЧНОСТИ
Работоспособность многих деталей машин ограничивается из-за
недостаточной прочности рабочих поверхностей, по которым проис-
ходит контакт двух деталей. Под действием нагрузок, прижимаю-
щих эти детали, возникают местные на-
пряжения и деформации, называемые
контактными. Они возникают при
малых размерах площадки касания по
сравнению с размерами деталей (сжатие
двух шаров, шара и плоскости, двух ци-
линдров). Когда размеры площадки ка-
сания сравнительно велики, то принято
называть напряжения, возникающие на Л
этих площадках, напряжением сжатия i
или удельны м давлением. !
Для деталей, в поверхностных слоях
которых возникают контактные напряже-
ния (например, фрикционные катки, зуб-
чатые колеса, подшипники качения)', ре-
шающую роль играет не общая (объем-
ная) прочность, а прочность рабочих по-
верхностей — контактная проч-
ность.
Рассмотрим пример сжатия двух цилиндров с параллельными
осями (рис. 11). До приложения удельной нагрузки q цилиндры со-
прикасались по линии. Под нагрузкой линейный контакт переходит
в контакт по узкой площадке. При этом точки максимальных кон-
тактных напряжений он располагаются.на продольной оси симмет-
рии контактной площадки. Величина этих напряжений вычисляется
по формуле Г. Герца (при применении материала с коэффициентом
Пуассона ц = 0,3): _______
«я=0,418 К? Епр/рпр.
Максимальные касательные напряжения, действующие в зоне
контакта,
тя=0,3 ая=0,125 У^^пр/Рпр.
Здесь q — нагрузка на единицу длины контакта, £пр — приведенный
модуль упругости, £,Пр=2Д1Е2/(Д1+^2), где Е\ и Е2— модули упру-
29
гости первого рода материалов цилиндров, рпр—приведенный ра-
диус кривизны l/pnp=(l//?i)±(l//?2), где Ri и R2 — радиусы ци-
линдров; знак минус применяется в случае, когда поверхность од-
ного из цилиндров вогнутая.
Расчет на контактную прочность ведут по напряжению он, со-
поставляя его с установленным на основании опытных данных до-
пускаемым напряжением [о]н. Условие прочности будет сгн^[о]н.
Если величина контактных напряжений будет больше допустимой
он>[о]н, то на поверхности деталей появляются вмятины, бороз-
ды, трещины и мелкие раковины, что недопустимо.
Подобные повреждения наблюдаются в фрикционных, зубчатых,
червячных и цепных передачах, а также подшипниках качения. Бо-
лее подробно о контактной прочности изложено в курсе «Сопротив-
ление материалов».
$ 8. ПРОВЕРОЧНЫЙ И ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТЫ
Различают два вида расчетов, выполняемых конструкторами,
я именно: проверочный и проектный.
Проверочный расчет выполняют в тех случаях, когда не-
обходимо определить прочность существующей или проектируемой
детали, размеры которой известны.
Этот расчет производят, например, для растяжения — сжатия
последующей формуле:
z = PfF [а],
где в общем виде действительные или рабочие напряжения равны
силовому фактору, деленному на геометрический фактор, и должны
быть меньше или равны допускаемым напряжениям. Чем ближе
будет действительное напряжение к допускаемому, тем лучше будет
использован материал детали.
В некоторых ответственных случаях при выполнении провероч-
ного расчета требуется определить действительный запас прочно-
сти (выносливости), зная величину, амплитуды оа симметричного
цикла напряжений. При этом, как правило, известны материал де-
тали и его механические характеристики о-i и т-ь Такой метод рас-
чета используется при проверке прочности уже спроектированных
конструкций, размеры деталей которой и условия работы известны.
При таком напряженном состоянии при любых циклах изменения
напряжений действительный коэффициент запаса прочности опре-
деляется по среднеквадратичному значению:
где По — запас усталостной прочности по изгибу; пх — запас устало-
стной прочности по кручению (см. § 17).
Пределы выносливости при симметричном цикле изменения на-
пряжений можно определить по формулам: при растяжении или
сжатии — а_1Р=0,35ав; при изгибе — см = 0,43 ов; при кручении —
т-1 = 0,25 ав.
30
Проектный расчет производят в тех случаях, когда необходи-
мо получить размеры, обеспечивающие прочность проектируемой
детали.
Этот расчет, например, для растяжения —сжатия проводится по
следующей основной формуле:
р — внутренний силовой фактор (растягивающая или сжимаю-
щая сила, изгибающий или крутящий момент), F — геометрический
фактор (площадь .поперечного сечения, момент сопротивления се-
чения изгибу или кручению).
Рис. 12
В дальнейшем все расчеты будут выполняться по этим основным
формулам. Рассмотрим практическое применение этих формул.
Пример проектного расчета. Найти оптимальные размеры в опасном сече-
нии (А—Л) рычага предохранительного клапана парового котла, изображен-
ного на рис. 12, если 7 = 300 мм, а груз Р = 200 Н.
Решение. 1. Как видно из рис. 12, в сечении рычага необходимо опреде-
лить три размера. Для облегчения задачи конструктивно задаемся соотношени-
ем размеров сечения, выражая их как часть размера Ь; принимаем a = 1/4bf d =
= 0,46.
2. Определяем момент сопротивления сечения изгибу, так как сечение будет под-
вергаться действию изгибающего момента.
Из курса «Сопротивление материалов» известно, что момент сопротивления
изгибу прямоугольного сечения Wn — a-b2l6, где b — высота; а — ширина
Аналогично, для прямоугольного сечения, ослабленного отверстием, момент
сопротивления сечения изгибу будет И7п = а(62—d2)/6.
Подставляя принятые значения а и d, получим
Ги = a (№—d2)/6 = b[№— (0,4 ^)2]/4• 6 = 0,035 Ь\
3. Выбираем материал для изготовления рычага по табл. П2. Принимаем сталь
30; ов = 500 МПа, пт = 300 МПа.
4. Определяем допускаемое напряжение изгиба для стали 30, принимаем Н! = 1Г
так как приложенное усилие и расчетная схема ясны из рисунка; п2 зависит от
пластичности материала.
31
По табл. 1 находим п2=1,б. Учитывая, что рычаг предохранительного кла-
пана— ответственная деталь, принимаем пз=1,25, поэтому [а]и = Пт/(и1Л2пз) =
= 300/(1 • 1,6-1,25) = 150 МПа.
5. По основной проектной формуле определяем размер Ь, где силовым фактором
является изгибающий момент Л4 = Р-/=200;300=60 ООО Н-мм. Геометрическим
фактором будет ,№и = 0,035b3.
Проектная формула будет иметь следующий вид: ^и=М/[о]о; 0,035b3=
= 60 000/150, откуда определяем размер Ь= уЛ60000/(0,035-150) — 23 мм. Кон-
структивно .увеличиваем размер до ближайшего стандартного размера (см.
табл. П9) Ь = 24 мм. Из ранее принятых соотношений размеров находим а =
= i/4b = V4-24 = 6 мм; d=0,4b = 0,4-24 = 9,6 мм.
Конструктивно увеличиваем d до стандартного размера d=10 мм (см. табл. П9).
Это увеличение отверстия не о.слабит рычаг, так как мы увеличили d на 0,4 мм,
а размер b — на 1,0 мм.
Ответ: а = 6 мм; b = 24 мм; б/=10 мм.
Контрольные вопросы
1. Дайте определения рабочих, предельных и допускаемых напряжений.
2 Что такое контактные напряжения? При работе каких деталей они возни-
кают?
3. Каких два основных вида расчета могут выполняться конструктором и по
каким расчетным формулам? Каковы области их использования?
4. В чем преимущества проверочного расчета по коэффициентам запасов
прочности?
ГЛАВА III
СОЕДИНЕНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
§ 9. КЛАССИФИКАЦИЯ, НАЗНАЧЕНИЕ И ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ
РАЗЛИЧНЫХ ВИДОВ СОЕДИНЕНИЙ
Соединения деталей бывают подвижными и неподвижными. При-
мером подвижного соединения может быть соединение вала с под-
шипником скольжения или суппорта токарного станка со станиной;
примером неподвижного соединения — крышка подшипника с кор-
пусом и т. д. В машиностроении принято термин «соединение» отно-
сить только к неподвижным соединениям деталей машин. В зависи-
мости от технологических и эксплуатационных требований соедине-
ния бывают неразъемными и разъемными.
Неразъемные соединения характеризуются тем, что их нель-
зя разобрать без повреждения соединяемых элементов. К таким
соединениям относятся заклепочные и сварные соединения, соеди-
нения пайкой и склеиванием и соединения за счет гарантированно-
го натяга.
Разъемные соединения характеризуются тем, что их можно
многократно собирать и разбирать без повреждения соединяющих
или соединяемых элементов. К ним-относятся клеммовые, штифто-
вые, шпоночные, шлицевые и резьбовые соединения.
Соединения с гарантированным натягом, т. е. такие, в которых
до сборки размер «отверстия» меньше размера «вала», и сббирае-
32
мые с помощью запрессовки, занимают промежуточное положение
между разъемными и неразъемными соединениями. Они могут быть
разобраны (выпрессованы), но при этом сопрягаемые поверхности
оказываются поврежденными и при повторной сборке надежность
соединения снижается. Соединения, собираемые за счет нагрева
«отверстия» и охлаждения «вала», не разбираются.
Выбор вида соединения определяется назначением данной кон-
струкции и экономическими соображениями.
$ 10. ЗАКЛЕПОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Общие понятия. Преимуществами заклепочных соединений явля-
ются большая стабильность и возможность простого и надежного
контроля качества соединения. Заклепочные соединения применяют
Рис. 13
в особо ответственных соединениях (с большими нагрузками); в со-
единениях, непосредственно воспринимающих большие вибрацион-
ные нагрузки; в соединениях, где недопустима сварка (нагрев)
из-за опасности отпуска термообработанных деталей или коробле-
ния точных деталей; для соединения несвариваемых материалов.
В последнее время заклепочные соединения все более вытесняются
сварными из-за большого расхода металла, большой трудоемкости
изготовления, ослабления соединяемых деталей отверстием под за-
клепки и т. д.
Заклепки. Заклепк’а представляет собой круглый' стержень, ко-
торый имеет с одной стороны головку, называемую закладной. Вто-
рая головка — замыкающая — образуется в процессе клепки. Кон-
струкции заклепок разнообразны в зависимости от назначения.
Стандартом предусмотрены основные типы заклепок. Чаще всего
применяют заклепки (рис. 13, а, б, в) с полукруглой головкой, с по-
тайной головкой и полупотайной головкой. Они имеют диаметр от
1 до 36 мм.
2-1020
33
Заклепки одного и того же диаметра бывают разной длины. За-
клепки с потайной головкой применяют в тех случаях, когда полу-
круглая головка будет мешать работе соединения, например креп-
ление накладок к дискам сцепления, колодкам тормозов. Полупо-
тайная заклепка более прочная, чем потайная.
Материал заклепок должен быть пластичным, чтобы можно бы-
ло формовать замыкающую головку, и однородным с материалом
соединяемых элементов во избежание электрохимической коррозии.
Рис. 14
Рис. 15
Заклепки обычно изготовляют из стали марок Ст2, СтЗ, Юкп, 20 кп
и в некоторых случаях из легированной стали 09Г2 или Х18Н9Т
(нержавеющая сталь). Поверхности заклепок могут иметь специ-
альные покрытия (цинкование, кадмирование и др.).
Для соединения деталей -из цветных металлов или неметалличе-
ских материалов (накладки из асбестового материала к тормозным
колодкам или фрикционным муфтам) применяют заклепки из цвет-
ных сплавов Л 62, М3, АД1, Д18П.
Кроме указанных на рис. 13 заклепок применяют и специальные
заклепки. Например, в тех случаях, когда нет доступа к зоне раз-
мещения замыкающей головки, применяют так называемые взрыв-
ные заклепки (рис. 14, а), заключающие в себе взрывчатое вещест-
во. Замыкающая головка у таких заклепок образуется в результате
взрыва от нагрева заклепки (рис. 14,6).
Для соединения деталей, не требующих высокой плотности и
прочности, применяют трубчатые заклепки (рис. 14, в), а для соеди-
нения Легко деформируемых материалов (кожи, ткани, пластмас-
сы)— трубчатые заклепки-пистоны (рис. 14, г).
В соединяемых деталях отверстия под стержень заклепки де-
лают пробивкой или сверлением. Получение продавленных отвер-
стий дешевле, но при этом в зоне отверстия получается наклеп, ос-
лабляющий соединение. Диаметр отверстия должен быть больше
34
стержня заклепки на 0,5... 1,0 мм. В результате клепки стержень
заклепки осаживается и плотно заполняет отверстие.
При склепывании совмещают соединяемые детали так, чтобы
совпадали оси отверстий, вставляют снизу заклепку; свободный ко-
нец ее должен иметь длину 1\, необходимую для получения замы-
кающей головки (рис. 15). Головку заклепки подпирают снизу
поддержкой с выточкой по форме головки. Свободный конец осажи-
вают через оправку обжимной машиной или ударами молотка.
В результате с обоих сторон соединенных листов образуются две
одинаковые головки, стягивающие между собой листы. Стальные
заклепки диаметром до 8... 10 мм расклепывают в холодном состоя-
нии, при больших диаметрах расклепываемый конец стержня за-
клепок рекомендуется нагревать до светло-красного цвета
(-1000... 1100° С).
Заклепки, установленные в горячем состоянии, дают более плот-
ное соединение, так как после клепки они остывают, линейные их
размеры уменьшаются и они сильнее стягивают соединяемые эле-
менты.
Классификация швов. По назначению швы делятся на две
группы:
прочные, обеспечивающие необходимую прочность конструк-
ции. Сюда относятся заклепочные соединения мостов и различных
профилей стальных конструкций различных сооружений, подъем-
но-транспортных устройств, различных рам, кронштейнов и др.;
прочноплотные, обеспечивающие не только необходимую
прочность, но и герметичность. Для получения большей герметич-
ности торец листа делается со скосом 15... 20° и подвергается че-
канке— осадке металла вдоль шва и по окружности головок за-
клепок специальным инструментом — чеканом (рис. 16).
Применяются такие швы для различных газосборников, паро-
вых котлов и других аппаратов, работающих при внутреннем дав-
лении больше атмосферного.
По конструктивным признакам швы делятся:
по расположению соединяемых листов; соедине-
ние листов может быть внахлест (рис. 17, а), стыковым с одной на-
кладкой (рис. 17,6) и стыковым с двумя накладками (рис. 17, а).
При разрушении шва, показанного на рис. 17 а, б, заклепки сре-
жутся по одной плоскости, а в шве, показанном на рис. 17, в, по
двум плоскостям. Поэтому первые два шва будем называть одно-
срезными, а вторые — двухсрезными:
по расположению заклепок в шве: однорядные
(рис. 18, о), двухрядные (рис. 18,6), трехрядные (рис. 18, в), в ря-
довом (рис. 18,6) или шахматном порядке (рис. 18, в).
Расчет прочного заклепочного шва. Заклепки рассчитывают на
срез и смятие, а соединяемые полосы — на растяжение и срез (или
выкалывание) заклепками.
Предполагаем, что усилие, передаваемое заклепочным соеди-
нением, распределяется равномерно между всеми заклепками, на-
пряжения среза расположены по поперечным сечениям заклепок
2* 35
Рис. 18
Рис. 20
равномерно и напряжение смятия нормально к цилиндрической по-
верхности контакта заклепки и отверстия листа.
Расчет односрезного прочного нахлестного шва. На рис. 19 и 20
приняты следующие обозначения: б и 61—толщина листов (при-
нимаем, что 6 = di), мм; b — ширина листа, мм; d — диаметр за-
клепки, мм; t — шаг заклепок (расстояние между центрами двух
соседних заклепок вдоль кромки шва), мм; е—расстояние центра
заклепки от края листа, мм; I — количество заклепок.
Дано: Ь, бь б, Р. Определить: d, t, i, е.
1. Конструктивно выбираем диаметр и шаг заклепок. Обычно при-
нимают d«26; t^a (3... 6)d.
2. Определяем количество заклепок из условия прочности на срез:
Tcp=P/i(nc(2/4) ^[т]ср, откуда i=4P/(jtd2[T]Cp).
Допускаемое напряжение среза заклепок [т]Ср определяем по
табл. 2.
Таблица 2
Элемент шва Вид деформации и напряжения Способ изготовления отверстия Допускаемые напряжения. МПа
Ст2, Юкп СтЗ, 20кп
Склепываемые де- гали конструкции Растяжение [о]р —- 140 160
Срез [т]Ср — 90 100
Заклепки Срез [т]Ср Продавливание 100 100
Сверление 140 140
Смятие [о] см Продавливание 240 280
Сверление 280 320
3. Проверяем заклепки на смятие внутренней поверхностью отвер-
стия листа. Напряжение смятия на одну заклепку Осм=^/(1^6)
<[а]см-
Допускаемое напряжение на смятие [о]См — по табл. 2.
4. Проверка листа на растяжение в месте, ослабленном отверстия-
ми под заклепки, при шаге заклепок t <jv=PI(t—d)б^[сг]р.
Допускаемое напряжение [а]р для листа определяем по табл. 2.
5. Определяем расстояние заклепок от края листа из условия проч-
ности листа на срез. Каждая заклепка сделает два среза по плоско-
стям т—п и mi—п\ (рис. 19): тср=/’/(»2еб)^[т]Ср.
Допускаемое напряжение на срез листа [т]Ср — по табл. 2.
37
Пример проверочного расчета прочного заклепочного шва. Две полосы се-
чением 180X10 мм соединены семью заклепками d=20 мм. Проверить проч-
ность заклепочного соединения под статическую растягивающую нагрузку Р =
5=150 кН, если материал полос СтЗ, а материал заклепок Ст2 (рис. 21).
Решение. 1. Определяем допускаемые напряжения для заклепок и полос
по табл. 2: [о]Р= 160 МПа; [т] ср = 100 МПа; [о]см = 240 МПа.
2. Определяем рабочие напря-
жения:
заклепки на срез тСр =
= P/i(nd2/4) = 150000-4/7-л X
Х202 = 68,2 МПа<[т]Ср =
= 100 МПа;
заклепки на смятие оСм =
= P/(idd) = 150 000/(7-10 X
Х20) = 107,1 МПа<[а]см =
, = 240 МПа;
на растяжение нижней по-
лосы в сечении А—А, ослаблен-
ном заклепками: о рА_А =
= Р/ (b—2d) -6=150 000/ (180—
—2-20) • 10= 107,14 МПа<
< [о]р = 160 МПа.
Напряжение в сечении Б—
Б будет меньшим, поскольку
часть нагрузки первый ряд за-
клепок принимает на себя.
Как видно из проведенного проверочного расчета, действительные (рабочйе)
напряжения меньше допускаемых, следовательно, соединение будет прочным.
Упражнение. Произвести проверочный расчет шва, показанного на рис. 21, со
следующими изменениями:
1. 200x8 мм; Р=140 кН;
2. 190X10 мм; Р=160 кН.
Контрольные вопросы
1. Как различают заклепки по форме головок и их назначению?
2. Какие бывают специальные заклепки по форме и их применению?
3. Из каких материалов изготовляют заклепки?
4. Как классифицируются заклепочные швы по назначению и по конструкции?
5. Какая существует зависимость между диаметром, шагом заклепки и тол-
щиной листа?
6. Как рассчитывают прочные заклепочные швы?
7. Каковы основные преимущества и недостатки заклепочных соединений?
§ 11. СВАРНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Общие сведения. В современном машиностроении, приборострое-
нии и строительстве широко применяют сварные соединения. Техно-
логический процесс получения сварного соединения подробно рас-
сматривается в курсе «Конструкционные материалы».
Возможность плавки металлов в электрической дуге впервые
предложил русский ученый академик В. В. Петров. В 1882 г. рус-
ский инженер Н. Н. Бенардос предложил способ дуговой сварки
металлов угольным электродом (рис. 22, а), а в 1888 г. русский ин-
женер Н. Г. Славянов разработал способ дуговой сварки металли-
ческим электродом (рис. 22,6). Эти открытия широко применя-
ются промышленностью многих стран мира.
38
При сварке металл плавится и интенсивно соединяется с кисло-
родом и азотом воздуха.
Для уменьшения содержания азота и кислорода в шве применя-
ют ряд мер, например использование электродов с раскислителями
(Мп, Si), нанесение на поверхность электродов специальных покры-
тий, содержащих раскислители, использование специальных флюсов
при дуговой автоматической сварке и т. д.
Электроды для дуговой сварки стандартизированы. Их изготов-
ляют из электродной проволоки диаметром от 1 до 12 мм с тонким
или толстым (более качественным) покрытием. Широко применя-
ют электроды марок Э42, Э42А, Э50, Э50А, где число обозначает
величину предела прочности (в МПа), буква А — повышенное ка-
чество. Для неответственных швов применяют электроды марки
Э34 с ионизирующим покрытием (мелом).
Преимуществами сварных соединений по сравнению с заклепоч-
ными являются экономия металла; отсутствие отверстий, ослабляю-
щих рабочее сечение материала; меньшая масса соединяемых эле-
ментов; возможность широкого применения стыковых швов, не тре-
бующих дополнительных элементов в виде накладок; экономия
металла при этом составляет в среднем от 10 до 20%; сварка позво-
ляет снизить трудоемкость работ, исключить операции разметки и
сверления (пробивки) отверстий; сварка позволяет получать плот-
ные и герметичные соединения; применение сварных конструкций
вместо отливок дает снижение металлоемкости от 40 до 50% и осо-
бенно выгодно при единичном производстве, так как нет необходи-
мости изготовлять дорогостоящие модели для отливок.
К недостаткам сварных соединений относятся: термические де-
формации основного материала; невозможность сваривать детали
из тугоплавких материалов; недостаточная стабильность шва, за-
висящая от квалификации сварщика. Этот недостаток в значитель-
ной степени устраняется применением автоматической сварки, кото-
рая в последнее время находит все большее применение.
Конструктивные разновидности швов и сварных соединений. Ус-
ловные изображения и обозначения швов сварных соединений уста-
новлены стандартом. По конструктивным признакам различают
следующие сварные соединения: стыковые соединения, обозначае-
мые буквой «С» (рис. 23); нахлесточные соединения — «Н»
(рис. 24); угловые соединения — «У» (рис. 25); тавровые соедине-
ния— «Т» (рис. 26).
39
Рис. 23
1 &4.„2бмн

Рис. 25
Рис. 24
Й \62...30мн

64...26мм

Т7
Рис. 26
В зависимости от толщины свариваемых деталей производят
различную подготовку кромок, а при толщине до 8 мм сварку про-
изводят без специальной подготовки кромок (рис. 23—26).
Поперечное сечение стыкового шва может быть выполнено’
(рис. 27, а) нормальным, когда высота шва h примерно равняется
толщине листа б; выпуклым, когда высота шва h больше толщины-
Рис. 27
Рис. 28
листа б, для компенсации непровара. Но такой шов ведет к пере-
расходу электродов и снижению прочности в связи с возникающей
концентрацией напряжений в местах перехода от шва к основному
материалу (рис. 27,6).
Широкое распространение получили нахлесточные соеди-
нения, которые выполняют угловым швом. В зависимости от
расположения шва к действующему усилию различают угловые
швы: лобовые, перпендикулярные действующему усилию
(рис. 28); фланговые, параллельные действующему усилию
(рис. 29, а); комбинированные, состоящие из лобовых, флан-
говых и наклонных швов (рис. 29, б).
По профилю поперечного сечения угловые швы бывают (рис. 30) э
нормальными 1, очерченными равнобедренными прямо-
угольными треугольниками. Катет шва или его толщина обычно
берется равной толщине листа (К«б);
выпуклыми 2, эти швы не рекомендуются из-за перерасхода
электродов и возникающей концентрации напряжений;
вогнутыми 3, при которых наблюдается пониженная концен-
трация напряжений. Эти швы рекомендуют для конструкций, рабо-
тающих при переменных нагрузках. Их получают дополнительной
механической обработкой после сварки. В отдельных случаях для
нахлесточного соединения, не требующего большой прочности,
41
применяют так называемые
проплавные электрозаклеп-
ки (рис. 29, в).
Угловые швы применяют
для сварки корпусов, карка-
сов и т. п. Как правило, та-
кие швы больших усилий не
воспринимают и на проч-
ность их не рассчитывают.
Тавровые соединения вы-
полняют дуговой ручной или
автоматической сваркой.
При малой толщине лис-
та сварку производят без
скоса, при большей толщине листа — с одно- или двусторонним ско-
сом кромок.
Расчет сварных швов
Соединение стыковое. Прямой сварной стыковой шов (см.
рис. 27, б) растягивается (сжимается) постоянной силой Р. Допус-
каемое усилие на шов определяем по формуле
где £Шв — площадь поперечного сечения шва РШв~Ь6. Принимаем,
что высота шва равна толщине листа h «6; [oV — допускаемое на-
пряжение на растяжение в самом шве. При расчете на сжатие бе-
рется допускаемое напряжение в шве на сжатие [сг]Сж', которое обыч-
но несколько выше допускаемого напряжения на растяжение. Вели-
чины допускаемых напряжений для сварных швов даны в табл. 3.
Следовательно, допускаемое усилие для стыкового шва
Соединение угловым швом. Угловой шов (см. рис. 28) подверга-
ется действию статической растягивающей силы Р. Расчет угловых
швов всех типов условно и приближенно производят на срез по кри-
42
Таблица 3
Вид технологического процесса сварки Характер деформации
растяжение югр сжатие срез И'ср
1-Й [а]Р Нр 0,65 [п]Р
2-й 0,9 [а]Р [О|р 0,6 [(У]р
3-й 0,6 [а]р 0,75 [о] р 0,5 [а]Р
гическому сечению А—А, проходящему через биссектрису прямого
угла равнобедренного треугольника со стороной К = 8 (см. рис. 30);
в этом сечении кроме касательных возникают и нормальные напря-
жения. Площадь среза при длине шва, равной ширине полосы:
Лср=6-0,78, где г>д_д=3.со5 45о«0,78.
Предполагая, что усилие Р распределяется равномерно по всей
длине шва, допускаемое усилие для одностороннего шва
Р<0,78*М-
где б — толщина листа, мм (или величина катета К); b — ширина
листа (или длина шва), мм; [т]'ср — допускаемое напряжение на
срез шва (см. табл. 3). При работе шва на сжатие в расчетную фор-
мулу следует подставлять значения (<т]'сж.
При расчете на прочность (растяжение — сжатие) других угло-
вых швов — фланговых, с круглым или удлиненным отверстием, на-
клонных или комбинированных — применяют ту же расчетную фор-
мулу, только вместо b подставляют суммарную длину всех швов L,
откуда допускаемое усилие для таких швов выражено формулой
р<о,7/<£м;р,
где К=б, мм; L — суммарная длина швов, мм; [т]'ср — допускаемое
напряжение на срез шва, МПа.
Допускаемое напряжение для сварных швов. Допускаемое на-
пряжение при статических нагрузках для сварных швов определя-
ется в зависимости от характера деформации и берется как часть
от допускаемого напряжения основного (свариваемого) материа-
ла. Величина допускаемого напряжения сварного шва также зави-
сит от технологического процесса сварки.
Условно технологический процесс получения сварного шва мож-
но разделить на три вида: 1-й вид — сварка на автоматах под слоем
флюса или ручная толстопокрытыми высококачественными элек-
тродами марок Э42А, Э50А, обеспечивающая наиболее качествен-
ный шов; 2-й вид — сварка толстопокрытыми электродами обыкно-
венного качества марок Э42, Э50; 3-й вид — сварка электродами
Э34 с ионизирующим покрытием (мелом). Величину допускаемых
напряжений для сварных швов при статической нагрузке с учетом
43
перечисленных факторов можно приближенно определить по
табл. 3.
[<т]р (МПа) — допускаемое напряжение основного материала —
можно определить по табл. 4.
Таблица 4
Назначение металлоконструкции Мр, МПа
СтО СтЗ и Ст4
Промышленные сооружения Крановые 140... 160 120...145 160...180 140...170
Если сварные соединения подвергаются переменным или знако-
переменным нагрузкам, то следует допускаемые напряжения, полу-
ченные по табл. 3 и 4, умножить на коэффициент V. Значения ко-
эффициента V приведены в табл. 5.
Таблица 5
Характер нагрузки V ДЛЯ стыковых швов V для угловых швов
Переменная Знакоперемен- ная 1,0 1/[1—1/3-(Pmln/Pmax)] l/[3/4-l/3.(PmiB/Pm.x)]
Примечание. Pmin и Pmaz —наименьшие и наибольшие по абсолютной величине
усилия, взятые со своими знаками.
Пример 1. Рассчитать сварной стыковой шов (см. рис. 27) для соединения двух
полос из стали СтЗ толщиной 6=12 мм при статической растягивающей нагруз-
ке Р=400 кН для металлоконструкций перекрытия цеха.
Решение. 1. Определяем допускаемое напряжение на растяжение основно-
го материала (полос) (СтЗ) по табл. 4. Принимаем [6]Р=160 МПа.
2. Определяем допускаемое напряжение для сварного шва по табл. 3, предполагая,
что сварку будут производить электродами Э34 с тонким ионизирующим покры-
тием (3-й вид технологического процесса): [о] р'=0,6 [о] р=0,6-160=96 МПа.
3. Определяем допустимое усилие на шов Р=6*6[о]р', отсюда определяем ши-
рину листа: 6=Р/(6 [о] р') =400 000/(12-96) =347 мм. Конструктивно увели-
чиваем ширину полосы до 6=350 мм для учета непровара в начале и конце
шва.
4. Проверяем действительное напряжение в материале полосы Gp=P/bS—
=400 000/350-12=95 МПа< [о]р=160 МПа.
Упражнение 1. Рассчитать сварной стыковой шов b (рис. 27) из стальных по-
лос толщиной 6 под статическую растягивающую нагрузку для следующих усло-
вий работы:
1. СтО; 6=8 мм; Р=150 кН;
2. СтЗ; 6=10 мм; Р=200 кН;
3. Ст4; 6=12 мм; Р=250 кН.
Пример 2. Рассчитать сварной двойной угловой валиковый лобовой
шов (см. рис. 28) для соединения двух стальных полос из стали СтЗ толщиной
в=12 мм при статической растягивающей силе Р=400 кН (металлоконструк-
ции перекрытия цеха).
44
Решение. 1. Определяем допускаемое напряжение на растяжение основ*
ного материала полос СтЗ по табл. 4: [а]р=160 МПа.
2. Определяем допускаемое напряжение на срез для сварного шва по табл. 3,
предполагая, что сварку будут производить электродами Э34 по 3-му виду тех-
нологического процесса: [т]'ср = 0,5 [а] р=0,5 • 160=80 МПа.
3. Допускаемое усилие на двойной угловой лобовой шов Р=2-0,7«6-6« [т]'ср»
отсюда находим ширину листа b = Р/(2 • 0,76 • [т] 'ср) =400 000/(2 -0,7«12-80)
= 298 мм.
Конструктивно увеличиваем размер 6=300 мм.
4. Проверяем действительное напряжение в материале полос ар=Р/(6«6) =
=400 000/300 -12=111 МПа < [а] Р.
Сравнивая действительные напряжения в полосах при стыковых и угловом
швах, видно, что материал полос используется во втором случае лучше, но он
также несколько недогружен.
Упражнение 2. Рассчитать сварной двойной угловой лобовой шов (см. рис. 28]
под статическую нагрузку для следующих условий работы:
1. СтО; 6= 8 мм; Р=150 кН.
2. СтЗ; 6=10 мм; Р=200 кН.
3. Ст4; 6 = 12 мм; Р=250 кН.
Контрольные вопросы
1. Каковы преимущества сварных конструкций по сравнению с клепаными
или литыми?
2. Каковы конструктивные разновидности сварных швов?
3. Как рассчитывается сварной стыковой шов при растягивающей нагрузке?
4. Как рассчитывается сварной двойной лобовой шов под растягивающую
нагрузку?
5. Как определяются допускаемые напряжения для расчета сварных швов?
$ 12. СОЕДИНЕНИЯ, ПОЛУЧАЕМЫЕ ГАРАНТИРОВАННЫМ НАТЯГОМ,
ПАЙКОЙ И СКЛЕИВАНИЕМ
Соединения с гарантированным натягом. Соединения с гаранти-
рованным натягом — это напряженные соединения, в которых натяг
создается за счет разности посадочных размеров.
Рис. 31
Рассмотрим две группы соединений деталей с гарантированным
натягом.
1. Соединение деталей по цилиндрическим (реже по коническим)
поверхностям, когда одна деталь охватывает другую без специ-
альных соединяющих деталей. Характерным примером таких соеди-
нений могут служить кривошипы, детали составных коленчатых ва-
лов (рис. 31, а), колесные центры и бандажи железнодорожных ва-
гонов (рис. 31, б), венцы зубчатых и червячных колес (рис. 31, в).
45
2. Соединения деталей по плоскости специальными стяжными
планками, анкерами и кольцами. Примером такого соединения
может служить соединение половинок маховика большого диаметра
(рис. 32). Этот вид соединений имеет ограниченное применение.
Соединения с гарантированным натягом имеют следующие пре-
имущества: способность воспринимать большие ударные нагрузки;
точное центрирование в цилиндрических и конических соединениях;
простота изготовления цилиндрических соединений и отсутствие спе-
циальных крепежных деталей.
Недостатки такого,соединения заключаются в сложности сбор-
ки и разборки (выпрессовки), ослаблении посадки и повреждении
посадочных поверхностей при
разборке, ослаблении прочно-
сти сцепления и недостаточной
надежности в связи с широки-
ми допусками действительных
посадочных размеров.
По способу сборки разли-
чают соединения, собираемые
запрессовкой, и соединения, со-
бираемые с нагревом охватыва-
ющей или с охлаждением охва-
тываемой детали.
Соединения с помощью тем-
пературных деформаций в 1,5
раза превышают прочность за-
прессованных соединений, но
они не разборны.
Необходимая величина натяга определяется потребным давле-
нием (р) на посадочной поверхности. Давление р должно быть та-
ким, чтобы сила трения оказалась больше внешних сдвигающих
сил. Так, например, при передаче вращающего момента Т:
Г < л dip [(f/K) • (d/2)],
откуда р^ (27<7’)/(nfd2/), где f — коэффициент трения (f=0,08 при
запрессовке, f=0,14 при сборке с помощь|р температурных дефор-
маций); d и I — диаметр и длина посадочной поверхности; К—ко-
эффициент запаса сцепления, К— 1,5 ... 2.
Усилия запрессовки и выпрессовки можно Определять по следую-
щим зависимостям: усилие запрессовки Pn=fnpndl; усилие выпрес-
совки Рв = /врлй/, где fn — коэффициент трения при запрессовке для
стали и чугуна 0,06... 0,22; fB — коэффициент трения при выпрессов-
ке для стали и чугуна 0,08... 0,2.
Определение температурного перепада при
сборке с нагревом (о х л а ж д е н и е м). Температура, до
которой должна быть нагрета охватывающая деталь,
A.~[(8max + 8o) 10-3/(ad)] + /.
46
Температура, , до которой должна быть охлаждена охватываемая
деталь,

где dmax — наибольший натяг посадки, мкм; б0 — минимально не-
обходимый зазор при сборке в зависимости от массы и размеров
детали, мкм (рекомендуется принимать зазор, равный минималь-
ному зазору посадки H7/g6); а—коэффициент расширения (сжа-
тия) при нагреве (охлаждении).
Для стали и чугуна а= (10... 11) • 10-6 1/С° при нагреве и а=
= — (8... 8,5) • 10-6 1/°С при охлаждении. При нагреве стальных и
чугунных деталей принимают, что при перепаде температур Д/ =
= 100°С одному милли-
метру диаметра сопряже-
ния соответствует расши-
рение (сжатие) в 1 мкм.
Нагрев детали произ-
водится в масле, в элек-
трической или газовой пе-
чи. Нагрев детали в печах
может вызвать изменение
с) в) г)
е>0,01й+2мм
6)
Рис. 33
структуры металла, появ-
ление окалины и коробление. Охлаждают детали сухим льдом (уг-
лекислотой), у которого температура испарения — 70° С, или жид-
ким воздухом, у которого температура испарения —190°С. Охлаж-
дение не вызывает недостатков, появляющихся при нагреве, поэто-
му более распространено.
Рекомендации для конструирования. Форма кро-
мок охватываемой и охватывающей деталей влияет как на усилия
запрессовки, так и на состояние поверхности. Если на валике торец
округлен (рис. 33, а), то такая форма увеличивает усилие запрес-
совки Рп и может вызвать задиры поверхности. Более рационально
на охватываемой детали делать небольшую фаску с углом а~
«15... 20° и шириной e«0,01d+ 2 мм (рис. 33,6). Фаска у охва-
тываемой детали (рис. 33, г) имеет лишь вспомогательное значение
и необходима для центрирования при запрессовке, кроме того, она
предохраняет отверстие от случайных забоин.
На рис. 33, в дана рекомендация для выбора размеров фаски,
если посадка охватывающей детали будет не с краев вала.
Пайка. В процессе пайки соединяют металлические или метал-
лизированные детали в твердом нагретом состоянии посредством
расплавленного материала (припоя), температура плавления кото-
рого ниже температуры плавления материала спаиваемых деталей.
При пайке меньше остаточные напряжения, чем при сварке. Во
многих случаях пайка с успехом заменяет сварку, а иногда являет-
ся единственно возможным способом соединения деталей. По тем-
пературе расплавления припои подразделяются на особо легко-
плавкие (^145°С); легкоплавкие (>145^450°С); среднеплавкие
(>450^ 1100°С); высокоплавкие (>1100^ 1850°С); тугоплавкие
<> 1850° С).
47
Рассмотрим пайку тугоплавкими и легкоплавкими припоями.
Пайка тугоплавкими припоями. Для соединения
деталей из черных металлов применяют медные припои марок Ml,
М2 с температурой плавления 1083° С. Пайку латуни производят
медно-цинковым припоем марки ПМцЗб с температурой плавления
800... 825° С, а для пайки бронзы применяют припой ПМц42 с тем-
пературой плавления 833... 848° С.
Нахлесточная пайка
Стыковая пайка Пайка с косым срезом
Рис. 34
Наиболее качественные
соединения получают при
применении серебряных
припоев марок ПСр25
(температура плавления
745...775°С) и ПСр45
(температура плавления
66О...725°С).

Рис. 35
W.
Основными конструктивными разновидностями паяных соеди-
нений являются соединение внахлестку и телескопическое. В от-
дельных случаях, когда утолщение соединения недопустимо, при-
меняют паяное соединение встык или более прочное паяное соеди-
нение вскос (рис. 34).
Увеличивая перекрытие в соединении внахлестку, можно полу-
чить соединение, не уступающее по прочности основному металлу.
Обычно длина шва равна четырем толщинам более тонкой из пая-
емых деталей.
Прочность паяного шва зависит от площади соприкосновения
паяемых деталей и от зазора между ними; рекомендуемые зазоры
должны быть в пределах 0,05 ...0,15 мм.
Пайка легкоплавкими припоями. Этот вид пайки
можно применять почти'для всех металлов в разнообразном соче-
тании.
Мягкие припои применяют в основном для получения герметич-
ности соединения или хорошего электрического контакта.
Наибольшее применение имеют оловянно-свинцовые припои ма-
рок ПОС 90 (температура плавления 183 ...222° С) для пайки ме-
дицинской аппаратуры и пищевой посуды; ПОС 40 (температура
плавления 183... 235° С) для пайки стали, латуни, меди, цинка, оцин-
кованного железа, радиоаппаратуры и т. п. Для этих же целей мож-
но применять и припои ПОС 30 и ПОС 18.
Разновидностью, паяного соединения внахлест при пайке легко-
плавкими припоями может быть соединение, показанное на рис. 35.
48
Зазоры между деталями при сборке под пайку мягкими припоями
должны быть в пределах 0,05... 0,2 мм. В зазоры менее 0,03 мм при-
пой не проникает, а при зазорах более 0,2 мм снижается прочность
соединения.
Склеивание. Соединение деталей специальными клеями приме-
няют в тех случаях, когда нежелательно или невозможно механиче-
ское крепление. Чаще всего склейку применяют для получения со-
единений из разнородных материа-
лов. Склейка обеспечивает равномер-
ность распределения напряжений,
повышает вибростойкость соедине-
ния.
Рекомендуется применять клее-
вые соединения при равномерном
отрыве или работе на сдвиг. При не-
равномерном отрыве прочность сое- Рис. 36
динения резко снижается и необхо-
димо применять в таких случаях комбинированные соединения —
клеезаклепочные или клеесварные.
В табл. П4 приведены характеристики и примеры применения
некоторых часто встречающихся клеев.
Поверхности для склеивания должны быть хорошо подготовле-
ны, подогнаны одна к другой, тщательно очищены от загрязнений,
масла, коррозии.
Для большинства клеев толщина клеевой прослойки должна
быть в пределах 0,01 ...0,1 мм, а для клеев марки БФ-2 и БФ-4 — не
более 0,05 мм. Большая толщина клеевой прослойки в большинстве
случаев снижает прочность соединения.
При склеивании внахлестку (рис. 36) расчетное усилие на кле-
евое соединение определяют по-формуле
Р=1Ь [т]с,
где Р — рабочая нагрузка на соединение, Н; I — длина шва, мм;
b — ширина шва, мм.
Допускаемое напряжение [т]с принимают равным (0,5... 0,6)тСд,
где величины тсд (предел прочности соединения при сдвиге) для
карбинольного клея приведены в табл. 6.
Таблица 6
Материалы соединения деталей *^сд» МПа
Сталь — сталь 22
Сталь — фибра 10
Текстолит — текстолит 13
Условные изображения и обозначения швов неразъемных соеди-
нений, получаемых пайкой и склеиванием, установлены стандартом.
49
Контрольные вопросы
1. Как классифицируют соединения с гарантированным натягом и где они
применяются?
2. Как определяют величину натяга при передаче вращающего момента?
3. В каких случаях применяется пайка тугоплавкими и легкоплавкими при-
поями?
4. Когда применяют склеивание?
§ 13. КЛЕММОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Клеммовые соединения применяют для закрепления
деталей на валах и осях, цилиндрических колоннах и т. д.
Различают два основных типа клеммовых соединений: со ступи-
цей, имеющей прорезь (рис. 37, а); с разъемной ступицей
(рис. 37,6).
Рис. 37
Разъемная ступица несколько увеличивает массу и стоимость
соединения, но позволяет установить зажим в любой части вала,
вне зависимости от формы и размера соседних участков и от дру-
гих расположенных на валу деталей. При соединении деталей с по-
мощью клемм используют силы трения, возникающие при затяжке
болтов (рис. 37, в), они позволяют нагружать соединение к,ак мо-
ментом (Т=РГ), так и осевой силой S. Поскольку передача нагруз-
ки только за счет сил трения недостаточно надежна, клеммовые со-
единения не рекомендуется применять для боль-
ших нагрузок. К достоинствам клеммового соединения от-
носятся простота монтажа, самопредохранение от перегрузок,
а также возможность плавного регулирования положения деталей
как в осевом, так и в окружном направлении.
Расчет клеммового соединения. Предположим, что разъемная
клемма обладает большой жесткостью, а соединение деталей воз-
можно с большим зазором. Условия надежности такого соединения:
F-d—Nfd^T-,
2F = 2Nf> S,
50
где N—реакция в месте контакта; S — осевая сила; f — коэффи-
циенты трения.
По условиям равновесия любой .половины клеммы:
W —2Рзат,
где Р3ат — сила затяжки болтов.
Таким образом,
2P3„fd>T; 4Pwf>S.
Из этих соотношений можно определить силу затяжки болтов
Рзат, по которому затем следует рассчитать болты клеммового со-
единения.
Контрольные вопросы
1. Для каких целей применяют клеммовые соединения?
2. Назовите преимущества и недостатки клеммовых соединений, область .их
применения.
3 Какие факторы определяют надежность клеммового соединения?
§ 14. ШТИФТОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Штифты применяют для точного взаимного фиксирования де-
талей (рис. 38, а, б, в, г); передачи относительно небольших вра-
щающих моментов (рис. 38, д) и как штифт-шпонка (рис. 41); как
Рис. 38
предохранительное звено, работающее на срез, в предохранитель-
ных муфтах.
Штифты стандартизированы. Самыми распространенными яв-
ляются цилиндрические штифты по СТ СЭВ 239—75 (рис'. 39, в)
и конические штифты по СТ СЭВ 240—75 (рис. 39, а).
Изготовляют штифты из стали 45 или А12 и при необходимости
закаливают до твердости HRC 45... 55, а затем шлифуют. Шерохо-
ватость посадочной поверхности штифта Ra 0,8... 0,4.
Конические штифты изготовляют с конусностью 1 :50, обеспе-
чивающей самоторможение. Для удобства монтажа и демонтажа
применяют различные типы цилиндрических и конических штифтов
51
(рис. 38, б, в, г, д). Как правило, отверстия под штифты сверлят
в сборе и развертывают совместно разверткой.
Для лучшей фиксации конические штифты на тонком конце
могут изготовляться с резьбой. После установки такого штифта его
фиксируют гайкой (рис. 38, в). Для удобства демонтажа со сторо-
ны большого диаметра у конического штифта изготовляется хвос-
товик с резьбой. С помощью гайки штифт вытягивается из отвер-
стия.
д)
Рис. 39
Получили также применение цилиндрические штифты с продоль-
ными цилиндрической и конической насечками для фиксирования
штифта (по СТ СЭВ 1484—78 и СТ СЭВ 1485—78), а также ци-
линдрические пружинные штифты из пружинной листовой стали
(рис. 39, д}.
Под такие штифты отверстия развертывать не нужно, а наличие
канавок создает надежное соединение, предохраняющее штифт от
выпадания в процессе работы.
Недостатком штифтовых соединений является ослабление вала
отверстием под штифт (при передаче вращающего момента), поэто-
му рекомендуется штифты располагать ближе к краям вала.
Расчет конического штифта, передающего вращающий момент
(рис. 4Q)
В данном случае средний диаметр штифта dm определяется из
условия прочности на срез по двум плоскостям среза:
площадь среза
/?ср=2л^/4;
окружное усилие
/?=T/(rfB/2)=27’/rfB,
где Т — вращающий момент.
52
Подставляя эти значения в основную проектную формулу, по-
лучим: » . А
/7ср=^/[^]ср или 2«d^4=2T/(rfB[t]ep)>
откуда с1ш—У 4Т/(я da [т]ср) = 1,13 УR/(2 [г]ср).
Для сталей, из которых изготовляют штифты, допускаемое на-
пряжение на срез обычно принимают [т]Ср=35 ...75 МПа.
Рис. 40
Рис. 41 Рис. 42
Рассмотрим случай применения штифта в качестве
шпонки для передачи вращающего момента от вала к ступице
(или наоборот) (рис. 41). В данном случае штифт будет испыты-
вать напряжение смятия половины боковой поверхности и напря-
жение среза по продольному сечению штифта.
Площадь смятия FCM=Wm/2,,окружное усилие Rs=TI(dBH)=a
=2TJdB.
Подставляя эти значения в основную проверочную формулу, по-
лучим уравнение прочности штифта на смятие:
оси RlFM-4THdB IdJ < Ia]CM.
Подставляя значение площади среза в основную про*
верочную формулу, получим уравнение прочности штифта на срез)
tCp=/?/FCp=2r/(rfBZrfia)< [т]ер.
S3
Когда штифт воспринимает поперечную нагрузку
(рис. 42), он будет испытывать напряжения среза по площади
FCp=ndm2/4.
Уравнение прочности штифта на срез в этом случае
^ср==7->/(л ^щ/4)-^ [”f]cp‘
Контрольные вопросы
1. Что представляют собой штифты и для чего они применяются?
2. Какие типы штифтов применяются?
3. Из каких материалов изготовляют штифты?
4. Как определить средний диаметр конического штифта при передаче вра-
щающего момента?
§ 15. ШПОНОЧНЫЕ И ЗУБЧАТЫЕ (ШЛИЦЕВЫЕ) СОЕДИНЕНИЯ
Шпоночные и шлицевые соединения предназначены для соеди-
нения вала со ступицей детали при передаче вращающего момента
от вала к этим деталям, или наоборот, от детали к валу.
Рис. 43
Рис. 44
Шпоночные соединения. На рис. 43 показано шпоночное соеди-
нение. Для его выполнения на валу 2 фрезеруют паз под шпонку 1,
такой же паз делают в отверстии насаживаемой на вал детали 3.
Шпонка одновременно входит в эти оба паза и соединяет вал с де-
талью, обеспечивая передачу вращающего момента.
Применяют различные типы шпонок: призматические, сегмент-
ные, клиновые и тангенциальные.
Призматические шпонки обыкновенно делают с округлы-
ми или прямыми торцами (рис. 44, а, б) в зависимости от конструк-
ции соединения и технологии изготовления п-аза под шпонку на
валу. Размеры сечения шпонок установлены СТ СЭВ 189—77 в за-
висимости от диаметра вала (см. табл. П5). Призматические шпон-
ки применяют для неподвижных и подвижных соединений. Для по-
движных соединений применяют так называемые скользящие
шпонки, перемещающиеся в пазу вала вместе с колесом, или н а-
54
правляющие — прикрепляемые к пазу вала винтами, а колесо
перемещается вдоль вала. Призматические шпонки имеют наиболь-
шее распространение, так как не нарушают центрирования вала
относительно колеса.
Конструкция соединения призматическими шпонками показана
на рис. 45.
Рис. 45
Рис. 46
Сегментные шпонки представляют собой пластины в виде
сегмента (рис. 44,в). Они работают так же, как и призматические
шпонки. Размеры этих шпонок установлены СТ СЭВ 647—77. Для
установки сегментной шпонки фрезеруют глубокий шпоночный паз,
который ослабляет вал. Поэтому эти шпонки применяют для пере-
дачи небольших вращающих моментов (диаметры валов
^58 мм). Их рекомендуется устанавливать на концах валов. Со-
единение сегментными шпонками показано на рис. 46.
Клиновая шпонка по СТ СЭВ 645—77 представляет собой
самотормозящий клин с уклоном 1:100. В отличие от призматиче-
ских и сегментных шпонок клиновые шпонки создают напряженное
неподвижное соединение. Наличие напряженного состояния дает
возможность фиксировать деталь на валу без дополнительных креп-
лений. Но такое напряженное соединение нарушает правильность
вращения, так как шпонка смещает «на себя» зазор между валом
55
и отверстием детали. Из-за этого недостатка клиновые шпонки име-
ют ограниченное применение, их используют при небольших скоро-
стях в механизмах, не требующих большой точности центрирования.
В зависимости от конструкции узла клиновые шпонки могут
быть без головки и с головкой (рис. 47, с, б). Клиновые шпонки с
головкой применяют в тех случаях, когда демонтировать шпонку
1:100
Рис. 48
невозможно — нет доступа к тонкому концу шпонки, мешает, на-
пример, стенка корпуса машины. Для демонтажа между головкой
и ступицей (размер Ji на рис. 47, б) вставляют клин, который вытя-
гивает шпонку. Клиновые фрикционные шпонки дают возможность
установить колесо в любом месте вала без ослабления его канав-
кой (рис. 48).
Такое соединение может быть использовано и как предохрани-
тельное звено. В случае резкого возрастания вращающего момента
поломка не произойдет, а шпонка провернется на валу.
Тангенциальные шпонки отличаются от обычных клино-
вых тем, что натяг между валом и ступицей создается не в радиаль-
ном, а в касательном направлении, в связи с чем необходима уста-
56
новка двух шпонок. Шпонки в таких случаях работают на сжатие.
Каждая шпонка состоит из двух клиновых шпонок с уклоном
1:100 и устанавливается под углом 120... 135° (рис. 49). Расчет та-
ких шпонок ведут из расчета одной шпонки, так как каждая шпон-
ка работает для передачи вращающего момента только в одну сто-
рону. Шпонки рекомендуется изготовлять из холоднотянутой уг-
леродистой или легированной стали с пределом прочности
^500 МПа, например Ст5, стали 40, 45 и 50 (см. табл. П2).
Величина допускаемых напряжений зависит от условий работы,
материала вала, ступицы и шпонки и характера нагружения (см.
прим, к табл. 7). Допускаемые напряжения следует подбирать для
более «слабого» материала соединения. Ориентировочные значения
допускаемых напряжений приведены в табл. 7.
Таблица 7
Допускаемое напряжение,
МПа
Условия работы и применение
[а] см = 200...400
[о]см = 150
[и] см = 30...50
[ст] см == 100
[т]ср=100
Для неподвижных соединений в станкостроении,
когда материал вала и втулки тверже материала
шпонки
Для неподвижных соединений, перемещающих-
ся без нагрузки
Для неподвижных соединений под нагрузкой
при незакаленных рабочих поверхностях
Для шпонок ходовых винтов
Для ненапряженных шпоночных соединений
Примечание. Влияние характера нагружения учитываем введением понижающе*
го коэффициента: при статическом нагружении — (pj=1,0, при пульсирующем — фп=0,75...
0,85, при симметричном цикле — <р111=0,50...0,65.
Рекомендуется следующий порядок подбора и проверки проч-
ности шпонок:
выбирают тип шпоночного соединения (призматическая, сег-
ментная, клиновая и т. д.) в зависимости от конструкции узла, пе-
редаваемого вращающего момента и необходимости точного враще-
ния (центрирования детали на валу);
определяют размеры сечения (bxh) шпонки в зависимости от
размера диаметра вала (d) (по табл. П5);
выбирают длину шпонки в зависимости от длины ступицы. На-
пример, рекомендуется призматические шпонки применять на
3... 5 мм короче ступицы. Окончательную длину шпонки округляют
до ближайшей стандартной длины (см. табл. П5 и примечание
к ней);
производят проверочный расчет прочности шпонки.
Если в результате проверки шпонка окажется недостаточно
прочной, то увеличивают длину шпонки (если позволяет длина сту-
пицы), или вместо одной шпонки устанавливают две под углом
120°, или, в крайнем случае, увеличивают диаметр вала и.соответст-
венно размеры шпонки.
57
Проверочный расчет шпоночного соединения. Расчет производят
обычно на напряжения смятия, поскольку напряжения среза (в при-
зматических и сегментных шпонках) при соотношении размеров
Ь и h, предусмотренных стандартом, менее опасны (рис. 50).
Рис. 50
Уравнение прочности на смя-
тие для проверки шпонок будет
иметь следующий вид:
для призматической шпонки
(см. рис. 45)
3см = 27'/(^/р^)-С Ысм’
где 1Р = 1—Ь\ К — справочный
размер (см. табл. П5);
Рис. 51
для сегментной шпонки (см. рис. 46)
°сн==2Т/(<ИК)< Нсм;
для клиновой шпонки (см. рис. 47)
aCM=127’/Wp(d + 6/d),
где f=0,15...0,2 — коэффициент трения между шпонкой и ступицей;
/р — длина касания шпонки и ступицы.
Зубчатые (шлицевые) соединения. Зубчатые (шлицевые) соеди-
нения представляют собой многошпоночные соединения, у которых
шпонки (шлицы) выполнены за одно целое с валом (рис. 51). Ни-
же даются некоторые понятия о конструкции и области их приме-
нения.
Шлицевые соединения обладают рядом преимуществ: обеспечи-
вают хорошее центрирование деталей на валу, передают большие
мощности, не ослабляют вал. Кроме того, шлицевые соединения
прочнее при динамических нагрузках и напряжение смятия на ра-
бочих гранях зубьев (шлицев) меньше за счет больших площадей
контакта.
Шлицевые соединения бывают подвижными и непо-
движными.
По профилю зубьев (шлицев) наибольшее распространение по-
лучили прямобочные (рис. 52, а) и эвольвентные со-
единения (рис. 52,6), размеры которых стандартизированы по СТ
СЭВ 188—75 и СТ СЭВ 269—76. Для неподвижных соединений тон-
костенных втулок применяют шлицы треугольного профиля
(рис. 52, в).
58
На валу шлицы фрезеруют или нарезают на зубообрабатываю-
щих станках методом обкатки, а пазы в отверстиях получают долб-
лением или протягиванием. По способу центрирования отверстия
относительно вала различают шлицевые прямозубые соединения
с центрированием по ширине шлицев (размер Ь) — для передачи
больших вращающих моментов (рис. 53, а), по наружному диамет-
ру (£>), если втулку можно обработать протяжкой, а шлицевой вал
прошлифовать по этому диаметру (рис. 53,б), по внутреннему диа-
Рис. 53
метру d, бели втулка закалена, и ее, так же как и вал, можно про-
шлифовать (рис. 53, в). При эвольвентном профиле чаще всего цен-
трирование производят по боковым граням, реже по наружному
диаметру. Шлицевое соединение с треугольным профилем центри-
руют только по боковым граням. Иногда этот вид соединения при
расположении на концах валов делают коническим. При этом конус-
ность такого соединения «1:16. Такие соединения не стандартизи-
рованы. Рассмотрим несколько подробней прямобочное шлицевое
соединение.
Стандартом предусмотрено применение трех серий прямобочных
соединений в зависимости от передаваемой нагрузки, отличающих-
ся высотой и количеством зубьев (шлицев):
легкая — имеет наименьшее число и высоту зубьев; применя-
ется для неподвижных или слабонагруженных соединений;
средняя — имеет большее по сравнению с легкой серией число
и высоту зубьев; применяется для средненагруженных соединений
при передвижении втулки вдоль вала без нагрузки;
59
тяжелая — имеет наибольшее число и высоту зубьев; приме-
няется для наиболее тяжелых условий работы.
В отдельных случаях, особенно для подвижных соединений,
зубья термически обрабатывают и шлифуют. В табл. Пб приведены
некоторые размеры стандартных прямобочных шлицевых соедине-
ний, а на рис. 54 показаны различные конструктивные исполне-
ния их.
Рис. 55
Рис. 56
Проверка прочности шлицевых соединений..Боковые поверхно-
сти зубьев (рис. 55) испытывают напряжения смятия. Размеры
шлицевого соединения выбирают по стандарту в зависимости от
диаметра вала и условий его работы и проверяют на смятие рабо-
чих граней зубьев.
В связи со сложностью изготовления зубьев на валу и пдзов
в отверстии невозможно обеспечить восприятие нагрузки всеми
60
зубьями, поэтому учитывают только 70 ...80% всех зубьев в расчете
на прочность.
Расчетные напряжения смятия:
всм=27'/(0,75 rfcp zhl) [3]см»
где h — высота поверхности контакта зубьев:
й=[(Д-^)/2]-2/, a rfcp=(D4-rf)/2,
f — фаска зуба, z— число зубьев, I — длина поверхности контакта
зубьев, принимаемая равной длине ступицы.
Допускаемые напряжения на смятие боковых граней
зубьев для стали с пределом прочности ов^500 МПа приведены
в табл. 8.
Таблица 8
Условия работы соединения Условия эксплуатации Термообработка рабочих поверхностей зубьев
не произво- дится произво- дится
[01см* 61Па
Соединение неподвижное Соединение подвижное не под нагрузкой Соединение подвижное под нагрузкой Тяжелые с ударами Средние Легкие Тяжелые с ударами Средние Легкие Тяжелые с ударами Средние Легкие ' 35...50 60... 100 80... 120 15...20 20...30 25..40 40...70 100... 140 120...20Q 20...35 30...60 40...70 3...10 5...15 10...20
Пример 1. Подобрать призматическую шпонку с округлыми торцами для
соединения шестерни (сталь 40Х) с валом диаметром d=50 мм (сталь 45) для
передачи вращающего момента Т=560 Нм (рис. 45). Материал шпонки сталь 40,
а длина ступицы шестерни /=65 мм. Передача работает со слабыми толчками в
одном направлении, шестерня перемещается без нагрузки.
Решение. 1. Подбираем по стандарту (см. табл. П5) размеры сечения
шпонки для заданного диаметра вала d=50 мм: 6=14 мм, 6 = 9 мм, справочный
размер Х=4,0 мм. Длину шпонки подбираем по стандарту согласно размерам
ступицы (немного короче) Z=63 мм, так как ступица имеет длину-65 мм. В дан-
ном случае получим шпонку с размерами 14X9X63 мм.
2. Проверяем выбранную шпонку на смятие при /р = /—6 = 63—14 = 49 мм (см.
рис. 44, a): aCM=2T/(dZpK) =2-560 000/(50-49-4) = 114,2 МПа<[а]см.
В данном случае [о]см = фп-[а] см—0,8-150—120 МПа (см. табл. 7). Про-
верку шпонки на срез не производим, так как предусмотренные стандартом со-
отношения размеров 6X6 среза не допустят.
Пример 2. Подобрать и проверить на смятие шлицевой валик (легкой и
тяжелой серии) с перемещающимся блоком шестерен (рис. 56) коробки передач
токарного станка. Вращающий момент Т=100 Нм, наружный диаметр валика
D=26 мм, ширина блока /=40 мм, материал блока — сталь 40Х; валика —
сталь 45. Шлицы без термообработки, центрирование по внутреннему диаметру
d. Условия эксплуатации средние.
Решение. 1. Выбираем по стандарту (см. табл. П6) шлицевое прямобоч-
ное соединение легкой серии диаметром D=26 мм с числом зубьев г=6; d=
61
= 23 мм; 6 = 6 мм; f=0,3 мм; г=0,2 мм. Для тяжелой серии D = 26 мм; z=10;
<d=21 мм; 6 = 3 мм; f = 0,3 мм; г=0,2 мм.
•2. Определяем напряжение смятия по основной проверочной формуле: для лег-
кой серии при h=[(D—d)/2]—2f — (26—23)/2—2*0,3 = 0,9 мм, dCp = (D+d)/2 =
= (26+23)/2=24,5 мм, тогда uCii = 2TI (0,75dcpzhl) = 2-100 000/(0.75-24,5-6х
X 0,9-40) — 50,4 МПа.
3. Определяем допускаемое напряжение на смятие боковых граней зубьев для
подвижного соединения при средних условиях эксплуатации (см. табл. 8) для
валиков без термообработки: [ст] См=20...30 МПа.
4. Поскольку действительное напряжение смятия для легкой серии больше допус-
каемого аСм = 50,4>20...30 МПа, прочность шлицевого валика легкой серии недо-
статочна, необходимо проверить размеры шлицевого валика тяжелой серии:
h = [ (D-d) /2] —2f = [26-21) /2] —2 • 0,3 = 1,9 мм; dc р = (D+d) /2 = (26+21) /2 =
= 23,5 мм; Осм = 2Т/(0,75б/сР-г/1/) =2-100000/(0,75-23,5-10-1,9-40) = 14,9 МПа<
<[О]см-
Заключения. 1. Прочность шлицевого валика тяжелой серии достаточна,
так как аСм<[а]см-
2. Если по конструктивным соображениям необходимо все же принять валик
легкой серии, необходимо его термически обработать и шлифовать.
Упражнения. 1. Подобрать и проверить сечения призматических шпонок для
валов: d=42 мм; d=55 мм; d=60 мм, при передаче момента Т=800 Нм при-
нять Z=l,5d.
2. Подобрать и проверить шлицевое прямобочное соединение блока шесте-
рен (рис. 56) токарного станка, если Т= 120 Нм; D = 30 мм; /=50 мм; вал из
стали 45, блок из стали 40Х, зубья термически обработаны.
Контрольные вопросы
1. Для чего предназначены шпонки?
2. Какие типы шпонок применяют в машиностроении?
3. Из какого материала изготовляют шпонки?
4. Как определить размеры сечения шпонок?
5. Как производится проверочный расчет призматической и сегментной шпо-
нок?
6. Какие шлицевые соединения различают?
7. Какие преимущества имеют шлицевые соединения?
8. Какие существуют методы центрирования шлицевых прямобочных соеди-
нений?
9. На какую деформацию проверяют шлицевые прямобочные соединения?
§ 16. РЕЗЬБОВЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Самым распространенным в машиностроении разъемным соеди-
нением является резьбовое.
Если обернуть вокруг цилиндра d, стоящего на плоскости Л;—М,
треугольник, у которого один
катет ab будет равен длине
окружности nd, то гипотенуза
этого треугольника ас опишет
на поверхности цилиндра вин-
товую линию (рис. 57).
Основные элементы
резьбы показаны на приме-
ре метрической резьбы (по СТ
СЭВ 180—75) (рис. 58); d —
наружный диаметр наружной
резьбы (болт); D — наружный
62
диаметр внутренней резьбы (гайка); d2— средний диаметр резьбы
болта; D2— средний диаметр резьбы гайки; di — внутренний диа-
метр резьбы болта; Di — внутренний диаметр резьбы гайки; d3 —
внутренний диаметр резьбы болта по дну впадины; а = 60° — угол
профиля резьбы; р— угол подъема резьбы (см. рис. 57); Р — шаг
резьбы.
Рис. 58
По форме основной поверхности, на которой нарезается резьба,
бывают резьбы цилиндрические и конические. Наи-
большее применение имеют цилиндрические резьбы. Конические
резьбы применяются реже, например для плотных соединений
труб, масленок, пробок (там, где требуется обеспечить герметич-
ность).
По направлению резьбы бывают правые, если при вращении
по часовой стрелке гайка будет навинчиваться, и левые, если при
том же направлении вращения она будет свинчиваться. В основном
применяют правые резьбы.
По профилю резьбы можно разделить на треугольные, ко-
торые широко применяются для крепежных изделий, так как эта
резьба наиболее прочная и обладает большим сопротивлением са-
моотвинчиванию гайки в связи с большим трением в витках резьбы,
винта и гайки (рис. 59, а); трапецеидальную симметрич-
ную (рис. 59, б), широко применяемую в кинематических парах,
потери на трение в витках винта и гайки невелики; трапецеи-
дальные несимметричные или упорные, применяе-
мые для сильно нагруженных односторонней нагрузкой винтовых
пар, например в винтовых прессах, мощных домкратах и т. п.
63
Рис. 59
(рис. 59, в); прямоугольные, которые применяют для ходо-
вых винтов и домкратов, так как эти резьбы имеют наибольший
кпд (рис. 59, г). Эта резьба не стандартизирована, главным недо-
статком такой резьбы является невозможность компенсации <сво-
бодного хода» вследствие износа резьбы; круглые (рис. 59, д),
применяемые при больших динамических нагрузках, в условиях за-
грязненности, например в пожарной арматуре. Круглую резьбу при-
меняют также для пластмассовых, стеклянных изделий и для тон-
костенных деталей (цоколь электролампочки).
Выбор профиля резь-
бы в зависимости от ее
назначения определяется
многими факторами:
прочностью, технологич-
ностью изготовления и
величиной трения в
резьбе.
Основные типы резьб.
Большинство резьб, применяемых в машиностроении, стандартизи-
рованы.
Метрическая резьба имеет треугольный профиль с углом
«=60°. Вершины профиля резьбы на винте и гайке притуплены для
снижения концентрации напряжений, повышения стойкости режу-
щего-инструмента и исключения возможности повреждения резьбы
(см. рис. 58). Стандарт предусматривает метрические резьбы с
крупным и мелким шагом. Для одного и того же наружного диа-
метра d мелкие резьбы отличаются от крупных величиной шага Р,
а следовательно, и высотой профиля резьбы. Уменьшение глубины
резьбы и увеличение внутреннего диаметра резьбы увеличивает
прочность винта, а уменьшение угла подъема р в связи с уменьше-
нием шага увеличивает самоторможение в резьбе, чем уменьшает
возможность самоотвинчивания. Поэтому мелкие резьбы широко
применяются для высокопрочных и тонкостенных деталей в авиа-
ционной промышленности, точной механике, радиотехнике и т. п.
В табл. П7 приведены выдержки из стандарта (СТ СЭВ 182—75)
для метрических резьб.
Трубная резьба применяется для соединения труб, аппара-
туры трубопроводов и фитингов. Трубная резьба имеет треугольный
профиль с углом а = 55°. Обозначается резьба в дюймах, а факти-
ческий диаметр резьбы больше на две толщины стенки трубы. Шаг
резьбы изменяется по количеству ниток на длине одного дюйма
(1"). Трубная резьба имеет мелкий шаг, так как на тонкой трубе
невозможно нарезать крупную метрическую резьбу без ослабления
прочности стенок трубы. Для лучшего уплотнения трубную резьбу
делают с закруглениями профиля и без зазоров по выступам и впа-
динам (рис. 60). В настоящее время в новых отраслях нашей про-
мышленности вместо трубной резьбы применяют мелкие метриче-
ские резьбы. Размеры трубных резьб в пределах от 1/8 до 6" уста-
новлены СТ СЭВ 1157—78.
54
Трапецеидальная резьба применяется для механизмов,
передающих усилие в обоих направлениях, например в ходовых
винтах, винтах суппортов и т. п. Потери на трение в трапецеидаль-
ной резьбе меньше, так как
угол профиля а = 30° (меньше,
чем у метрической резьбы).
Трапецеидальная резьба пока-
зана на рис. 61, а размеры ее
установлены СТ СЭВ 146—78
и СТ СЭВ 838—78.
Упорная, или трапе,
цеидальная несиммет-
т и ч н а я, резьба применяется
в грузовых винтах с односто-
ронней нагрузкой. Профиль
резьбы неравнобочный с углом
наклона рабочей поверхности
3°; задний угол профиля 30°
(рис. 62). Наклон рабочего про-
филя под небольшим углом
диктуется технологией изготов-
ления резьбы на токарных или
фрезерных станках. Размеры
упорных резьб регламентирова-
ны ГОСТ 10177—62.
Дюймовая резьба
предназначена только для ре-
монтных целей. Применение
этой резьбы в новых изделиях
нежелательно. Эта резьба име-
ет треугольный профиль резьбы
с углом а=55°. Диаметр резь-
бы измеряется в дюймах, а шаг
резьбы — по количеству ниток
на длине одного дюйма.
Основные виды крепежных
изделий. Рассматривать все
применяемые типы и конструк-
ции крепежных деталей в насто-
ящей книге нецелесообразно,
так как они подробно описаны
в справочной литературе. Оста-
Рис. 62
новимся лишь на самых основ-
ных. К таким относятся болты, винты, шпильки, гайки, шайбы и
стопорные устройства, предохраняющие гайки от самоотвинчива-
ния. Большинство крепежных деталей стандартизировано.
Болт — цилиндрический стержень с головкой с одной стороны
н резьбой с другой (рис. 63, а), применяемый для соединения де-
65
талей сравнительно небольшой толщины. Обычно болты использу-
ют в комплекте с гайкой, что не требует нарезки резьбы в деталях
и сохраняет их при необходимости частого завинчивания и отвин-
чивания.
Винт — стержень с головкой и резьбой на противоположном
конце, но обычно винт ввинчивается в резьбовое отверстие детали.
Винты применяют в тех случаях, когда толщина соединяемых де-
талей велика или нет возможности удерживать гайку ключом
(рис. 63,6). Иногда винт может не иметь головки (рис. 64).
Рис. 63
Шпилька — цилиндрический стержень с резьбой на обоих
концах. При частом вывинчивании винта из корпуса резьба в кор-
пусе может быстро износиться, поэтому в этом случае применяют
шпильку, которую при разборке не вывинчивают из корпуса, а от-
винчивают гайку (рис. 63, в).
Винты и болты по форме головки делятся на четыре группы:
с головкой, захватываемой инструментом снаружи, например шести-
гранные или квадратные; с головкой, захватываемой инструментом
с торца, например с помощью шестигранного отверстия в головке
и торцового ключа, шлица и отвертки обыкновенной или кресто-
образного шлица и специальной отвертки; с головкой, препятствую-
щей повороту болта при его закреплении гайкой. Сюда относятся
прямоугольные головки, головка полукруглая с усом и т. п.; со спе-
циальными головками, например с кольцом для подъема (винт
грузовой) или откидной болт с отверстием, фундаментные болты
и т. п.
Выбор той или иной конструкции головки винта или болта за-
висит от конструкции собираемого узла и возможного доступа к
крепежным деталям. Надо учитывать также и то, что нормальный
шестигранный ключ может создать больший момент, чем обычная
отвертка.
Кроме обычных болтов и винтов с различными конструкциями
головок широко применяют так называемые установочные винты
для фиксации положений деталей. На,рис. 64 показаны некоторые
конструктивные разновидности установочных винтов.
66
Гайка — замыкающая деталь при соединении деталей болтом
или шпилькой (рис. 65). Наибольшее распространение получили
гайки в виде шестигранной призмы (рис. 65, а, б), имеющей отвер-
стие с нарезанной резьбой. Различают гайки нормальной высоты
H^0,8d, где d — диаметр резьбы болта. При частом отвинчивании
применяют также гайки высокие H=l,6d и гайки пониженной вы-
соты при малых осевых усилиях. Для предохранения гайки от са-
моотвинчивания изготовляют
гайки с прорезями или коронча- ЧЖ
тые, со стопорением их шплин-
тами (рис. 65, в). В станкостро-
ении широко применяют круг-
лые гайки для мелких резьб со
шлицами или с отверстиями на
торцах под ключ (рис. 66).
При отвинчивании гайки от
руки применяются гайки с на-
каткой на цилиндрической по-
верхности или гайки-барашки
с двумя лепестками.
Шайб ы — стальные кольца небольшой толщины, их подклады-
вают под гайку или головку болта для предохранения поверхности
детали от задира при затягивании гайкой. ГОСТ 11371—78 преду-
сматривает применение штампованных черных шайб и чистых то-
ченых с одной фаской. Стандартизированы также увеличенные
шайбы (ГОСТ 6958—78).
Способы предохранения резьбовых соединений от самоотвинчи-
вания. В целях обеспечения надежности резьбовых соединений,
в особенности при наличии вибрации, толчков и ударов, ослабляю-
щих самоторможение в резьбе, применяют способы предохранения
от самоотвинчивания:
повышением сил трения в резьбе или на опорных поверхностях
головки болта или гайки независимо от наличия внешней силы,
67
действующей на резьбу. Это достигается применением контргаек,
пружинных шайб, разрезных гаек и т. п. (рис. 67, а, б, в);
жестким соединением гайки со стержнем болта или деталью ко-
рончатой гайкой со шплинтом, различными шайбами с отгибающи-
мися краями и усиками, стопорение проволокой и т. п. (рис. 68);
закерниванием наглухо резьбы в трех точках, расклепыванием
стержня болта, приваркой гайки к детали. В приборостроении час-
то осуществляют закрашивание лаком резьбы над гайкой.
Ниже приведены основные методы расчетов резьбовых соедине-
ний.
Определение силовой зависимости между осевым и окружным
усилием в резьбе. Предположим, что винт с прямоугольной резьбой
нагружен силой Р. Для того чтобы поднять этот груз, необходимо
приложить к гайке окружную силу Т. Условно на рис. 69, а гайку
заменим ползуном, на который действуют сила Р в вертикальном
направлении и сила Т в горизонтальном направлении. Условно раз-
вернем по среднему диаметру резьбы один виток и получим тре-
угольник, гипотенуза которого будет разверткой винтовой поверх-
ности, расположенной под углом подъема резьбы р.
Рассмотрим перемещения ползуна по наклонной плоскости
(рис. 69, б). Сила взаимодействия наклонной плоскости с ползуном
при относительном движении представляет собой равнодействую-
щую нормальной силы и силы трения. Следовательно, эта сила на-
клонена к нормали п под углом трения р. В результате разложения
силы получим для прямоугольной резьбы 7’=Ptg(P+p). При коэф-
фициенте трения в резьбе f tgp=f.
Для треугольной резьбы вместо р надо взять р'; приведенный
угол трения
tg p' = //(c°s а/2),
где а — угол профиля резьбы (для метрической а=60°, для труб-
ной а=55°, трапецеидальной а = 30°) (рис. 69, в). Следовательно,
для винтов с непрямоугольной резьбой
r=Ptg(Hp').
Коэффициент полезного действия винтовой пары и условия само-
торможения. Коэффициент полезного действия винта определяется
отношением работы сил полезного сопротивления ЛПОл к работе
движущих сил ЛДв, например x\=AaOn/AaB = Ph/(Tl)=Pltg^/(Tl) —
= ^ёр/Л где h — высота подъема груза Р; I — путь, проходимый
силой Т.
Подставляя значение Т, полученное при определении силового
соотношения Т и Р, получим окончательный вид формулы кпд:
для винта с прямоугольной резьбой
•n=tg₽/tg$4-p);
для винта с остроугольной резьбой
n' = tgp/tg(p-|-p').
68
Рис. 69
Отсюда видно, что кпд прямоугольной резьбы больше остро-
угольной (т)>т]')-
Винт будет самотормозящим только в том случае, если угол
подъема винтовой линии р будет, меньше или равен углу трения р
(Р^Р=£г6°) или когда кпд г]s^50%. Для крепежных резьб величи-
на угла подъема резьбы р находится в пределах 1,5... 4°, а угол
трения р' изменяется в зависимости от величины коэффициента
трения в пределах от 6° при f'=0,1 до 16° при f'=0,3.
Выбор материалов и допускаемых напряжений для резьбовых
деталей. Выбор материалов для изготовления резьбовых деталей
зависит от условий работы (температура, возможность коррозии
и т. п.), величины и характера нагрузки (статическая или перемен-
ная) и способа изготовления. Например, для неответственных стан-
дартных резьбовых крепежных деталей применяют низко- и сред-
неуглеродистые стали обыкновенного качества. В машинах средней
нагруженности применяют резьбовые изделия из качественной уг-
леродистой стали, в ответственных случаях при переменных нагруз-
ках и высокой рабочей температуре (до 400° С) применяют легиро-
ванные стали. При рабочей температуре 400... 700° С и активной
среде применяют нержавеющие стали.
В электропромышленности применяют резьбовые изделия „из
латуни. Для уменьшения массы в слабонагруженных изделиях
применяют сплав алюминия. Значительное применение получили
винты из титановых сплавов (ВТ14, ВТ16), масса которых .на
60% меньше стальных.
Болты из низкоуглеродистой стали обыкновенного качества тер-
мически не обрабатывают. Болты из среднеуглеродистой качествен-
ной стали и из легированных сталей подвергают термоулучшению
или закаливают. В табл. П8 приведены основные материалы, при-
меняемые для резьбовых деталей и их характеристики.
Для защиты от коррозии и влияния температур для болтов и
гаек предусматривают нанесение металлических покрытий или
оксидных пленок (цинкование, хромирование, никелирование, мед-
нение, серебрение, оксидирование, кадмирование и др.).
Допускаемые напряжения для резьбовых соединений
зависят от характера нагрузки (постоянная или переменная), ка-
чества монтажа (контролируемая или неконтролируемая затяжка),
температурного воздействия, механических свойств материала
и т. д.
При неконтролируемой затяжке болтов, особенно малых диа-
метров (М6...М12), необходимо брать пониженные значения допу-
скаемых напряжений, так как невозможно учесть силу рабочего,
затягивающего гайку ключом, что может привести к перенапряже-
нию и даже к разрушению резьбы.
Допускаемые напряжения на растяжение можно ориентиро’вочно
определять по пределу текучести от материала (табл. 9)
Необходимо учитывать температурный режим работы. Напри-
мер, для болтов из СтЗ следует снижать допускаемое напряжение:
70
Таблица 9
Материал болта Постоянная нагрузка Переменная нагрузка
М6...М16 М16...М30 М6...М16 М16...М30
Сталь углеро- дистая Сталь легиро- ванная (0,2...0,25)СТт (0,15...0,2) От (0,25...0,4)от (0,2...0,3)От (0,08...0,12) От (0,1 ...0,15) <гт 0,12пт 0,15(Ут
в 1,6 раза — при температуре до 125° С; в 2 раза — при температуре
до 300° С; в 2,5 раза — при температуре до 375° С.
Допускаемое напряжение при расчете на срез стержня болта:
[т]ср=0,4от — при постоянном нагружении; [тср]= (0,2... 0,3) сгт —
при переменном нагружении.
Допускаемые напряжения на смятие деталей в соединении:
[о]см = 0,8 От — для стали, [<j]cm= (0,4... 0,5) от — для чугуна.
Удельные давления: [gJ=l,0...2,0 МПа — для бетона; [<?] = 2,0...
4,0 МПа — для дерева.
Для ходовых и грузовых винтов допускаемое удельное давление
в резьбе [<?]=8... 12 МПа (сталь —бронза); [^] = 4,5...8 МПа
(сталь — чугун); [<?]=7,5... 13 МПа (сталь — сталь). Эти величины
определены по условию невыдавливания смазки.
Допускаемое напряжение на срез [т]Ср=0,2от— для стальной
гайки; [т]Ср = 25... 35 МПа — для бронзовой гайки.
Для наиболее часто встречающихся метрических стандартных
резьб в табл. П7 приведены наружный, внутренний и средний
диаметры резьбы и шаг резьбы.
Расчеты резьбовых соединений. Резьбовые соединения могут
выходить из строя вследствие разрушения (разрыва) стержня болта
по резьбе или у головки, среза резьбы, а также ее смятия или из-
гиба. Основным видом разрушения все же является разрушение
стержня болта. Так как стандартизацию резьбы выполняют с ис-
пользованием условия равнопрочности, то при применении стан-
дартных крепежных деталей обычно можно ограничиваться расче-
тами по одному главному критерию работоспособности — прочности
винта на растяжение.
В зависимости от условий сборки и нагружения применяют
различные виды болтовых соединений. Мы рассмотрим только со-
единение ненапряженное (гайка не затянута); соединение напря-
женное (гайка затянута, дополнительная внешняя нагрузка отсут-
ствует); соединение напряженное с внешней осевой нагрузкой; со-
единение напряженное с поперечной внешней нагрузкой.
Расчет ненапряженного болтового соединения. Примером такого
соединения является хвостовик грузоподъемного крюка с нарезан-
ной резьбой (рис. 70). В данном случае гайка свободно навинчена
на нарезанную часть хвостовика и зафиксирована от самоотвинчи-
вания шплинтом, проходящим через гайку и стержень хвостовика.
71
Пренебрегая массой крюка, можно считать, что резьба нагружается
только растягивающей силой Р, приложенной к крюку. Статическая
прочность стержня с резьбой в связи с объемным напряжением
выше (в среднем на 10%), чем гладкого стержня, диаметр которого
равен диаметру впадин резьбы </3 (см. рис. 58). Поэтому за расчет-
, d ' ный диаметр dp принимают диаметр больший d$,
* р а именно: ^р = 0,5(с!2тйз) —0,9Р, где d — на-
(W1 ружный диаметр резьбы, Р — шаг резьбы.
Допуская, что напряжения в опасном сечении
I Д~пГ' I резьбового хвостовика распределяются равно-
мерно, определяем расчетный диаметр резьбы
V х. dp. Условие прочности на растяжение
С\_^Л вр=^/(л^4)=4Р/(л^Х[«]р,
JJ где Р — осевая сила, Н; dp — расчетный диаметр
резьбы, мм; [о]р — допускаемое напряжение на
J растяжение, МПа.
'р Из уравнения прочности находим
Рис‘ 70 dp > V4Р/(л[а]р) > 1,13 Кр/Й;.
Зная dp, по табл. П7 определяем ближайший стандартный раз-
мер резьбы (так, чтобы dp^.d3).
Пример. Определить диаметр резьбы хвостовика грузоподъемного крюка,
изготовленного из стали СтЗ, если полезная нагрузка крюка Р = 35 кН.
Решение. 1. Определяем допускаемое напряжение на растяжение для ста-
ли СтЗ по табл. 9. Предполагая, что размер резьбы будет в пределах М16...М30,
принимаем [о]р=0,3от. По табл. П8 находим для стали СтЗ от=240 МПа. Сле-
довательно, [о] Р = 0,3-240=72 МПа.
2. Определяем расчетный диаметр резьбы из условия прочности на растяжение:
dp > 1,13 /Р/[«]р > 1,13/35 000/72 «25 мм.
3. По найденному значению dp=25 мм подбираем стандартную метрическую
резьбу (см. табл. П7). Ближайший большой внутренний диаметр стандартной
резьбы будет ^3=25,546 мм, что соответствует метрической резьбе с крупным
шагом (Р=2 мм) —М28. Принимаем для крюка резьбу М28.
Расчет затянутого болта без внешней нагрузки. Характерным
примером такого соединения может служить болтовое крепление
герметичных крышек, люков и т. п. (рис. 71). При затяжке болт ис-
пытывает напряжение скручивания от приложенного усилия к гаеч-
ному ключу. В поперечном сечении болта возникают два внутрен-
них силовых фактора: продольная сила Р, равная усилию затяжки,
и вращающий момент, равный моменту в резьбе. Следовательно,
надо рассчитывать болт на сложное сопротивление. Для упрощения
расчет можно производить с достаточной точностью на растяже-
ние, а влияние кручения практически в этом случае будем учиты-
вать (для метрической резьбы) увеличением расчетной нагрузки
в 1,3 раза. Следовательно, уравнение прочности
Яр = 1,3 Р/(Л fl^4) < [а]р.
72
Расчетный диаметр резьбы
rfp=/5,2P/(n[0]p)^ 1,3 /РМР.
Так как у прямоугольной и трапецеидальной резьб приведенной
коэффициент трения меньше, чем у треугольных, то расчетную на-
грузку для них можно увеличивать (соответственно) в 1,2 и 1,25 ра-
за. Практикой установлено, что болты малых диаметров М6...М12
легко разрушаются при затяжке. Например, болт Мб разрушается
при приложенной к ключу силе 45 Н, а болт М12 — при силе 180 Н.
Рис. 71 Рис. 72
В связи с этим необходимо для малых болтов применять затяж-
ку с помощью специальных тарированных ключей.
Расчет напряженного болтового соединения с внешней осевой
нагрузкой. Примером такого соединения могут служить болты
крепления крышки резервуара для газа 'и жидкости с давлением
выше атмосферного. Обычно между крышкой и корпусом резервуа-
ра устанавливают прокладку из меди, асбеста и. др. (рис. 72). За-
тяжка болтов должна обеспечивать герметичность соединения, и,
кроме того, болты должны выдерживать осевую нагрузку от давле-
ния газа на крышку. Следовательно, на болт будут действовать
сила затяжки и внутреннее давление, приходящееся на один болт.
Так как на практике величину затяжки болтов в большинстве
случаев не .контролируют, то смысл точного расчета теряется.
Величину расчетной нагрузки Рр, по которой следует находить
внутренний диаметр резьбы болта, можно определить, если обозна-
чить через Р осевую нагрузку болта, силу затяжки через Рзат,
а часть внутреннего давления, приходящегося на один болт,— через
Pi. Тогда осевая нагрузка на болт
Р^Р^+К.Рг,
где Кб — коэффициент внешней нагрузки, учитывающий деформа-
ции болта и деталей соединения. Для приближенных расчетов со-
единений без упругих прокладок можно принимать Лб = 0,2... 0,3.
Дополнительное усилие (Н) на болт от давления газа можно
определить, если известно давление газа р (МПа), диаметр крыш-
ки D (мм) и число болтов i.
73
Тогда
Pj = n Lfip/Ai.
Силу затяжки болта для получения необходимой герметичности
можно определить в зависимости от внешней нагрузки и материала
прокладки P3a7 = KpPi, где — коэффициент затяжки. По условию
нераскрытия стыка (соединения) при постоянной нагрузке К9 =
= 1,25...2,0; по условию гер«
метичности при упругой про-
кладке Кр= 1,3...2,5; при ме-
таллической фасонной про-
кладке Др = 2...3,5; при ме-
таллической плоской про-
кладке Ар-3.,.5.
Поскольку при затяжке
болт испытывает также на-
пряжение кручения, как бы-
ло сказано ранее, для учета
этого напряжения нагрузку
необходимо увеличить в 1,3
Рис. 73
раза:
Ррасч= 1,3 Р= 1,3(Рзат-|-/С8 Рх)= иЗ^рЛ+Кз Л)==
= 1,3/>!(*₽ + *»)•
При статической нагрузке уравнение прочности болта
ар — ^расч/(л ^^/4) [з]р.
При проектном расчете расчетный диаметр резьбы болта
d9 > V 4Ррасч/(л [а]р) > 1,13 V Ррасч/[а]р.
По полученному dp подбираем ближайший равный или больший
внутренний диаметр d3 стандартной резьбы по табл. П7.
Напряженное болтовое соединение, воспринимающее попереч-
ную нагрузку. Рассмотрим два варианта применения болтовых
соединений, воспринимающих поперечную внешнюю нагрузку:
а) болт в отверстие поставлен с зазором; б) болт чистый, постав-
лен в отверстие без зазора (после развертки).
Вариант «а». Две планки, соединенные болтом, сдвигаются
силами R (рис. 73, а), болт вставлен в отверстие с зазором. Силы
R должны компенсироваться силой трения F, возникающей на сты-
ке соединяемых планок. При этом необходимо болт затягивать та-
ким усилием Р, чтобы сила трения F на поверхности была на 20...
30% больше силы R, стремящейся сдвинуть планки: F=Pf^
ж (1,2... 1,3)/?, где f — коэффициент трения на поверхности соеди-
нения.
При трении стали по стали коэффициент трения f«0,16...0,2.
Тогда сила затяжки болта Р^ (1,2... 1,3) R/f. Так как в данном слу-
чае имеем напряженное болтовое соединение, где болт испытывает
74
напряжение кручения и растяжения, для учета влияния кручения
увеличиваем расчетную нагрузку в 1,3 раза, как было указано ранее,
^расч=1,3 Р.
При соединении планок болтами в количестве, равном i, урав-
нение прочности будет иметь вид:
«р=^расч/( Л ^р)/4* = 4Ррасч/( л 0 = 4 • 1 ,ЗР/( Л Д?21) =
=4-1,3.1,27?/(л if )=6,25/?/(л 2/?/(^//)< [в]р.
При проектном расчете расчетный диаметр резьбы болта
rfp> У 2/?/(//[’]₽)« MKWHp)-
Таким образом, усилие, на которое следует рассчитывать болт,
значительно больше поперечной силы Р, что вызовет необходимость
применения больших по размеру болтов и, следовательно, увеличит
массу конструкции.
Для разгрузки болта от поперечной силы применяют различные
разгружающие устройства: штифты, втулки, шпонки, упоры и т. п.
(рис. 74, а, б, в, г). В таких случаях разгружающие устройства рас-
считывают на срез, а.болт на растяжение.
Вариант «б». Две планки, соединенные болтом, растягивают-
ся силой Р (рис. 73, б); болт вставлен в отверстие без зазора (пос-
ле развертки). В данном случае при расчете прочности соединения
не учитывают силы трения, так как затяжка болта не обязательна.
Тут болт работает как штифт, а стержень болта рассчитывают по
напряжениям среза и смятия. Уравнение прочности стержня болта
на срез:
*ср=Я/(л rf^4)/=4-7?/(n fl'oZ’X Мср,
где i —число плоскостей среза; d0—наружный диаметр стержня
болта.
Зная величину силы Р, можно определить диаметр d0:
rf0>/4/?/(n[T]cp.Z)« 1,13
Уравнение прочности на смятие при одинаковом материале полос:
®см = ^?/('^^о) [3]см«
75
Если в результате асм>(а]см, надо увеличить диаметр болта или
увеличить их количество. Такой способ установки болтов дает воз-
можность применять болты меньшего диаметра, чем в предыдущем
случае.
Пример расчета болтового соединения, нагруженного поперечной силой.
Определить диаметр резьбы болта для соединения двух планок из стали СтЗ
сечением 20 X 60 мм под статическую растягивающую нагрузку R=7 кН.
I. Болт вставлен в отверстие с зазором (рис. 73, а).
Решение. 1. Определяем допускаемое напряжение на растяжение для ма-
териала болта, предполагая, что он будет изготовлен из стали СтЗ. По табл. П8
определяем для СтЗ предел текучести dT = 240 МПа. По табл. 9 определяем
допускаемое напряжение на растяжение, предполагая, что болт будет иметь раз-
меры в пределах М16...М30: [о]р~0,4стт=0,4-240 = 96 МПа.
2. Задаваясь коэффициентом трения f=0,2 и числом болтов i=l, определя-
ем расчетный диаметр резьбы из условия прочности на растяжение:
rfp > 1,4 V/?/(// (о]р)> 1,4 У 7000/(1-0,2-96) = 26,7 мм.
3. По табл. П7 подбираем ближайший стандартный внутренний диаметр резь-
бы, по которому окончательно устанавливаем размер болта. Как видно из таб-
лицы, ближайший стандартный внутренний диаметр d2=27,546 мм, что соответ-
ствует стандартной резьбе Ш0Х2 с шагом 2 мм и наружным диаметром 30 мм.
II. Болт вставлен в развернутое отверстие без зазора
(рис. 73, б). В данном случае стержень болта будет испытывать напряжение сре-
за и смятия.
Решение. 1."Определяем допускаемое напряжение на срез стержня болта
из стали СтЗ: [т]ср=0,4ат = 0,4-240=96 МПа; на смятие: [о]См=0,8о*=
=0,8-240=192 МПа.
2. Определяем диаметр стержня болта d0 из условия прочности на срез:
4> = 1.13У7?/[х}ср = 1,13/7000/96 9,65 мм.
Принимаем диаметр стержня болта do=12 мм со стандартной резьбой М10
и крупным шагом (1,5 мм) (см. табл. П7).
3. Полученный размер стержня болта проверяем на смятие. Предполагаем,
что размер S будет на 1.5...2 мм меньше толщины полосы, т. е. S=18 мм, тог-
да Oc»=RI(Sde) =7000/(18-12) =32,4 МПа<[о]ем.
Katf видно из приведенного примера, размеры болтов, установленных без
зазора, будут значительно меньше.
Грузовые винты. Грузовым называется винт, работающий с
гайкой как кинематическая пара, служащая для подъема или пере-
мещения груза. Характерным примером такой винтовой пары явля-
ется винтовой домкрат.
Рассмотрим конструкцию и расчет винтового переносного дом-
крата (рис. 75).
Домкрат имеет чугунный корпус, в который запрессована брон-
зовая (чугунная или стальная) гайка. Стальной винт, вращаясь
с помощью головки винта и рукоятки, перемещается вверх или
вниз. При этом чаша упирается в поднимаемый (опускаемый) груз
и не вращается. Резьба винта и гайки трапецеидальная или пря-
моугольная.
Рассмотрим на примере порядок расчета винтового домкрата
с прямоугольной резьбой.
Пример расчета винтового домкрата (рекомендуется для курсового проекта).
Техническое задание. Спроектировать винтовой домкрат со съемной
круглой рукояткой грузоподъемностью Q=70 кН, если материал винта сталь
76
J| LP<J* ,
Рис. 76
СтЗ, гайки — бронза Бр.АЖ9-4Л, рукоятки — сталь Ст4, а корпус будет отлит
из серого чугуна марки СЧ15.
I. Определение основных размеров винта.
1. Определяем допускаемое напряжение на сжатие для материала винта
СтЗ. По табл. П2 определяем механические характеристики для стали СтЗ:
от~240 МПа; пв~470 МПа; [о]сж = Пт/(П1П2па) =240/(1-1,5-1,5)~ 107 МПа,
где П] = 1; п3=1,5, а п2 выбираем в зависимости от степени пластичности, т. е.
ат/ав = 240/470—0,53, откуда по табл. 1 п2—1,5.
Затем определяем пониженное значение допускаемого напряжения на сжа-
тие (для учета влияния скручивания) [а^сж = 0,6[а]Сж = 0,6-107==64 МПа.
2. Определяем внутренний диаметр резьбы винта из условия прочности на
сжатие: d\ = 1,13}/Ф/[<Исж = 1,13 }/70 000/64 37,4 мм; для повышения же-
сткости конструктивно увеличиваем внутренний диаметр резьбы di до 40 мм, d\ =
= 40 мм.
3. Определяем шаг резьбы прямоугольного профиля (рис. 76). Рекоменду-
ется принимать следующее соотношение: Р=бЛ/4=2/, тогда Р=б£/4 = 40/4 =
= 10 мм, Р=10 мм, откуда / = Р/2= 10/2 = 5 мм, / = 5 мм.
4. Определяем наружный диаметр резьбы винта d = di+2/ = 40+2-5 = 50 мм.
5. Определяем средний диаметр резьбы dcp= (d+^i)/2= (50+40)/2 = 45 мм,
dCp = 45 мм.
6. Проверяем, выдержано ли условие самоторможения при полученных раз-
мерах резьбы: tg $ = Р/(Tide?) = 10/(л-45) =0,071 (см. рис. 76). Следовательно,
р—4°. По условиям самоторможения tg p=f=O, 1, где коэффициент трения сталь-
ного винта по бронзовой гайке /—0,1, откуда угол трения _р —6°. Как видно, са-
моторможение обеспечено, так как Р<р (4°<6°).
7. Определяем рабочую длину винта. Рекомендуется высота подъема £Под =
= (8...10)d, принимаем £ПОд = 10-d= 10-50 = 500 мм.
8. Определяем общую длину винта £ = £под+/7=500+Я, где высоту гайки
Я получим при определении размеров гайки. При Я=100 мм £ = 500+100=
= 600 мм.
9. Производим проверку винта на устойчивость (продольный изгиб).
Гибкость винта определяем по формуле %= (ц*£под)Д= (1 -500)/10=50, где
радиус инерции /=^1/4 = 40/4= 10 мм, а коэффициент, учитывающий способ за-
крепления сжимаемого стержня, ц=1 (при шарнирном закреплении концов винта).
Для %=50 коэффициент уменьшения допускаемого напряжения для сжатия
стержней <р = 0,89. Значения % и <р приведены ниже:
X............... 30 40 50 60 80 100 120
Ф............... 0,94 0,92 0,89 0,86 0,75 0,60 0,45
Затем проверяем винт на устойчивость асж = 4ф/(т£2) г^ф[а']сж = 0,89х
Х64 —57,0 МПа, асж=^(4-70000)/(л-402) =55,7 МПа<57 МПа.
Следовательно, устойчивость винта обеспечена.
II. Определение размеров гайки (рис. 77).
1. Определяем количество витков гайки z из условия ее износостойкости.
Принимаем среднее удельное давление между витками стального винта и брон-
зовой гайки [?] = 10 МПа: z=4Qln(d2—d?) [?] = (4-70 000)/тс(502—402) • 10« 10.
Желательно, чтобы г^10. Если г> 10, то следует увеличить размеры винта.
2. Определяем высоту гайки H=P*z= 10-10= 100 мм.
3. Находим высоту заплечика гайки. Рекомендуется h= (0,3...0,5)Я, прини-
маем /z = 0,ЗЯ=0,3-100=30 мм.
4. Определяем наружный посадочный диаметр гайки из условия прочности
на растяжение и для учета кручения принимаем QpaC4=l,3Q:
о = 1,13/(QpaC4/Mp) + rf2= 1,13 /(1.3Q/[O]p)+d2 =
= 1,13 / (1,3-70 000/40) + 502 = 78,1 мм.
Принимаем D=80 мм.
Здесь [а]р = 0,8[<т]и=0,8-50=40 МПа, а [о]и=50 МПа.
5. Определяем диаметр буртика Di из условия прочности на смятие:
Di = 1,13 У (Q/[o]CM) +D2 = 1,13/ (70 000/80) + 802 =96,1 мм,
где [о]см~1,6[<т]и= = 1,6-50=80 МПа.
78
Рис. 78
Рис. 79
Рис. 80
Конструктивно увеличиваем размер буртика Di до 100 мм. D\ можно также
определить по соотношению D\^ (1,5...1,20) D.
III. Определение размеров рукоятки (рис. 78).
1. Определяем длину рукоятки, необходимую для преодоления вращающего
момента при подъеме груза Q двумя рабочими. Практически можно принять
Твр~0,14 QdCp=SpLp, где усилие одного рабочего $р = 200...400 Н.
Принимая усилие двух рабочих по Sp = 300 Н (при средней продолжитель-
ности работы), определяем: Lp= (0,14Q5Cp)/(2SP) = (0,14*70 000*45)/(2*300) =
=735 мм.
Для удобства захвата рукоятки двумя рабочими увеличиваем длину руко-
ятки на 150 мм, £'р = 735+150=885 мм. Принимаем Lp = 885 мм.
2. Определяем диаметр рукоятки из условия прочности на изгиб.
Принимаем допускаемое напряжение на изгиб [о]Р=1,2[о]Сж=1,2* 115,5 =
= 138,6 МПа, где допускаемое напряжение на сжатие для стали Ст4: ат =
=260 МПа, ов = 480 МПа (табл. П2); при Hi=Lh <ут/пв = 260/480=0,54. По
табл. 1 п2=1,5; я3=1,5, тогда [о] сж = ат/(п1П2п3) =260/(1 • 1,5* 1,5) = 115,5 МПа.
Диаметр рукоятки определяем по формуле
rfp = ^2Sp£p/(0,l [а]н) = У(2-300-885)/(0,1-138,6) = 33,71 мм.
Принимаем dp=34 мм.
IV. Конструирование головки винта и чашки домкрата.
Конструкция чашки может быть разная (рис. 78 и 79). Принимаем конструк-
цию, яоказанную на рис. 78.
Определяем размеры головки винта: d4= l,7d= 1,7*50 = 85 мм; высота Н2 =
= 1,6^=1,6*50=80 мм; диаметр отверстия под рукоятку dp+l мм = 34+1 =
= 35 мм; диаметр хвостовика d3 = 0,6^=0,6*50 = 30 мм; длина хвостовика Н4 =
=^з=30 мм.
Затем находим размеры чашки: высота Н= l,8d= 1,8*50=90 мм; диаметр
широкой части ^ = 2^=2*50=100 мм; диаметр основания </2= l,6d= 1,6*50=
= 80 мм; толщина донышка Н4—1 мм = 30—1=29 мм, диаметр отверстия под
хвостовик винта d3+1 мм = 30+1=31 мм; толщина стенки — 12 мм. Принимаем
винт для крепления чашки.М12...М14. Размеры чашки можно определить по ука-
занным на рис. 79 соотношениям размеров.
V. Конструирование корпуса домкрата (рис. 80).
1. Подбираем высоту корпуса Н\. Высота корпуса складывается из высоты
гайки Я, высоты подъема груза £Под, -толщины предохранительной шайбы /, вы-
соты головки нижнего стопорного болта (М16) — 0,7б/ре3ьбы —12 мм и зазора
10... 15 мм между нижней частью винта и полом.
Следовательно, Я1 = Я+£Под + /+12+15= 100+500+5+12+15 = 632 мм.
Принимаем 7^ = 635 мм.
2. Определяем диаметр основания D2 и D3, принимая уклон корпуса ! = 1 : 10
(рекомендуется i= (1/6)...(1/12): Р2 = (£>+10) +2/(£иед+/+12+15) = (80+10) +
+2* (1/10) • (500+5+12+15) = 192 мм.
Принимаем Р2=195 мм.
Определяем D3 с таким расчетом, чтобы удельное давление между домкра-
том и подкладываемой под домкрат деревянной доской было не более Гя] =
= 2,0 МПа: '
О3 = 1.13 V(<?/[?]) + = 1,13 /(70 000/2,0) 4- 1952 = зоб мм.
Принимаем Р3 = ЗЮ мм.
3. Толщина стенки 6 = 7...10 мм, принимаем 6 = 8 мм. Толщина опорного
пояса домкрата 6 + (4...6 мм) - 8+5=13 мм.
4. Ребра жесткости (см. рис. 80) необходимы для упрочнения опорного поя-
са в том случае, если опорный пояс (£>3—£>2)/2 будет больше 56. Проверяем:
(Рз—Р2)/26 = (310—195)/2-8 = 7,15>5, следовательно, ребра жесткости необходи-
мы. Толщину этих ребер принимаем 6 = 8 мм.
80
Упражнение. Спроектировать винтовой домкрат согласно конструкции, ука-
занной на рис. 75, для следующих условий работы.
Варианты Материал Грузо- подъем- ность Q, кН
винта гайки рукоятки корпуса
1 Сталь 15 Бр.АЖ19-4Л Сталь 40 СЧ15 50
2 Сталь 30 Бр.АЖ19-4Л Сталь 45 СЧ15 52
3 Сталь 40 Бр.АЖ19-4Л Ст4 СЧ15 55
4 Сталь 40 Бр.АЖ19-4Л Ст4 СЧ15 57
5 Сталь 40 Бр.АЖ19-4Л Сталь 45 СЧ15 60
6 Сталь 40 Бр.АЖ19-4Л Сталь 60 -СЧ15 65
Контрольные вопросы
1. Как классифицируются резьбы по профилю и назначению?
2. Назовите основные крепежные изделия.
3. Почему для крепежных изделий применяется крупная метрическая резь-
ба?
4. Когда применяются мелкие метрические резьбы?
5. Какие применяются способы стопорения резьбовых соединений?
6. Покажите силовую зависимость между. осевым и окружным усилием в
резьбе.
7. Какие материалы и допускаемые напряжения применяют для резьбовых
деталей?
8. К$к производится расчет напряженного болтового соединения?
9. Как производится расчет затянутого болта без внешней нагрузки и с
внешней осевой нагрузкой?
10. Как рассчитывается напряженное болтовое соединение, воспринимающее
поперечную нагрузку: а) болт с зазором; б) болт без зазора? В каком случае
размер болта будет меньше?
ГЛАВА IY
ДЕТАЛИ ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ
§ 17. КОНСТРУКЦИЯ И РАСЧЕТ ВАЛОВ И ОСЕЙ
Для поддержания вращающихся деталей — шкивов, блоков,
зубчатых колес, звездочек, катков и т. п. — служат валы и оси. По
конструкции валы и оси мало отличаются друг от друга, но харак-
тер их работы существенно различен:
оси поддерживают вращающиеся детали и, следовательно, вос-
принимают изгибающие нагрузки от массы деталей и нагрузок, при-
ложенных к ним;
валы представляют собой звенья механизма, передающие вра-
щающий момент, и, следовательно, кроме изгиба от усилий, возни-
кающих в передачах, массы посаженных на вал деталей и собст-
венной массы испытывают кручение.
Оси по условиям работы могут быть неподвижными или вра-
щающимися вместе с посаженными на них деталями (блоки грузо-
81
подъемных машин, вагонные колеса); валы при работе механизма
всегда вращаются.
Нагрузки, воспринимаемые осями и валами, передаются на
корпуса или станины машин через опорные устройства — подшип-
ники. По роду трения все подшипники разделяются на подшипники
скольжения и подшипники качения.
Части валов и осей, непосредственно соприкасающиеся с под-
шипниками, носят общее название цапфа.
Цапфа, передающая
на опору радиальную на-
грузку и расположенная
на конце вала, называет-
ся шипом, а промежу-
точные цапфы называют-
ся шейками. Часть ва-
ла, передающая опоре
осевую нагрузку, называ-
ется пятой, а опора
скольжения, воспринима-
ющая эту осевую нагруз-
ку, — подпятником
(рис. 81).
Оси могут быть укреп-
лены в опорах неподвиж-
но. При этом посаженные
на ось детали вращаются
свободно. Такая ось испы-
тывает изгиб с напряже-
нием, изменяющимся толь-
ко по величине. Применя-
ют такую ось, например,
для подвесного блока
(рис. 82, а). Ось может
вращаться вместе с за-
крепленной на ней де-
талью. В этом случае ось
испытывает изгиб с на-
пряжением, изменяющимся по симметричному циклу, например
ось железнодорожного вагона (рис. 82, б).
Оси всегда прямые, а валы бывают прямые, коленча-
тые и гибкие.
По конструкции оси и валы бывают гладкими (рис. 82, а),
ступенчатыми, сплошными и пустотелыми.
Для посадки зубчатых колес, шкивов, муфт, подшипников на
валах и осях предусматривают соответствующие цилиндрические
или конические участки определенного -диаметра и длины, а для
фиксации указанных деталей в осевом направлении валы снабжа-
ют упорными буртиками, резьбой для закрепления детали, гайкой
и т. п. Для передачи валами вращающего момента используют
82
шпоночные, шлицевые, штифтовые соединения, которые также вли-
яют на конструкцию вала.
Чаще применяют сплошные валы и оси. В тех случаях, когда
необходимо снизить массу деталей или когда, надо через вал про-
пустить другую деталь, например тягу, валы и оси делают полыми.
Опорные .части валов и вращающихся осей. Шипы выполняют
с одним или двумя заплечиками, ограничивающими перемещение-
вала в одном или двух направлениях. Эти заплечики воспринимают'
небольшие осевые нагрузки (рис. 83, а).
Рис. 83
Рис. 84
Шипы не передают вращающих моментов, а работают только на
изгиб в непосредственной близости к опоре, поэтому диаметр шипа
можно делать меньше диаметра вала (оси); это выгодно и пото-
му, что при меньшем диаметре будут и меньшие потери на трение
скольжения, которые пропорциональны скорости шипа на его по-
верхности (рис. 83, б).
На рис. 83, в показана шейка вала. Шейка передает вращающий
момент и подвергается действию кручения, поэтому, чтобы повы-
сить прочность вала, шейку следует делать не меньшего, а не-
сколько большего диаметра, чем вал, а для ограничения от осевого
смещения такую шейку снабжают буртиком (рис. 83, г).
Конструкция пяты. На рис. 84 приведены различные конструкции
пят в зависимости от величины осевой силы R.
Пята, опирающаяся на подпятник всей торцовой поверхностью’,
называется плоской (рис. 84, а); пята, опорная поверхность ко-
торой ограничена окружностями d и dit называется кольцевой
пятой (рис. 84,6); пята, у которых опорная поверхность составлена
из нескольких колец, называется гребенчатой пятой
(рис. 84,в). Сравнивая работу плоской и кольцевой пят, надо от-
метить, что условия работы плоской пяты хуже, так как окруж-
ная скорость в центре меньше и, следовательно, износ подпятника
будет неравномерный.
Гребенчатые пяты применяют в тех случаях, когда осевая на-
грузка велика и при использовании плоской и кольцевой пят удель-
ное давление превышает допустимое.
83
Расчет валов. По степени точности применяемых методов рас-
четы можно разделить на ориентировочный — как предварительный
проектный; приближенный — проектный; уточненный — провероч-
ный.
Ориентировочный расчет диаметра вала d (см) ведут
на кручение по формулеd где Т — наибольший вращаю-
щий момент (Н-м) из числа длительно действующих; С—коэффи-
циент, учитывающий материал вала, сниженное значение допускае-
мого напряжения и др.; С=0,14.
Диаметры соединяемых муфтой валов не должны сильно отли-
чаться, так как при большой разности диаметров трудно подобрать
соединительную муфту. Разница в диаметрах не должна превышать
±20%.
После определения диаметра выходного конца вала назначают
по конструктивным соображениям диаметры мест посадки под под-
шипники, зубчатые колеса и т. д., с учетом необходимости фикса-
ции этих деталей на валу, причем посадочные места под подшип-
ники качения должны согласовываться со стандартными внутрен-
ними диаметрами подшипников, а остальные посадочные места —
со стандартными значениями по табл. П9 и П10.
Приближенный расчет на прочность, учитывая совме-
стное действие изгиба и кручения, производят после ориентировоч-
ного расчета, при котором делают обычно эскизную компоновку
механизма, определяя расстояние между опорами, точки приложе-
ния сил. Порядок расчета может быть следующий.
1. Составляем расчетную схему. Рассматриваем вал как балку
на шарнирных опорах (рис. 85,с, б, в). Намечаем места посадки
колес подшипников и других деталей на вал.
2. Определяем, например, для прямозубого зацепления ради-
альное усилие на вал Fr по окружному усилию Ft, воспринимаемо-
му зубом шестерни: Fr=Ftlga, где а — угол зацепления зубчатых
колес (а-=20°).
3. Определяем реакции (Н) в опорах, предполагая, что они
расположены симметрично:
Rax=Rbx = F
RAg = Rey=Frft.
4. Определяем й строим эпюру вращающего момента (Н-м)
Т=9550 Р/п.
5. Определяем изгибающие моменты Мх и Му (Н-мм) от сил
Fr и Ft в опасном сечении вала (по центру шестерни) и строим
эпюры:
от силы Ft в горизонтальной плоскости
Л4х=^//4;
от силы Fr в вертикальной плоскости:
My=FrlH.
84
Определяем результирующий (суммарный) изгибающий момент
(Н«мм): _______
1=170 мм
. 1/2=05мм 1)2=85мм
1 1
47,1 Нм
Рис. 85
6. Определяем эквивалентный (приведенный) момент по энерге-
тической теории прочности ЛТэкв (Н-м):
^=/^2+0,75 Р .
7. Подбираем материал для изготовления вала и определяем
допускаемое напряжение. Для приближенного расчета считаем,
что [о-1]и=45... 60 МПа для сталей 35, 45 и Ст5.
8. Определяем диаметр вала в опасном сечении d (мм):
d=Vc?f.
85
Окончательно устанавливаем диаметр вала после подбора под-
шипников качения.
Диаметры частей вала, на которых имеются шпоночные канав-
ки, необходимо увеличить на 8—10% для компенсации ослаблен-
ного сечения вала.
Как оси, так и валы, нагруженные изгибающими моментами от
зубчатых колес, шкивов и т. п., при необходимости проверяют на
жесткость по наибольшему прогибу, который не должен превышать
ДОПускаеМОГО,
Величину допускаемого прогиба в месте установки зубчатого
колеса можно принимать по данным, указанным для осей и валов:
[f]^ (0,01 — 0,005) m, где т — модуль зубчатого зацепления (0,01 —
для цилиндрических, 0,005— для конических передач), или, как
принято в станкостроении, для валов общего назначения [/] =
= (0,0002... 0,0003)/, где I — длина участка вала между опорами.
Максимальный прогиб вала (оси) в плоскости действия ради-
альной силы Fr или Ft (см. рис. 85 и 86) определяем по формуле
fmax=F aW/(3EIl),
где Е — модуль упругости материала, для стали он равен 2,1 X
ХЮ5 Н/мм2; а, b — расстояние до опор, мм; I — расстояние между
опорами, мм; / — экваториальный момент инерции, мм4:
/ = л о'4/64.
Уточненный расчет на усталостную прочность проводит-
ся как проверочный на основе окончательно разработанной конст-
рукции вала и служит для определения фактических запасов проч-
ности. Необходимо, чтобы запас прочности [п]^1,5, но, учитывая
повышенные требования к жесткости валов, лучше, если [п]^2...
2,5. При таком запасе прочности специального расчета на жест-
косхь вала не требуется. Уточненный расчет вала производят с уче-
том влияния на прочность концентраторов напряжений отдельных
элементов вала. Как известно, такими концентраторами являются
шпоночные пазы, сквозные поперечные отверстия под штифты в ме-
сте перехода от одного диаметра к другому, резьбы, канавки для
установочных колец и канавки для выхода режущего инструмента
или шлифовального круга. Прочность вала также зависит от ве-
личины контактных напряжений в месте посадки на валу детали
с натягом (табл. 10).
На практике установлено, что основным видом разрушения ва-
лов является усталостное. Поэтому для валов уточненный расчет
на усталостную прочность является основным.
При совместном действии кручения и изгиба запас усталостной
прочности для валов без поверхностного упрочнения определяют по
формулам _______
ra=nent/K(ra!+«t>> I»!’
где п<г=а-1/[(Кт/е)оа]+фоСГт — запас усталостной прочности по из-
гибу; Пт=т-1/[(Кт/е)т0]+фттт — запас усталостной прочности по кру-
чению.
86
Таблица 10
Фактор концентрации напряжений «о 1
при с Гв, МПа
<700 >1000 >1000 <700
Галтель при D/d= (1,25...2) я r/d, равном 0,02 2,5 3,5 1,8 2,1
0,06 1,85 2,0 1,4 1,53
0,10 1,6 1,64 1,25 1,35
г
Выточ :ка при r/d, 0,02 0,06 0,10 Г равном 1,9 1,8 1,7 2,35 2,0 1,85 1,4 1,35 1,25 1,7 1,65 1,5

—t— Н —
Шпоночный паз 1,7 2,0 1,4 1,7
Резьба
1,8
1,5
В этих формулах оа и та — переменные составляющие циклов
напряжений, а от и тт — постоянные составляющие. Обычно при
расчете валов
An = A, = 1/2 • "Стах = (1/2) (Т/0,2 cP).
Коэффициенты и фт зависят от механических характеристик
материала:
фо=0,05; фт=0 — мягкие углеродистые стали;
ф<=0,1; фт=0,05 — среднеуглеродистые стали;
ф<к=0,15; фх=0,1—легированные стали.
87
Ка и Кх — эффективные коэффициенты концентрации напряжении
при изгибе и кручении. Их значения ориентировочно можно назна-
чать по табл. 10.
Таблица 11
Вид деформации и материала dt мм
15 20 30 40 50 70 100
При изгибе для углеродистой стали 0,95 0,92 0,88 0,85 0,81 0,76 0,70
При изгибе для высокопрочной легированной стали и при круче- нии для всех сталей 0,87 0,83 0,77 0,73 0,70 0,65 0,59
Значения коэффициента е,
учитывающего масштабный
фактор, назначают по табл. 11
в зависимости от диаметра ва-
ла, вида деформаций и мате-
риала вала.
Порядок расчета осей. Рас-
чет производится как частный
случай расчета валов, когда
вращающий момент Т=0.
1. Вычерчиваем схему на-
гружения и определяем опор-
ные реакции (рис. 86):
RA=Fblh RB=Fall.
2. Строим эпюры изгибающих моментов и находим изгибающий
момент М для опасного сечения.
3. По характеру нагрузки выбираем материалы для изготовле-
ния оси и определяем допускаемое напряжение: для невращающих-
ся осей — по отнулевому циклу [оо]и, а для вращающихся осей — по
симметричному циклу [ct-iJh.
4. Определяем диаметр оси в опасном сечении:
Гн>М/[а]и,
где для сплошной оси момент сопротивления сечения изгибу
№и>ш/3/32~0,1сР.
Находим диаметр оси:
где М, Н-мм; [а]и, МПа.
Если в опасном сечении расположены шпоночные канавки, не-
обходимо компенсировать ослабление сечения увеличением расчет-
ного диаметра на 8... 10%.
88
Когда все размеры оси известны, необходимо провести прове-
рочный расчет напряжений изгиба и сравнить их с допускаемыми:
в,=М/(0,1Л<[’]г
Проверка осей на жесткость производится только в ответствен-
ных конструкциях (как это было рассмотрено ранее).
Конструирование валов; При конструировании валов и вращаю-
щихся осей необходимо учитывать удобство монтажа и демонтажа
насаживаемых на вал деталей (подшипников качения, зубчатых
колес, распорных колец и т. д.); надежную фиксацию деталей в осе-
вом направлении; прочностные условия — уменьшение концентра-
ции напряжений, которые вызывают шпоночные пазы, резьбы под
установочные гайки, поперечные сквозные отверстия под штифты,
канавки для выхода резца или шлифовального круга, а также рез-
кие переходы от одного диаметра к другому; технологичность из-
готовления и экономию металла.
Рассмотрим конструкцию и рабочий чертеж вала зубчатого ре-
дуктора (рис. 87).
Технология сборки узла предъявляет к конструкции вала основ-
ные требования: вал должен быть сконструирован так, чтобы каж-
дая сидящая на нем деталь проходила во время сборки до места
посадки без натяга.
Очень важно для демонтажа подшипников качения и других де-
талей правильно определить размеры диаметров заплечиков, огра-
ничивающих осевое перемещение колец, подшипников и других де-
талей, или специально фрезеровать две канавки (вид Д на рис. 87)
для захвата внутреннего кольца подшипника съемником. Нормаль-
ная высота заплечика должна быть приблизительно равна полови-
не толщины внутреннего кольца подшипника, с тем чтобы за вы-
ступающую часть кольца можно было осуществить захват съемни-
ком. Размеры заплечиков на валу и в корпусах для демонтажа
подшипников качения приведены в каталогах подшипников каче-
ния. Для фиксации в осевом направлении посаженных на вал дета-
лей кроме заплечиков вала можно применить распорные втулки,
пружинные стопорные кольца, различные гайки и др. Выбор того
или иного вида фиксации деталей в осевом направлении необходи-
мо производить в зависимости от условий работы вала и техноло-
гичности его изготовления. При конструировании вала очень важ-
но уменьшить концентрацию напряжений в местах перехода вала
от одного диаметра к другому.
Сопряжения должны быть как можно более плавными. Где воз-
можно, следует увеличивать радиусы переходов г. В сопрягаемых
с. валом деталях необходимо выполнять скосы (фаски) на величи-
ну с. Для плотного прилегания торцов заплечика вала и насажен-
ной детали необходимо соблюдать неравенство с~>г. (рис. 88, а).
Рекомендуются следующие соотношения с и г (мм):
d (диаметр
ла), мм .
г..........
с..........
ва-
. 10...15
. . 0,5
. . 1,0
15... 30
1,0
1.5
30... 45
1,0
2,0
45... 70
1,5
2,5
70... 100
2,0
3.0
89
№0/
V6/)
1 Н5 260... 286.
2. * Размеры обеспеч. инструментом
б Неуказанные пред, откл размеров,
балов h/4, остальных 11/2 IT/4.
Рис, 87
Заметно снижают концентрацию напряжений галтели с поднут-
рением.
При переходе от одного диаметра вала d к другому D, где нет
насаженных деталей (свободные поверхности), рекомендуется вы-
полнять следующие радиусы R скруглений (мм) (рис. 88, б):
D—d .... 2 5 8 10 15 20 25 30 35
R......... 1 2 3 4 5 8 10 12 12
Рис. 88
Рис. 89
При конструировании валов и осей необходимо учитывать тех-
нологию их изготовления, добиваясь при этом наименьшей трудо-
емкости. Например, для участков вала 055 и 45 мм принят одина-
ковый шпоночный паз (см. рис. 87).
Изготовить гладкие валы и оси значительно проще, чем ступен-
чатые, поэтому, где это возможно, валы и оси следует выполнять
гладкими. Такие валы почти не имеют мест концентрации напряже-
ний (кроме шпоночных пазов).
Для уменьшения расхода металла, а также снижения трудоем-
кости обработки величину перепадов диаметров ступеней вала не-
обходимо делать минимальной. Диаметры участков вала должны
иметь стандартные значения по СТ СЭВ 208—75 (см. табл. П9),
для ограничения номенклатуры режущего и мерительного инстру-
мента.
В целях унификации стандарт определяет размеры концов ци-
линдрических валов (рис. 89), предназначенных для посадки дета-
лей, передающих вращающий момент в машинах, механизмах и
приборах. Извлечения из стандарта даны в табл. П10.
Размеры технологических канавок для выхода шлифовального
круга при шлифовке диаметров валов установлены ГОСТ 8820—69 *.
На рабочем чертеже (см. рис. 87) эти канавки показаны выноской
/, II в увеличенном масштабе (4:1) и с необходимыми размерами.
Методика простановки линейных размеров на рабочем чертеже
вала во многом определяется технологией его изготовления, кото-
рая может быть различной в зависимости от величины обрабаты-
ваемой партии валов.
Например, при обработке партии валов ^300 шт. обработку их
выполняют на токарных полуавтоматах. Технологическая база
здесь — центровые отверстия и торец вала. Размеры длин линей-
91
ных участков проставляют в этом случае от одной базы, т. е. по
координатному методу (см.'рис. 87).
На рабочих чертежах валов проставляют:
• 1. Предельные отклонения ширины шпоночных
пазов, принимаемые по СТ СЭВ 57—73:
Ширина паза, мм . . . .Свыше 3
до 6
Предельные отклонения
(Р9)...................—0,012
—0,042
Свыше 6 Свыше 10 Свыше 18
до 10 до 18 д» 28
—0,015 —0,018 —0,022
—0,051 —0,061 —0,074
2. Предельные отклонения глубины шпоноч-
ного паза. При ширине паза до 6 мм +0,1; свыше 6 мм +0,2.
3. Н е ци л и н д р и ч н ость посадочных поверхно-
стей для посадки подшипников качения, зубча-
тых и червячных колес и муфт. При допуске поса-
дочного размера Та нецилиндричность Тф посадочных мест для
подшипников качения различных .классов точности: класс 0,6 —
7,ф = 0,3 7’й; класс 5,4 — 7’ф = 0,2 7’й. Для муфт, шкивов 7’ф = 0,4 7’<г,
для зубчатых и червячных колес 7’ф = 0,3 7’</-
4. Несоосность посадочных мест для зубча-
тых и червячных колес относительно общей оси поса-
дочных поверхностей для посадки подшипников качения.
Для зубчатых и червячных колес величина допуска на несоос-
ность определяется степенью кинематической точности:
Степень кинематической точности ... 6 7; 8 . 9
Допуск на несоосность при посадке
колес:
цилиндрических и конических .... IT3 IT4 IT5
червячных................................... 1Т5 IT6
Для посадки муфт, шкивов, звездочек на гладкие и шлицевые
центрирующие поверхности допуск на несоосность определяется ча-
стотой вращения вала:
Частота вращения
вала, мин-1....... 300
Допуск на несоос-
ность, мм......... 0,04
600 1000 1500 3000
0,02 0,012 0,008 0,004
5. Неперпендикулярность торцов заплечиков.
Величины допуска при посадке подшипников качения в зависимо-
сти от класса точности подшипника приведены в табл. 12.
Таблица 12
Тип подшипника Класс точности подшипника
0 6 5 4
Шариковый Роликовый 1Т6 IT5 IT5 1Т4 1Т4 IT3 IT3 IT2
92
Величины допуска для посадок зубчатых и червячных колес, не
участвующих в базировании подшипников при /CT/d<0,8, приведены
ниже.
Степень точности по нормам контакта 6 7; 8 9
Допуск на неперпендикулярность тор-
ца заплечика вала............ IT3 1Т4 IT5
При /ст/d^0,8 требований по точности к базовым торцам не
предъявляют.
6. Допуск на радиальное биение поверхно-
стей под манжетное уплотнение зависит от частоты
вращения вала. При частоте вращения до 500 мин-1 величина до-
пуска—0,1 мм, свыше 500 до 1000 мин-1 — 0,07 мм, свыше 1000 до
1500 мин-1 — 0,05 мм, свыше 1500 до 3000 мин-1 — 0,02 мм.
7. Допуск на непараллельность и несиммет-
ричность шпоночных пазов.
При оформлении рабочего чертежа вала по возможности следу-
ет располагать:
1. Основные линейные размеры — под изображением детали.
2. Условные изображения допусков формы и расположения по-
верхностей — над- изображением детали.
3. Линии выноски к контролируемым поверхностям — над изо-
бражением детали.
4. Условные обозначения шероховатости поверхностей — на верх-
них частях изображения детали.
Материалы и допускаемые напряжения для валов и осей. Для
валов и осей без термообработки применяют стали марок СтЗ, Ст4,
Ст5; для валов с повышенной несущей способностью — среднеугле-
родистые и легированные стали с термообработкой — сталь 45 или
40Х. Для изготовления быстроходных валов на подшипниках сколь-
жения используют цементируемые й закаливаемые стали 20 и 20Х.
Допускаемые напряжения при расчете осей и валов ориентиро-
вочно выбирают из табл. 13, составленной на основании накоплен-
ного опыта и проведенных экспериментов.
Таблица IS
Материалы вала или оси Предел прочности ав, МПа Допускаемые напряжения, МПа>
1а-11и
Углеродистая сталь 400 130 70 40
400...500 170 75 45
500...600 200 95 55
600...700 230 НО 65
Легированная сталь 800 270 130 75
800... 1000 330 150 90
Стальное литье 400 . 100 50 30
400...500 120 70 40
Примечания: 1. Расчет невращающихся осей рекомендуется вести по пульсирую-
щему циклу (о01и, расчет вращающихся осей и валов — по симметричному циклу
[G-iJji. 2. При наличии концентраторов напряжений необходимо табличные значения до-
пускаемых напряжений уменьшить на 25...35%.
93
Пример расчета невращающейся оси. Определить требуемый диаметр оси
«блока (см. рис. 82, а). Натяжение каната Q=15 кН, длина ступицы блока а=
= 160 мм и толщина пластины обоймы 15 мм.
Решение. 1. Составляем расчетную схему оси (рис. 90, а). Принимаем
центр опор посередине пластин обоймы и рассматриваем ось как балку на двух
опорах с пролетом между опорами: /=160+7,5+7,5=175 мм.
Нагрузку от натяжения каната мож-
но считать равномерно распределенной
по длине ступицы блока а; равнодейст-
вующая этой нагрузки R будет равна
удвоенному натяжению каната: R =
= 2Q = 2-15 = 30 кН.
2. Определяем опорные реакции, счи-
тая, что опоры расположены симметрич-
но от равнодействующей силы, и строим
эпюру изгибающих моментов (рис. 90, б)
Яа=Я£=Я/2=С=15 кН.
Максимальный изгибающий момент
возникает в середине пролета оси:
Mmax=[/?A(//2)]-[^(a2/8)] = Q(Z/2) —
—Q(a/4) = (Q/2) (/—а/2) = (15 000/2) X
Х[175— (160/2)]=712 500 Н-мм.
3. Выбираем материал для изготов-
ления оси. Принимаем сталь 45, тогда по
табл. 14 [<т0] и = 75 МПа, поскольку, цикл
учитывать возможные колебания нагрузки
Рис. 90
(пульсирующий, так как необходимо
(канат натянут или свободен).
4. Определяем требуемый диаметр оси в опасном сечении (по центру блока):
d = Afmax/O,l [а0]н 712500/0,1-75 =45,7 мм.
Полученное значение диаметра оси округляем (см. табл. П9, ряд Ra40). При-
нимаем d=48 мм.
Пример расчета вала. Определить диаметр быстроходного вала редуктора
в опасном сечении, если передаваемая мощность Р= 13,8 кВт, частота вращения
вала п = 980 мин-1 и окружное усилие на зубчатом колесе Л = 3050 Н (см.
рис. 85).
Решение. 1. Составляем расчетную схему. Рассматриваем вал как балку
на двух опорах, расположенных симметрично центру зубчатого колеса. Прини-
маем расстояние между центрами опор /=170 мм.
2. Определяем радиальное усилие на вал Fr по заданному окружному уси-
лию, на зубе шестерни Fr=Fttg a=3050-tg20°= 1110 Н, где а—-угол зацепле-
ния зубьев (a=2(F).
3. Определяем реакции опор, учитывая, что они расположены симметрично
относительно центра шестерни: в горизонтальной плоскости ^Дх=^£г —Ft!2 =
= 3050/2=1525 Н; в вертикальной плоскости R=Rsy = Л/2= 1110/2=555 Н.
4. Определяем момент Т на валу и строим эпюру вращающего момента (см.
рис. 85, б): Г = 9550-Р/п = 9550-13,8/980 =134,5 Н-м.
5. Определяем изгибающие моменты в опасном сечении (по центру шестер-
ни) в вертикальном и горизонтальном направлениях и строим эпюру (см. рис.
85, в):
от силы Fr Afy=(Fr/2)(//2) = (1110-170)/4=47 100 Н-мм = 47,1 Н-м;
от силы Ft Мх=(Л/2)-(//2) =3050-170/4= 129 600 Н-мм = 129,6 Н-м.
Определяем результирующий (суммарный) изгибающий момент
Af = ]/л^ +^х = /47,12 + 129,62= 137,8 Н-м.
6. Определяем эквивалентный (приведенный) момент
ЛГэкв = /Л12 +0,75-Г2 = /137,82 + 0,75-134,52 = 180,43 Н-м = 180430 Н-мм?
94
7. Подбираем материал для изготовления вала и определяем допускаемое
напряжение на изгиб по симметричному циклу (см. табл. П2).
Принимаем сталь 45 с механическими характеристиками ов = 610 МПа, пт =
= 360 МПа; по табл. 13 для стали 45 допускаемое напряжение [о-1]и = 65 МПа.
Но, учитывая, что на валу имеются концентраторы напряжений, снижаем таблич-
ное значение допускаемого напряжения на ~25% (см. примечание к табл. 13),
откуда [о-1] и — 0,75-65 — 49 МПа.
8. Определяем диаметр вала в опасном сечении
d = ^ЛГэкв/0,1 [в—1]„ = V180 430/(0,1-49) = 33,3 мм.
Окончательный диаметр валд выбирают после подбора подшипников каче-
ния. Учитывая также необходимость повышенной жесткости вала для обеспе-
чения нормальной работы зубчатого зацепления, диаметр вала необходимо не-
сколько увеличить против расчетного размера.
После окончательного уточнения диаметров следует проверить вал на фак*
тический запас прочности с учетом концентраторов напряжений.
Упражнение 1. Определить диаметр невращающейся оси блока (см. рис. 82,
а), если Q=12 кН; /=170 мм. 2. Определить диаметр вала редуктора (см.
рис. 85), если Р=10 кВт, п=1420 мин-1 и f\ = 2,5 кН.
Контрольные вопросы
1. Что такое ось и вал, в чем их различие?
2. Какие различают виды осей и валов?
3. Какая часть вала или оси называется цапфой, шипом, шейкой, пятой?
4. Из каких материалов изготовляются оси и валы?
5. Как рассчитать ось?
6. Как рассчитать вал?
7. В каких случаях расчет вала ведется только на кручение?
8. Как рассчитывают валы на жесткость?
9. Какой вид расчета для валов является основным и почему?
§ 18. ОПОРЫ ОСЕЙ И ВАЛОВ
Классификация опор может быть произведена по различным
признакам.
По виду трения различают: подшипники скольжения,
у которых опорная часть оси или вала (цапфа, шип, пята) скользит
по внутренней поверхности подшипника; подшипники каче-
ния, у которых трение скольжения заменено трением качения. До-
стигается это включением между цапфой и опорной поверхностью
втулки тел качения (роликов или шариков).
По направлению действия воспринимаемой нагрузки подшипни-
ки делятся на радиальные, воспринимающие радиальные на-
грузки, упорные, воспринимающие от вала только осевые на-
грузки, радиально-упорные, воспринимающие одновремен-
но радиальные и осевые нагрузки.
Рассмотрим применение подшипников скольжения и качения.
Подшипники скольжения
Такие подшипники применяют реже, чем подшипники качения,
но есть ряд областей машиностроения, где их заменить невоз-
можно.
95
Подшипники с трением скольжения имеют целый ряд преиму-
ществ: меньшие размеры; возможность применения разъемных под-
шипников, что позволяет их устанавливать на шейках коленчатых
валов без демонтажа всех деталей, посаженных на вал; работа при
очень больших скоростях (100000 мин-1 и больше); кроме того, они
могут работать в воде и других агрессивных средах; их можно из-
готовить для больших диаметров цапф, для которых нет стандарт-
ных подшипников качения, и применять при вибрационных и удар-
ных нагрузках.
К недостаткам подшипников скольжения относятся: необходи-
мость систематического наблюдения и непрерывной смазки; высо-
кие потери на трение и в связи с этим пониженный кпд; неравно-
мерный износ как подшипника, так и цапфы, вызывающий затруд-
нение при ремонте; применение для изготовления подшипников до-
рогостоящих цветных металлов и сплавов (бронза, баббит и др.);
относительно большая длина цапфы и вкладыша.
Трение и смазка подшипников скольжения. Трение определяет
износ и нагрев подшипника, а также его кпд. Для уменьшения тре-
ния подшипники скольжения смазывают специальными смазочными
материалами. Различают сухое трение, характеризующееся
отсутствием смазки между трущимися поверхностями, работа при
сухом трении вызывает интенсивный износ и заедание трущихся
поверхностей, коэффициент трения /=0,1...0,3; полусухое
трение, когда смазка поступает к трущимся поверхностям не-
равномерно и в недостаточном количестве, так как при этом виде
трения поверхности шипа и подшипника соприкасаются, происходит
их износ, коэффициент трения /=0,1... 0,25; полужидкостное
трение возникает при очень тонком слое смазки между трущи-
мися поверхностями, легко нарушаемом неровностями этих поверх-
ностей. При разрыве масляной пленки возникает непосредственный
контакт металла с металлом, вызывающий износ, коэффициент тре-
ния/=0,005... 0,10; жидкостное трение, характеризующее-
ся наличием между трущимися поверхностями достаточного слоя
смазки (2...70 мкм), который исключает контакт трущихся
поверхностей. Одна часть слоя смазки прилипает к поверхности
шипа, а вторая — к поверхности подшипника, при этом трение про-
исходит между этими слоями, что почти полностью исключает из-
нос деталей. Жидкостное трение дает небольшие потери на трение,
-так как коэффициент трения /=0,001 ...0,005.
Для получения жидкостного трения необходима непрерывная
и обильная подача масла необходимой вязкости для заполнения
зазора между поверхностями цапфы и опоры, а также достаточно
высокая скорость движения трущихся поверхностей.
Назначение смазки подшипников: уменьшить потери на трение;
уменьшить или предотвратить износ; отводить теплоту, образую-
щуюся при трении; предохранять подшипники от коррозии; умень-
шать шум; улучшать уплотнение заполнением зазоров густой смаз-
кой между вращающимися и неподвижными поверхностями. По фи-
96
зическому состоянию все смазки делятся на жидкие масла и конси-
стентные пластичные смазки.
Жидкие масла являются основным смазочным материалом.
Как правило, в качестве жидкой смазки в машинах применяют
нефтяные масла. Растительные масла (льняное, касторовое и др.)
применяют редко из-за их высокой стоимости.
Важнейшей характеристикой масел является вязкость. Вязкость,
или внутреннее трение,— это свойство сопротивления сдвигу одного
слоя смазки относительно другого.
Жидкие масла можно применять при больших скоростях вра-
щения и при низких и высоких температурах, они обладают не-
большим внутренним трением, хорошо отводят теплоту и легко мо-
гут быть заменены без разборки агрегата.
К недостаткам этих смазок относятся необходимость частого
пополнения и сложная конструкция уплотнений, удерживающих
смазку в агрегате.
Консистентныесмазки изготовляют загущением мине-
ральных или синтетических масел мылами, твердыми углеводорода-
ми, органическими пигментами. Наиболее распространенными
конситентными смазками на кальциевой основе являются солидолы,
на натриевой основе — консталины.
Консистентные смазки применяют при больших нагрузках и не-
большой частоте вращения. Различают смазки средне- и тугоплав-
кие.
Среднеплавкие смазки — солидолы жирные и синтетические. Их
широко применяют при рабочей температуре до 50... 60° С в стан-
ках, в специальных транспортных машинах и оборудовании, рабо-
тающем под открытым небом. Эти смазки не растворяются в воде.
Тугоплавкие смазки — жирные и синтетические. Их применяют
при рабочей температуре не выше 115... 135°С; они очень чувстви-
тельны к влаге. К этим смазкам относятся специальные комбини-
рованные кальциевонатриевые смазки с рабочей температурой до
100° С, такие смазки водоустойчивы.
Консистентные смазки не вытекают из корпусов (уплотнения
могут быть более простые); хорошо заполняют зазоры между вра-
щающимися и неподвижными деталями; могут работать в узле в
продолжении значительного срока (до года, а иногда и больше),
хорошо защищают от коррозии.
Недостатками консистентных смазок являются чувствительность
к изменению температуры, повышенное внутреннее трение, труд-
ность замены смазки.
Обычно консистентную смазку закладывают при сборке узла и
периодически пополняют с помощью специальных колпачковых мас-
ленок или шприцем чёрез пресс-масленки.
Критерием для выбора смазки служит произведение dn, где d —
диаметр цапфы подшипника, мм; п — частота вращения вала,
мин-1. При dn>300000 мм -мин-1 и централизованной смазке
применяют жидкие масла.
4 —1020
97
При dn<300000 мм-мин-1, а также в труднодоступных для
смазки местах применяют пластичные смазки, которые заклады-
ваются при сборке механизмов на заводе и периодически заменя-
ются в процессе эксплуатации.
Способы подвода смазки. Работа подшипника зависит от на-
дежного подвода смазки к трущимся поверхностям. Главное требо-
вание, предъявляемое к смазочным устройствам,— своевременная
подача нужного количества масла к смазочным канавкам на внут-
ренней поверхности вкладыша; Эти канавки предназначены для
более равномерного распределения масла в нагруженной зоне вкла-
дыша.
Все смазочные устройства можно классифицировать по ряду
признаков: виду смазки (жидкая или консистентная), длительности
действия (периодическая или непрерывная); способу подачи (инди-
видуальная или специализированная); под давлением или самоте-
ком: характеру циркуляции (проточная циркуляционная или сме-
шанная подача смазки).
Наиболее простым способом подвода смазки является периоди-
ческое заливание масла ручной масленкой (рис. 91, а) через сма-
зочное отверстие в крышке 3 подшипника. Масло через отверстие
попадает в канавку 2 вкладыша и смазывает цапфу 1 вала. Для
предохранения подшипника от загрязнения смазочное отверстие
закрывается шариковым клапаном 4. Нажимая на шарик 5, отвер-
стие открывают для подачи масла, а затем под давлением пружи-
ны шарик перекрывает отверстие. Недостаток этого способа смаз-
ки— неравномерность смазки и необходимость в постоянном уходе.
Фитильный способ подачи смазки лишен этих недостатков (рис.
91, б). В крышке 3 подшипника имеется резервуар для масла, в до-
нышко которого вставлена трубка 4, соединяющая отверстие со сма-
зочной канавкой вкладыша 2. В трубку опущен конец хлопчатобу-
мажного фитиля 5, второй конец которого находится на дне резер-
вуара. Масло по фитилю непрерывно попадает к цапфе 1 вала, хо-
98.
рошо смазывая рабочую поверхность. Недостатком этого способа
является то, что смазка подается к цапфе даже и тогда, когда цап-
фа не вращается.
Этот недостаток можно устранить, если применить кольцевой
способ подачи масла к цапфе (рис. 91,а). В корпусе 3 подшипника
делают резервуар для масла. На цапфу 1 вала надевают кольцо 2
несколько большего диаметра, йижняя часть которого находится
в масле. Вал, начиная вращаться, увлекает за собой кольцо, кото-
рое поднимает масло, равномерно смазывая цапфу тогда, когда
это необходимо.
Для смазки подшипников консистентными смазками применяют
колпачковые масленки (рис. 91, г), которые периодически выжи-
мают смазку через смазочное отверстие вкладыша 3,в канавку 2
для смазки цапфы 1. Колпачковая масленка состоит из колпачка 5,
в который набивается консистентная смазка, колпачок наворачи-
вают на корпус 4 масленки. Периодически поворачивая колпачок
на один-два оборота, смазку выдавливают в смазочную канавку.
Материалы, применяемые для изготовления вкладышей и вту-
лок. Вкладыши или втулки являются основными деталями подшип-
ников скольжения, которые воспринимают нагрузку от вала или
оси. Материал вкладышей должен обладать сопротивлением износу
и заеданию, достаточной пластичностью, чтобы не разрушаться под
действием ударных нагрузок, высокой теплопроводностью. Коэф-
фициент трения цапфы и вкладыша должен быть как можно
меньше.
Вкладыши изготовляют из различных материалов в зависимо-
сти от условий их работы.
Серый литейный чугун применяют при небольших безударных
нагрузках и малых окружных скоростях. Антифрикционный чугун
используют при более широком диапазоне давлений и скоростей.
Бронзы, содержащие олово (ОЦСЗ-5-5 и др.), обладают высо-
кими антифрикционными свойствами. Вкладыши, изготовленные из
этих бронз, применяют при высоких давлениях и скоростях. Для
восприятия переменной и ударной нагрузок (в двигателях внутрен-
него сгорания) применяют вкладыши из свинцовой и безоловянной
бронзы.
Вкладыши из латуни применяют при высоких нагрузках и не-
больших скоростях (подшипники рольгангов). Баббиты применяют
для заливки вкладышей. Высокооловянные баббиты Б-83 исполь-
зуют при очень высоких скоростях и давлениях. По антифрикцион-
ным свойствам баббит превосходит все материалы, но по механи-
ческой прочности уступает чугуну и бронзе.
Кроме перечисленных выше материалов для изготовления вкла-
дышей применяют металлокерамические материалы, графит, пласт-
массы, текстолит, кацрон, фторопласт, древесину твердых пород
(бук, граб).
Конструктивные разновидности подшипников скольжения. В ка-
честве опор для осей и валов в неответственных механизмах слу-
жат отверстия, расточенные непосредственно в корпусе механизма.
4* 99
Чаще всего в корпус устанавливают бронзовую или чугунную втул-
ку-вкладыш. В зависимости от того, какую нагрузку воспринимает
опора, вкладыши могут быть гладкими при отсутствии осевых
усилий (рис. 92, а); с одним буртиком при действии осевого усилия
в одном направлении (рис. 92, б); с двумя буртиками при неболь-
шом осевом усилии в обоих.направлениях (рис. 92, в).

Рис. 92
Л

Рис. 93
Часто по конструктивным соображениям и для большего удоб
ства опоры (подшипники) осей и валов выполняют в виде отдель-
ных комплектов. В этих случаях вкладыши устанавливают в кор-
пусе подшипника, которые затём устанавливают на изделие.
Корпуса подшипников скольжения бывают неразъемные и
разъемные.
На рис. 93, а, б показаны конструкции неразъемных подшипни-
ков, у которых опорная поверхность может быть параллельна или
100
перпендикулярна оси вращения вала. Это позволяет устанавливать
подшипники как на горизонтальных, так и на вертикальных стен-
ках. Такой неразъемный подшипник состоит из двух деталей: кор-
пуса 1 и вкладыша 2 (втулки). Такие подшипники очень просты в
изготовлении, но сборка машины с неразъемными подшипниками
не всегда удобна, а в отдельных случаях и невозможна.
Разъемные подшипники облегчают монтаж и позволяют регу-
лировать радиальный зазор в подшипнике, поэтому они более рас-
пространены, чем неразъемные. Разъемный подшипник (рис. 93, в)
состоит из корпуса 1, крышки 2, вкладыша верхнего 3, вкладыша
нижнего 4. Крышка крепится шпильками или болтами. В зависи-
мости от длины шипа I подшипник может быть шипе и при этом
крышка крепится не двумя, а четырьмя болтами. Для удержания
крышки от бокового смещения разъем делают ступенчатым.
Расчет и конструирование подшипников скольжения. Для ради-
альных подшипников расчет ведут обычно упрощенно в следующем
порядке.
1. Проверка размеров вкладыша подшипника на износ по удель-
ному давлению, обеспечивающему невыдавливание смазки:
p—RKld)^. [р],
где /?—радиальная нагрузка на подшипник, Н; d — диаметр цап-
фы, мм; ( — длина вкладыша или цапфы, мм: размеры d и I предва-
рительно определяют по размерам цапфы; [р] — допускаемое удель-
ное давление, МПа.
Значение допустимого удельного давления при различных ре-
жимах трения приведено ниже.
2. Проверка на нагрев: ..
р--п<[р®],
где [pv] — допускаемое значение условной характеристики нагрева;
v — окружная скорость на поверхности цапфы (м/с): u = ndn/-(60X
Х1000).
Для приближенных расчетов подшипников скольжения можно
принимать следующие средние значения [р] (МПа) и Гро]
(Н,м/(мм2.с)]:
Сталь по чугуну .... [р] «2 ... 4; [pv] » 1 ... 3
Сталь по бронзе . . . [р]«4...6; [ро] «4...8
Сталь закаленная, по ‘
баббиту............ [р] »8 ... 15; [ро]«12...25
Если при проверке значения р и ро окажутся выше допускае-
мых, то следует увеличить d и I, соблюдая соотношение ® = lld=
= (0,5 ..1,2).
3. При наличии осевой нагрузки надо делать вкладыш с увели-
ченным буртом (рис. 92, б), диаметр которого определяется из усло-
вия:
(л/4)(£>2-^)>Р/[р],
где d0=d+2r\ г — радиус галтели, г= (0,03... 0,05) of; Р — осевое уси-
лие, Н.
101
Проверка буртика на нагрев производится по средней окружной
скорости (м/с):
v = [nn (Z?-(-^o)]/(2-6O‘ 1000).
Так как смазка на торцовой поверхности держится хуже, то до-
пускаемые значения [р] и [/w], приведенные выше, следует снизить
на 30 ...50%.
4. Остальные размеры вкладыша находятся в следующей зави-
симости: толщина стенки 5= (0,035... 0,05) d + 2,5 мм (меньшее зна-
чение— для бронзовых вкладышей, большее — для чугунных,
см. рис. 92, 93); толщина буртика b= (1 ... 1,2)5; высота буртика
(предварительная) h = 0,6b (см. рис. 92).
К стандартным корпусахМ подшипников размеры вкладышей да-
ны в соответствующих стандартах.
5. Посадка вкладыша в корпус должна производиться с натя-
гом. Рекомендуются для этого следующие посадки: Н71р§\ Н71п§\
Hljmb.
Посадка цапфы во вкладыш должна производиться с гаранти-
рованным зазором. Рекомендуются посадки Н7Ц7\ H8/f7\
Н9/е8. Для предохранения вкладыша от проворачивания служат
штифты, установочные винты, закрепительные втулки. При приме-
нении посадки Н71р8 дополнительного крепления не требуется, но
при этом приходится разворачивать или расшабривать отверстие
вкладыша, так как при такой посадке вкладыш может деформиро-
ваться и отверстие под шип при этОхМ уменьшается.
Пример. Проверить бронзовый вкладыш подшипника вала редуктора, если
радиальная нагрузка на подшипник /? = 3,5 кН, частота вращения вала п =
= 920 мин-1, размеры шипа d = 40 мм, / = 50 мм.
Решение. 1. Производим проверку на невыдавливание смазки по удель-
ному давлению p = R/(dl) =3500/40-50= 1,75 МПа<[р] =4...6 МПа
2 Находим окружную скорость на поверхности шипа: v = л^/?/(60-1000) =
= л-40-920/(60-1000) = 1,9 м/с, а затем проверяем подшипник на отсутствии
перегрева ри= 1,75-1,9 = 3,32 Н-м/(мм2-с) < [ру] =4...8 Н-м/(мм2-с)
Следовательно, подшипник будет работать нормально без перегрева и повы-
шенного износа.
Подшипники качения
Такие подшипники широко применяют в различных областях
техники. Основные преимущества подшипников качения: малый
коэффициент трения; большая грузоподъемность при меньшей ши-
рине подшипника; меньший расход смазочных материалов; просто-
та монтажа, ухода и обслуживания; взаимозаменяемость; возмож-
ность массового изготовления стандартных типов подшипников,
что значительно снижает их стоимость.
Основные недостатки подшипников качения: ограниченная спо-
собность воспринимать ударные нагрузки; различный срок службы
при одинаковых скоростях и нагрузках; большие наружные диа-
метры подшипника по сравнению с подшипниками скольжения.
102
Подшипники качения, как правило, состоят из тел качения 2
(шариков или роликов), наружного Л внутреннего 3 колец и сепа-
ратора 4, который разделяет и направляет тела качения (рис. 94).
Иногда применяют подшипники, которые не имеют либо наружно-
го, либо внутреннего кольца. В этом случае функции кольца вы-
полняют соответствующие части вала и корпуса. В некоторых слу-
чаях применяют подшипник, не имеющий обоих колец, шарики за-
фиксированы в сепараторе. В некоторых подшипниках отсутст-
Рис. 94
вует сепаратор, а беговые дорожки полностью заполнены телами
качения, например игольчатыми подшипниками. Подшипниковые
кольца и тела качения изготовляют из специальной углеродистой
хромистой стали ШХ15; закалка колец ведется до твердости
HRC60...62, а тел качения — до HRC62...65. После закалки шлифуют
и полируют беговые дорожки колец и рабочие поверхности тел ка-
чения. Сепараторы для большинства подшипников массового про-
изводства изготовляют штампованными из низкоуглеродистой ста-
ли. Для высокоскоростных подшипников сепараторы изготовляют из
латуни, бронзы, дуралюмина, текстолита и др.
Классификация подшипников. Подшипники качения классифи-
цируют по следующим признакам:
1. По форме тел качения — шариковые или роликовые.
Ролики могут быть цилиндрические короткие, цилиндрические длин-
ные, витые, игольчатые, бочкообразные, конические (рис. 95).
2. По направлению воспринимаемой нагрузки различают под-
шипники:
радиальные, воспринимающие в основном радиальную на-
грузку, перпендикулярную геометрической оси вала; эти подшип-
ники одновременно могут воспринимать и небольшую осевую на-
грузку;
упорные, воспринимающие только осевую нагрузку, прило-
женную вдоль оси вращения;
103
658
Рис. 96
Рис. 97
радиально-упорные, воспринимающие комбинированную,
т. е. радиальную и осевую нагрузку одновременно.
3. По числу рядов тел качения: одно-, двух- и четырех-
рядные.
4. По способу компенсации перекосов вала: самоустанав-
л и в а ю щ и е с я (со сферической внутренней поверхностью наруж-
ного кольца у радиальных подшипников) и неса м оу ст а на вли-
ваю щи е с я.
5. По габаритным размерам при одинаковом внутреннем диамет-
ре подшипники делятся на пять серий: сверхлегкие, особо
легкие, легкие, средние, тяжелые; по ширине разли-
чают узкие, нормальные, широкие и особо ш и р fl-
it и е подшипники.
На рис. 96 приведены габаритные размеры для сравнения «живо-
го сечения» нормальных подшипников особо легкой (а), легкой (б),
средней (в) и тяжелой (г) серий для вала диаметром 40 мм.
6. По точности изготовления подшипники делятся на пять ос-
новных классов, по ГОСТ 520—71 * установлены следующие клас-
сы: 0, 6, 5, 4, 2. Перечень классов дан в порядке повышения точности.
От точности изготовления в значительной степени зависит ра-
ботоспособность подшипника, но одновременно резко возрастает
стоимость.
Например, подшипники одинакового размера класса 2 в десять
раз дороже подшипников нормального класса 0.
Основные размеры подшипников качения показаны на рис. 97.
Размеры D, d и В необходимы конструктору для проектирования,
они приведены в каталогах подшипников качения для каждого типа
и размера подшипника (см. табл. П11, П12, П13).
Маркировка подшипников качения. Основные параметры и
конструктивные особенности подшипников качения отражаются в
принятой системе маркировки. Обозначения наносят на торцы
колец подшипника.
Первые две цифры, считая справа, обозначают внутренний диа-
метр d подшипника. Чтобы определить фактический диаметр (мм)
подшипников с внутренним диаметром от 20 до 495 мм, эти две
цифры надо умножить на 5. Для подшипников с меньшим диамет-
ром принято следующее обозначение внутреннего диаметра:
Маркировка.................... 00 01 02 03
Фактический d, мм............. 10 12 15 17
Третья цифра справа указывает серию подшипника по диамет-
ральным размерам и ширине. Принято следующее обозначение: 1 —
особо легкая серия, 2 — легкая серия, 3 — средняя серия, 4 — тя-
желая серия, 5 — легкая широкая серия, 6 — средняя широкая се-
рия.
Четвертая цифра справа обозначает тип подшипника. Основные
типы подшипников качения: 0 — радиальный шариковый одноряд-
ный (рис. 97, а); 1 — радиальный шариковый двухрядный сфериче-
ский (рис. 97,6); 2 — радиальный с короткими цилиндрическими
105
роликами (рис. 97, в); 3 — радиальный двухрядный сферический с
бочкообразными роликами (рис. 97, г); 4 — радиальный роликовый
с длинными цилиндрическими роликами и игольчатый (рис. 97, д);
5 — радиальный с витыми роликами (рис. 97, ж); 6 — радиально-
упорный шариковый (рис. 97,е); 7—роликовый конический, ради-
ально-упорный (рис. 97,з); 8 — упорный шариковый (рис. 97, и);
9 — упорный роликовый (на рис. 97 не показан).
Для нормальных радиальных шарикоподшипников цифра 0 не
пишется. Например, радиальный шариковый подшипник с внутрен-
ним диаметром 45 мм легкой серии будет обозначен тремя цифра-
ми— 209.
Пятая и шестая цифры справа характеризуют конструктивные
особенности подшипника, например наличие встроенных уплотне-
ний, стопорной канавки на наружном кольце и т. д.
Седьмая цифра справа обозначает серию подшипника по ши-
рине.
Конструирование подшипниковых узлов. Выбор типа подшипни-
ка. Создавая подшипниковый узел, необходимо учитывать условия
работы, величину, направление и характер действующих нагрузок,
срок работы подшипников, частоту вращения кольца, условия
монтажа и демонтажа, технологические возможности изготовления
деталей узла и возможно меньшую их стоимость. От этих факторов
зависит конструкция подшипникового узла, который проектируют
в следующем порядке:
1) выбирают тип подшипника по условиям эксплуатации, мон-
тажа и действующим нагрузкам;
2) составляют расчетную схему вала (оси); при этом расстояние
между опорами и закрепленными на валу деталями (зубчатыми ко-
лесами и т. п.) намечают ориентировочно. По этой схеме опреде-
ляют нагрузки на опоры;
3) определяют динамическую грузоподъемность и по соответст-
вующим таблицам каталога подшипников выбирают нужный под-
шипник намеченного ранее типа с учетом предварительно опреде-
ленного диаметра вала. Если выбранный подшипник характеризу-
ется слишком большими размерами, то следует подобрать другой
подшипник, более грузоподъемный;
4) выбирают класс точности подшипника в зависимости от
предъявляемых требований;
5) подбирают посадку внутренних и наружных колец подшип-
ника на вал и в корпус, а также способы закрепления колец;
6) определяют способ смазки и конструкцию уплотнений;
7) выбирают схему установки подшипников и окончательна
оформляют конструкцию подшипникового узла.
При выборе типа подшипника следует учитывать, что шариковые
подшипники дают более точное вращение, имеют меньший момент
трогания и более высокий предел частоты вращения, чем ролико-
вые подшипники; роликовые подшипники отличаются большей гру-
зоподъемностью, чем шариковые, но применяют их при более низ-
кой частоте вращения, чем шариковые, кроме того, роликовые под-
106
шипнпки более чувствительны к перекосам (кроме бочкообразных
роликов), чем шариковые подшипники.
Применение самоустанавливающихся подшипников целесообраз-
но, только при установке их на обеих опорах; радиально-упорные
подшипники целесообразно устанавливать комплектами в одной ли-
бо в двух опорах.
Расчет и подбор подшипников качения. Методика расчета и под-
бора стандартных подшипников определена ГОСТ 18854—81 и
ГОСТ 18855—81.
Различают подбор подшипников:
1. По статической грузоподъемности Со при частоте вращения
ц^1 мин-1 по условию Р^С0, где Р— эквивалентная статическая
нагрузка, кН; Со — статическая грузоподъемность (кН), определя-
ется каталогами (см. табл. П11, П12, П13).
2. По динамической грузоподъемности С (по заданному сроку
службы) при п>1 мин-1.
Должно быть обеспечено условие: С (расчетная) (номи-
нальная по каталогу). Н о м и н а л ь н а я динамическая гру-
зоподъемность для радиальных и радиально-упорных подшип-
ников есть такая постоянная радиальная нагрузка, которую под-
шипник может выдержать в течение номинального срока службы.
Динамическая грузоподъемность и номинальный срок службы
связаны эмпирической зависимостью: L=(C/'P)p или C=Py^L,
где С — динамическая грузоподъемность, Н; Р — эквивалентная
(расчетная) динамическая нагрузка, Н; п — частота вращения,
мин-1; р = 3,33 для роликоподшипников, р = 3 для шарикоподшип-
ников; L — номинальная долговечность, млн. оборотов.
Номинальная долговечность может быть выражена в часах:
Lft=106L/(60n).
Определение долговечности шариковых и роликовых подшипни-
ков ведут по табл. П14, П15.
В общем случае формула для определения эквивалентной дина-
мической нагрузки (Н) для однорядных радиальных шарикопод-
шипников и однорядных радиально-упорных шарико- и роликопод-
шипников имеет следующий вид:
P=(xVPr)J!-(yFa)(f<sK'T) при FJ(V Fr)>e, (1.)
где Fr — радиальная нагрузка, Н; Fa — осевая нагрузка, Н;
х — коэффициент радиальной нагрузки; у — коэффициент осе-
вой нагрузки; V — коэффициент вращения одного из колец,
V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника, V=
= 1,2 при вращении наружного кольца подшипника; Кв — коэффи-
циент безопасности; Кб= 1,0 при спокойной работе без толчков;
/<6=1,0 ... 1,2 при легких толчках и кратковременной до 125% пе-
регрузке; Кб—1,3 ... 1,5 при умеренных толчках, вибрационной на-
грузке, перегрузке до 150% (при расчете редукторов); Кт — темпе-
ратурный коэффициент; Кт=.1,0 до 125°С; Кт=1,05 при 125°С;
Кт= 1,Ю при 150°С; Кт= 1,15 при 175°С; Кт= 1,25 при 200°С;
107
/<7 = 1,35 при 225°С; е — коэффициент влияния осевого нагруже-
ния.
Значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузок (х и
у) и коэффициента влияния осевого нагружения е приведены в
табл. П16 и П17 в зависимости от отношения Fa/(VFr), которое
влияет на распределение нагрузки между телами качения в под-
шипнике. С увеличением осевой нагрузки Fa при отношении
Fal(VFT)>e происходит выборка зазора, рабочая зона в подшипни-
ке возрастает и улучшается распределение нагрузки, в данном слу-
чае определение Р ведем по формуле (1). При малых значениях
или до некоторого отношения Fa/(VFr)^e из-за радиального зазо-
ра в подшипнике возникает повышенная неравномерность распреде-
ления нагрузки между телами качения, при этом осевая нагрузка
не учитывается, принимаем х=1, а у = 0 и определение Р ведем
только по радиальной нагрузке Fr по формуле (2):
P=FrVKbKT при F^VF^e. (2)
Следует помнить, что радиальная нагрузка, действующая на ра-
диально-упорный подшипник, вызывает осевую составляющую ре-
акцию S и суммарная осевая нагрузка зависит от расположения
подшипников на данном валу, направления внешней осевой силы
Fa (осевое усилие в зубчатом или червячном зацеплении) и соот-
ношения величины осевых составляющих реакций Si и 5г. При ус-
тановке вала на двух конических роликоподшипниках действуют
силы FT, Fa, Si и S2. Силу S определяют по следующим формулам:
для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников S =
'=eFr', для конических радиально-упорных роликоподшипников
S = 0,83eFr (см. далее рис. 108).
В табл. 14 приведены формулы для определения осевых нагру-
зок для радиально-упорных подшипников при различных условиях
нагружения.
Таблица 14
Условия нагружения
Si S 2, Fa>0
Sj<S2, Fа^$2—Si
Si<S2, Fa^S2—Si
Осевые нагрузки
Fa, = > Fai = Si 4- Fa
Fa=S2-Fa, Fat = S2
Посадка подшипников на вал и в корпус. При выборе посадки
подшипника необходимо обеспечить неподвижное соединение того
кольца подшипника, которое сопрягается с вращающейся частью
машины (валом или корпусом), передающей усилие на подшипник.
При этом натяг должен быть минимальным, чтобы деформация ко-
лец не повлияла на уменьшение внутренних зазоров между телами
качения и кольцами. Второе кольцо этого подшипника, сопрягае-
108
мое с неподвижной частью машины, устанавливают с посадкой,
обеспечивающей значительно меньший натяг соединения или даже
зазор. Этот зазор дает возможность кольцу при работе несколько
проворачиваться относительно своего посадочного места, что обес-
печивает более равномерный износ дорожек колец.
Все посадки подшипников качения осуществляются за счет из-
менения посадочных размеров вала и корпуса, так как все под-
шипники качения-изготовляют в пределах допусков, установленных
стандартом для разных классов точности. Следовательно, посадка
подшипника в корпус будет производиться по системе вала; посад-
ка подшипника на вал (условно) —по системе отверстия. Так как
отклонение размеров отверстия внутреннего кольца подшипника на-
правлено в минус (не в «тело», как предусмотрено системой допу-
сков для обычных деталей), то посадка подшипника на вал получа-
ется с несколько большим натягом.
При выборе посадки учитывают два случая работы колец: коль-
ца вращаются относительно нагрузки и, следовательно, подверга-
ются так называемому циркуляционному нагружению; кольца не-
подвижны относительно нагрузки, и подвергаются местному нагру-
жению. При больших нагрузках и толчках посадка должна быть бо-
лее плотная; при высокой частоте вращения подшипников посадка
должна быть более свободной, так как в этом случае температур-
ные деформации подшипника больше.
На выбор посадок влияет и тип подшипника. Так, например,
для -роликовых подшипников выбирают посадки более плотные,
чем для шариковых, а для радиально-упорных — плотнее, чем для
радиальных.
На долговечность подшипников в значительной степени влияют
шероховатость и геометрическая форма посадочных мест. На рис.
98, а представлен пример выбора посадок на соединениях узла под-
шипника качения, на рис. 98, б, в — схемы расположения полей до-
пусков посадок.
Характеристики основных типов подшипников и примеры их
применения. Шариковый радиальный однорядный
подшипник (см. рис. 97, а) воспринимает не только радиальные на-
грузки, но и небольшие осевые. Может применяться при повышен-
ном радиальном зазоре и как упорный подшипник. Такие подшип-
ники могут работать при большой частоте вращения. Они имеют
наименьшие потери на трение.
Шариковые радиальные подшипники применяют в электродви-
гателях, коробках передач автомобилей, тракторов и металлорежу-
щих станков, холостых шкивах, роликах транспортеров и других
сборочных единицах изделий.
Шарикоподшипники радиальные сфер.ические
(см. рис. 97, б) в основном предназначены для восприятия радиаль-
ной нагрузки, но они могут воспринимать очень небольшие осевые
нагрузки, направленные в обе стороны. Эти подшипники могут ра-
ботать при значительном перекосе (до 3°) внутреннего кольца под-
шипника (от несоосности или прогиба вала). Их применяют в сель-
109
скохозяйственных машинах, вентиляторах, текстильных и других
машинах.
Роликовые подшипники радиальные с корот-
кими цилиндрическими роликами (см. рис. 97, в) бо-
лее грузоподъемны, чем шариковые подшипники тех же габаритов.
Эти подшипники не допускают перекосов. Их применяют в сбороч-
Рис. 98
ных единицах с короткими жесткими валами, например шпиндели
металлорежущих станков, опоры центробежных насосов, буксы ва-
гонов метро, трамваев и др.
Роликовые подшипники радиальные сфериче-
ские двухрядные с бочкообразными роликами
(см. рис. 97, г) имеют наибольшую грузоподъемность по сравнению
с любым типом подшипников соответствующих габаритов. Они од-
новременно с радиальной могут воспринимать небольшие (до 20%)
осевые нагрузки в обоих направлениях и допускают перекос внут-
реннего кольца (до 3°).
Эти подшипники применяют в опорах длинных многоопорных ва-
лов, подверженных значительным прогибам под действием внешних
нагрузок, например в угольных комбайнах и врубовых машинах,
прокатных станах и редукторах средней и большой мощности, ска-
тах мостовых и портовых кранов и во многих других изделиях.
Роликовые подшипники игольчатые (см. рис. 97,
д) предназначены для восприятия только радиальных нагрузок.
Эти подшипники могут быть без внутреннего или наружного коль-
ца или вовсе без колец. По сравнению со всеми другими подшипни-
110
ками они имеют значительно меньший наружный диаметр при оди-
наковом внутреннем диаметре. Эти подшипники весьма чувстви-
тельны к перекосам; их применяют, например, в карданных валах
автомобилей, поршневых пальцах, шатунных пальцах, распредели-
тельных валах двигателей, опорах кривошипно-шатунных механиз-
мов.
Роликовые подшипники с витыми роликами
(см. рис. 97, ж) предназначены для восприятия только радиальной
нагрузки. В отличие от остальных подшипников качения они одно-
временно могут воспринимать ударные нагрузки. Удары смягчают-
ся за счет амортизации витых пустотелых роликов, представляю-
щих собой пружину, навитую из плоской ленты. Их используют в
узлах машин, не требующих точного вращения, например в ваго-
нетках внутризаводского транспорта, сельскохозяйственных маши-
нах, рольгангах прокатных станов.
Шариковые радиально-упорные подшипники
(см. рис. 97, е) „воспринимают комбинированные нагрузки и могут
работать при осевой нагрузке в одном направлении. Для восприя-
тия больших осевых нагрузок устанавливают несколько подшипни-
ков («каскадная» установка).
Эти подшипники используют в узлах с жесткими двухопорны-
ми валами при сравнительно небольших расстояниях между опо-
рами, а также в узлах, требующих регулировки внутреннего зазо-
ра в подшипниках как при монтаже, так и в процессе эксплуата-
ции, например шпиндели металлорежущих и деревообрабатываю-
щих станков, электродвигатели, червячные редукторы, передние ко-
леса автомобилей.
Роликовые подшипники конические (см. рис. 97,з)
являются радиально-упорными и воспринимают комбинирован-
ные нагрузки. При установке вала на двух подшипниках они спо-
собны воспринимать чисто радиальные нагрузки.
Применяют их в узлах с жесткими двухопорными валами при
небольшом расстоянии между опорами, например в червячных ре-
дукторах, колесах грузовых автомобилей, катках гусениц тракто-
ров, шпинделях металлорежущих станков и др.
Шарикоподшипники упорные (см. рис. 97, и) изготов-
ляют одинарными для восприятия осевой нагрузки в одном направ-
лении и двойными для восприятия осевой нагрузки в обоих направ-
лениях. Для лучшей самоустановки эти подшипники изготовляют
со сферическим подкладным кольцом. У одинарного подшипника
одно кольцо («тугое») монтируется на вал, а второе («свобод-
ное») — в корпус. В ряде случаев эти подшипники можно заменить
шариковым однорядным с увеличенной осевой игрой. Применяют
их в вертикальных центрифугах, тихоходных редукторах, крановых
крюках, шпинделях металлорежущих станков, опорах поворотных
кранов, вращающихся центрах металлорежущих станков, домкра-
тах и др.
Упорные роликовые подшипники воспринимают большие нагруз-
ки, чем шариковые, но при небольшой частоте вращения.
111
Выбор схемы установки подшипников качения. Все детали под-
шипникового узла должны быть не только прочными, но и жестки-
ми, чтобы валы (оси) не прогибались. Конструкция подшипнико
вого узла должна исключать заклинивание тел качения как от не-
точно выполненных линейных размеров вала и смонтированных на
нем деталей, так и от температурного удлинения вала вследствие
его нагрева в процессе работы. Это особенно важно учитывать при
значительной длине вала. Для правильной фиксации вала в осевом
направлении после выбора типа подшипника конструктор выбира-
ет одну из приведенных ниже схем осевого фиксирования вала.
Схема I (рис. 99, а). Вал на двух опорах зафиксирован от осе-
вого смещения левым подшипником, у которого наружное кольцо
закреплено в корпусе, а внутреннее кольцо — на валу. Внутреннее
кольцо второй опоры закреплено на валу, а наружное кольцо не
закрепляют в корпусе (плавающая опора). При температурном уд-
линении вала наружное «плавающее» кольцо, установленное в кор-
пусе с зазором, перемещается, чем компенсируется удлинение вала.
Такая схема подшипникового узла дает возможность назначать
широкие допуски на размеры вала и корпуса.
Осевая фиксация вала по схеме I широко применяется в короб-
ках скоростей, в редукторах с цилиндрическими зубчатыми переда-
чами и т. п. Для конических зубчатых передач и червячных передач
такая схема неприемлема. Конструкция такого подшипникового уз-
ла показана на рис. 99, б, где один из подшипников установлен как
плавающий, второй — жестко закреплен в стакане корпуса и может
воспринимать двусторонние осевые нагрузки. Подшипники располо-
жены в специальных стальных стаканах, предохраняющих чугун-
ный корпус редуктора от износа. Закрепление наружного кольца
правого подшипника осуществляется болтами и крышкой, причем
крышка устанавливается с набором тонких латунных или стальных
прокладок (от 0,1 до 1,0 мм), позволяющих надежно зажать по
торцу наружное кольцо.
На рис. 99, в показана конструкция вала на двух радиальных
шарикоподшипниках, смонтированных непосредственно в корпус,
левая опора является «плавающей».
Схема II (рис. 100, а). Данная схема подшипникового узла
принципиально не отличается от первой схемы. Но установкой двух
подшипников в жесткой опоре устраняется почти полностью «осе-
вая игра» и увеличивается жесткость вала. Такую схему установки
можно применять при любом расстоянии между опорами валов как
для цилиндрических зубчатых передач, так и для конических и чер-
вячных передач.
На рис. 100, б показана конструкция подшипникового узла, у ко-
торой правая («жесткая») опора состоит из двух радиально-упор-
ных шарикоподшипников, между внутренними кольцами которых
установлено дистанционное кольцо, позволяющее нажимать на на-
ружные кольца и с помощью подбора прокладок под крышкой соз-
дать необходимый натяг или нужную «осевую игру». В левой опо-
ре установлен радиальный «плавающий» шарикоподшипник.
112
Схема I
aJ
Рис. 99

На рис. 100, в показана конструкция подшипникового узла по»
схеме II с коническими роликоподшипниками в «жесткой» опоре и
радиальным роликоподшипником с короткими цилиндрическими
роликами в «плавающей» опоре (наружное кольцо без внутрен-
него борта).
Схема III (рис. 101, а). Данную схему подшипникового узла
принято называть установкой «враспор». Торцы внутренних колец
упираются в буртики вала, а внешние торцы наружных колец упи-
раются в торцы крышек, закрепленных в корпусе. Размеры L, I и
h образуют размерную цепь, и погрешности в выполнении этих раз-
меров приводят к изменению зазора а, поэтому на эти размеры ус-
танавливают более жесткие допуски, чем на схемах I и II. При те-
пловом удлинении вала и недостаточном зазоре а может произой-
ти заклинивание тел качения. Поэтому такую установку можно при-
менять только для сравнительно коротких валов с расстоянием ме-
жду опорами не более 400 мм. Для более равномерной нагрузки
тел качения в шариковых радиально-упорных или конических ро-
ликоподшипниках допускать большую осевую «игру» нельзя, а мож-
но даже создать небольшой натяг.
На рис. 101, б, в показаны конструкции подшипниковых узлов
«враспор» по схеме III с радиально-упорными шарикоподшипника-
ми (рис. 101, б) ироническими роликоподшипниками (рис. 101, в).
В первом случае подшипники установлены непосредственно в кор-
пусе редуктора, а во втором — в крышках-стаканах. Регулировка
осевой игры или создание небольшого натяга осуществляется с по-
мощью подбора прокладок между крышкой и корпусом.
Регулировку радиально-упорных подшипников в этом случае
производят в следующем порядке. Сначала устанавливают одну
крышку без прокладок, равномерно подтягивая его болтами, но не
затягивая болты до конца, прокручивают вал от руки так, чтобы
тела качения правильно установились на беговых дорожках. Затем
затягивают крышку болтами до полного выбора свободного хода
(вал туго вращается), после этого щупом замеряют зазор между
фланцем крышки и корпусом. К величине зазора необходимо при-
бавить величину осевого свободного хода (игры), необходимого для
нормальной работы подшипников. Толщина прокладок должна
быть равна сумме зазоров и необходимой осевой игры. Затем крыш-
ку снимают и снова устанавливают ее уже с комплектом прокла-
док, затем болты окончательно затягивают. После такой регулиров-
ки вал должен вращаться с выбранным зазором.
Схема IV (рис. 102, а). Эту схему установки подшипников
принято называть «врастяжку». Внутренние торцы наружных ко-
лец упираются в буртики корпуса, а наружные торцы внутренних
колец — в гайки, которыми регулируют «осевую игру» в процессе
монтажа. Иногда вместо одной из гаек на валу ставят установоч-
ные полукольца. В корпусе вместо буртика можно использовать
пружинное запорное кольцо по ГОСТ 13942—80.
При температурном удлинении вала расстояние между подшип-
никами увеличивается и заклинивание тел качения не происходит.
115
6)

Рис. 101
Эта схема рекомендуется для радиальных, сферических и ролико-
вых подшипников при относительно длинных валах. Для коничес-
ких роликовых подшипников, которые очень чувствительны к уве-
личению «осевой игры», такая схема допустима только при корот-
ких валах.
На рис. 102, б показана
конструкция подшипниково-
го узла при установке под-
шипников «врастяжку» для
радиальных шарикоподшип-
ников (сверху) и для кониче-
ских роликовых подшипни-
ков (внизу). Внутренние
кольца конических ролико-
вых подшипников в данном
случае устанавливают с рас-
порными кольцами, с по-
мощью которых выбирают
осевой зазор при монтаже
подшипников.
Крепление подшипников
качения на валу и в корпусе.
После выбора схемы уста-
новки подшипников и поса-
док колец надо подобрать
соответствующее крепление
внутреннего кольца на валу
Рис. 102
и наружного кольца в корпу-
се. Рассмотрим некоторые схемы крепления подшипников на
валу.
внутреннее кольцо упирается в уступ вала (рис. 103, а);
внутреннее кольцо крепится пружинным стопорным кольцом по
ГОСТ 13941—80, сидящим в канавках вала (рис. 103, б). Такую
схему крепления применяют при малых или случайных осевых уси-
лиях в направлении кольца;
крепление торцовой шайбой применяют при средних осевых на-
грузках (рис. 103, в);
крепление круглой гайкой со стопорной шайбой (рис. 103, г)
применяют при значительных осевых нагрузках;
на гладких валах внутреннее кольцо подшипника крепят специ-
альной конусной разрезной втулкой, являющейся частью- подшип-
ника (рис. 103, д).
Крепление наружного кольца может быть выполнено одним из
приведенных ниже способов:
крепление наружного кольца в одном направлении уступом (за- •
плечиком) корпуса или стакана, вставленного в корпус (рис. 104,
«);
крепление крышкой, выполняющей ту же функцию (рис. 104, б);
117
крепление с двух сторон наружного кольца подшипника крыш-
кой и заплечиком корпуса или стакана (рис. 104, в),
крепление в одном направлении упорным бортом наружного
кольца специального подшипника (рис. 104, г);
крепление пружинным запорным кольцом по ГОСТ 13941—80»
вставленным в канавку корпуса (рис. 104, д).
Рис. 103
Вариант крепления, по-
казанный на рис. 104, ду рас-
считан на восприятие лишь
малых или случайных осевых
нагрузок.
Смазка подшипниковых
узлов. Смазывают подшип-
ники качения для уменьше-
ния трения между деталями
подшипника (сепаратором,
бортами колец и т. д.), отво-
да и более равномерного рас-
пределения теплоты, умень-
шения шума, смягчения уда-
ров, предохранения от кор-
розии. В качестве смазки
применяют жидкие минеральные масла и консистентные пластич-
ные смазки.
Пластичные смазки широко применяют при температуре нагре-
ва до 100°С, они облегчают обслуживание, надежно защищают от
загрязнения и коррозии; смазка не вытекает из подшипникового
узла. Для смазки применяют солидолы, консталины, литолы и ком-
бинированные мази. В корпусах специально предусматривают ка-
118
навки, в которые при сборке закладывают, а в дальнейшем с по-
мощью колпачковой масленки дополняют консистентную смазку.
Жидкие масла используют при температуре нагрева до 120°С,
а иногда и до 150°С; при более высоких температурах применяют
пластичные смазки.
Для подачи жидкой смазки применяют различные способы в
зависимости от конструкции узла: а) масляная ванна, в которой
Рис. 105
уровень масла должен быть не более чем до половины шарика;
б) разбрызгивание масла из общей ванны быстро вращающейся
частью передачи. Иногда для ограничения попадания масла в под-
шипник применяют так называемые маслоотражательные шайбы
(точеные или штампованные); в) смазка под действием центро-
бежных сил с использованием конических насадок на вал, винто-
вых канавок на валу и др.; г) для подшипников быстроходных ва-
лов можно применять фитильную, капельную смазку, а для особо
быстроходных подшипников — смазку масляным туманом.
Уплотнения подшипниковых узлов предназначены
для предохранения подшипников от загрязнения и для удержания
смазки в подшипнике. Все уплотнения можно разделить на три
группы:
1. Контактные, 'применяемые* для надежного уплотнения
подшипникового узла, но создающие потери от трения уплотняющих
элементов вала. Сюда относятся войлочные или фетровые уплот-
нения (рис. 105, а), применяемые при пластичной смазке и неболь-
ших скоростях (до 5 м/с) в неответственных механизмах. Вал в ме-
119
сте контакта чаще всего закаливается (HRC^50) и полируется.
Перед монтажом войлочные (фетровые) кольца пропитываются
горячей смесью солидола (85%) и графита (15%).
Размеры канавок под войлочные уплотнения и размеры различ-
ных манжетных уплотнений приводятся в справочной литературе
Ш-
Манжетные уплотнения (рис. 1 Оо, б) применяют для надежного
предохранения подшипника при жидкой смазке. Манжета состоит
из корпуса, изготовлен-
ного из маслостойкой
резины, каркаса, пред-
ставляющего собой
стальное кольцо Г-об-
разного сечения, при-
дающего жесткость
манжете, и браслетной
пружины, прижимаю-
щей к валу рабочую
часть манжеты.
2. Бескюнтакт-
ные щелевые, ла-
J биринтные и цен-
т р о б е'ж н ы е, не вы-
зывающие потерь на
трение. Их широко при-
рис. 106 меняют при любых ско-
ростях; защита осуще-
ствляется за счет сопротивления проникновению грязи и вытека-
нию жидкости через узкие щели. К таким уплотнениям относятся
щелевые с кольцами и канавками (рис. 105, в) и без канавок, ла-
биринтные (рис. 105, г). Центробежные уплотнения применяют при
средних и больших скоростях. Уплотнение достигается отбрасывани-
ем смазки центробежными силами. К ним относятся различные кон-
струкции маслоотражающих шайб (рис. 105, д, е) и конусных дву-
сторонних выступов на валах.
3. Комбинированные уплотнения применяются при вы-
соких скоростях сочетанием лабиринтных и центробежных, при низ-
ких скоростях — лабиринтных и войлочных или манжетных (рис.
105, ж).
Монтаж и демонтаж подшипников качения. Большое влияние на
долговечность подшипников качения оказывают правильный мон-
таж и демонтаж. Установку подшипника на вал с натягом осуще-
ствляют запрессовкой внутреннего кольца с помощью ручного прес-
са (рис. 106, а) или нагревом подшипника в масле, подогретом до
80 ... 100°С. При нагреве отверстие подшипника увеличивается и он
свободно насаживается на вал. Демонтаж подшипника с вала
(рис. 106, б) или из корпуса производят специальными съемника-
ми. Если внутреннее кольцо выступает недостаточно, то лапки съем-
ника вставляют в специально профрезерованные пазы (рис. 107, а)
120
или выпрессовывают подшипник с помощью маслоотражательной
шайбы (рис. 107, б).
Перед началом монтажа необходимо тщательно очистить поса-
дочные места, а подшипник промыть в бензине.
При монтаже и демонтаже подшипников качения усилие долж-
но быть приложено к тому кольцу, которое напрессовывают или
демонтируют.
Рис. 107
Недопустимо передавать усилие при демонтаже или монтаже
через тела- качения, так как при этом на дорожках и телах каче-
ния появляются вмятины и подшипник выходит из строя.
Примеры выбора подшипников качения. I. Подобрать радиальный шарико-
подшипник, если по условиям работы на него действует радиальная нагрузка
Fr = 2,5 кН и осевая нагрузка 7^ = 1,2- кН.
Частота вращения внутреннего кольца п = 1250 мин-1, подшипник подвергает-
ся легким ударам и небольшим кратковременным перегрузкам. Рабочая температу-
ра / = 80° С. Желаемая долговечность £л = 5000 ч. Ориентировочные размеры,
посадочного места вала d — 40...45 мм.
Решение. 1. Определяем отношение осевой к радиальной нагрузке, при-
нимая у=1, так как вращается внутреннее кольцо (см. ранее): Fa/(vFr) =
= 1200/(1-2500) =0,48, что больше любого значения коэффициента е для под-
шипников данного типа (см. табл. П16).
2 . По табл. П16 принимаем х = 0,56 и ориентировочно //—1,8, тогда эквива-
лентная динамическая нагрузка будет определяться по формуле P=(xvFr+
+///?a)/<37G=(O,56-1-2500+1,8-1200)-1,2-1=4270 Н. Принимаем =1,2 и
ftT = l,0 (как указано ранее).
3 Находим по табл. П14 требуемую величину отношения С1Р = 7,2Ъ при
п= 1250 мин-1 и Ал = 5000 ч, откуда необходимая величина динамической гру-
зоподъемности будет С = Р-7,23 = 4270-7,23 = 30 800 Н = 30,8 кН.
4 . По каталогу-справочнику (см. табл. П11) подбираем шарикоподшипник,
близкий по нужному нам диаметру вала, имеющий динамическую грузоподъем-
ность больше расчетной. Принимаем подшипник средней серии 309, у которого
d = 45 мм, С = 37,0 кН и Со =26,0 кН.
5 Проверяем правильность выбранных коэффициентов. Отношение Fa/C0 =
= 1200/26 000 = 0,046, и по табл. П16 уточняем: х = 0,56; уж 1,83, тогда эквива-
лентная динамическая нагрузка будет Р= (0,56-2500+-1,83-1200) • 1,2-1 —4310 Н,
а отношение С/Р = 37 000/4310 = 8,58, что намного больше требуемого (7,23).
По каталогу берем .следующий меньший подшипник 308 с d=40 мм; С =
= 32 кН; С0 = 22 кН, тогда С/Р = 32 000/4310 = 7,42, что близко к требуемому.
Окончательно принимаем подшипник 308 с размерами d = 40 мм; Z) = 90 мм;
В = 23 мм.
II. Подобрать конические роликоподшипники для вала конической шестерни
зубчатого редуктора (рис. 108) для следующих условий работы: радиальная
121
нагрузка на подшипник 1 Fr\ = 8,4 кН, на подшипник 2 Ft2 5,6 кН, осевая на-
грузка, действующая на вал и воспринимаемая^ первым подшипником, га =
==1,2 кН, диаметр вала под подшипник ^—40 мм; частота вращения вала п—
= 1600 мин-1 11; нагрузка на подшипник с легкими толчками, температура нагрева
подшипников / = 70°С; желаемая долговечность подшипников Lh = 6000 ч.
Решение. 1. Предвдри-
тельно для заданного диамет-
ра вала подбираем по катало-
гу-справочнику (см. табл. П13)
подшипник роликовый кониче-
ской легкой серии 7208, для ко-
торого динамическая грузо-
подъемность С = 42,4 кН, угол
Р = 12°, коэффициент е = 0,383.
Принимаем = 1,2; Кт = 1,0;
у = 1,0.
2. Определяем осевые со-
ставляющие радиальных на-
грузок: для подшипника 1 —
$1 = 0,83еГп=0,83-0,383-8,4 = ,
= 2,67 кН; для подшипника'
2 _ S2=0,83eFr2=0,83 -0,383 X
X 5,6 =1,78 кН.
3. По формулам (см.
табл. 15) определяем осевые
нагрузки, действующие на под-
шипники. Так как Si>S2 и
Рис. 108
fa>0, то осевые нагрузки определяются по формулам: для подшипника 1 —
Fol = S 1 = 2,67 кН; для подшипника 2 — Fa2=^a+Si= 1.,2+2,67=3,87 кН.
4. Определяем долговечность подшипников. При величине отношения
Fai/(v-Fri) =2670/8400 = 0,318<е=0,32, по табл. П17 принимаем для подшип-
ника 1 х—1,5 tg р= 1,5 tg 12°=0,32, i/=0,67; для подшипника 2 при Fa2/(и-F 2) =
=3870/1-5600=0,69>е = 0,32, принимаем x=tg p = tg 12°=0,212, г/=1,0.
Эквивалентная нагрузка для подшипников Pi = (xvFri'+yFa^Kt /<г=(0,32Х
XI-8400+0,67*2670}-1,2-1 = 5372 Н;
P2=(xvFr2+yFa2)Kji Кт= (0,212-1-5600+1,3870) 1,2-1=6069 Н.
По табл. П15 для подшипника 1 (с п=1600 мин”1) при С/Р = 42 400/5372 =
= 7,89 долговечность подшипника Lh>10 000 ч, для подшипника 2 при С/Р2—
= 42 400/6069 = 6,99 долговечность Дл>6300 ч.
Следовательно, выбранные подшипники обеспечат заданную долговечность
6000 ч.
Контрольные вопросы
1. В каких случаях целесообразно применение подшипников скольжения или
подшипников качения?
2. Какие виды трения различают в подшипниках скольжения?
3. Для чего предназначены вкладыши и из каких материалов их изготов-
ляют?
4. Какие смазочные материалы применяют в подшипниках скольжения?
5. Какие применяют способы подачи смазки в подшипниках скольжения?
6. Как рассчитывается подшипник скольжения?
7. Из каких основных деталей состоит подшипник качения?
8. Укажите достоинства и недостатки подшипников качения.
9. Как классифицируются подшипники качения по форме тел качения, вос-
принимаемой нагрузке и т. д?
Ю% Расскажите о способах установки подшипников качения на вал и в
корпус..
11. Для чего и какие применяют уплотнительные устройства в подшипнико-
вых узлах?
12. Как рассчитывают и подбирают подшипники качения?
13. Что определяет динамическая грузоподъемность подшипника качения?
122
§ 19. МУФТЫ
Для передачи вращения с одного вала на другой, расположен-
ных соосно или с незначительным отклонением от соосности, при-
меняют соединительные муфты различных типов.
Кроме того, муфты используют для смягчения ударных нагру-
зок, соединения и разъединения валов во время работы машины, а
также для передачи вращения только в одном направлении или
только при заданной частоте вращения.
Рис. 109
Рис. ПО
Упрощенная классификация муфт механического действия для
соединения валов приведена схематично на рис. 109. Как видно из
этой упрощенной схемы, муфты по назначению делятся на три ос-
новные группы: постоянные, обеспечивающие постоянное сое-
динение двух валов; сцепные, обеспечивающие соединение и
разъединение двух валов в процессе работы машины без ее оста-
новки; специальные, выполняющие ряд дополнительных функ-
ций, о которых было сказано выше.
Выбор того или иного типа муфты зависит от целого ряда фак-
торов: назначения, конструкции, условий работы, взаимного распо-
ложения в пространстве соединяемых валов. Для правильного вы-
бора муфты с учетом характера работы машины расчет деталей
муфты надо производить не по номинальному моменту Т, а по рас-
четному Тр:Тр = КТ, где Т — номинальный вращающий момент,
Г = 9550 Р/п Н-м, К — коэффициент динамичности или режима ра-
боты, К=1 ... 1,5 для машин с небольшими разгоняемыми массами
и при спокойной нагрузке; К= 1,5 ... 2 для машин со средними мас-
сами и при переменной нагрузке (поршневые компрессоры, стро-
гальные станки); К=2,5 ... 3 для машин с большими массами и
ударными нагрузками (молоты, прокатные станы).
В зависимости от конструкции узла, теплового режима работы и
точности монтажа соединяемые муфтой концы валов могут иметь
различную «несоосность»:
123
продольное смещение Д от неточности монтажа или теплового
удлинения валов (рис. ПО, а);
радиальное смещение б от неточности монтажа или неточности
обработки (рис. НО, б);
угловое смещение а или.перекос от неточности монтажа или про-
гиба вала (рис. ПО, в).
На практике чаще всего получается комбинированное смещение-
валов (рис. 110, г).
Рис. Ш Рис. 112

Установив тип муфты, выбирают (по справочной литературе)
ее размер по диаметрам соединяемых валов или по расчетному вра-
щающему моменту Тр, затем проверяют прочность ответственных
деталей муфты.
Постоянные (нёрасцепляемые) муфты бывают трех типов:
1. Глухие или жесткие, которые применяются в тех слу-
чаях, когда составной'вал должен работать как целый. Такие муф-
ты требуют точного совпадения геометрических осей соединяемых
валов, а несоосность, появившаяся в процессе работы, может выз-
вать здесь изгиб вала и повреждение опор.
Простейшая глухая жесткая муфта представляет собой втулку,
насаженную с натягом на концы валов. Вращающий момент пере-
дается с помощью' сегментных или призматических шпорок. Такая
муфта называется втулочной и применяется для валов малого диа-
метра до 60 ... 70 мм. Размеры такой втулки рекомендуется выби-
рать по диаметру вала, а именно: длина втулки 1= (3,5 .. A)d; тол-
щина стенки втулки 6=d/3+10 мм. Затем предварительно выбран-
ные размеры втулки проверяют расчетом на прочность (рис. 111).
Часто применяют фланцевую глухую муфту. Эта муфта состо-
ит из двух фланцевых полумуфт 1 и 2, посаженных на концы валов
со шпонками (рис. 112).
По конструкции различают фланцевые муфты с центрирующим
выступом 3 (вариант I). Болты установлены в отверстия с зазором.
Иногда соединяют фланцы полумуфт болтами, вставленными в раз-
124
вернутые отверстия без зазора (вариант II). Стержни этих болтов
одновременно центрируют валы.
Учитывая правила безопасности труда, выступающие части бол-
тов закрывают болтиками 4 (вариант I). В тех случаях, когда муф-
та имеет общее ограждение, бортики не делают (вариант II).
Выбранные по справочнику размеры фланцевой муфты прове-
ряют расчетом.
Рис. 113
Если болты поставлены, с зазором, то проводят расчет на растя-
жение по формуле
ар= 1,3 7?1/Л (^4)< [а]р,
где dp — расчетный диаметр резьбы болта, мм; — усилие, растя-
гивающее один болт, Н; Ri = 2Tp/(Dozf), где Do — диаметр окруж-
ности, проходящий, через центры болтов; мм; z— число болтов; f—
коэффициент трения на торцах полумуфты (f ==0,1).
Если болты поставлены в развернутые отверстия без зазора, то
их рассчитывают на срез стержня по формуле
1-ср=2^г'р/л (d^/4) Мер»
где d—наружный диаметр стержня болта, мм.
Установка болтов без зазора позволяет уменьшить размеры
муфт, но в этом случае выбирают болты из прочной стали, напри-
мер Ст5, и допускаемое напряжение среза [т]Ср=40. МПа. Фланце-
вые муфты изготовляют из чугуна, стального литья или стальной
поковки.
2. Компенсирующие муфты возмещают влияние несо-
осности валов за счет подвижности деталей муфты.
Кулачково-дисков-ая плавающая муфта компенси-
рует радиальное (в пределах 0,04d) и небольшое угловое (не бо-
лее 30') смещение валов. Эта муфта (рис. 113) состоит из двух
стальных полумуфт 1 и 3 с торцовыми пазами и среднего диска с
двумя взаимно перпендикулярными выступами 2 на торцах. В про-
цессе работа диск скользит по пазам, компенсируя несоосность ва-
лов. Эти муфты применяют при небольшой частоте вращения
(«шах ^250 мин-1) и небольших диаметрах соединяемых валов
(d^JlOO мм).
Основные размеры муфт определяют по следующим зависимо-
стям: наружный диаметр £)~(2,5 ... 3)d; длина L»(3,5 ... 4)d;
125
размер выступа h~ (0,3 ... 0,45) d; зазор между диском и полумуф-
той е~0,5... 1,5 мм.
Размеры выбранной муфты проверяют по допустимому давле-
нию на поверхности выступов:
Апах= 12Гр//г (ZD^d) (D-d) < [/2],
где [р]=10 ...15 МПа для стальной, термически не обработанной
муфты; [р]= 15 ... 30 МПа для закаленной стальной муфты, работа-
ющей со смазкой.
Зубчатые муфты компенсируют всевозможные смеще-
ния валов (продольное А, радиальное S в пределах 1...8 мм и уг-
ловое а^Г). Зубчатая муфта (рис. 114, а) состоит из двух полу-
муфт с наружными зубьями и разъемной обоймы с двумя рядами
внутренних зубьев (рис. 114, б). Зубья имеют эвольвентный про-
филь с углом зацепления а = 20°.
Для компенсации несоосности валов зубья полумуфт обрабаты-
вают по сфере с радиусом г, а края зубьев закругляют, как показа-
но на рис. 114, б, вид В. Детали зубчатой муфты изготовляют из
сталей 45, 45Х, 45Л. Зубья подвергаются термообработке для умень-
шения износа. Стандартом предусмотрено применение зубчатых
муфт для валов диаметром d=40... 180 мм, для передачи расчет-
ного момента Тр = 710... 50000 Н; наружный диаметр муфты D =
= 170... 490 мм, длина L = 115... 365 мм, ширина зубьев 6=12...
•40 мм, число зубьев z=30 ... 56 и модуль т = 1,5 ... 6 мм.
3. Упругие муфты не только компенсируют несоосность
валов, но и смягчают толчки и удары за счет деформации упругого
элемента. Различают муфты с неметаллическим упругим элемен-
том (резина, кожа) и с металлическим упругим элементом (сталь-
ная пружина). Рассмотрим наиболее распространенные муфты с
резиновым упругим элементом.
Упругая втулочно-пальцевая муфта типаМУВП
имеет самое широкое распространение в приводах с малым и сред-
ним вращающими моментами. Полумуфты изготовляют из серого
чугуна, а также из стали 30 или 35Л. Полумуфты насаживают на
цилиндрические или конические концы валов. В одной полумуфте
запрессованы стальные пальцы, изготовленные из стали 45, с на-
детыми на них резиновыми втулками (рис. 115, вариант I) или
кольца трапецеидального сечения (вариант II).
Деформация резиновых упругих элементов смягчает толчки и
удары, но амортизирующая способность муфты незначительна. Та-
кая муфта компенсирует радиальное смещение 6 — 0,3...0,6 мм, уг-
ловое а<Г и небольшое осевое смещение валов 1...5 мм. Мож-
но изготовлять муфты с одним и тем же наружным диаметром, но
разных диаметров расточек под вал и, следовательно, можно сое-
динять валы разных диаметров. Втулочно-пальцевые муфты при-
меняют для соединения валов d = 16... 100 мм; передаваемый расчет-
ный момент Тр = 32...8000 Н-м, наружный диаметр муфты Z) = 90...
400 мм, диаметр окружности, проходящей через центр пальцев,
Di = 0JD мм и число пальцев z=4...1O.
226
si i зад
Выбранные размеры муфты проверяют на прочность пальцев
по изгибу в опасном сечении (в месте закрепления пальца). Рас-
сматривается палец как балка, защемленная одним концом:
Ои=М/1Ги=Яр(/п/2)/0,1^,
где /п, da — длина и диаметр пальца; 7?р— расчетная окружная си-
ла, передаваемая одним пальцем;
/?р = Tp/KOi/2) • z] = 2Гр/(^г • z),
Рис. 116
где О]—диаметр окружности расположения пальцев; z —число
пальцев.
После подстановки значения Rp получим условие прочности
пальца Си^^{о]и**
°и = 10Тр/,,/(£>! zt/3)< [з]и.
Допускаемое напряжение пальца на изгиб [о]ц = 80... 90 МПа.
Затем проверяем прочность резиновой втулки на смятие пальцем:
0CM = ^p/(flfnO = 27’p/(^)i Zd„ /в) [°]см»
где /в — длина втулки, мм.
Для резины ,[а]см= 1,8... 2,0 ЛШа.
Муфты с торообразной упругой о б о л о ч к о й, ре-
зиновый упругий элемент которой напоминает автомобильную ши-
ну, работает на кручение. Это придает муфте большую энергоем-
кость, высокие упругие и компенсирующие свойства (а~2°, б~
~2...6 мм, угол закручивания до 5.'.30°). Муфта (рис. 116) срав-
нительно простая, она получила широкое распространение и в на-
128
стоящее время стандартизирована (ГОСТ 20884—75). Муфта со-
стоит из упругого элемента 1 и полумуфты 2, к которой болтами 3
через кольцо 4 притягиваются прижимные полукольца 5. При сбор-
ке муфты полукольца 5 соединяют с кольцом 4 винтами 6, распо-
ложенными между болтами 3.
Наружный диаметр муфты D определяют из расчета оболочки
на прочность.
Ориентировочные соотношения основных элементов муфты:
5 = 0,257), 6 = 0,057), С1== 1,06В, 7)0 = 0,55, 7)2 = 0,67),
О3 = 0,47).
Число болтов z ориентировочно принимают в зависимости от
диаметра 7):
D, мм...........................до 160 свыше 160 до 320
z............................... 4 6
Вращающий момент с полумуфт передается на оболочку сила-
ми трения, создаваемыми при затяжке болтов 3. При передаче мо-
мента в оболочке возникают касательные напряжения крутильного
сдвига. Наибольшего значения они достигают в кольцевом сече-
нии с диаметром 7)j:
т=2Гр/(л7)р)<[т].
Используя эту формулу и принятые выше соотношения разме-
ров муфты, получаем формулу для определения наружного диамет-
ра оболочки:
£)> 2,83^7^7],
где D — диаметр оболочки, см; Tv— расчетный вращающий мо-
мент, Н-м. При выборе муфты размер D округляют до стандартно-
го (по ГОСТ 20884—75).
Оболочки с £>^300 мм выполняют резиновыми без армирова-
ния нитями корда. Для них допускаемое напряжение берется в пре-
делах [т]—0,45 ... 0,5 МПа.
При £>>300 мм оболочки армируют кордом и для них (т] =
= 0,7...0,75 МПа.
Выбрав число болтов z в зависимости от £>, определяют необ-
ходимую-контролируемую силу затяжки (Н):
= Tr2l{zf(Dx + 7))],
где /(с — коэффициент запаса сцепления, Кс^ 1,5. По силе Р3ат
можно проверить болты на прочность.
Сцепные или управляемые муфты. Сцепные муфты можно раз-
делить на два основных вида: кулачковые и фрикционные.
Кулачковые муфты (рис. 117, а) состоят из левой полу-
муфты /, насаженной на ведущий вал с призматической шпонкой
с натягом, и правой полумуфты 2, насаженной на ведомый вал с
призматической направляющей шпонкой с небольшим зазором.
5—1020 129
Правая полумуфта перемещается вдоль вала специальным устрой-
ством отводкой. Вилку отводки размещают в пазу 4. На торцах
обеих полумуфт сделаны выступы (кулачки) и впадины 3. Профиль
кулачков может быть прямобочным (рис. 117, б), но такой профиль
затрудняет включение муфты и создает боковой зазор, вызываю-
щий удар при реверсе. Трапецеидальный профиль с углом а=
= 2...5° облегчает включение, дает возможность реверса без уда-
ра (рис. 117, в).
Рис. 117
Односторонний трапецеидальный профиль (рис. 117, г) делают
у муфт, передающих одностороннее вращение. При трапецеидаль-
ном профиле возникает осевая сила Fa, которая стремится раздви-
нуть полумуфту и затрудняет включение. Включение такой'муфты
всегда сопровождается ударами, поэтому такие муфты не рекомен-
дуется применять для включения механизма 'под нагрузкой н при
больших скоростях относительного вращения валов. Для лучшего
центрирования валов в левую полумуфту запрессовано направляю-
щее кольцо 5. Для уменьшения износа кулачков полумуфты дела-
ют из стали 15Х, 20Х с последующей цементацией и закалкой или
с закалкой из стали 40Х, ЗОХН. Работоспособность муфт в основ-
ном определяется износом кулачков.
Проверка кулачков на смятие, предполагая, что нагрузка рас-
пределяется равномерно между всеми кулачками, ведется по фор-
муле
’см=2^7,Р/(;г:£>1 МХ
где z — число кулачков полумуфты; К — коэффициент динамично-
сти режима работы.
(о]см=90... 120 МПа — включение в покое; [о]см=50... 70МПа
— включение на тихом ходу; [о]см=35...45 МПа — включение на
повышенных скоростях.
130
При необходимости производится дополнительная проверка на
прочность по напряжениям изгиба у основания кулачков.
Фр и к.ц ио иные муфты обеспечивают плавное безударное
включение за счет пробуксовки поверхностей трения полумуфт. При
регулировке на максимально допустимый вращающий момент фрик-
ционная муфта может также служить и как предохранительное
звено. Все фрикционные муфты в зависимости от формы их рабочих
Рис. 118
Рис. 119
поверхностей можно разделить на три группы: дисковые муфты
(плоская поверхность); конические муфты (коническая поверх-
ность); колодочные, ленточные и другие муфты (цилиндрическая
поверхность).
Фрикционные муфты, так же как и кулачковые, как правило,
ие допускают несоосности валов.
Рассмотрим принципиальную схему дисковой муфты (рис. 118).
Левая полумуфта 1 посажена с натягом на ведущий вал, ведомая
полумуфта 2 может перемещаться по направляющей призматиче-
ской шпонке вдоль ведомого вала. Для соединения валов необхо-
димо к подвижной полумуфте приложить осевую силу Fa, которая
вызовет момент сил трения Тт.
где Tj — сила трения; f — коэффициент трения (f=0,06...0,35 в
зависимости от материала и наличия смазки); Rcp= (Di+D2)I2 —
средний радиус рабочих поверхностей дисков, который приближен-
но равен радиусу сил трения на этих поверхностях.
Момент сил трения возрастает с увеличением силы нажатия Fa.
При каком-то значении этой силы момент трения окажется равным
передаваемому вращающему моменту, муфта замкнется и оба вала
будут, вращаться с одной частотой вращения.
Усилие Fa, необходимое для замыкания муфты с двумя поверх-
ностями трения, можно найти из уравнения
Tp=7;=Fa/(A+£2)/4;
откуда
Г(А+
5*
131
Для уменьшения размеров фрикционной муфты и силы сжатия
на рабочих поверхностях закрепляют накладки 3 из прессованно-
го асбеста, который значительно увеличивает коэффициент трения
(f=0,3...0,35), или применяют многодисковые фрикционные муф-
ты.
Рис. 120
Специальные муфты. Предназначены для предохранения при-
-вода от перегрузок (поломок), передачи вращающего момента при
заданной частоте вращения
и т. д.
Предохранительная муфта
со срезным штифтом (рис. 119)
состоит из двух полумуфт 1 и
4, посаженных на валы с при-
зматическими шпонками с на-
тягом. Передача вращающего
момента осуществляется через
штифт 3, который срезается при
перегрузке. Для восстановле-
ния муфты штифт надо заме-
нить. В целях предохранения
от износа полумуфт штифт ус-
танавливают в две закаленные
втулки 2. Уравнение прочности штифта:
Tp^z (£),/2) (л d2/4) [т]ср,
где z — число штифтов (обычно равно 1 или 2); Д|—диаметр ок-
ружности центров штифтов; d — диаметр штифта; |д]ср — допускае-
мое напряжение на срез. Оно принимается равным временному со-
противлению при срезе.
Для стального закаленного штифта из Ст5 [т]Ср = 420 МПа, сле-
довательно,
d = КвТр/Сг/ЛлМср) = Г Гр/г л-52,5.
Центробежная муфта (рис. 120) автоматически соеди-
няет валы только тогда, когда частота вращения превысит неко-
торую заданную величину. Ее применяют для автоматического
включения и выключения механизма при определенной частоте вра-
щения, для разгона машины с большими маховыми массами и для
повышения плавности пуска. При определенной частоте вращения
полумуфты 1 возникает центробежная сила С, которая прижима-
ет колодку 3 к барабану ведомой полумуфты 2. Этому препятству-
ет сила F, возникающая от прогиба плоской пружины 4, отодвигаю-
щей колодку от барабана. Величину прогиба пружины и, следова-
тельно, соответствующую частоту вращения, при которой включа-
ется муфта, регулируют винтом 5. Для лучшего сцепления ведомой
и ведущей полумуфты на колодке помещают фрикционный матери-
ал из прессованного асбеста.
Муфта свободного хода (обгонная) передает вращаю-
щий момент только в одном направлении и допускает свободное от-
132
носительное вращение в противоположном направлении. Например,
в велосипеде она передает вращение от педали через ведущий вал
через ролики 3, обойму 2 (рис. 121, а). При вращении ведуще-
го вала 1 под действием пружины 4 ролики попадают в суженную
часть выемки, заклиниваются и тем самым приводят во вращение
обойму 2. При обратном вращении без педалей (рис. 121, б) роли-
ки выкатываются в рас-
ширенное пространство и
муфта отключается.
Диаметр и длину ро-
лика для такой муфты
можно ориентировочно
выбрать по следующим
зависимостям: —
^0,125Z); Z=l,5rf (£> —
диаметр рабочей поверх-
ности обоймы).
Муфты свободного хо-
да согласно нормам ма-
шиностроения выпускают
со следующими парамет- Рис. 121
рами: d= 10...90 мм, до-
пускаемый расчетный вращающий момент Тр = 0,25... 7,7 Н-м; чис-
ло роликов г = 3...5 и £> = 32...200 мм. Звездочки и обоймы изготов-
ляют из легированной стали 40Х и калят до твердости HRC 50 ...54,
ролики из подшипниковой стали ШХ15 с закалкой до HRC 58... 60.
Пример. Подобрать и проверить упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП
(см. рис. 115) для соединения электродвигателя с валом редуктора ленточного
транспортера. Передаваемая мощность Р=4,5 кВт, частота вращения п=
= 1420 мин-1.
Решение. 1. Определяем поминальный вращающий момент Т=9550Р/п =
= 9550-4,5/1420 = 30,26 Н-м.
2. Определяем расчетный момент, принимая коэффициент режима работы
Х=1,5 для ленточных транспортеров, ТР = ЛТ= 1,5-30,26 = 45,4 Н-м.
3. По таблицам стандарта (см. табл. П18) выбираем муфту, которая может
передавать момент Тр = 45,4 кН-мм = 45,4-103 Н-мм. Такой муфтой будет муфта
с Тр = 55 Н-м. Размеры муфты: Dj = 68 мм; dn=10 мм; /вт= 15 мм; /ц=19 мм;
количество пальцев z = 6.
4. Проверяем прочность пальца на изгиб: <?„ = 10£р/п/(£>1-г<Уи3) = 10-45,4X
ХЮ3-19/(68-6-103) =21,1 МПа<[а]и = 80 МПа.
5. Проверяем на смятие резиновые втулки: пСм = 2ТР/=2-45,4Х
X 103/(68-6-10-15) = 1,48 МПа<[а]см = 1,8 МПа.
Пример. Определить размеры муфты с резиновой оболочкой (см. рис. 116)
для передачи расчетного вращающего момента Тр = 80 Н-м. Диаметр вала d =
= 25 мм. Частота вращения и = 365 мин-1.
Решение. 1. Определяем наружный диаметр муфты, принимая [т] =
= 0,5 МПа (оболочка не армирована):
D > 2,83^Гр/М = 2,83^80/0,5 = 15,36 см.
Полученный диаметр округляем до стандартного (по ГОСТ 20844—75), при-
нимаем D=160 мм.
133
2. Определяем основные размеры муфты:
0 = 0,250 = 0,25-160 = 40 мм; 6 = 0,050 = 0,05-160 = 8 мм. = 1,060 = 1,06Х
X 40 = 42,5 мм 00 = 0,50 = 0,5-160=80 мм; 0! = 0,750 = 0,75-160= 120 мм.
02 = 0,60 = 0,6-160 = 96 мм, принимаем 02 = 95 мм. 03 = О,40 = 0,4-160 = 64 мм.
Диаметр ступицы JCt = l,5dB + 10= 1,5-25+ 10 = 47,5 мм, принимаем dcx =
= 48 мм.
Определяем по 0 количество болтов'г = 4, так как при 0 до 160 мм z = 4,
свыше 160 мм г = 6
3. Определяем необходимую силу затяжки Р.!ат = Кс7р-2/z/(0i+ 02) = 1,бХ
у80-2/4-0,3(120+95) =930,2 Н.
4. Площадь сечения винта по расчетному диаметру 0Р при пт = 200 МПа и
пт = 3, так как предполагается болт б/в<16 мм ВР= 1,ЗРзат/(ПтМг) = 1,ЗХ
У 930,2/(200/3) = 18,13 мм2. __ __________
Необходимый расчетный диаметр болта dp-= 1,13]^/>= 1,13К 18,13 = 4,81 мм.
По табл. П17 принимаем диаметр болта М8, у которого t/3 = 6,4 мм.
Контрольные вопросы
1 . На какие группы можно разделить муфты по их назначению?
2 Как устроены постоянные муфты?
3 Как устроены специальные муфты?
4 Как устроены предохранительные и обгонные муфты?
5 Каков порядок подбора и проверки втулочно-пальцевой муфты?
6 . Как определить размеры муфты с упругой резиновой оболочкой?
§ 20. ПРУЖИНЫ
Пружины — это упругие элементы'приборов и машин, кото-
рые выполняют ответственные и сложные функции и применяются
для обеспечения: натяжения и нажатия (например, в муфтах, тор-
мозах, фрикционных передачах и др.);
аккумулирования энергии с последующим
использованием пружины как двигателя
(часовые пружины, ударные и падающие
механизмы и пр.); амортизации ударов и
вибраций (рессоры, амортизаторы, буфе-
ра и т. п.); возвратных перемещений
(клапанов кулачковых механизмов и др.);
измерения усилий (динамометры и др.).
Все пружины можно разделить по ви-
ду воспринимаемой нагрузки — растяже-
ния (рис. 122,6), сжатия (рис. 122, а,
123, а, 6), кручения (рис. 123, г), изгиба
(рис. 123, д, е) и по конструктивной фор- *
ме — цилиндрические (рис. 122), цилинд-
рические составные (рис. 123, а) для
уменьшения габарита при больших на-
грузках, фасонные конические и параболические (рис. 123,6), для
получения переменной характеристики (здесь нижние витки входят
в соприкосновение раньше, чем верхние, поэтому длина рабочей
части пружины сокращается, а жесткость ее возрастает), тарельча-
тые (рис. 123, в) применяют при стесненных габаритах, при боль-
ших нагрузках и необходимости большой жесткости, плоские спи-
134
ральные пружины (рис. 123,(9) применяют для аккумулирования
энергии, листовые рессоры (рис. 123, е) — для виброизоляции и
демпфирования различных машин.
Наибольшее распространение в машиностроении имеют витые
цилиндрические пружины растяжения и сжатия, навитые из прово-
локи круглого сечения. Эти пружины могут навиваться из прово-
локи прямоугольного сечения для получения большей жесткости,
применяют также навивку из троса, что дает большую эластич-
ность и большую статическую прочность.
Конструкция и основные геометрические параметры пру-
жины растяжения — сжатия из проволоки круглого сечения.
Пружины сжатия, навиваются с просветом между витками
(см. рис. 122, а). Для большей устойчивости и создания опорной
плоскости их крайние витки поджимают и сошлифовывают.
Пружины растяжения навивают без просвета между
витками и даже с предварительным натяжением, крайние витки от-
гибают образуя зацепы для соединения с другими деталями (см.-
рис. 122, б).
Пружины характеризуются следующими основными геомет-
рическими параметрами (рис. 124, a): d — диаметр про*
волоки; Dq — наружный диаметр; D — средний диаметр пружины;
C = D;d—индекс (основная характеристика) пружины; t — шаг
витков; Но — полная высота пружины (в свободном состоянии); i —
число рабочих витков; i0 — общее число витков.
Основные расчетные зависимости. В пружинах растяжения —
сжатия поперечное сечение проволоки круглого сечения под дейст-
вием растягивающей (сжимающей) силы Р испытывает напряже-
ние кручения.
135
Максимальное напряжение кручения
tmax=/< wKP=к • 8р • d/л Мкр>
где К — поправочный коэффициент, учитывающий кривизну вит-
ков. Он зависит от индекса С:
C = Dld................... 4 5 6 8 10 12
К......................... 1,37 1,29 1,24 1,17 1,14 1,11
Рис. 124
Осевая упругая деформация сжатия (растяжения) определяется
по формуле
\=8Р D4/О d\
где G —модуль упругости второго рода (для стали G = 8-104 МПа).
Практический расчет пружин. В соответствии со стандартом
пружины подбираются по таблицам с последующим проверочным
расчетом параметров пружин. При отсутствии таблиц можно опре-
делить размеры пружин согласно приведенного ниже расчета. Для
расчета или подбора пружины необходимо знать зависимость меж-
ду осевым перемещением и нагрузкой или рабочую характеристи-
ку пружины.
На рис. 124, а слева от пружины показана рабочая характери-
стика (эпюра в виде треугольника), где ?чпах, ZP — минималь-
ная (предварительная), максимальная и рабочая деформации пру-
жины; Pmin, Ртах, Рпр — минимальная (предварительная), макси-
мальная и предельная (до посадки витка на виток в пружине сжа-
тия) нагрузки пружины; Ро— сила предварительного натяжения;
136
Но — полная высота ненагружснной пружины; ЯПр — предельная
высота пружины по посадке витков у пружин сжатия и по прочно-
сти у пружины растяжения; S—(0,1...0,2)/.тах — нерабочий ход
пружины.
Для пружины сжатия (см. рис. 122, а)\ //0 = //пр +
+ Нпр= (/0—0,5)d; i=Ho~ (1,5...2); t=--d + (1,1... 1,2) лПтх/г,
^пр = ( 1,2... 1,1 ) Ртах-
Для пружин растяжения (рис. 122,6): //0=^ + 2Л;
h = (0,5...1)£>0; Н — высота с прицепами. /УПр = //с+(1,1...1,2)лтах.
Для построения рабочей характеристики пружины необходимо
задаться величинами Ртах, Anin, Ар ИЛИ Ртах, Ар И ЖССТКОСТЫО P/2v
исходя из требований, предъявляемых конструкцией механизма.
Большое влияние на характеристику пружины имеет ее индекс
C=D)d. Чем больше С, тем больше податливость пружины при од-
ном и юм же числе витков.
Рекомендуется выбирать С в зависимости от диаметра прово-
локи:
d, мм............................ до 2,5 3 .. 5 6 ... 12
С................................ 5. . 12 4... 10 4...9
Диаметр проволоки определяем по формуле
^тахСС/Ю).
Рабочее число витков
i = Gd\max/(8C3 РП]ах).
При большом числе витков i пружины сжатия надо проверить
на устойчивость. Если отношение HqiD>3, то пружину следует ус-
танавливать на Ъправку пли в стакан.
Длину развернутой пружины (без >чета зацепов пружины рас-
тяжения) определяют для пружин сжатия по формуле 1^.3,2Di0.
При определении длины заготовки для пружин растяжения до-
бавляют длину проволоки зацепов.
Материалы и допускаемые напряжения. К материалу пружин
предъявляют повышенные требования прочности и стабильности по
времени. Материал пружин обязательно подвергается термообра-
ботке, а в особо ответственных случаях—дополнительному упроч-
нению (наклепу, заневоливанию и т. и.).
Наиболее распространенным материалом для изготовления пру-
жин является высокоуглеродистая и легированная сталь.
Для пружин, работающих в агрессивной среде, применяют цвет-
ные сплавы кремнемарганцовистой бронзы Бр.КМцЗ-1 и оловянно-
свинцовой бронзы Бр.ОЦ-3. Исходным полуфабрикатом для изго-
товления пружин служат проволока, лента или пруток. Для навив-
ки пружин часто применяют высокоуглеродистую стальную пру-
жинную проволоку круглого сечения от 0,2 до 8 мм по ГОСТ
9389—75, ее подвергают специальной термообработке в расплав-
леннОхМ свинце (патетирование) и сильному наклепу при последую-
137
щсм волочении. Механические характеристики этой пружинной
проволоки в значительной степени завися г о г диаметра проволоки
(см. табл. П19Б). Эта проволока бывает трех классов прочности: I,
II и III. В табл. Г119А приводятся примеры применения различных
?’птериалов.
Допускаемые напряжения для пружинной углеродистой сталь-
ной приволоки можно определить по табл. ГП9А в зависимости от
группы ответственности пружины и характера прилагаемой нагруз-
ки.
Пример расчета пружины. Рассчитать пружину .сжатия (см. рис. 124, а)
фрикционной м}фты для следующих режимов работы: Ртах = 2500 Н; Pmin =
= 600 Н; лр = 5 мм Нагрузка переменная.
Решение. 1. Выбираем материал и допускаемое напряжение По табл.
П19А выбираем сталь 60С2 с предельным допускаемым напряжением для
I группы [т] пр = 400 МПа
2 Находим величину предельной нагрузки Рпр = 1,2Ртах = 1,2X2500=
= 3000 Н; jipii этом допускаемое напряжение [т] = [т] пр/1,2 = 400/1,2 = 334 МПа.
3 Задаемся индексом пружины С и по нему определяем коэффициент кривиз-
ны. Принимаем C = D!d = §, тогда /<=1,29.
4 Определяем диаметр проволоки:
rf=l,6)44aIC/M= 1,6/1,29-2500-5/334 = 11 мм.
5 Находим средний диаметр пружины D = d*C= 11 -5 = 55 мм.
6 Определяем максимальную деформацию пружины (см. характеристику пру-
жины на, рИС. 124, 6).’ Атах = /ртах/(Ртах—Р min) = 5 - 2500/ (2500—600) =
= 6,57 мм.
7 . Определяем число рабочих витков пружины, принимая модуль упругости
второго рода б = 8-104 МПа: i= G-d-Xmax/8C3Pmax = 80 000-1 Г-6,57/(8Х
Х53-2500) =2,3.
8 Находим полное число витков (на подгибку и сошлифовку добавляем
1,7 витка): г0 = /+1,7 = 2,3+1,7 = 4.
9 . Определяем шаг витков: t = d+ (1,2 Xmax/i) = 11 + (1,2-6,57/2,3) — 14,4 мм.
10 Находим предельную высоту пружины при полной осадке витков Нар =
бо—0,5)d = (4—0,5) -11 = 38,5 мм.
1! Полная высота пружины в ненагруженном состоянии H0 = Hnp + i(t—d)~
= 38.5 + 2,3(14,4—11) =46,3 мм.
12 Проверяем устойчивость пружины //0/D = 46,3/55 = 0,85<3 — устойчи-
вость обеспечена.
13 Находим длину развернутой пружины /-3,2D-i0 = 3,2-55-4 = 700 мм.
14 Проверяем действительное касательное напряжение кручения: т =
= К (8РтaxD)/ (nd3) = 1,29 (8 • 2500 • 55) / (л • 113) = 339,3 МПа < [т] ПР.
Контрольные вопросы
1 Для чего служат пружины?
2 Какие различают пружины по конструкции?
3 Как различаются пружины по виду их нагружения?
4 Из каких материалов изготовляют пружины?
5 Как рассчитывают витые цилиндрические пружины сжатия из проволоки
кругло:о сечения?
6 Как определяют допускаемые напряжения для расчета пружин?
ГЛАВА V
МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
$ 21. НАЗНАЧЕНИЕ И ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПЕРЕДАЧ
Механической передачей называют устройство, при-
меняемое для передачи энергии движения двигателя (электриче-
ского, теплового и т. д.) к рабочим органам машины при одновре-
менном изменении угловой скорости или вида движения.
В качестве примера на рис. 125 показана
схема привода, ленточного транспортера. От
электродвигателя 1 с помощью ременной пере-
дачи 2 движение передается на ведущий вал
зубчатой передачи 3, заключенной в корпусе
(редуктор). Ведомый вал зубчатой передачи
соединен цепной передачей 4 с валом транс-
портера 5.
Необходимость введения передачи между
двигателем- и производственной машиной объ-
ясняется рядом причин.
1. Двигатели работают, как правило, в ре-
жиме высоких угловых скоростей, обеспечива-
ющих их малые габариты, высокий кпд и на-
ибольшую мощность, в то время как для рабо-
чей машины требуются значительно меньшие
угловые скорости при необходимости соответ-
ствующего увеличения вращающего момента.
2. Изменение угловой, скорости и, следова-
тельно; вращающего момента выгодно осуще-
ствлять с помощью передачи, а не понижением
угловой скорости двигателя, поскольку это обеспечивает больший
кпд и меньшие габариты привода.
3. С помощью передачи можно преобразовать вращательное
движение двигателя в возвратно-поступательное, качательное и
другие движения органов машины, обеспечить ,плавное или ступен-
чатое регулирование угловой скорости, предохранить машину от
поломок при перегрузках и т. д.
4. С помощью передачи можно обеспечить передачу энергии
движения от двигателя -к нескольким производственным машинам,
валы которых могут при этом вращаться с разными угловыми ско-
ростями.
В машиностроении широко применяют механические,
электрические, пневматические и гидравличе-
ские передачи. Мы рассмотрим только механические передачи
общего назначения.
Все механические передачи можно классифицировать по следу-
ющим признакам:
а) по принципу действия: на передачи, основанные на исполь-
зовании трения — фрикционные и ременные; основанные
на использовании зацеплений — з у б ч а т ы е, червячные,
винтовые, цепные;
б) по характеру изменения скорости; на понижающие — ре-
дукторы, повышающие — мультипликаторы.
В зависимости qt устройства передачи отношение угловой ско-
рости или частоты вращения ведущего (входного) вала и ведомого
(выходного) вала может быть постоянным или изменяться регули-
рованием в определенных пределах по ступенчатому (коробка пе-
редач) или плавному — бесступенчатому (вариаторы) закону;
в) по взаимному расположению в пространстве различают пе-
редачи между параллельными, пересекающимися и перекрещива-
ющимися валами;
г) по характеру движения валов: на п р о с т ы е, у которых ва-
лы вращаются вокруг своих осей; планетарные, у которых оси
и сидящие на них детали перемещаются в пространстве вокруг не-
которых неподвижных осей, как планеты;
д) по числу отдельных передач, одновременно участвующих в
передаче, скомпонованной в виде одного узла: на одноступен-
чатые и многоступенчатые (двух, трех и т. д.), состоя-
щие из нескольких последовательно расположенных одноступенча-
тых;
е) по конструктивному оформлению на открытые, не имею-
щие общего закрывающего их корпуса; полузакрытые, смон-
тированные подобно открытым, но имеющие легкий защитный ко-
жух; закрытые, заключенные в общий прочный и жесткий кор-
пус, в котором установлены подшипники; этот корпус часто ис-
пользуют в качестве масляной ванны для смазки и охлаждения
передачи, он хорошо защищает передачу от загрязнения. Закры-
тые передачи применяют для наиболее нагруженных быстроход-
ных передач.
Основные характеристики передач. Мощность на входе Pi и
на выходе Р? передачи (кВт).
Быстроходность, которая выражается угловой скоростью
или частотой вращения на входе пх и на выходе п2 (мин”1).
Коэффициент полезного действия (кпд) x] = P2/Pi-
Передаточное отношение, определяемое в направле-
нии потока мощностей для одноступенчатой передачи i = riiln2, для
многоступенчатой передачи с количеством ступеней К передаточ-
ное отношение будет равно произведению * = , к и соот-
ветственно кпд многоступенчатой передачи т) = т]1Г]2Лз, Ль-
Частота вращения п (мин-1) и угловая скорость со (рад/с) свя-
заны формулой (О = Л7?/30.
Линейная окружная скорость v (м/с) определяется по формуле
v = nDn/QO, где D — диаметр окружности точки вращения, м.
Мощность Р (кВт), частота вращения п (мин1) и вращающий
момент Т (Н-м) связаны между собой соотношением Т = 9550 Р/п.
Физическая сущность крутящего (от действия внутренних сил)
140
и вращающего (от действия внешних сил) моментов различна, од-
нако условимся в дальнейшем для удобства обозначать их общим
символом Т.
Учитывая определение кпд и приведенные выше зависимости,
можно получить зависимость между вращающими моментами ва-
лов 7’2= Т ,!1].
§ 22. ФРИКЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Фрикционная передача основана на использовании сил трения,
которые возникают в месте контакта двух гладких катков (веду-
щего / и ведомого II), прижимаемых друг к другу силой Q (рис.
126). При этом необходимо, чтобы
сила трения между катками F была
больше или равна окружному уси-
лию:
F^R-, F—Qf, где R — окружное уси-
лие; F — сила трения между катка-
ми; Q — сила, сжимающая катки;
f — коэффициент трения между кат-
ками.
Для фрикционных передач коэф-
фициент трения зависит от мате-
риала катков и наличия смазки: при
работе стали по стали в масле f~
«0,04... 0,05, стали по стали или
чугуну без смазки f~0,15... 0,20,
стали по текстолиту или фибре без
Рис. 126
смазки /«0,20...0,30.
Если окружное усилие будет больше силы трения, фрикционная
передача будет пробуксовывать, а катки сильно изнашиваться.
Преимуществами фрикционных передач являются простота
конструкции, безударность, плавность и бесшумность работы; воз-
можность плавного бесступенчатого изменений передаточного от-
ношения; предохранение от поломок при случайной перегрузке в
связи с возможностью проскальзывания катков.
Недостатки фрикционных передач: ограниченная величина пе-
редаваемой мощности; большая нагрузка на валы и их опоры от
сил сжатия катков Q; повышенный износ катков, вызывающий
шум при работе; сравнительно низкий коэффициент полезного дей-
ствия (т]« 0,7 ... 0,92). Фрикционные передачи не могут осуществ-
лять жесткую кинематическую связь, в связи с чем неприменимы
в конструкциях, не допускающих накопления ошибок взаимного
положения валов.
Классификация и применение фрикционных передач. Все фрик-
ционные передачи можно разделить на две основные группы:
1) передачи с постоянным передаточным отноше-
нием, которые, как правило, применяют только для механизмов,
где требуются плавность движения, бесшумность работы, безудар-
141
ное включение на ходу и т. п. Как силовые передачи их применяют
редко и только для передачи небольших вращающих моментов;
2) передачи с р е гу л и р у е м ы м передаточным отно-
шением, или вариаторы, которые позволяют в определенных
пределах плавно и непрерывно (бесступенчато) изменять переда-
точное отношение. Такие передачи-вДриаторы широко применяют
в тех случаях, когда требуется бесступенчатое регулирование ско-
ростей.
Фрикционные передачи с постоянным передаточным отношени-
ем. Эти передачи разделяются на передачи между параллель-
ными валами (рис. 126)
и передачи между пересе-
кающимися валами с
коническими катками
(рис. 127).
Катки фрикционных пере-
дач изготовляют из материа-
лов, которые должны обеспе-
чивать поверхностную проч-
ность и износоустойчивость»
а также обладать возможна
большим коэффициентом
трения.
Применяют катки, изго-
товленные из закаленной
Рис. 127
стали при работе в масле или без смазки; или из стали (чугуна)
и пластмассы.
Фрикционная передача с гладкими цилиндрическими катками.
Передача состоит из двух гладких цилиндрических катков диамет-
ром £>i и D2, закрепленных на параллельных валах, у которых под-
шипники ведомого катка укреплены неподвижно, а ведущего могут
перемещаться в направляющих для прижатия катков силой Q
(рис. 126).
Передаточное отношение такой передачи
/ = ^/«2=7)2/01(1—е),
где е «0,01 ... 0,03 — коэффициент проскальзывания.-
Сила, прижимающая катки для передачи окружного усилия»
Q=K(R/f),
где К — коэффициент запаса сцепления; для силовых фрикцион-
ных передач Л'=1,25... 1,5, для фрикционных передач в приборах
Л’^3.
Большая величина силы Q является основным фактором, огра-
ничивающим применение фрикционной передачи с цилиндрически-
ми катками. Это наглядно видно из приведенного ниже примера.
Если принято /=0,1, а /(=1,5, то Q = K(R/f) = 1,5(/?/0,1) — 15/?»
тогда как в зубчатых передачах нагрузка в зацеплении «/?.
142
Во фрикционных передачах наблюдаются следующие виды раз-
рушений рабочих поверхностей катков: усталостное выкрашивание
(при работе со смазкой), износ (при работе без смазки), задир по-
верхности при работе с большими нагрузками и скоростями. Все
эти разрушения зависят от величины напряжений в месте кон-
такта.
Рекомендуется следующий порядок проектного расчета фрикци-
онной передачи цилиндрическими роликами:
1. Выбирают материал для ведущего и ведомого катков.
2. Определяют межосевое расстояние из расчета на контактную
прочность:
з---------------------------
а>(/+ 1)/(0,418/Ы)2(/< ЗД/У),
где а и Ь, м; 7\, Н-м; [он] и Епр, Па. Обычно принимают $а=Ь/а =
= 0,25... 0,6— коэффициент ширины катка, большие значения
фа — при точном изготовлении и жестких валах. Величины допу-
скаемых напряжений и модуля упругости могут быть для стали
закаленной до HRC 60 и при хорошей смазке [он] = 700-106 Па;
£ = 2-10" Па; для текстолита при работе без смазки [он] =
= 80-106 Па; £ = 7-109 Па.
Если катки изготовлены из разных материалов, то приведенный
модуль упругости
^пр = 2'^1 4~^2)-
Например, для пары катков из чугуна и текстолита £пр=
= 2-1,2- 10й • 7-109/(1,2- 10и+7-109) = 13,22-109 Па.
3. Определяют размеры катков £>! = 2а/(1+1); D2=Di(1.—g)t;
6=фаа.
Фрикционная передача с коническими роликами. Для фрикци-
онной передачи между двумя пересекающимися осями применяют
два конических ролика (см. рис. 127, а), закрепленных на валах.
Угол между осями этих валов чаще всего равен 90°.
Передаточное отношение без учета проскальзывания для кони-
ческой передачи i^D2IDx.
Диаметр катков D\ — 2L sin 6Ь D2 = 2L sin д2, где L — длина об-
разующей конуса,.тогда
т D2)Dl = 2L sin 82/2£ sin = sin 82/sin
Величины сил Qi и Q2, сжимающих конические катки, можно
определить из уравнения:
К. R=f Nx = f Q-jsxn 8р QX=KR sin
KR = f Q2/sinS2; Q2—7C7? sin B2//.
При увеличении передаточного отношения уменьшается Qi и
увеличивается Q2, поэтому прижимное устройство лучше устанав-
ливать на ведущем валу.
143
Реверсивная фрикционная передача коническими роликами. Из-
менение направления вращения (реверс) ведомого вертикального
вала II при постоянном направлении вращения ведущего горизон-
тального вала I можно осуществить с помощью конической фрик-
ционной передачи (см. рис. 127, б). На ведущем валу I закрепле-
ны два конических катка а и Ь, которые могут перемещаться впра-
во или влево.
Рис. 128
Вариаторы. Фрикционные передачи с регулируемым передаточ-
ным числом называются вариаторами. Схема простейшего ло-
бового вариатора показана на рис. 128, а, где ведущий ролик А
может перемещаться по направляющей призматической шпонке
вдоль ведущего вала, вращающегося с постоянной частотой п{
(направление вращения показано стрелкой). Сила Q, прижимая к
ведущему ролику А ролик £>, заставляет вращаться ведомый вал
за счет возникающей силы трения. Частота вращения ведомого ва-
ла будет зависеть от отношений-постоянного диаметра ведущего
р’олика Di к изменяющемуся диаметру окружности контакта с ве-
домым роликом D2, который меняется в зависимости от положения
ведущего ролика ОТ D2min ДО £>2тах-
Без учета проскальзывания передаточное отношение будет:
минимальное
Лпin “ ^l/^2max ~ ^2mln/^l’
максимальное
Апах ^l/^2inin '^z ^Zziiiax/^l*
Отношение Д— диапазон регулирования, являющий-
ся главной харак!еристикой лобового вариатора. Теоретически для
лобового вариатора D2m[n может быть равен нулю и при дальней-
шем перемещении ролика А ведомый диск Б начнет вращаться в
противоположную сторону. Практически из-за повышения износа
144
при малом D2 и резком снижении кпд диапазон регулирования ло-
бового вариатора практически применяют:
Д ^2max/^2min Anax/^mln^2max/^2min
На рис. 128, б показана конструкция лобового вариатора с ко-
жаным ведущим роликом. Диск к ролику прижимается винтом с
помощью маховика.
Рис. 129
Расчет регулируемой фрикционной передачи проводится так
же, как и передачи цилиндрическими катками.
В современном машиностроении применяют торовый вариатор,
разработанный в ЦНИИТМАШе, схема которого приведена на
рис. 129, б. Плавное изменение частоты вращения ведомого вала
11 осуществляется поворотом роликов (показано стрелками), при
эюм радиусы контакта на торовой поверхности ведущей и ведомой
чашек изменяются от /?гаах до Вариатор с раздвижными ко-
нусами (рис. 129, а) плавно изменяет частоту вращения ведомого
вала II в зависимости от радиуса контакта жесткого кольца с раз-
движными конусами. При этом радиусы контакта также могут
изменяться в пределах от 7?тах до
Контрольные вопросы
1 Перечислите основные назначения механических передач в приводах со-
временных машин.
2. Приведите зависимость между вращающим моментом на валу, мощностью
и частотой вращения Укажите размерность величин.
3. Каковы основные преимущества и недостатки фрикционных передач?
4. Расскажите о принципах работы вариатора.
5 Что такое диапазон регулирования вариатора и как он определяется?
145
§ 23. РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Общие понятия. Ременные передачи являются одним из старей-
ших типов механических передач, где привод осуществляется гиб-
кой связью — приводным ремнем.
В зависимости от формы поперечного сечения ремня передачи
бывают: плоскоременные (рис. 130, а), клиноременные (рис.
130, б), круглоременные (рис. 130, в), зубчатоременные (рис. 130,г).
Рис. 130
Наибольшее распространение получают клиноременные переда-
чи, плоскоременные в последнее время применяются меньше.
Основные преимущества ременной передачи: возможность пе-
редачи мощности на значительное расстояние — до 15 м и более;
плавность и сравнительная бесшумность работы; отсутствие рез-
ких колебаний нагрузок за счет упругой вытяжки ремня; предо-
хранение механизмов от перегрузки за счет возможного проскаль-
зывания ремня; простота конструкции и эксплуатации; возмож-
ность различного расположения валов в пространстве.
К недостаткам ременных передач относятся: большие размеры
передач, непостоянство передаточного числа из-за скольжения
ремня, повышенная нагрузка на валы и их опоры вследствие не-
обходимости обеспечить предварительное натяжение ремня, низ-
кая долговечность ремней.
По объему применения ременные передачи в промышленности
и народном хозяйстве занимают второе место после зубчатых. Они
широко используются в приводах насосов, вентиляторов, транспор-
теров, рольгангов, приводах комбайнов и других сельскохозяйст-
146
венных машин, в приводах машин в текстильной, автомобильной,
химической, нефтяной и других отраслей промышленности.
Плоскоременные передачи применяют при высоких
окружных скоростях, больших межосевых расстояниях, повышен-
ных требованиях к плавности работы передачи.
Клиноременные передачи применяют при сравнитель-
но больших передаточных отношениях, вертикальном и наклонном
расположении параллельных осей валов, они обеспечивают мало-
габаритность передачи, обладают лучшими тяговыми характери-
тисками, дают меньшую нагрузку на опоры валов.
Круглоременные передачи предназначены в основ-
ном для передачи малых мощностей и поэтому имеют меньшее
распространение (в приводах швейных машин, радиоаппаратуры,
приборов, механизмов домашнего обихода и т. д.).
Зубчатоременные передачи способны передавать
движение при постоянном передаточном отношении с высокими ок-
ружными скоростями, могут передавать значительные мощности
(до сотен кВт) при м/с.
Типы ремней. Независимо от формы поперечного сечения все
ремни должны отвечать следующим требованиям: высокая тяговая
способность, т. е. высокая сцепляемость с поверхностью шкива без
пробуксовывания; достаточная прочность; долговечность и износо-
устойчивость; невысокая стоимость, упругость при перегибах.
В зависимости от условий работы применяют приводные пло-
ские ремни, изготовленные из различных материалов.
Кожаные ремни рекомендуются для передачи переменной
нагрузки со значительными колебаниями и частыми переключени-
ями. Допускают кратковременную перегрузку на 40—50%. Кожа-
ные ремни из-за высокой стоимости имеют ограниченное примене-
ние.
Резинотканевые ремни применяются для передачи
широкого диапазона мощностей при спокойной нагрузке; при рез-
ких колебаниях нагрузки они пробуксовывают. При работе в сре-
де, содержащей пары нефтепродуктов, эти ремни расслаиваются.
Хлопчатобумажные тканевые ремни допускают
значительные колебания йагрузки, но их не рекомендуется приме-
нять в сырых помещениях. Такие ремни используются для переда-
чи небольших и средних мощностей при скорости ремня м/с.
Шерстяные тканевые ремни упруги, допускают резкие
колебания нагрузки и значительную кратковременную перегрузку
на 40... 50%, устойчивы в сырых помещениях и в парах кислот и
щелочей. Стоимость сравнительно высока; применяют для переда-
чи малых и средних мощностей. Изготовляют шерстяные ремни
многослойными.
Пленочные ремни — новый тип ремней из пластмасс, ар-
мированных кордом из капрона, лавсана или энантана. Эти ремни
обладают статической и усталостной прочностью. При малой тол-
щине (от 0,4 до 1,2 мм) они передают значительные нагрузки (до
147
15 кВт), могут работать при малых диаметрах шкивов с высокой
быстроходностью.
Плоские ремни для быстроходных передач изготовляют беско-
нечными (замкнутыми), что значительно улучшает качество пере-
дачи, но применение таких ремней ограничено из-за сложности их
изготовления. Концы обычных ремней соединяют сшиванием, скле-
скрепками.
Для быстроходных
^50 м/с) и сверхбыстро-
ходных (<7^100 м/с) пере-
дач применяют синтетические
бесконечные ремни.
Хлопчатобумажные тка-
невые ремни применяют при
небольших и средних мощно-
стях и м/с.
Клиновые ремни (ГОСТ
1284—68)** в клиноремен-
иванием, скреплением специальными
Рис. 131
ных передачах изготовляют
бесконечными (бесшовными) в специальных пресс-формах. Они
имеют трапециевидный профиль поперечного сечения (рис. 131, а)
и состоят из крученого прорезиненного хлопчатобумажного или
синтетического шнура (корда) 2, расположенного по нейтральному
слою ремня, резинотканевого или резинового слоя 1, расположенно-
го над кордом и работающего на растяжение при изгибе ремня, ре-
зинового слоя 3, расположенного под кордом и работающего на
сжатие, обертки 4 из прорезиненной ткани.
Клиновые ремни подразделяются на кордтканевые (2 ... 10 сло-
ев крученых шнуров толщиной 0,8...0,9 мм—рис. 131, б) и корд-
шнуровые (один слой кордшнура толщиной 1,6... 1,7 мм — рис.
131,в).
Гибкость и долговечность этих ремней больше, а потому их ре-
комендуют для быстроходных передач.
Так как клиновые ремни работают боковыми поверхностями,
входящими в клиновидный желоб, то сцепление между шкивом и
ремнем существенно больше, чем в плоскоременной передаче, при
одинаковой силе натяжения ремней. Для работы на шкивах малых
диаметров применяют ремни с гофрами.
Клиновыми ремнями можно передавать энергию в широком
диапазоне мощностей при у^ЗО м/с.
Зубчатые ремни (см. рис. 130, г) в зубчатоременных передачах
изготовляют из армированного металлическим тросом неопрена,
значительно реже используют пластмассу (полиуретан). Для ис-
пользования в кинематических механизмах станков их каркас из-
гоговляют из стекловолокна или полиамидного шнура.
В поликлиновых ремнях несущий слой выполняют в виде корд-
шнура из химических волокон (вискоза, лавсан, стекловолокно).
Эти ремни сочетают достоинства плоских ремней — монолитность
и гибкость и клиновых — повышенное сцепление со шкивом.
148
прочностью и сопротив-
_ ьо
Рис. 132
Работоспособность и долговечность ремней зависят от качества
кордной нити, резиновых наполнителей и прорезиненной ткани.
Применение синтетических материалов и стальных тросов суще-
ственно увеличивает прочность и долговечность ремней. Новые
пленочные ремни, изготовляемые из пластмасс на основе поли-
амидных смол, армированных кордом из капрона, лавсана или
энантана, обладают высокими статической
лением усталости.
Кордтканевые или кордшнуровые
клиновые ремни общего назначения по
ГОСТ 1284—68** имеют семь размеров
профиля поперечного сечения: О, А, Б, В,
Г, Д, Е (рис. 132 и табл. П21).
Применяют также узкие клиновые
ремни при у>25 м/с или необходимости
уменьшения габаритов передачи.
Нормальная эксплуатация ременных
. передач возможна при условии доста-
точного предварительного натяжения
ремня, обеспечивающего передачу задан-
ного вращающего момента посредством
сил трения, возбуждаемых между поверх-
ностями ремня и шкивов. Вытягивание ремня ослабляет его натя-
жение, уменьшает сцепление и в конечном итоге приводит к буксо-
ванию. Поэтому для постоянной передачи заданного момента
необходимы либо натяжные устройства (рис. 133), либо периодиче-
ская перешивка ремня.
Шкивы. Ременный шкив состоит из обода, несущего ремень, сту*
пицы, монтируемой на вал со шпонкой, спиц или диска, соединяю-
щего обод со ступицей. Форма рабочей поверхности обода опреде-
ляется видом ремня.
Для плоских ремней поверхность обода шкива должна иметь
цилиндрическую форму, а для центрирования ремня поверхность
одного из шкивов (чаще всего меньшего) делают выпуклой. Кон-
струкция шкива показана на рис. 134.
В зависимости от окружной скорости шкивы изготовляют из
серого чугуна СЧ12 или СЧ21 (при и^ЗО м/с); из стального литья
25Л и 40Л (при у = 30... 45 м/с) и из легированной стали или ду-
ралюмина (при и>45 м/с). Конструкция и основные размеры
шкивов для плоских ремней установлены ГОСТ 17383—73. .
Диаметры шкивов и ширина обода приведены в табл. П21.
При проектировании чугунных шкивов размеры выбирают, ис-
ходя из следующих зависимостей: толщина обода 5 = 0,0057) +
+ (3... 5) мм; утолщение (ребро жесткости) е = 5 + 0,02В; наруж-
ный диаметр ступицы d{ = (1,8 ... 2)d, где d — диаметр вала, мм;
длина ступицы £= (1,5 ... 2)d, но не более В — ширины обода; -чис-
ло спиц z0,15]/7), где 7), мм.
При малых диаметрах (7)^300 мм) шкивы отливают без спиц
со сплошным диском; толщина диска 6 = (1,2 ... 1,5)5.
149
150
Эллиптическое сечение спиц определяют из условия прочности
спицы на изгиб, принимая [о]и=30 МПа для чугуна и учитывая
яри этом, что вращающий момент будет передавать */з всего чис-
ла спиц, и, если принять а = 0,4й, то большая ось эллипса сечения
Л> V(387?£>)/(г[а]и),
Рис. 135
где R — окружное усилие, Н. Размер сечения спицы у обода будет
несколько меньшим и hl = 0,8h, ai = 0,8a.
Конструктивные разновидности плоскоременных передач . При-
меняются передачи: открытые с параллельными валами, вра-
щающимися в одном направлении (рис. 135, а), этот вид передачи
имеет наибольшее распространение; перекрестные с парал-
лельными валами, вращающимися в противоположных направле-
ниях (рис. 135, б), эти передачи имеют ограниченное применение
из-за повышенного износа ремней; полуперекрестные с пе-
рекрещивающимися валами, вращающимися в одном направле-
нии (рис. 135, в); угловые с пересекающимися валами, враща-
ющимися в одном направлении (рис. 135, г); со ступенчаты-
151
ми шкивами, позволяющими изменять частоту вращения ве-
домого вала при постоянной частоте вращения ведущего вала
(рис. 135, д), для изменения часто!ы вращения ведомого вала на-
до ремень переставить на другую пару шкивов; с холостым
шкивом, позволяющим остановить ведомый вал при вращаю-
щемся ведущем вале (рис. 135, е). На ведущем валу посажен на
шпонке широкий шкив /, а на ведомом валу — два шкива. Шкив 2
посажен на шпонке, а второй шкив 3 свободно вращается на валу
(холостой шкив). Ведомый вал будет вращаться, когда набегаю-
щая ветвь ремня вилкой на ходу будет перемещена на шкив 2. Ос-
тановка ведомого вала осуществляется при обратном перемещении
ремня на холостой шкив 3; передачи с натяжным роликом,
обеспечивающим автоматическую натяжку ремня по мере его вы-
тягивания (рис. 135, ж).
Порядок проектного расчета плоскоременной передачи. 1. Выби-
рают тип ремня по условиям работы.
2. Определяют диаметры шкивов.
Диаметр меньшего шкива... 135)у Р/п, мм, где Р —
мощность, Вт; п — частота вращения, мин-1. Диаметр большего
шкива D2 = D^i(l—&), где е = 0,01 ... 0,02.
Диаметры шкивов уточняют по ГОСТ 17383—73 (см. табл.
П21.)
3. Выбирают межосевое расстояние в соответствии с требова-
ниями конструкции машин.
4. Проверяют угол обхвата на малом шкиве (а^150°).
5. Определяют площадь сечения и ширину ремня по тяговой
способности.
Расчет надо вести, задаваясь отношением 7)/б (где б — толщи-
на ремня), обычно задаются значением, равным или близким к
D/6min>25'...40.
6. Проверяют ремень по стандартам и необходимым габаритам.
7. Определяют силы, действующие на валы.
8. Проектируют шкивы.
Более подробно с расчетом плоскоременной передачи можно оз-
накомиться в [9].
Преимущества и недостатки клиноременных передач. Основны-
ми преимуществами клиноременной передачи по сравнению с пло-
скоременной являются возможность получения больших переда-
точных отношений (до 7, а иногда и до 10); небольшие межосевые
расстояния: наименьшие amii) = 0,55(£>i+ 25>г), наибольшие атах =
= 2(Z)i +D2}; увеличение тяговой способности ремня за счет повы-
шения трения, так как клиновая форма ремня увеличивает его
сцепление со шкивогл примерно в три раза; большая компактность
и надежное 1ь работы.
Недостатки такой передачи: меньшая долговечность ремня в
связи с возникновением больших напряжений изгиба из-за боль-
шей толщины ремня; несколько меньший кпд (т] = 0,96), чем у пло-
екоременпой передачи (т] = 0,97).
152
Для натяжения ремней можно использовать салазки, по кото-
рым с помощью винтов перемещается электродвигатель (см. рис.
133, б), либо этот же электродвигатель установить на поворачива-
ющейся платформе (см. рис. 133, в).
На рис. 136 показана форма сечения клинового ремня с разме-
рами по ГОСТ 1284.1—80 (см. табл. П20), а на рис. 137 — про-
филь канавок шкивов по ГОСТ 20898—80 (см. табл. П22).
Для клиновых ремней шкивы изготовляют обычно из серого чу-
гуна СЧ15 при окружной скорости о^25 м/с или из алюминиевых
сплавов АЛЗ, АЛ9. Размеры спиц и ступицы определяют так же,
Как и для плоскоременной передачи, а размеры обода делают с
клиновыми желобами (рис. 137), размеры которых приведены в
табл. П21.
Наружный диаметр шкива Он='1>4-'2&, где D — расчетный диа-
метр. Внутренний диаметр желоба D3H= D—2h.
Ширина обода шкива М= (z— 1)е+2/, где z — число ремней;
е — шаг; / — расстояние от края до середины ремня.
Порядок проектного расчета клиноременной передачи. 1. По
передаваемой мощности выбирают предварительно сечение клино-
його ремня, задавшись значением окружной скорости (по табл.
П26).
2. Подбирают диаметр ведущего шкива по выбранному сече-
нию ремня по табл. П25.
3. Рассчитывают диаметр ведомого шкива, принимая коэффи-
циент скольжения е=0,01 ... 0,02: D2=D\i(\—е).'
Полученное значение округляют до ближайшего стандартного
по ГОСТ 20898—80 (см. табл. П22).
4. Предварительно выбирают межосевое расстояние, принимая
для проектного расчета:
i..............
а..............
1 2 3 4 5 6
1,502 1,2£>2 02 0,9502 0,902 О,8502
153
5. Определяют приблизительную расчетную длину ремня L =
= 2а+ (л/2) (Di+D2) + (D2—Dl)2/4a.
Полученное значение округляют до стандартного значения по
ГОСТ 1284.1—80 (см. табл. П20).
6. Уточняют действительное межосевое расстояние, соответст-
вующее выбранному стандартному рем-ню;
2Д — л (£>! + Р2) + /[2L - л (£>i + О2) р - 8 (О2 ~
а— - о
Рис. 138
10. По тяговой способности
7. Проверяют достаточность
угла обхвата ремнем меньшего
шкива а=180°—[60°(Z)2—
п]Л Ctmln=|120 .
8. Определяют скорость
ремня (в м/с) v = nDlnt/60-10\
где D, мм; п, мин-1.
9. По табл. П25 выбирают
допускаемую мощность Ро для
одного ремня, по табл. П23
принимают коэффициент дина-
мичности нагрузки Кл, по табл.
П24 выбирают значение коэф-
фйциента угла обхвата Ка-
определяют требуемое количество
по числу пробегов в
ремней z= (Р1/Ро) (Кя/Ка).
11. Проверяют ремень на долговечность
1 с: ы=ц/Л^{«]=10 1/с.
12. Задавшись значением предварительного натяжения (обычно
Оо= 1,2 МПа), определяют усилие, действующее на вал: Q =
= 2gqzF sin (а/2), где F— площадь сечения ремня по табл. П20.
13. Определяют конструктивные размеры шкивов.
Пример расчета. Рассчитать клиноременную передачу 2 для привода редук-
тора 3 ленточного трансдортера 4 (рис. 138) по следующим данным- электро-
двигатель 1 мощностью Pi=7,5 кВт; частота вращения /21= 1455 мин-1; переда-
точное отношение z~3, работа в одну смену.
Решение 1. Предполагая, что у>5 м/с, выбираем тип ремня Так как по
табл П26 выбранной скорости соответствует два профиля ремня, расчет будем
вести для двух вариантов параллельно (ремни типа А и Б).
2. По табл. П22 и П25 выбираем диаметр ведущего шкива: DiA = 125 мм;
£>1Б = 180 мм.
3. Диаметр ведомого шкива: Р2А = 125-3(1—0,01) =371,25 мм; —
= 180-3(1—0,01) =534,6 мм.
Принимаем ближайшие стандартные значения по ГОСТ 20898—80 (см.
т.абл. П22): D2A=400 мм; £)2б = 560 мм
Уточняем фактическое передаточное отношение и отклонение от заданного
iA = 400/125 (1—0,01) = 3,23, МА = [ (3,23—3) /3] • 100% = 7,6 %; i Б = 560/180(1 —
—0,01) = 3,14, Ai Б = [ (3,14-3) /3] • 100 % = 4,7 %.
Обычно допускают Д(±5°/о, поэтому отмечаем предпочтительность второго
варианта.
4. Предварительно принимаем: 6za=Z)2a=400 мм; аг = =560 мм.
ь ,
154
5. Длина ремня LA = 2-400 + (л/2) (125 + 400) + (400—125)2/(4-400) =
= 1671,5 мм; ЬБ = 2-560+(л/2) (180 + 560)+ (560—180)7(4-560) =2346,2 мм.
Округляем до стандартных значений по табл. П20: La =1600 мм; =
= 2240 мм.
6 Уточняем межосевое расстояние
йА =- [2• 1600 — л (125 + 400) + /[2-1600—л (400 4- 125)]2 — 8(409— 125)2]/8=
= 362 мм; аБ = [2-2240 — л (180 +560) +/[2-2240 —л (560 + 180)]2—
— 8(560— 180)2]/8 =503 мм.
7 Угол обхвата аА = 180°—60°[(400—125)/362] = 134,4°>amin = 120°; аБ«=
= 18С°—60° [ (560—180)/503] = 134,7o>arni(1 = 120°.
8 Скорость ремня t'A = (л • 125 • 1455)/(60-103) =9,52 м/с; рб=(л-180Х
X 1455)/-(60 -103) = 13,7 м/с
9 По табл. П25 для выбранного сечения ремня, D{ и v определяем Род =
= 1,6 кВт, Роб =3,4 кВт.
По табл. П23 /<дА=АдБ =1,0. По табл. П24 ЛаА = АаБ =0,87.
10 Число ремней zA= (7,5/1,6) • (1,0/0,87) =5,38.
Принимаем гЛ = 6 шт , z Б = (7,5/3,4) • (1,0/0,87) =2,54.
Принимаем z б = 3 шт.
11 Усилие на опоры вала- (\=2-1,2-6-81 • sin(134,4°/2) = 1075 Н; 0Б =
= 2-1,2-3-138-sin(134,972) =917 Н
Результаты расчета показывают, что предпочтение следует отдать ремню
типа В, поскольку число ремней в этом случае значительно меньше, точнее, со-
храняется заданная скорость, сила, действующая на опоры вала, также меньше.
Следует отметить, что передача с ремнями типа А получается компактнее, сле-
довательно. если ограничены габариты конструкции, предпочтение следует отдать
ремням пша А, обеспечив подбором шкивов более точное значение передаточ-
ного отношения.
12 Число пробегов: г/А = 9,52/1,6 = 5,7. 1/с< 10 1/с; иБ =13,7/2,24 = 5,85 1/с<
<10 1/с.
13 Определяем размеры ведущего шкива для ремня типа Б. Так как ско-
рость ремня невелика (ц=13„7 м/с), шкивы можно изготовить из серого чугу-
на СЧ15
Размеры обода шкивов под ремень типа Б -выбираем по табл. П22: 6 =
= 4.2 мм, h = 10,8 мм, е=19 мм, / = 12,5 мм, /( = 7,5 мм
Ширина обода обоих шкивов М= (г— 1)-е+2/ = (3—1) • 19 + 2-12,5 = 63 мм
(см рис. 137).
14 В зависимости от диаметра шкива Di находим наружный диаметр Dm =
= D,+2b= 180+2-4,2= 188,4 мм; внутренний диаметр DIBH = D1—2/i = 180—2Х
X 10,8 = 158,4 мм
Так как D[<300 мм, шкив делаем без спиц со сплошным- диском. Толщина
диска 6= (1,2 ... 1,5)-O.OOSDj + S мм= (1,2 ... 1,5)-0,005-180+3 мм ^6 мм, диа-
метр ступицы + = (1,8 ... 2,0)dn
Диаметр вала электродвигателя типа 4A132S4(П[ = 1455 мин-1, мощность
Pj = 7,3 кВт) равен 38 мм Следовательно, dj = 1,8 38 = 70 мм (см табл. П27,
Г128), дл^на ступицы L— (1,2 ... 2)da ~ 1,65-38 = 63 мм (что равно ширине обо-
да М).
15 . Размеры ведомого шкива: наружный диаметр D2U — D2 + 2b = 560+2• 4,2 =
= 5С8,4 мм; внутренний диаметр D2bh = D2—2/1 = 560—2-10,8 = 538.4 мм; число
спиц z — 0 15 D2 — 0,15 у 560 = 3,55, принимаем z = 4; большая ось эллипти-
з_________________
ческе го сечения спицы h= у (38-547-560)/(4-30) =46 мм, где окр/жное усилие
R=-_p}/c — (7Д. Ю|3)/13,7 = 547 Н, а [о]и = 30 МПа. Малая ось сечения спицы
о = 0,4й = 0,4-4618 мм.
Размеры сечения спины у обода шкива: // = 0.8/1 = 0,8-46^37 мм; «1 =
= 0,8^ = 0,8-18^15 мм. Размеры ступицы определяем после нахождения диа-
метра ведомого вала.
155
Ориентировочно диаметр ведомого вала можно определить по вращающему
моменту: Т2 = = 9550-(7,5/1455) • (3-0,96) = 141,77 Н-м.
Для клиноременной передачи принято г| = 0,96.
Диаметр ведомого вала ^в2 — Лг — у/0,14* 141,77 =2,71 см.
Для компенсации ослабления вала шпоночным пазом увеличиваем диаметр
вала до J2B = 4O мм. Тогда диаметр ступицы ведомого шкива dCT = (1,8 ... 2)dB2 =
= 1,8-40 = 72 мм Длина ступицы Аст= (1,5 ... 2)dn2= 1,6-40 63 мм.
Особенности зубчатоременной передачи. В последнее время
стали применять передачи с зубчатыми ремнями, сочетающими
преимущества плоских ремней и зубчатых зацеплений (см. рис.
130, г).
На рабочей поверхности ремня делают выступы — зубья, кото-
рые входят в зацепление с выступами — зубьями на шкивах. Зуб-
чатые ремни изготовляют из маслостойких искусственных матери-
алов или маслостойкой резины и армируют стальными прово-
лочными тросами, воспринимающими основную нагрузку, переда-
ваемую ремнем. Для ремней, работающих в легких условиях, вме-
сто стальных тросов применяется полиамидный корд.
Зубчатые ремни устанавливают без предварительного натяже-
ния, они работают без скольжения и бесшумно; по сравнению с
плоскоременной передачей имеют более высокий кпд и более ком-
пактны. Порядок расчета такой передачи изложен в технической
литературе [21].
Упражнение (рекомендуется для курсового проекта).
Рассчитать клиноременную передачу и спроектировать ведущий и ведомый
шкивы для следующих условий работы:
Условия работы Варианты
1 2 3 4 5 6
Передаваемая мощность кВт 4 7,5 5,5 5,5 7,5 7,5
Частота вращения п\, мин-1 1430 870 720 1445 730 1455
Передаточное отношение i (±5%-) 4 3,2 2,8 4,2 3 4,5
Коэффициент динамичности режима работы Кд 1.0 . 1,0 1,1 1,0 1,25 1,0
Контрольные вопросы
1 Какие виды ремней различают по форме поперечного сечения?
2 Из каких материалов изготовляют плоские, клиновые и круглые ремни?
3. Какие виды плоскоременных передач вы знаете?
4 В чем заключаются достоинства и недостатки клиноременной передачи по
сравнению с плоскоременной передачей?
5. Расскажите о порядке расчета плоскоременной передачи.
6. Расскажите о порядке расчета клиноременной передачи.
7. Из каких материалов изготовляют шкивы?
8. Для чего на шкиве плоскоременной передачи делается выпуклость (//)?
9 Почему канавки шкива клиноременной передачи глубже, чем толщина
ремня?
10. Как рассчитываются спицы шк^ва?
11. От чего зависит ширина обода шкива и как она определяется?
12. ^Что такое зубчатоременная передача и в чем ее преимущества?
13. От каких факторов зависит долговечность ременной передачи?
156
§ 24. ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
В машиностроении широкое применение находят зубчатые пе-
редачи. Преимущества зубчатых передач: постоянное передаточ-
ное отношение (отсутствие проскальзывания); высокие кпд (в от-
дельных случаях до 0,99), надежность; простота эксплуатации; не-
ограниченный диапазон передаваемых мощностей (от сотых долей
до десятков тысяч киловатт). Высокая нагрузочная способность
обеспечивает малые габариты зубчатых передач (рис. 139, где а —
зубчатая, б — плоскоре-
менная, в — клиноремен-
ная, г — цепная передачи
с одинаковыми нагрузоч-
ными характеристиками).
Недостатки зубчатых
передач: сравнительная
сложность изготовления,
требующая часто специ-
ального оборудования и
инструмента; повышенный
шум при высоких скоро-
стях вследствие неточности изготовления; необходимость точного
монтажа. Зубчатые передачи имеют ограниченные передаточные
отношения, по СТ СЭВ 221—75 /тах= 12,5, но практически
^шах 7.
Зубчатая передача состоит из двух колес, работающих в зацеп-
лении. Меньшее зубчатое колесо принято называть шестерней,
большое — колесом.
Зубчатые передачи классифицируются по следующим призна-
кам:
1. По форме профиля зуба: эвольвентный, циклои-
дальный (применяется главным образом в часовых механизмах,
так как позволяет получать колеса с малым числом зубьев — до
5—6); с круговым зубом.
2. По взаимному расположению осей ведущего и ведомого ва-
лов различают зубчатые передачи цилиндрическими коле-
сами с параллельно расположенными осями
валов (рис. 140, а, б, в, г); зубчатые передачи коническими
колесами с пересекающимися осями валов (рис.
140, д, е); передачи вйнтовыми колесами с перекре-
щивающимися осям^и валов (рис. 140, ж); зубчатые
передачи шестерней* и рейкой для преобразования
вращательного движения в поступательное или наоборот
(рис. 140, з).
3. По относительному вращению колее и расположению зубьев
существуют зубчатые Передачи с внешним зацеплением —
колеса вращаются в противоположном направлении; зубчатые пе-
редачи с внутренним зацеплением — колеса вращаются в
одном направлении (рис. 140, г).
157
4. По расположению зубьев относительно образующей колеса
различают передачи прямозубые (рис. 140, а, г, д, з); косозу-
бые (рис. 140, б); шевронные (рис. 140, в); криволиней-
ные (рис. 140, е, ж).
5. По условиям работы и конструктивному оформлению пере-
дачи бывают от к р ы т ы е, закрытые, полузакрытое.
6. По окружной скорости различают передачи тихоходные
(с^З м/с), с р е д н е с ко р о с т н ы е (о = 3... 15 м/с), быстро-
ходные (о>15м/с).
Рис. 140
Точность изготовления зубчатых колес зависит от окружной
скорости передачи.
Для цилиндрических прямозубых, косозубых и шевронных ко-
лес ГОСТ 1643—81 предусматривает 12 степеней точноети в поряд-
ке убывающей точности от 1-й до 12-й. Для степеней точности 1 и
2 допуски не регламентируются. Для конических передач с пря-
мым, косым' и криволинейным зубом стандарт устанавливает так-
же 12 степеней точности. Но числовые значения допусков преду-
смотрены только для степеней точности 5 ... И.
Зубчатые колеса передач общего назначения обычно изготовля-
ются 5... 9-й степени точности. Например, цилиндрические прямо-
зубые колеса, изготовленные по 5-й степени точности, могут рабо-
тать при скорости, достигающей 18 м/с.
Изготовление зубчатых колес. В зависимости от назначения зуб-
чатые колеса изготовляют разными способами. Например, для ти-
158
Хоходных передач применяют колеса с литыми зубьями, точность
их невелика.
Для повышения точности передачи колеса с литыми зубьями,
иногда подвергают дополнительной механической обработке. В по-
следнее время в массовом производстве применяют новый метод,
обработки колес горячей накаткой зубьев без последующей меха-
нической обработки.
Рис. 141
Изготовление зубчатых колес, как правило, состоит из следу-
ющих этапов: изготовления заготовки (литьем, ковкой или штам-
повкой) с последующей обточкой на токарном станке, нарезания
зубьев на фрезерных, зубодолбежных или других специальных зу-
бообрабатывающих станках; термической обработки (если она
требуется); отделки зубьев (шлифованием, шевингованием или
притиркой) для колес не ниже 7-й .степени точности.
Нарезание зубьев производится двумя основными методами:
а) методом к о п и р о в а н и я, при котором впадину между
двумя зубьями прорезают на фрезерном станке специальной фа-
сонной пальцевой фрезой (рис. 141, а) или дисковой фрезой (рис.
141, б), затем заготовку поворачивают на один зуб и процесс пов-
торяется. Точность этого способа изготовления колес невысока
из-за возможного искажения профиля фрезы, неточности установ-
ки заготовки и инструмента и неточности деления. Применяют та-
кие колеса для тихоходных и среднескоростных передач;
б) методом обкатки, при котором режущий инструмент,
долбяк (рис.’141, в), зубчатая гребенка (рис. 141, г) или червяч-
159
пая фреза в процессе нарезания зуба обкатываются с заготовкой
колеса как пара зубчатых .колес, что обеспечивает получение бо-
лее высокой степени точности зацепления, чем при методе копиро-
вания. Этот основной метод изготовления зубчашх колес являет-
ся и наиболее производительным.
Заготовки для изготовления зубчатых колес могут быть получе-
ны литьем, ковкой или штамповкой. Зубчатые колеса изготовляют
из углеродистой стали марок 35, 45, 50 и др., легированной стали
12ХНЗ, 15Х, 35Х, 40Х и др., неметаллических материалов, напри-
мер капрона, ДСП и др. Зубчатые колеса из неметаллических ма-
териалов работают в паре с металлическими и обеспечивают сни-
жение шума и вибраций. Чугунные зубчатые колеса применяют в
тихоходных передачах. Поверхностную прочность и выносливость
зубчатых колес можно повысить, применив термическую или тер-
мохимическую обработку, например нормализацию, улучшение,
цементацию или азотирование.
Зубья с твердостью рабочих поверхностей.<НВ 350 после тер-
мообработки допускают чистовое нарезание с высокой точностью.
Они хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разру-
шению при динамических нагрузках. При твердости З^НВ 350 на-
резание зубьев затруднительно и они плохо прирабатываются. По-
этому их необходимо нарезать до термообработки. Последующая
термообработка (особенно объемная закалка, цементация) вызы-
вает значительное коробление зубьев, которое приходится исправ-
лять дорогостоящими операциями — шлифовкой, притиркой, об-
каткой и г. п.
Зубчатые колеса высокой твердости, обеспечивающие малога-
баритные передачи с минимальной массой на единицу передавае-
мой мощности, широко применяют в крупносерийном производстве.
В правильно спроектированной зубчатой паре соотношение
твердости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса не мо-
жет быть выбрано произвольно. Если твердость рабочих поверх-
ностей зубьев колеса ^НВ 350, то в целях выравнивания долго-
вечности зубьев, ускорения их прирабатываемости и повышения
сопротивляемости заеданию твердость поверхностей зубьев шес-
терни назначается на НВ 20 ... 50 больше твердости зубьев коле-
са. Для неприрабатывающихся зубчатых передач с твердыми
(HRC 45) рабочими поверхностями зубьев обоих зубчатых колес
обеспечивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса не тре-
буется.
Элементы зубчатого зацепления. ГОСТ 16530—70 и 16531—70
устанавливают термины, определения и обозначения для зубчатых
передач.
Параметрам шестерни обычно присваивают индекс 1, а пара-
метрам колеса—2. Кроме того, различают индексы, относящи-
еся: со — к начальной поверхности или окружности; b — к основ-'
ной поверхности или окружности; а — к поверхности или окружно-
сит вершин и головок зуба; f — к поверхности или окружности
впадин и ножек зуба.
160
Параметрам, относящимся к делительной поверхности или ок-
ружности, дополнительного индекса не приписывают.
На рис. 142 показаны цилиндрические прямозубые передачи
внешнего (а) и внутреннего (б)
сматривают нскорригированные
цепления).
зацепления (в дальнейшем рас-
зубчатые передачи внешнего за-
На рис. 143 показаны ос-
новные геометрические пара-
метры цилиндрической прямо-
зубой передачи с эвольвентным
торцовым профилем.
Основная окруж-
ность, развертка которой яв-
ляется эвольвентой теоретиче-
ского торцового профиля зуба.
Начальная окруж-
ность — одна из окружностей
пары зубчатых колес, сопряга-
ющихся в полюсе зацепления
(/7) и катящихся одна по дру-
гой без скольжения.
Полюсом зацепления
П называется точка касания
начальных окружностей.
При изменении межосевого
расстояния диаметры началь-
ных окружностей также соот-
ветственно изменяются, так как
Рис. 142
межосевое расстояние равно
сумме радиусов этих окружно-
стей.
Таким образом, у пары колес, находящихся в зацеплении, вели-
чина начальных окружностей зависит от межосевого расстояния.
Для отдельно взятого колеса понятие начальной окружности от-
сутствует, поэтому начальную окружность нельзя брать за базу
для определения остальных параметров зубчатого колеса.
Если заменить одно из сцепляемых колес зубчатой рейкой (ко-
лесо, у которого г=оо, превращается в рейку), зуб принимает пря-
моугольное очертание (рис. 144). Для такого колеса найдется
лишь одна окружность, катящаяся по начальной прямой рейке без
скольжения, и эта окружность зубчатого колеса будет называться
делительной окружностью, по которой и определяются
параметры зубчатого колеса.
В основу профилирования эвольвентных зубьев и инструмента
для их нарезания положен стандартный исходный контур так на-
зываемой основной рейки.
Общее понятие о параметрах зубчатых колес целесообразно
уяснить, рассматривая прямозубые колеса, а особенности косозу-
бых колес рассмотрим затем дополнительно: и г2 — число зубь-
6-1020
161
- межосебое расстояние
Рис. 143
162
Рис. 144
ев шестерни и колеса; u = z2lzx— передаточное число (отношение
-большего числа зубъев к меньшему — используется в расчетах на-
ряду с передаточным отношением 1 = п\1п2, как удобнее при расче-
те на контактную прочность); Р— окружной шаг по делительной
окружности (равный шагу исходной прямозубой зубчатой рейки);
РВ = Р cos а — окружной шаг на основной окружности; а — угол
профиля, равный половине угла между боковыми сторонами зуба
основной рейки (по ГОСТ 13755—81 а = 2(
Если в зубчатой передаче межосевое
расстояние точно равно сумме делитель-
ных окружностей, то начальные и дели-
тельные окружности совпадают: аЬ) = а =
= (d14-^2)/2, где d{ н ^ — диаметры де-
лительных окружностей шестерни и коле-
са; d} = (P/n)z\ = mz\\ d2 = (P/n)z2 = mz2.
Здесь m — окружной модуль зубьев —
основная характеристика размеров зубь-
ев, m = Pjn. Значения модуля стандарти-
зированы.
Ряд модулей по СТ СЭВ 310—76 (из-
влечение), мм: 1-й ряд: 1; 1,25; 2; 2,5; 3;
4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20; 25; 32; 40; 2-й ряд: 1; 1,25; 1,375; 1,75; 2,25;
2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22; 28; 36; 45 (первый ряд предпо-
читается второму).
Делительная окружность делит зуб на две части: головку и
ножку зуба.
Высота зуба h равна высоте головки и ножки. Для нормально-
го немодифицированпого зубчатого колеса: высота головки зуба
ha = m\ высота ножки зуба 1,25m; общая высота зуба h = ha +
+hj = nt-t-l,25m = 2,25m; радиальный зазор c = hf—/га = 1,25m—т =
= 0,25/и.
Окружность, ограничивающая вершимы головки или наружный
диаметр заготовки колеса, называется окружностью вер-
шинзубьев? d(l = d-\-2ha = mz + 2tn = m(z-\-2).
Окружность, проходящая через основание впадин зубьев, назы-
вается окружностью впадин: df = d—2hf = mz—2-l,25m =
= m(z—2,5).
Линия, по которой перемещается точка касания сопрягаемых
зубьев, проходящая через полюс зацепления и касательная к ос-
новным окружностям шестерни и колеса, называется линией за-
цепления. Острый угол между линией зацепления и касатель-
ной к обеим начальным окружностям в полюсе зацепления явля-
ется углом зацепления а.
Отрезок линии зацепления, отсекаемый окружностями вершин
зубьев сопрягаемых колес, называется длиной зацепления.
Этот отрезок линии зацепления определяет начало и конец за-
цепления (см. штриховые линии на рис. 143).
Нерабочая часть зуба, расположенная внутри окружности, про-
6*
163
веденной через крайние точки длины зацепления, называется к о р-
н е м зуба.
Понятие о минимальном количестве зубьев, подрезании и кор-
ригировании. Число зубьев зубчатого колеса определяет форму бо-
ковой поверхности зубьев (рис. 144). При увеличении числа зубь-
ев до бесконечности (z = oo) колесо превращается в рейку и зуб
приобретает прямолинейное очертание. С уменьшением числа зубь-
ев z уменьшается толщина зуба у основания и вершины, а также
увеличивается кривизна эвольвентного профиля, что приводит к
уменьшению прочности зуба на изгиб.
При дальнейшем уменьшении z, когда происходит под-
резание ножки зуба (на рис. 144 подрезание показано штриховы-
ми линиями). Это резко снижает прочность зуба.
При нарезании зуба реечным инструментом (рис. 141, г) мини-
мальное число зубьев до появления подрезания zmin=17. Чаще
всего принимают для шестерни zmin = 20 ... 25.
При нарезании колеса с z<zmin в целях устранения подреза-
ния ножки зуба применяют так называемое исправление (корриги-
рование) зубьев. Первоначально корригирование зубьев проводи-
лось только с одной целью — устранения подрезания, но в настоя-
щее время корригирование, или, как его теперь называют, модифи-
цирование, применяют и для повышения прочностных данных, ре-
гулирования мсжосевого расстояния и т. п.
Устранить подрезание можно высотной коррекцией, при кото-
рой изменяется только соотношение высот головок и ножки зубь-
ев, но не меняются межосевое расстояние и угол зацепления. Та-
кая коррекция достигается смещением режущего инструмента в
положительную сторону (от центра) шестерни Xi или соответству-
ющим отрицательным смещением х2 (к центру) колеса. При этом
суммарный коэффициент для высотной коррекции xs = xl+x2.
Для передач без смещения и при %i=x2 или х2 = 0 aQ) = a =
= т/2 (Zi + г2) •
Явление подрезания устраняют также угловой коррекцией, при
которой увеличиваются межосевое расстояние и угол зацепления.
При угловой коррекции толщина зубьев шестерни и колеса будет
больше половины шага зацепления, а ширина впадины меньше,
при зацеплении делительные окружности не соприкасаются. Угло-
вая коррекция влияет на большее число параметров зацепления, и
поэтому она широко применяется.
Более подробно о способах модификации и корригирования из-
ложено в специальной литературе [2], [9], [16], [21].
Виды повреждений зубьев и критерии работоспособности зубча-
тых передач. При передаче вращающего момента Т (рис. 145) в за-
цеплении действует по линии зацепления сила, перпендикулярная
эвольвентному профилю зуба.
Силу, действующую в зацеплении, переносим в полюс зацепле-
ния П и раскладываем на полезную окружную силу Ft, вращаю-
щую колесо, радиальную силу Fr, сжимающую зуб и изгибающую
164
вал; в косозубой передаче возникает еще осевая сила Fa, стремя-
щаяся сдвинуть колесо:
Fz = 7’1/(z/1/2) = 27’1/f/1; Fr = Fttga.
Для косозубой цилиндрической передачи

где р — угол наклона зуба в косозубой передаче.
Под действием этих
сил зуб испытывает слож-
ное напряженное состоя-
ние. Главными напряже-
ниями, влияющими на ра-
ботоспособность зуба, яв-
ляются контактные на-
пряжения Он и напряже-
ния изгиба Of- Эти напря-
жения действуют пере-
менно: он — кратковре-*
менно в момент контакта
данной точки, a Of—во
время зацепления данно-
го зуба.
Эти переменные напря-
жения вызывают устало-
стное разрушение зубьев
— поломку зубьев от действия напряжений изгиба и выкрашива-
ние их поверхностей от контактных напряжений. Наиболее харак-
терные виды разрушений зуба рассмотрим ниже.
Поломка зубьев может быть вызвана двумя причинами: боль-
шими перегрузками и усталостью металла шод действием перемен-
ных напряжений. Иногда поломка зуба связана и с перекосом
валов и неравномерной нагрузкой по длине зуба (рис. 146, а).
Меры, предупреждающие поломку зуба: увеличение модуля,
модифицирование (коррекция) зацепления, термообработка и уп-
рочнение материала, уменьшение концентрации напряжений и т. д.
Усталостное выкрашивание (рис. 146 , б) является
основным видом разрушения зубьев закрытых передач при нали-
чии смазки.
Хотя в таких передачах непосредственно металлического кон-
такта зубьев нет, но при длительной работе появляется усталость
поверхностного слоя. Это выражается в появлении небольших уг-
лублений, при дальнейшей работе зацепления они превращаются
в раковины, в которые запрессовывается масло, что способствует
выкрашиванию частиц металла. При невысокой твердости зубьев
происходит полезное явление — прирабатывание поверхностей
зубьев в начальный период работы и сглаживание появившихся
раковин. Основные меры предупреждения выкрашивания: повы-
165
шение твердости поверхности зуба путем термообработки, повыше-
ние степени точности, увеличение межосевого расстояния в соот-
ветствии с расчетом на выносливость по контактным напряжени-
ям И Др.
Абразивный износ (рис. 146, в) является основным ви-
дом разрушения зубчатых открытых передач от попадания в них
грязи (абразивных частиц) при плохой смазке.' Изнашивается по-
Рис 146
всрхность, уменьшается толщина зуба, увеличиваются зазоры в за-
цеплении, появляется шум (удары). Все это может привести к по-
ломке зубьев.
Основная мера предупреждения износа — это повышение твер-
дости и уменьшения шероховатости поверхности зубьев, защита от
загрязнения.
Заедание (рис. 146, г) наблюдается у высокоскоростных и
сильно нагруженных передач. В месте соприкосновения под дейст-
вием высоких температур появляется металлический контакт (ма-
емо выдавливается) и происходит как бы сваривание частиц ме-
талла с последующим их отрывом от одной из поверхностей. Обра-
зуются наросты, которые задирают рабочие поверхности.
Снижения заедания можно достичь, применяя специальное мас-
ло. Пластические сдвиги поверхностного слоя зубьев характерны
для сильно нагруженных тихоходных передач с невысокой твердо-
мью материала колес. Этого можно избежать при повышении
твердости.
В результате возникновения высоких контактных напряжений
наблюдается также отслаивание твердого поверхностного слоя, по-
лученного азотированием, цианированием и цементацией. Отслаи-
вание очень опасно, так как кусочки металла, попадая между
змбьями, быстро выводят из строя всю передачу.
Допускаемые напряжения для зубчатых передач. Рекоменду-
емые сочетания марок стали для изготовления шестерен и колес
приведены в 1абл. П29. В табл. ПЗО приведены некоторые матери-
алы, применяемые для изготовления зубчатых колес.
Для сокращения номенклатуры применяемых в производстве
материалов рекомендуется изготовлять шестерню и колесо из оди-
166
пакового по марке материала, достигая повышения твердости у
шестерни за счет улучшенной ее термообработки.
Расчеты на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических
передач стандартизированы ГОСТ 21354—75. В курсе расчетов и
* конструирования деталей машин изучаются основы этого расчета.
При этом вводятся упрощения, мало влияющие на практические
результаты, например расчет производится при условии длительно
действующей нагрузки, без учета числа циклов нагружения, а также
ограничиваются общими приближенными значениями коэффициен-
та нагрузки Ар без расшифровки его значения по неравномерности
нагрузки (/\р) и динамичности действия нагрузки (Аг).
Допускаемые контактные напряжения при рас-
чете на выносливость определяются по формуле
[$II] = (Зц 11m ь/Sн) К иL,
где он ишь — базовый предел контактной выносливости поверхно-
стей зубьев (см. табл. П31); SH — коэффициент безопасности;
SH—1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании
(из-за неоднородной структуры по объему); Кнь — коэффициент
долговечности. Величина I\JIL учитывает возможность повышения
допускаемых напряжений для кратковременно работающих пере-
дач. Обычно 1<К//ь<2,4, причем для длительно работающих пе-
редач Кль= 1.
Допускаемые напряжения изгиба
[5f] = (V Bin ь1 S f)(K гс К pi),
где Of ишь — базовый предел выносливости зубьев по излому от
напряжений изгиба (см. табл. П32); SF — коэффициент безопасно-
сти; Sf = 2,2 — для литых заготовок, SF= 1,7 — для поковок и за-
готовок из проката; KFC— коэффициент, учитывающий влияние
двустороннего приложения нагрузок (реверсивные передачи). Для
односторонних нагрузок Kfc=L для реверсивных нагрузок Кгс =
= 0,8 ...0,7; Kfl — коэффициент дол!овечиости. Обычно l<AVc<2
для зубчатых колес со шлифованной поверхностью зубьев и НВ^
^С350 и 1<Afl<1,6 для нешлифованной поверхности зубьев и
твердости НВ>350.
Методика более точного расчета допускаемых напряжений с
учетом заданного переменного режима нагрузки, а также расчет
допускаемых напряжений при перегрузках изложены в специальной
литературе, например [9].
. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Расчет
на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических зубчатых
колес стандартизирован ГОСТ 21354—75. Исследованиями уста-
новлено, что наименьшей кошакпюй выносливостью обладает око-
лополюсная зона рабочей поверхности зубьев, для которой и вы-
полняется расчет контактных напряжений, при этом контакт зубь-
ев рассматривается как контакт двух сдавливаемых цилиндров.
167
Величина контактных напряжений (уи не зависит от модуля
или числа зубьев в отдельности, а определяется только их произ-
ведениями или, по существу, диаметрами зубчатых колес, т. е. ве-
личиной межоссвого расстояния, которое при проектном расчете
зубчатой передачи вычисляется по формуле
При проверочном расчете определяют величину расчетных кон-
тактных напряжений, одинаковых для шестерни и колеса, причем
расчет выполняют для того колеса из пары, у которого меньше до-
пускаемое напряжение [ан], чаще это бывает колесо, а не шес-
терня.
При проверочном расчете, когда все размеры и параметры зуб-
чатой передачи известны, величина расчетных контактных напря-
жений определяется по формуле
В обеих формулах знак ( + ) относится к наружному, знак (—)
к вну1реннему зацеплению.
Для удобства расчетов в качестве нагрузки в первой из приве-
денных здесь формул используется вращающий момент на зубча-
том колесе 7’2, а во второй формуле — удельная расчетная окруж-
ная сила (он/:
“ш = (Ft/bJ КV = (Ft/b„) Кр.
Как было сказано выше, для упрощения расчетов можно при-
ближенно принять коэффициент нагрузки КР = Л'Р/С = 1,4 ... 1,5.
При постоянном режиме нагрузки, а также в тех случаях, когда
режим нагрузки не определен, величину определяют, исходя из
передаваемой мощности.
Ширина зубчатого колеса ЬШ = ^Ь(^\, где коэффициент ширины
tybd выбирается по табл. ПЗЗ.
Коэффициент ширины ^Ь(1 = Ьш/а определяют по зависимости
фб(/ = 2фбс// (и±А), причем следует отметить, что увеличение фм
или относительной ширины колес позволяет уменьшить габариты и
массу передачи, но вместе с тем требует повышенной жесткости и
точности конструкции.
Стандартные значения 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4;
0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25.
Значение коэффициентов гн, zt с точностью, достаточной
для практических расчетов, можно принять следующими: zu— ко-
эффициент, учитывающий форму сопряженной поверхности зубьев.
При — 0 и а=20° zH= 1,77-cos (3; zM — коэффициент, учитываю-
щий механические свойства материалов сопряженных зубчатых ко-
лес. Для стальных зубчатых колес zM = 275 МПа; zP — коэффици-
ент, учитывающий суммарную величину контактных линий, т. е.
168
величину перекрытия. Для прямозубых колес z€=l, для косозубых
колес ze=0,8... 0,9.
При значении коэффициента нагрузки /Ср«1,5 в целях упроще-
ния можно считать К^ = 1,2 и /<( = 1,2.
Для предварительных расчетов стальных
прямозубых колес можно прииятъ Ка =
= 490 МПа, для стальных косозубых колес
Ка = 430 МПа.
При расчете прочности зубьев по напря-
жениям изгиба следует учитывать, что
большие напряжения изгиба возникают
у корня зуба, где наблюдается концентра-
ция напряжений.
Зуб имеет сложное напряженное состоя-
ние (рис. 147). В целях упрощения при рас-
чете на изгиб приняты следующие до-
пущения:
1. Вся нагрузка зацепления передается
одной парой зубьев и приложена к вершине
зуба. Практика подтверждает справедли-
вость такого допущения для 7-й, 8-й степе-
ней точности и более низких.
2. Зуб рассматривается как консольная
жесткая балка, изгибаемая силой F(.
При этом напряжения изгиба в опасном
сечении, расположенном вблизи хорды ос-
новной окружности, определяются: для пря-
мозубых передач
= К[sF];
для косозубых передач
°F —F^ FtlЯ-
С небольшим приближением можно счи-
тать, что здесь удельная расчетная окруж-
ная сила ож^о)н/ (см. выше).
Значение коэффициента формы зуба' YF определяется по графи-
ку (рис. 148) в зависимости от числа зубьев отдельно для шестерни
и колеса (zi и z2).
Для косозубых колес при определении YF пользуются величи-
ной z(=z/cos3 [3. Следует помнить, что YF—безразмерный коэффи-
циент, величина которого зависит от формы зуба. Если материал
шестерни и колеса одинаков, то расчет на изгиб ведут только по
шестерне, которая имеет более тонкий зуб у основания, и, следова-
тельно, большие значения коэффициента прочности зубьев YF.
Если материал шестерени более прочный (что обычно бывает
при больших передаточных числах), то расчет ведут по тому из
зубчатых колес, у которого меньше отношение [о>]/У\г. Целссооб-
169
разно, чтобы эти отношения для шестерни и колеса были одинако-
выми, что обеспечивает их равнопрочность.
На основе экспериментальных работ установлено, что для косо-
зубых колес при 0<4О° коэффициент Ур=1—0/140°.
Рис. 148
Коэффициент Уе учитывает участие в зацеплёнии нескольких
пар зубьев. С достаточной степенью точности можно считать
Г, = 1/(0,85... 0,95) ев,
где еа — торцовый- коэффициент перекрытия, приближенно опреде-
ляемый как еа=(1,83—3,2(1/zi±1/z2)] cos 0.
Здесь знак ( + ) соответствует внешнему зацеплению, знак (—) —
внутреннему.
При проектных расчетах по допускаемым напряжениям изгиба
определяют модуль
где Кт= 1,4-г-для прямозубых передач,'Кт= 1,12 —для косозу-
бых и шевронных передач.
При проектировании новых цилиндрических передач целесооб-
разно рекомендовать следующий порядок расчета:
1. Выбирают материалы шестерни и колеса и определяют до-
пускаемые напряжения.
170
2. По условиям контактной прочности определяют межосевое
расстояние и затем все геометрические размеры передачи.
3. Выполняют проверочный расчет передачи на изгиб.
У косозубых колес зубья расположены под углом р к Образую-
щей делительного цилиндра (рис. 149, а, б), где а — косозубая пе-
Рис. 149
редача, б — шевронная. Оси колес
при этом .остаются параллельны-
ми.
Для нарезания косозубых ко-
лес используется инструмент та-
кого же профиля, как и для пря-
мозубых. Наклон зубьев получа-
ют соответствующим поворотом
инструмента относительно заго-
товки на угол 0.
Профиль косозубого колеса в.
нормальном сечении совпадает с
профилем прямого зуба и модуль
колеса в этом сечении должен
быть стандартным.
Очевидно, что здесь справед-
ливы зависимости (рис. 150):
Pz=P/cos0; mt=m/cos$
или d=mt z=(znz)/cos 0.
Рис. 150
Прочность зуба определяет его размеры в нормальном сечении.
Форму косого зуба в нормальном сечении принято определять че-
рез параметры эквивалентного прямозубого колеса с эквивалент-
ным числом зубьев zB=z/cos30.
Увеличение эквивалентных параметров с увеличением угла яв-
ляется одной из причин повышения прочности косозубых колес,
поскольку'за счет наклона зубьев мы как бы получаем колесо боль-
ших размеров или при той же нагрузке уменьшаем габариты пере-
дачи.
171
По сравнению с прямозубыми колесами косозубые обеспечива-
ют снижение шума, больший коэффициент перекрытия и поэтому
имеют преимущественное распространение в современных конст-
рукциях.
Конструкция и расчет конических прямозубчатых передач. Ко-
нические зубчатые колеса применяют при передаче вращающего
момента от ведущего к ведомому валу, оси которых пересекаются
под углом S. Чаще всего этот угол 2 = 90°.
de2
Рис. 151
На рис. 151 показана коническая зубчатая передача. Колеса
представляют собой усеченные конусы, вершины которых находят-
ся в одной дочке О, где пересекаются оси валов. На боковых по-
верхностях этих конусов нарезаны зубья, размеры которых (тол-
щина и высота) уменьшаются по направлению к вершине конусов.
Конусы, перекатывающиеся один по другому без скольжения, на-
зываются начальными. Пересечение осей затрудняет расположение
опор валов, поэтому одно из колес (чаще всего шестерня) распо-
лагается консольно, что приводит к неравномерному распределе-
нию нагрузки по длине зуба.
Передаточное отношение конической передачи при 2 = 90°:
i = пх/п2 = Z2lzx = d2ldv = tg s2 = ctg Op
Конические передачи сложнее цилиндрических в изготовлении
и монтаже. Для нарезания конических зубчатых колес требуются
специальный инструмент и станки. Выполнить коническое колесо
с той же степенью точности труднее, чем цилиндрическое. В кони-
ческом зацеплении увеличивается неравномерность распределения
172
нагрузки по длине зуба, здесь значительны осевые силы, наличие
которых усложняет конструкции опор. Все это приводит к тому,
что по опытным данным нагрузочная способность конической зуб-
чатой передачи составляет 85% по
сравнению с цилиндрической. Но, не-
смотря на эти недостатки, конические
передачи широко распространены в
технике, поскольку конструктивно ча-
сто бывает необходимо расположить
валы под углом.
Силы в зацеплении прямозубой ко-
нической передачи. В зацеплении дей-
ствуют силы: окружная У7/, радиаль-
ная Fr, осевая Fa,
Рис. 153
По рис. 152 и 153 нетрудно установить зависимость между эти-
ми силами:
Ft=27\ldm; Fr—F^tgasinBj; Fa=Ftiga sin 8P
Направление сил для колеса и шестерни — противоположно.
При этом осевая сила для колеса является радиальной для шес-
терни и радиальная для колеса — осевой для шестерни.
Форма зуба конического колеса в нормальном сечении дополни-
тельным конусом ф1 (рис. 154) будет такой же, как у цилиндричес-
кого колеса, образованного разверткой ф2 дополнительного конуса.
Диаметр эквивалентного колеса rfrI=del/cos б/, d72=de2/cos б2.
Число зубьев эквивалентного колеса zr2=z2/cos б2.
Конические зубчатые передачи выполняют прямозубыми (рис.
155) с косыми или тангенциальными зубьями (рис. 156, а) и с кру-
говыми зубьями (рис. 156, б).
173
Наиболее простой для изготовления является прямозубая кони-
ческая передача, однако передачи с косыми и круговыми зубьями
более бесшумны и обладают большой нагрузочной способностью»
Рис. 156
так же как и косые зубья в ци-
линдрических передачах. Рас-
чет на прочность конических ко-
лес с непрямыми зубьями вы-
полняется по формулам двойно-
го приведения параметров как
конического, так и косозубого»
колеса. Подробно эта методика
расчета изложена в техни-
ческой литературе. В курсе ос-
нов расчета и конструирования
ограничимся расчетами на кон-
тактную прочность и на изгиб»
только прямозубых конических
передач.
Проектный расчет
закрытой конической прямозу-
бой передачи с низкой и сред-
ней твердостью активных поверхностей выполняют по формуле
dei > юз ед 1 - кЬеу И ын.
174
Для передач с закаленной до высокой твердости активных по-
верхностей зубьев, а также для открытых передач
т‘т > !-45 YF К? Т dz\ hbd .
Здесь ^bd = b/dmi\ обычно ipw —0,3 ... 0,6.
Проверочный расчет на контактную выносливость про-
изводят по формуле
^h = zii V (">Ht J/m2+ 1 )/(0,85и^от1)<[зн].
Определив средний окружной модуль mtm можно вычислить
внешний окружной модуль
(81/г1) = ^/те/(1 -0,5 КЬе).
Значение mt должно соответствовать ближайшему стандарт-
ному по СТ СЭВ 310—76.
Для закрытой передачи, определив dei по приведенной выше
формуле, задаются значением 21 = 18...30, находят внешний
окружной модуль т, , который также должен соответствовать
стандартному значению.
Коэффициент ширины зубчатого колеса Kbe=blRe, где b — ши-
рина зубчатого колеса, Re — внешнее конусное расстояние. Обычно
Хье=0,285 ... 0,315, большие значения — для спокойных нагрузок и
хорошо прирабатывающихся зубьев.
Учитывая консольные приложения нагрузки к шестерне кони-
ческой передачи и увеличивающуюся при этом неравномерность
распределения нагрузки, принимают здесь коэффициент неравно-
мерности нагрузки несколько увеличенным по сравнению с цилин-
дрическими передачами. Можно рекомендовать К3= 1,1 ... 1,4.
По найденному значению de\ определяют углы делительных ко-
нусов tg d2=u и 61 = 90°—62; ширину шестерни и колеса b = KbeRe\
внешнее конусное расстояние Re=de!2 sin 61; средний делительный
(начальный) диаметр шестерни dm\ = de\—b sin 61.
Для предварительного выбора модуля передачи можно реко-
мендовать соотношение mte ^й/10 с уточнением величины модуля
по СТ СЭВ 310—76. После уточнения модуля необходимо пересчи-
тать величины 21 и 22, округлив их до целых значений,, затем уточ-
нить dei, Re, dm\, а затем определить геометрические размеры зуб-
чатого колеса (рис. 151).
Угол головки зуба tg A'=m tе/Re-
Угол ножки зуба tg А"= 1,2/7? tJRe-
Угол конуса выступов: для шестерни — фС1 = Ф1 +А'; Для коле-
са — фр2=ф2—А'.
Угол конуса впадин: для шестерни — фН = ср1—А"; для колеса—
фг’2=ф2—А".
Величины коэффициентов zu и zM аналогичны тем, что были
рекомендованы для прямозубой цилиндрической передачи.
175
Для стальных колес обычно произведение zH-z.v = 485 МПа.
Удельная расчетная окружная сила
Для упрощения расчетов можно рекомендовать значения
= 1,05... 1,3—большие значения для скоростных передач.
Проверку зацепления на напряжения изгиба проводят после
определения геометрических параметров передачи:
° г— [аг],
где mtm—модуль в среднем нормальном сечении зуба, —коэф-
фициент формы зуба, определенный по графику (рис. 148) в соот-
ветствии с эквивалентным числом зубьев z,.
Передаточные отношения од-
но- и многоступенчатых зубчатых
передач, кпд, охлаждение, смаз-
ка. По массе и габаритам нецеле-
сообразно осуществлять большие
передаточные отношения в одной
ступени редуктора.
Практикой разработаны сле-
дующие рекомендации: односту-
пенчатые цилиндрические редук-
торы — 2,5 < i < 8, одноступенча-
тые конические—^4; двухсту-
пенчатые цилиндрические —
^45; трехступенчатые —1^200...
...300.
Габариты редуктора в значительной степени зависят от того, как
распределено общее передаточное отношение по ступеням.
Стремятся к тому, чтобы диаметры зубчатых колес в многоступен-
чатых редукторах были близки по размерам. При этом лучше обес-
печивается смазка зацепления погружением колес в масляную
ванну. Для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгива-
ние масла желательно погружать в масляную ванну редуктора
колесо быстроходной ступени на несколько, меньшую глубину, чем
колесо тихоходной ступени. Желательно погружать в масло колесо
быстроходной ступени на две высоты зуба, а колесо тихоходной
ступени — на величину не более Уз радиуса колеса. Так как удель-
ная расчетная нагрузка на быстроходной ступени меньше, чем на
тихоходной, в целях выравнивания диаметров колес передаточное
отношение первой ступени рекомендуют брать большим, чем вто-
рой, при одновременном увеличении коэффициента ^bd от быстро-
ходной к тихоходной ступени. На рис. 157 представлен график рас-
пределения передаточного отношения по ступеням редуктора.
График получен по условию минимальной массы зубчатых колес
при близких по значению допускаемых напряжениях шестерни и
колеса.
Кпд зубчатой передачи т]= 1—PJP\, где Р\ — мощность
на входе, Л — мощность, потерянная в передаче.
176
Мощность Рг расходуется на трение в зацеплении, на трение в
подшипниках опор, на перемешивание и разбрызгивание масла.
Для приближенных расчетов с достаточной степенью точности
можно пользоваться данными табл. 15.
Таблица 15
Тип передачи кпд
Закрытые передачи (жидкая смазка) Открытые передачи (густая смазка)
6-я и 7-я степени точности 8-я и 9-я степени точности
Цилиндрическая 0,99 ..0,98 0,975. 0,97 0,96 0,95
Коническая 0,98 ..0,96 0,96.0,95 0,95.. 0,94
Мощность Рг соответствует работе, потерянной в редукторе и
превращенной в теплоту, отводимую в атмосферу через стенки кор-
пуса редуктора.
Пример. Определить геометрические размеры зубчатой пары цилиндрическо-
го прямозубого редуктора привода ленточного транспортера (рис 158).
Исходные данные: мощность на ведомой звездочке Р3 = 3 кВт; угловая ско-
рость ведомой звездочки , = Зя рад/с.
I . Кинематический расчет.
1 . Частота вращения ведомой звездочки л.1 = 30(о</я = 30-3л/л = 90 мин-1.
2 Определяем кпд привода.
Принимаем- для цепной передачи 1]2 = 0.92; для зубчатой передачи =0,97
(см. табл. 15).
Тогда п = Ц1Ц2=0,97-0,92 = 0,885
3 Определяем мощность электродвигателя Pi = = 3/0,885 = 3,4 кВт.
По табл П27 выбираем электродвигатель типа 4А100L4 (Р{ = 4.0 кВт, щ —
= 1430 мин-1)
4 Общее передаточное число привода u — njn— 1430/90= 15,9
5 Принимаем для цилиндрического одноступенчатого редуктора /ц = 4 (по
данным СТ СЭВ 221—75, табл П34). Тогда для цепной передачи z/2 = k/wi =
= 15,9/4 = 3,96.
6 Вращающие моменты на валах = {= 9550-3/90 = 318,3 Н-м;
Т2 = T.I (т|2«2) = 318,3/ (0,92 • 3,96) = 87,4 Н • м; Гi = Т3 = /(Пw) = 318,3/ (0,885 • 15,9) =
= 22,6 Н-м
7 Частота вращения валов /21 = 1430 мин-1; n2 = fh!u= 1430/4 = 358 мин-1;
Из 90 мин-1.
II Определение допускаемых напряжений для зубча-
тых колес
8 По табл П29 и ПЗО выбираем для шестерни — сталь 55 (ов = 690 МПа;
от = 330 МПа; НВ 185.. 229), термообработка — нормализация; для колеса —
177
сталь 45 (а» — 550 МПа. <тг = 280 МПа, НВ 1G7 217), термообработка — нор-
мализация (предполагаем d2 ~ 300 мм)
9 По табл П31 определяем приближенное значение предела контактной
выносливости для колеса Пн ilin ь = 2НВ + 70 = 2 (167 217) + 70 = 404 504 МПа.
Принимаем gh hm ъ = 450 МПа, SH = 1,2, /<нь = 1,0, тогда [о//] =
— (онгип >>/$ ц) Кн l — 450/1,2 • 1,0 = 375 МПа
10 Допускаемые напряжения изгиба
[аЛ]=(аЛ П|ПД$;О К FC Kfl-
Принимаем для поковок SF = I,7; A'FL = 1,0 (НВ<350), I\FC = \fi (передача
нереверсивная)
По табл П32 для шестерни о+иm/> = 260 +НВ = 260-]-185 = 445 МПа; для
колеса огьш /, =260+НВ = 260+167 = 427 МПа
Тогда для шестерни [oF 2] = (445/1,7) • 1,0-1,0 = 262 МПа; для колеса
[о+ ] = (427/1,7)-1,0-1,0 = 251 МПа
III . Определение геометрических размеров зубчатой
передачи редуктора
11. Из расчета на контактную прочность определяем межосевое расстояние
Принимаем Ка = 490 МПа; Кн3=1,2.
По табл ПЗЗ 1|*/н/= 0,8 . . 1,4. принимаем фм = 1,0, тогда
ha = (2-Ы)/(" + 1) = (2.1,0)/(4 + 1) = 0,4,
что соответствует стандарту. __________________________
Окончательно а = 490(4 + 1) У(87,4-1,2) / (42 - 3752 • 0,4) = 1 19,7 мм.
По СТ СЭВ 229—75 (табл. П36) принимаем ближайшее стандартное значе-
ние а~ 125 мм.
12 По табл. П35 ^m = b/ni — 25, при Ь = ^ьаа — 0,4-125 = 50 мм.
Предварительно определяем модуль т = Ь/\^т = 50/25 = 2 мм, что соответствует
СТ СЭВ 310—76.
13 Делительная окружность шестерни di = 2я/(н+1) = (2-125)/(4+1) =
= 50 мм
Делительная окружность зубчатого колеса d| = d|W = 50-4 = 200 мм
Рабочая ширина колеса = 0,4• 125 = 50 мм, шестерни Ь| = 62 + 5 мм = 55 мм.
Число зубьев = б/?//7г = 50/2 = 25; z2=d2lm = 200/2= 100.
Проверяем совпадение начальных окружностей в полюсе зацепления « = п<0=®
= (бЛ+<7о)/2= (50 + 200)/2= 125 мм.
Окружности вершин шестерни и колеса- da i = +4-2ш = 50 + 2 2 = 54 мм;
d,a2==d2 + 2= 200 + 2• 2 = 204 мм.
Окружности впадин шестерни и колеса: dn = d.<—2,5/// = 50—2.5-2 = 45 мм;
^/2 = ^2—2,5/7/= 200—2,5-2= 195 мм
14. Проверяем зацепление на выносливость по рабочим контактным напря-
жениям Предварительно определяем:
окружную силу Л/=2Ti/Ji = (2-22,6)/(50-10~3) =904 Н;
окружную скорость с' = лб+/|/(60-103) =л-50-1430/(60-103) =3,74 м/с.
По табл П37 выбираем 8-ю степень точности изготовления зубчатых колес.
Удельная расчетная окружная сила (о/п = (Ftlb2) /<р Kt = (904/50) • 1,2 • 1,2 =
= 26 Н/мм ’ ________________
Тогда 'ц = гцг.Ч гг )+////rfi) [(a + 1)/а] = 1,77-275-1,0 /(26/50)-[(4+1)/4] =
= 392 МПа.
Перенапряжение составляет Дон = [(392—375)/375] • 1С0% =4,5%, что до-
пустимо
15 Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба По графику
(см. рис 148) при х = 0 находим для шестерни PF1=3,96 (для 2'1 = 25); для ко-
леса Yf2 =3,72 (для z2 = 100)
Высчитываем отношение [oF]//F для шестерни [oFl ]/Yf j = 262/3,96 =
= 66 МПа, для колеса [oF2]/YF2 = 251 /3,72 = 67,4 МПа.
Расчет прочности на изгиб всде^т по шестерне, как менее прочной.
178
Расчетные напряжения изгиба Gf = Yf У$ *У е-(ufi/hi) , считаем, что оъ-/—
= о)н/ = 26 Н/мм Принимаем Ув =1,0; У3 = 1,0 (передача прямозубая). Тогда
Ор , = 3,96-1,0-1,0- (26/2) =51,48 МПа< [of >] = 262 МПа
Па рис. 159 показана схема привода конвейера, осуществляе-
мая с помощью одноступенчатого конического редуктора.
Понятия о зубчатом зацеплении М. Л. Новикава. Эвольвентная
система зацепления получила в технике широкое распространение
благодаря своим достоинствам, но она имеет и свои недостатки,,
к котором относятся ограниченная нагрузочная способность по-
верхностных слоев зуба вследст-
вие малых радиусов кривизны ра-
бочих поверхностей зубьев (рис.
160, а), повышенная чувствитель-
ность колес к перекосам из-за ли-
нейных контактов зубьев, сущест-
венные потери на трение в зацеп-
Рис. 160
Рис. 159
В 1954 г. М. Л. Новиковым был разработан новый вид зацепле-
ния, в котором первоначальный линейный контакт (эвольвентного
зацепления) заменен точечным, под нагрузкой превращающимся в
контакт зубьев по поверхности, что повышает нагрузочную способ-
ность зацепления.
Простейшим профилем зубьев, обеспечивающим такой контакт,
являются профили, очерченные по дуге окружности с весьма близ-
кими радиусами кривизны. При этом зубья одного колеса делаются
выпуклыми (как правило, у шестерни), а другого — вогнутыми
(рис. 160, б). На рис. 160, в показана такая передача.
В зубчатых передачах Новикова с выпуклым профилем зубьев
шестерни и вогнутым профилем зубьев колеса одна линия зацеп-
ления, а в передачах с выпукло-вогнутым профилем шестерни и ко-
леса— две линии зацепления. Второй вид передачи имеет сущест-
венные преимущества: большую контактную выносливость, а так-
же то, что зубья шестерни и колеса нарезаются одним и тем же
инструментом.
Рабочие (боковые) поверхности зубьев представляют собой
кругловинтовыс поверхности, поэтому передачу Новикова можно
называть кругловинговой передачей.
179
При работе такой передачи происходит перекатывание профи-
лей со значительной скоростью, причем контактные линии почти
перпендикулярны направлению скорости. Это обеспечивает образо-
вание масляной пленки между зубьями толщиной в несколько раз
большей, чем при эвольвентном зацеплении.
Соответственно допускаемая контактная нагрузка по условиям
контактной прочности зубьев для передач Новикова значительно
больше (примерно в 1,5... 1,7 раза), чем для эвольвентных передач.
Передачи Новикова могут быть выполнены цилиндрическими и
коническими.
Расчет геометрии цилиндрических зубчатых передач Новикова
о двумя линиями зацепления изложен в ГОСТ 17744—72.
Результаты расчетов передач показывают, что габариты пере-
дач Новикова по сравнению с эвольвентными зацеплениями на
25 ...20% меньше при аналогичных нагрузочных характеристиках.
Например, для передачи момента Ti —294 Н-м, при и — 3,34 и до-
пускаемых напряжениях выбранных материалов [он]=500 МПа и
[ctf] = 240 МПа сравнительные размеры двух передач получаются
следующими:
Передача
Передача с
Новикова эвольвентными
зубьями
Диаметры делительных ок-
ружностей, мм
d{........................... 65,5
d2........................... 213
Ширина колеса Ь, мм . . . . 75
87
291
88
Методика расчета передачи Новикова с одной или двумя линия-
ми зацепления одинакова, но только во втором случае увеличива-
ется допускаемая нагрузка при расчете на контактную прочность
на 30% и при расчете зубьев на излом на 20%.
Таким образом, достоинствами передачи Новикова являются:
система зацепления может быть применена для всех видов зуб-
чатых передач с параллельными, пересекающимися и перекрестны-
ми осями колес как с наружным, так и с внутренним зацеплением;
малогабаритность передачи по сравнению с эвольвентной пере-
дачей;
для цилиндрических передач при твердости рабочих поверхно-
стей НВ<350 можно допускать нагрузки в 1,5 ...2 раза большие,
чем для аналогичных эвольвентных передач;
потери на трение в передаче значительно меньше, чем в эволь-
вентных передачах;
условия сопротивляемости заеданию и износу благоприятнее,
чем в эвольвентных передачах;
некоторые технологические преимущества в том, что можно от-
казаться от применения термообработки зубьев до высокой твер-
дости.
К недостаткам передач Новикова можно отнести:
180
возникновение осевых составляющих при возрастании нагрузки,
что необходимо учитывать при конструировании опор;
не допускаются значительные колебания нагрузок, перегрузок
и пиковые нагрузки;
повышенная чувствительность к изменению межосевого рассто-
яния;
необходимость в сравнительно сложном исходном контуре ин-
струмента для нарезки зубьев.
Основными критериями работоспособности и расчета передач
Новикова является прочность по контактным и изгпбным напряже-
ниям.
Для передач Новикова применяют те же материалы, что и для
эвольвентных. Преимущественное применение получили материалы
с твердостью рабочих поверхностей НВ^ЗЗО, поскольку примене-
ние материалов с более высокой твердостью в эвольвентных пере-
дачах объясняется стремлением повысить контактную прочность
и сблизить ее с прочностью по изгибу. В передачах Новикова такое
сближение обеспечивается существенным увеличением площади
контакта соприкасающихся зубьев, поэтому применение материа-
лов с высокой твердостью здесь менее эффективно. Уменьшая спо-
собность к взаимной приработке, зубчатые колеса из таких матери-
алов не дают существенного повышения нагрузочной способности
и ограничением при этом становится прочность по изгибу.
Так как передачи Новикова находятся в стадии дополнительно-
го исследования и усовершенствования, то до настоящего времени
широко применяются передачи с эвольвентным зацеплением.
Упражнение. Рассчитать цилиндрическую прямозубую передачу редуктора
(см. рис. 158) для следующих условий работы (рекомендуется для курсового
проекта)
Условия работы 1 Варианты 6
2 3 4 5
Передаваемая мощность кВт 7,5 5,5 10 7,5 5,5 7,5
Частота вращения ведущего вала 965 965 1440 1440 720 725
мин-1 Передаточное число и 2,5 3,15 3,55 4,0 4,5 3,8
Передача нереверсивная, нагрузка постоянная, срок службы не ограничен.
Контрольные вопросы
1. По каким признакам классифицируют зубчатые передачи?
2. В чем основные достоинства зубчатых передач по сравнению с другими
передачами?
3. Почему эвольвентное зацепление является наиболее распространенным?
4. Что такое модуль зацепления^
5 Как определить делительный и начальный диаметры зубчатых колес?
6. Как определить диаметры вершин и впадин зубьев?
181
7. Какое минимальное число зубьев допускается для шестерни?
8. Что такое корригирование эвольвентного зацепления?
91 Как определить усилия, возникающие в зубчатом зацеплении?
10. Какие материалы используют для изготовления зубчатых колес?
И. Почему шестерня в зубчатых зацеплениях делается шире ко ieca?
12. Какие основные параметры зубчатых передач стандартизированы?
13. Какие виды термической и термохимической обработки применяются"
для упрочнения зубьев?
14. Какие основные виды расчетов зубчатых передач применяют в настоя-
щее время?
15. По какому модулю производят расчет на изгиб зубьев конических зуб-
чатых колес?
16. Что представляет собой передача Новикова, каковы ее разновидности,
достоинства и недостатки и где ее применяют, какие материалы используют для
изготовления?
$ 25. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Червячные передачи применяют для передачи движения между
двумя скрещивающимися валами. Движение в червячной передаче
осуществляется по принципу винтовой пары, где винтом^ является
Рис. 161
червяк с трапецеидальной нарезкой /, который входит в зацепле-
ние с колесом с косым зубом особой формы 2 (рис. 161).
Червячные передачи широко распространены в машиностроении
и приборостроении благодаря возможности получения больших
передаточных отношений в одной паре (передаточным отношением
червячной пары является отношение числа зубьев червячного ко-
леса к числу заходов резьбы червяка, для силовых передач [=10...
80, для делительных механизмов i до 500), а также плавности за-
цепления и бесшумности работы; возможности самоторможения.
ГОСТ 18498—73 устанавливает термины, обозначения и опреде-
ления для червячных передач. При буквенных обозначениях чер-
вяку присваивается индекс 1, колесу — индекс 2.
Ряд модулей, определяемых по осевому сечению червяка по СТ
СЭЬ 267—76 (извлечение), мм: 1-й ряд — 2; 2,5; 3,15; 4; 6,3; 8; 10;
12,5; 16; 20; 2-й ряд (дополнительно)—3; 3,5; 6; 7; 12.
182
Коэффициенты диаметра червяка q (извлечение): 1-й ряд — 8;
10; 12,5; 16; 20; 25; 2-й ряд (дополнительно) — 9; 14; 18; 22.
Червяки червячных передач различают по следующим призна-
кам: по форме поверхности, на которой образуется резьба, — ци-
линдрические (рис. 162, а) и глобоидные (рис. 162, б); по форме
профиля зуба — с прямолинейным (рис. 163) и криволинейным
профилем в осевом сечении.
ГОСТ 18598—73 и 19036—73 предусматривает следующие
основные виды цилиндрических червяков: архимедов червяк (ZH);
эвольвентный червяк (Z/), с
прямолинейным профилем вит-
ка (ZN1), с прямолинейным
профилем впадины (ZN2).
а) Ю
Рис. 162
б)
Рис. 163
В практике наиболее распространены цилиндрические червяки
с прямолинейным профилем в осевом сечении. В торцовом сечении
витки очерчены архимедовой спиралью, откуда название — архи-
медов червяк. Архимедов червяк подобен ходовому винту с
трапецеидальной резьбой, поэтому его легко нарезать на обычных
токарных или резьбофрезерных станках.
Работоспособность червячной передачи повышается с уменьше-
нием параметра шероховатости рабочей поверхности червяка и
увеличением ее твердости. Однако для шлифования архимедовых
червяков требуются специальные шлифовальные круги фасонного
профиля. Поэтому их изготовляют в основном с нешлифованными
витками. В дальнейшем будем рассматривать червячные передачи
с архимедовым червяком, как имеющие наибольшее распростра-
нение.
Червячное'колесо нарезается специальными червячными фреза-
ми, являющимися по существу копией червяка, но имеющими ре-
жущие кромки и наружный диаметр, больший на величину двой-
ного радиального зазора в зацеплении. Метод нарезки червячного
183
колеса обусловливает необходимость введения стандарта на основ-
ные геометрические параметры червяка.
Такими параметрами являются а—20°—профильный угол
зацепления в осевом сечении; т = Рх/л — осевой модуль и q=
— d\lm — коэффициент диаметра червяка, выбираемые по ГОСТ
2144—76 (см. табл. П44); С=0,2 коэффициент радиального за-
зора.
Стандартом предусмотрено применение червяка с 1, 2 и 4 за-
ходами (2Г1 = 1, = 2, Z1=4).
Рис. 164

Поскольку диаметр червяка d\ = mq, чтобы исключить слишком
тонкие червяки, стандарт предусматривает увеличение q с умень-
шением т.
Угол подъема винтовой линии tg y=nmz1/(ndf) = Z\)q.
Геометрический расчет червячного зацепления определяет
ГОСТ 19650—74.
Диаметры червяка (рис. 163, a): d\ = mq\ da\ = d\ + 2m\ dj\=d\—
—2,4 т.
Длина нарезанной части червяка Ь\ (см. табл. П38). Радиусы
закруглений червяка (рис. 164): р;1 — 0,3 т\ р/и = 0,1 т.
Диаметры червячного колеса (см. рис. 163, б): d2=ffiZ2\ d(x2 =
= d2 + 2m— для колес без смещения; dt2=d2—2,4 т.
По условию неподрезания зубьев г2^28.
Размер наружного диаметра da м2 и ширина колеса Ь2 в зависи-
мости от числа заходов червяка zx приведены в табл. П39.
Межосевое расстояние червячной пары aw = 0,5 ш(^ + г2)—для
передач без смещения.
Для нарезания червячных колес без смещения и со смещением
применяют один инструмент. Поэтому червяк всегда нарезают без
смещения. Инструмент при нарезке червячного колеса смещают в
целях округления дробных значений межосевых расстояний, а так-
же соответствия стандартному межосевому расстоянию.
Межосевое расстояние редукторов следует округлять до следу-
ющих стандартных значений по ГОСТ 2144—76: аш = 40, 50, 63, 80,
184
100, (140), 160, (180), 200, (225), 250, (280), 315, 400, 450 мм. Раз-
меры в скобках по возможности не применять.
Передаточное число червячной передачи u = z2/z\.
Номинальные передаточные числа определены ГОС*Г 2144—76:
и = 8, (9), 10, (11,2), 12,5, (14), 16, (18), 20, (22,4), 25, (28), 31,5,
(35,5), 40, (45), 50, (56), 63, (71), 80. Значения, указанные в скоб-
ках, по возможности не применять.
Фактическое значение передаточного числа не должно отли-
чаться от номинального более чем на 4%.
Окружная скорость червяка' (м/с): = jtcfi/ti/(60• 103).
Окружная скорость колеса (м/с): v2=n6/2'W(60-103). Скорость
скольжения витков червяка (м/с) по зубьям колеса vs=tn (zii/19 100)
z2^-q2 .
В зависимости от скорости скольжения выбирают степень точ-
ности изготовления червячной передачи. Стандарт устанавливает
12 степеней точности, из которых в машиностроении для силовых
передач используют 5, 6, 7, 8 и 9-ю степени точности. Рекомендации
по выбору степени точности даны в табл. П40.
Кпд червячной пары по аналогии с винтовой парой при ведущем
червяке: т| = tg y/tg(y + p).
Кпд передачи увеличивается с увеличением числа заходов чер-
вяка (что связано с увеличением у и с уменьшением коэффициента
трения или угла трения р).
При v^p передача от колеса к червяку становится невоз-
можной, получается самотормозящая передача, которая применя-
ется в грузоподъемных механизмах. Для надежного самоторможе-
ния рекомендуют v^0,5p.
В табл. П41 представлены значения угла трения р в зависимо-
сти от vs.
Опытом установлено, что при хорошей смазке величина коэф-
фициента трения (или угла трения р) зависит от скорости скольже-
ния vs, с увеличением vs снижается /. Это объясняется тем, что по-
вышение vs приводит к постепенному переходу от режима полу-
жидкостного трения к жидкостному трению. В итоге повышение vs
приводит к увеличению кпд передачи.
Среднее значение кпд червячной передачи при Zj = l, 2, 4, соот-
ветственно 1] = 0,7 ... 0,75; 0,75 ... 0,82; 0,87 ... 0,92.
Силы, действующие в зацеплении. В червячном зацеплении дей-
ствуют три основные силы (рис. 165): окружная сила на колесе,
равная осевой силе на червяке, F/2 = Д;1 —27\Д/2;
окружная сила червяка, равная осевой силе колеса, Fn = Fa2=
= 2TJd\\ радиальная сила Fr=F(2tg а.
Вращающие моменты на колесе и червяке связаны соотношени-
ем Т2=Т\щ.
Расчет червячных передач на прочность. Червячные передачи,
как и зубчатые, рассчитывают на контактные напряжения и на
изгиб. Повышенный износ и наблюдаемое заедание червячных ко-
лес связаны с большими скоростями скольжения в червячной паре.
185
Для предупреждения заедания ограничивают величину контактных
напряжений и применяют специальные антифрикционные пары—
червяк из стали, колесо из бронзы или антифрикционного чугуна.
Чугун используют при скоростях скольжения c’s^2 м/с, оловянные
бронзы являются лучшим материалом для червячных колес и ис-
пользуются при м/с, безоловянистыс бронзы — при
10 м/с.
В табл. П42 представлены некоторые рекомендуемые марки ма-
териалов червячных колес и допускаемые напряжения для них.
Проектный расчет червячной передачи ведут, определяя минималь-
ное межосевое расстояние из расчета на контактную прочность.
я(О = (г2/7+1) |/ Т2Кн,
V \ [М (^/^) /
где коэффициент нагрузки Kn=KiK^ принимают Кп= 1,2... 1,4
для проектных расчетов (большее значение для высокоскоростных:
передач). Здесь Т2— в Н-м, [од]— в МПа, — в мм.
При необходимости проверочного расчета передачи определяют
рабочие контактные напряжения и сравнивают их с допустимыми:
Проверку зубьев червячного колеса на изгиб ведут по формуле
aF = 0,7rF<oFz//n„<bF],
где mn = m cos v, YF — коэффициент формы зуба, определяемый по
табл. П43 в зависимости от эквивалентного числа зубьев z( —
= z2/cos2v, o)fz = (Fi2lb2)KF — расчетная удельная нагрузка.
В практических расчетах при обеспечении достаточной жестко-
сти червяка можно принимать /G—1,2 ... 1,4.
Тепловой расчет. В связи с небольшим кпд в червячной переда-
че механическая энергия превращается в тепловую и нагревает пе-
редачу.
Если отвод теплоты недостаточен, передача перегревается и вы-
ходит из строя.
Количество выделенной теплоты (ккал/ч) в передаче
Q = 860 (1 - л) Pv
где Р\ — мощность на входном валу, кВт; q — кпд передачи.
Количество теплоты (ккал/ч), отданной в окружающую среду,
Q — К i (Л 4i)
где S — поверхность охлаждения, м2 (кроме поверхности днища);
t\ — температура редуктора или масла в редукторе, °C; /0 — темпе-
ратура окружающей среды — 20°С; Кт — коэффициент теплоотдачи,
ккал/(ч-м2-°С).
186
В закрытых помещениях при отсутствии вентиляции Кт~7,9;
в помещениях с интенсивной вентиляцией 12... 15 ккал/(ч-м2Х
Х°С).
Если Q^Qi, это значит, что естественное охлаждение достаточ-
но В противном случае необходимо применять искусственное
охлаждение: у корпуса редуктора поставить включенный вентиля-
тор или в корпусе редуктора пропустить змеевик с циркулирую-
щей холодной водой, охлаждающей масло и передачу.
При использовании естественного охлаждения смазка передачи
осуществляется погружением колеса (или червяка) в масляную
ванну. Во избежание больших потерь масла глубина погружения
колес не должна превышать высоты зуба пли витка червяка для
быстроходных передач и [/3 радиуса колеса для тихоходных пе-
редач.
Рекомендуемое количество масла в картере редуктора — 0,35...
0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности. Эти рекомендации спра-
ведливы и для цилиндрических и конических редукторов.
Сорт масла выбирают в зависимости от окружной скорости и
загруженности передачи.
Контрольные вопросы
1 . Каковы преимущества и недостатки червячной передачи по сравнению с
зхбчатой? В каких случаях целесообразно применять червячные передачи?
2 Как определить кпд червячной передачи?
3 Какая червячная передача называется самотормозящей? В каких случа-
ях ее применение целесообразно?
4 В чем состоит условие самоторможения червячной передачи? Каков ос-
ятовгнш недостаток этой передачи?
5 Из каких материалов изготовляют червяки и червячные колеса?
6 По каким формулам определяют силы, возникающие в червячном зацеп-
лении?
7 Какой параметр червячной передачи определяют из расчета на контакт-
ную прочность зхбьев колеса?
8 Как можно понизить температуру масла в червячном редукторе? Как
смазываются червячные передачи?
9 Какие основные параметры червячных зацеплений стандартизированы?
10 . Каков порядок расчета червячного зацепления?
11 Для чего используют многозаходный червяк?
§ 26. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Цепные передачи имеют широкое применение в различных от-
раслях машиностроения: в приводах транспортеров, цепных кон-
вейеров, сельскохозяйственных машинах, мотоциклах, велосипедах
и т. п. Цепные передачи используют, когда зубчатые передачи при-
менить невозможно, а ременные недостаточно надежны.
На рис. 166 показан общий вид привода ленточного транспор-
тера, включающего червячный редуктор 1 и цепную передачу 2,
связывающих тихоходный вал редуктора с валом приводного бара-
бана транспортера.
В народном хозяйстве находят широкое применение следующие
группы цепей: грузовые (для подвески, подъема и опускания
187
груза в подъемно-транспортных машинах) при скоростях не более
0,5 м/с, тяговые (для транспортировки грузов на элеваторах,
рольгангах, экскаваторах и т. д. при скоростях до 2...4 м/с), при-
водные (для передачи энергии движения в широком диапазоне
скоростей с постоянным передаточным отношением).
Основные преимущества цепной передачи: возможность приме-
нения при значительных межосевых расстояниях (до 8 м), а в
эскалаторах и значительно
больше; малые габариты по
сравнению с ременной пере-
дачей; постоянство переда-
точного отношения (йпах = 8);
высокий кпд (т] = 0,95...
0,98); меньшая по сравне-
нию с ременными передача-
ми нагрузка на валы; воз-
можность передачи одной
цепью вращения нескольким
валам.
Недостатки цепной пере-
Рис 166 дачи связаны с тем, что цепь
Рис. 167
состоит из отдельных звеньев и располагается на звездочке не по
окружности, а по многограннику. С этим связаны износ шарниров
цепи, шум, дополнительные динамические нагрузки. Затруднен под-
вод смазки к шарнирЗхМ цепи, чем сокращается срок службы пере-
дачи.
Схема приводной цепной передачи показана на рис. 167. Пере-
дача состоит из двух звездочек (меньшей — ведущей и большей —
ведомой), смонтированных на двух параллельных валах. Звездоч-
ки соединяются бесконечной цепью. В механических передачах
применяют различные конструкции цепей. При скорости цепи до
10... 15 м/с применяют роликовые цепи по ГОСТ 13568—75? с чис-
лом рядов от 1 до 4 (рис. 168, а и табл. П46). При больших ско-
188
Рис. 168
Риг 169
ростях до 20 ... 25 м/с применяют бесшумные зубчатые цепи по
ГОСТ 13552—81 (рис. 168, б).
Роликовые цепи (рис. 168, а) состоят из наружных 1 и
внутренних 3 подвижных звеньев. Внутренние звенья напрессованы
на концы втулок 4, а наружные — на ось 2, концы которой раскле-
паны. Втулка 4 и ось 2 образуют шарниры. Для уменьшения износа
на втулку надеты ролики 5.
Зубчатые цепи (рис. 168, б) состоят из набора пластин с
зубьями и шарниров. Рабочие поверхности зубьев пластин ограни-
чены плоскостями под углом а=60°.
Материал деталей цепей должен обладать большой износоус-
тойчивостью и прочностью. Пластины изготовляют из стали 50 с
закалкой до HRC 38 ...45; оси, втулки, ролики — из цементирован-
ных сталей (сталь 20) с последующей закалкой до твердости HRC
52 ...60, шайбы из стали 50 с последующей закалкой до твердости
HRC 30 ...38.
Конструкция звездочки. Звездочки приводных цепей по конст-
рукции во многом подобны зубчатым колесам (рис. 169, а б). Про-
филирование звездочек рекомендуется производить по ГОСТ 591 —
'69. Делительная окружность DQ = //sin(л/z).
Диаметр окружности выступов £)а = Ро + 0,9/?рол (при z> 16).
Профиль зуба состоит из впадины, очерчиваемой радиусом
г—0,50250{)ол+0,5 мм, где £>рОл — диаметр ролика (см. табл. П46);
дуги, очерчиваемой радиусом /? = 0,8£)рОл + П прямолинейного пе-
реходного участка; головки, очерченной радиусом Ri, который вы-
бирают так, чтобы ролик непосредственно плавно входил в сопри-
косновение с зубом звездочки.
Ширина венца звездочки 6 = 0,93 Вв11—0,15 мм.
Радиус /?2 зуба в продольном сечении и координаты h кривизны
принимают /?2— 1,7Г>рол, 6 — 0,8£)рОл.
Основной геометрический параметр цепи t — шаг цепи.
Расчет цепной передачи. Основным прочностным параметром
цепи является разрушающая нагрузка, установленная опытным
путем.
Рассмотрим здесь только передачи с роликовыми однорядными
цепями.
Цепная передача выходит из строя вследствие износа шарниров
и зубьев звездочек, реже наблюдается разрушение пластин и шар-
ниров. В результате износа шарниров шаг цепи может настолько
увеличиться, что цепь, неравномерно зацепляясь с зубьями звез-
дочки, соскочит с нее.
В качестве основного расчета принят расчет на износостойкость
шарниров, а за основной расчетный критерий — удельное давление
в шарнирах цепи:
p=Ft!(d В)^\р],
где Ft — окружная сила, Н; d и В — диаметр валика и ширина це-
ли, мм (см. рис. 168); [р] — допускаемое давление в* шарнирах
цепи, МПа (табл. 16).
190
Таблица 1 &
Шаг t, мм Частота вращения малой звездочки, мин-1
50 200 400 600 800 1000 1200 -1600
12,7 .. 15,875 3,5 3,15 2,85 2,6 2,4 2,25 2,1 1,85
19,05.. 25,4 3,5 3,0 2,6 2,35 2,1 1,9 1,75 1,5
31,75...38,1 3,5 2,9 2,4 2,1 1,85 1,65 1,5 —
44,45...50,8 3,5 2,6 2,1 1,75 1,5 — — —
В ответственных случаях можно проверить выбранную цепь на
прочность по коэффициенту запаса:
Здесь Q — разрушающая нагрузка, зависящая от шага цепи, Н
(см. табл. П46); — коэффициент эксплуатации (см. табл. П48);
[/г] — допускаемый коэффициент запаса прочности, значение кото-
рого растет с увеличением угловой скорости меныпей звездочки и
шага цепи. Для зубчатых цепей обычно [лг] = 20... 50 при t= 12,7...
31,75 мм и п\^2800 мин-1, а для втулочных и роликовых цепей
[п]= 7 ... 18 при t— 12,7 ... 50,8 мм и п\2000 мин-1.
Обычно цепи, выбранные по условию обеспечения износостойко-
сти, обладают достаточной прочностью и поэтому проверочный
расчет цепи на прочность можно не выполнять.
Порядок расчета цепной передачи рассмотрим на примере пере-
дачи с роликовой цепью.
Пример. Рассчитать цепную передачу в приводе транспортера по следующим
данным- Р2 = 3,0 кВт; /?2 = 90 мип-1,/ = 4; нагрузка переменная.
Расположение центров передачи под углом 30° к горизонту, передача от-
крытая, работает в пыльном помещении в одну смену, регулируется передвиже-
нием оси малой звездочки, цепь роликовая.
Определить /ь z2, а и размеры звездочек, а также нагрузку на валы
Решение. 1 По табл П47 подбираем г,=25, тогда 22 = г1/ = 25-4^ 100<
C^max =: 1 20.
2 Назначаем межосевое расстояние
Рекомендуется а = (30...50)/, меньшее значение для /^1.2, большее при
z- 6 7.
Принимаем д = 40/
3. Определяем расчетную мощность Рр, связанную с удельным давлением,,
принимая значение коэффициентов- — динамичное!и нагрузки; Ка— межосе-
вого расстояния; Ки— наклона передачи к горизонту; Л'ре1—регулировки натя-
жения цепи; /\с—смазки и загрязнения передачи; /<Пе1Ь—режима работы
По табл П48 принимаем: /Сд=1,4; Ка=1; Кн = 1; #РСг=1; Кс = 1,3 (выби-
раем смазку II); /<ре,к = 1.
Коэффициент эксплуатации Кэ = КаКаКнКрегКсКре.ь = 1А • 1 • 1 -1 • 1,3-1 = 1,82.
Коэффициент числа зубьев A\- = zOi/Zi
Так как табл П49 составлена для £G1 = 25 зубьев, то Л'г = Zoi/z, = 25/25 = 1.
Коэффициент частоты вращения Кп = 4oiMi = 400/360= 1,11 при п। = 90-4 —
= 360 МИН-1
Так как в табл П49 ближайшие /?01 = 400 мин-1, тогда Рр=^Р\КзКгК1г^[Рр\>
Рр = 3-1,82 1 • 1,11 =6,06 кВт.
191
4 По табл П19 для принятого /?01 = 400 мин-1 и Рр = 6,06 кВт назначаем
однорядную цепь с шагом /=19,05 мм
Тогда а = 40/ = 40-19,05 760 мм
По табл П50 убеждаемся, что выбранный /</т.»х
5. Определяем скороеib цепи у^г^/ДбО-103) =25-360-19,05/(60-103) «
^2,86 м/с
По табл. П51 подбираем внутришарнирную смазку
6. Определяем число звеньев цепи по формуле L/=2а//+ (zi+ z2)/2+
+ [(z2—г1)/2л]‘2//д = 2-760/19,05 + (25 + 100)/2 + [(100—25)/2.пгJ2 • 19.05/760 =
= 145,87 звеньев
Округляем до целого четного числа, принимаем Л/ = 146 звеньев.
7. Уточняем межосевое расстояние для принятого по формуле
= 761,2 мм
Для необходимости небольшого провисания цепи уменьшаем межосевое рас-
стояние на Аа = 0,003а ~ 2 мм Окончательно принимаем а=760 мм.
8. Определяем диаметр звездочек:
а) делительные диаметры Do1 = //sin (л/zj) = 19,05/sin (jt/25) = 152 мм;
Д)а = 19,05/sin(л/100) =606 мм;
б) диаметры выступов (РРол = 11,91 мм по табл. П46): Da^Di)l +0,9Ррол =
= 152 + 0,9-11,91 - 162,7 мм; Da 2= 606,7+0,9-11,91 ^617,4 мм.
Заключение. Цепь ПР= 19,05 с шагом /=19,05 мм отвечает заданным
условиям работы (Q ра }Р = 25 кН)
9 Определяем усилие, действующее на опоры ведущего вала.
Окружная сила Ft — P2/v = (3-103)/2,89 = 1049 Н.
Нагрузка на вал Q 1,15/д = 1,15-1049= 1206 Н.
Упражнение. Рассчитать цепную передачу втулочно-роликовой цепью для
следующих условий работы: работа спокойная, непрерывная, с горизонтальным
Контрольные вопросы
1. Каковы преимущества и недостатки цепной передачи по сравнению с ре-
Mennoi'P Какова область применения цепных передач?
2. Дайте классификацию цепей по их назначению. Укажите основные типы
приводных цепей.
3. Какой параметр цепи является основным^
4 По какому критерию работоспособности рассчитывают цепные передачи?
5 Что такое коэффициент эксплуатации цепной передачи и от чего зависит
его значение?
192
6 . Почему при высоких скоростях следует применять цепи с небольшим
шагбм?
7 . Почему при определении длины цепи рекомендуется число звеньев цени
округлять до четного числа?
8 По какой формуле вычисляется диаметр звездочки цепной передачи?
9 . Как вычислить коэффициент запаса прочности цепи и в каких случаях
следует проверять цепь на прочность?
ГЛАВА VI
ОБЩИЕ ПОНЯТИЯ О РЕДУКТОРАХ
§ 27. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ
Редуктор —это механизм, состоящий из зубчатых или чер-
вячных передач, заключенный в отдельный закрытый корпус и ра-
ботающий в масляной ванне.
Редуктор предназначен для понижения частоты вращения и со-
ответственно повышения вращающего момента. Механизмы для
повышения частоты вращения, выполненные в виде отдельного аг-
регата, называются ускорителями или мультипликато-
рами.
Редукторы классифицируют по следующим признакам:
по типу перед а ч и — на зубчатые, червячные или зубчато-
червячные;
по числу ступеней — на одноступенчатые (когда переда-
ча осуществляется одной парой колес), двух-, трех- или многосту-
пенчатые;
по типу зубчатых колес—на цилиндрические (с пря-
мым или косым зубом), конические (с прямым или криволинейным
зубом), коническо-цилиндрические и т. д.;
по расположению валов редуктора в простран-
стве— на горизонтальные, вертикальные, наклонные;
по особенностям кинематической схемы — на
развернутую, соосную, с раздвоенной ступенью.
На рис. 170 и 171 показаны различные кинематические схемы,
применяемые в редукторах. На этих схемах буквой Б обозначены
быстроходный или ведущий валы редукторов, а буквой Т — тихо-
ходные или выходные валы. Рассмотрим эти схемы по приведенной
выше классификации:
одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими
прямо- или косозубыми колесами (рис. 170, а)\ одноступенчатый
вертикальный редуктор с цилиндрическими колесами (рис. 170, б);
одноступенчатый горизонтальный редуктор с коническими колеса-
ми (рис. 170, в); двухступенчатый горизонтальный редуктор с ци-
линдрическими колесами по развернутой схеме (рис. 170, г); двух-
ступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими колеса-
ми по соосной схеме (рис. 170, д)\ двухступенчатый горизонтальный
редуктор с цилиндрическими колесами с раздвоенной быстроход-
7—1020
193
194
ной ступенью (рис. 170, е). На этой схеме показано, что первая
пара быстроходной передачи выполнена с цилиндрическими коле-
сами с косым зубом, а вторая ступень — с цилиндрическими коле-
сами с шевронным зубом.
На рис. 171 представлены червячный редуктор с верхним распо-
ложением червяка (рис. 171, а)\ червячный редуктор с нижним
расположением червяка (рис. 171, б). Применяются также червяч-
ные редукторы с вертикальным или боковым расположением чер-
вяка; двухступенчатый горизонтальный коническо-цилиндрический
редуктор (рис. 171, в), двухступенчатый зубчато-червячный редук-
тор (рис. 171, г).
Выбор схемы редуктора зависит от конструкции машины, в ко-
торой надо применять редуктор, и от необходимого передаточного
числа.
Обычно передаточные числа в редукторах находятся в следую-
щих пределах: для одноступенчатых цилиндрических 2<и<8; для
двухступенчатых цилиндрических 6,3<и<60; для червячных 8<
<и<80.
Современные стандарты предусматривают выпуск ряда редук-
торов определенных типоразмеров. ГОСТ 21426—75 определяет
параметры и типоразмеры узких горизонтальных одноступенчатых
редукторов типа ЦУ с межосевыми расстояниями от 100 до 250 мм,
с номинальными передаточными числами от 2,0 до 6,3. ГОСТ
20758—75 соответственно определяет основные параметры и раз-
меры двухступенчатых цилиндрических редукторов типа Ц2У с но-
минальными передаточными числами от 8 до 80.
По ГОСТ 2144—76** червячные редукторы могут иметь номи-
нальные передаточные числа в пределах от 8 до 80.
Отечественной промышленностью также широко выпускаются
комбинированные редукторы, например двухступенчатые коничес-
ко-цилиндрические и т. д. § *
§ 28. КОНСТРУКЦИЯ ОСНОВНЫХ ТИПОВ РЕДУКТОРОВ И ИХ ДЕТАЛЕЙ
Рассмотрим конструктивные особенности одноступенчатых ре-
дукторов. На рис. 172 показан общий вид одноступенчатого гори-
зонтального редуктора с цилиндрическими колесами для передачи
вращающего момента между двумя параллельными валами. Ос-
новная характеристика данного редуктора: передаточное число и =
= 4; передаваемая мощность Р = 3 кВт; частота вращения шестер-
ни П[= 1430 мин-1; зубчатая передача: Zi = 25; z2= 100; т = 2 мм;
межосевое расстояние а= 125 мм (см. пример в § 24).
Редуктор состоит из зубчатой передачи, смонтированной на
валах с подшипниками в литом чугунном корпусе. Корпус состоит
из двух частей: нижней части — картера и верхней — крышки.
Разъем горизонтальный, в месте соединения поверхности пришаб-
рены, при окончательной сборке покрыты герметиком; собирают
корпус без прокладок. Крышка с картером скрепляется болтами.
195
Рис. 172
Положение крышки относительно корпуса фиксируется двумя ко-
ническими штифтами, расположенными по диагонали.
В связи с малым количеством зубьев шестерни ее изготовляют
вместе с ведущим валом (вал-шестерня). Колесо посажено на ве-
домый вал по посадке Hlfpb (система ISO) с дополнительным
креплением призматической шпонкой.
Смещение колеса ограничивает с одной стороны буртик ведо-
мого вала, а с другой — распорное кольцо, внутреннее кольцо
подшипника и наружное кольцо подшипника, которое упирается в
крышку. Ведомый вал установлен на двух радиальных шарикопод-
шипниках. Эти подшипники можно регулировать подбором прокла-
док под закладной крышкой подшипника. При правильно отрегу-
лированных подшипниках вал должен легко вращаться от руки,
без заметного осевого смещения.
Ведущий вал-шестерня такжр установлен на двух радиальных
шарикоподшипниках. Их регулировка осуществляется в случае не-
обходимости также подбором прокладок под закладной крышкой
подшипника. Смазка передачи осуществляется разбрызгиванием
жидкого масла, заливаемого через смотровое отверстие в крышке
корпуса. Уровень масла проверяют жезловым маслоуказателем.
Отработанное масло спускают через отверстие, расположенное в
нижней части корпуса. Это отверстие закрывается резьбовой проб-
кой, установленной с прокладкой.
Верхняя смотровая крышка редуктора снабжена ручкой — от-
душиной, отверстие в которой соединяет закрытую полость редук-
тора с атмосферой, что предотвращает создание во внутренней по-
лости редуктора зоны повышенного давления, вызываемого нагре-
вом частей редуктора в процессе работы.
Смазка подшипников производится тугоплавкой смазкой при
сборке редуктора. Эта смазка периодически заменяется. Чтобы
жидкое масло не попадало в подшипники, во внутренней части
редуктора на ведущем валу установлены маслоотражательные
кольца. Поскольку ведомое зубчатое колесо намного больше диа-
метра гнезда под подшипником, жидкое масло не будет интенсивно
забрызгиваться в гнездо этого подшипника и устанавливать подоб-
ные кольца на ведомом валу нецелесообразно. Для удержания
смазки в подшипниках и для защиты их от пыли и грязи на валах
редуктора в закладных крышках установлены манжетные уплот-
нения. Для подъема редуктора в его корпусе сделаны приливы-
захваты, а также в крышке выполнены аналогичные приливы с от-
верстиями для троса. В нижний фланец крышки редуктора ввер-
нут болт, упирающийся в верхнюю плоскость фланца корпуса. При
необходимости оторвать крышку от корпуса болт вворачивается в
крышку, нарушая герметичность.
На рис. 173 показан одноступенчатый горизонтальный редук-
тор с коническими колесами. Он предназначен для передачи вра-
щающего момента между двумя валами, пересекающимися под
углом 90°. Основная характеристика данного редуктора: переда-
точное число и=2,5; передаваемая мощность Р\ = \ кВт; частота
7*—1020
197
430k5
Рис. 173
вращения шестерни /1] =960 мин-1; зубчатая передача: Z] = 20; z2=
= 50; mmax = 5 мм; высота центров ведущего и ведомого валов —
105 мм.
В литом чугунном корпусе с горизонтальным разъемом смон-
тирована коническая пара зубчатых колес. Колесо посажено на
ведомый вал с призматической шпонкой по посадке Н7/г6. Шестер-
ня выполнена заодно с ведущим валом. Для восприятия радиаль-
ных и осевых нагрузок оба вала смонтированы на радиально-упор-
ных конических роликовых подшипниках.
Положение колеса на валу определяется заплечиком вала, с
одной стороны, а с другой — маслоотражательным кольцом, под-
шипником и крышкой подшипника.
Ведущий вал-шестерня вместе с подшипниками смонтированы
в специальном стакане. Набор деталей (маслоотражательное коль-
цо— кольцо подшипника, дистацпонпые втулки — кольцо подшип-
ника) затянут круглой шлицевой гайкой, зафиксированной на валу
стопорной шайбой, наружная лапка которой отогнута в одну из
прорезей гайки. Предварительный осевой натяг, имеющий большое
значение для правильной работы радиально-упорных роликопод-
шипников, обеспечивается здесь положением крышки, упирающей-
ся во внешнее кольцо наружного роликоподшипника. С помощью
шлицевой гайки и крышки осуществляют периодическую подтяжку
подшипников в процессе работы.
Подшипники ведомого вала устанавливают и регулируют под-
бором прокладок под крышками подшипников.
Сборка ведущего вала с шестерней производится сперва отдель-
но, в стакане. При этом правильное вращение вала обеспечивается
подбором прокладок между стаканом и его крышкой.
Собранный и отрегулированный ведущий вал с шестерней
вставляют в редуктор, после чего регулируют правильность зацеп-
ления конических колес. Перемещение шестерни осуществляют
подбором количества прокладок между корпусом редуктора и бур-
тиком стакана. Правильность зубчатого зацепления проверяется по
краске (синька, разведенная в масле), которой смазывают зубья
одного из колес. Величина площадки контакта определяется нор-
мой точности по заданной степени точности колеса.
В остальном конструкция данного редуктора не отличается от
ранее описанной.
На рис. 174 показан червячный редуктор с верхним расположе-
нием червяка, он предназначен для передачи вращающего момента
между двумя перекрещивающимися под углом 90° валами.
Редуктор рассчитан на передачу мощности Р{ = 15 кВт, при
частоте вращения червячного вала т=1450 мин-1, передаточном
числе и =16 (отношение : Z\ = 32 : 2), межосевом расстоянии аи —
= 160 мм.
Корпус редуктора литой чугунный с ребрами, увеличивающими
теплоизлучение, необходимое для охлаждения червячной пары.
В червячных редукторах большие осевые усилия на валах, поэтому
7**
199
450
255
0f2
Рис. 174

подшипники применены радиально-упорные. О регулировке под-
шипников было сказано выше.
Червячное колесо в целях экономии дорогостоящей бронзы сде-
лано составным: венец — из бронзы, ступица — из чугуна. Для
подъема редуктора в корпусе предусматривают устройство для
захвата канатом или тросом. Для подъема крышки ввернуты спе-
циальные грузовые винты, так называемые рым-болты. Размеры
грузовых винтов подбирают в зависимости от массы редуктора.
Редуктор является широко распространенным механизмом, ис-
пользуемым в приводах современных машин. Будучи сравнительно
простым по конструкции, редуктор тем не менее требует при проек-
тировании определенных навыков, является базовой моделью для
развития первоначального конструкторского мышления в процессе
обучения конструированию.
Конструирование — всегда процесс творческий, имеющий в ито-
ге множество решений. Опираясь на предварительное проведение
теоретических расчетов и определив основные параметры и геомет-
рические размеры зубчатых зацеплений, входящих в редуктор,
можно выбрать из множества возможных конструктивных решений
наиболее целесообразное. При этом принимаются во внимание все
технологические и эксплуатационные требования, учитываются на-
копленный конструкторский опыт, практика современного машино-
строения.
Разработку сборочного чертежа редуктора в процессе курсово-
го проектирования целесообразно осуществлять после окончания
проектных расчетов зубчатых зацеплений по следующим этапам:
1. Составление компоновочного чертежа, в который входят зуб-
чатые зацепления и валы с опорами.
2. Окончательная конструктивная проработка опор редуктора,
уточнение конструкции зубчатых колес, валов, крышек, опор и т. д.,
выбор посадок.
3. Конструктивная проработка корпуса и крышки редуктора,
выявление их конструктивных особенностей.
4. Разработка конструкции масляной арматуры, средств подъ-
ема и т. д.
5. Составление спецификации сборочного чертежа редуктора,
простановка необходимых размеров, посадок и т. д.
Конструирование цилиндрических зубчатых колес. Цилиндри-
ческие зубчатые колеса изготовляют, как правило, с прямыми и
косыми, реже с шевронными зубьями. Зубчатые колеса редуктора
выполняются обычно стальными, для тихоходных малонагружен-
ных передач используются серый чугун, текстолит, фенопласт,
капрон.
В современных редукторах ведущая быстроходная шестерня
изготовляется, как правило, заодно с валом, ведомое зубчатое ко-
лесо насаживается на вал по посадкам Я7/р6 (прямозубые колеса),
Н11п&, H7/r^> или H7ls6 (косозубые и червячные колеса).
Зубчатые колеса состоят обычно из трех элементов: обода, ие-
201
сущего на себе зубья, ступицы и диска или спиц, соединяющих обод
со ступицей (рис. 175).
В ряде случаев, когда по условиям работы зубьев для обода
используются дорогостоящие материалы, колеса выполняются бан-
дажированными, т. е. состоящими из двух деталей, где для цент-
Рис. 175
ральной детали используется более дешевый материал (рис. 176).
Конструктивные размеры колес обычно определяются по соотно-
шениям табл. П52.
При этом для литых колес, которые подвергаются балансировке,
толщину обода боз, определенную по таблице, следует увеличить
в 1,3... 1,4 раза.
202
Заготовкой зубчатого колеса обычно служит поковка, штампов'
ка, литая заготовка, реже листовой или круглый прокат.
При серийном производстве з
ко отрезкой от прутка и ковкой,
объеме выпуска колес более
50 шт. экономически оправдана
ковка в простейших односто-
ронних подкладных штампах.
Форму зубчатых колес в этом
случае проектируют по типу,
показанному на рис. 177, а, б.
При годовом объеме выпуска
более или равном 100 шт. при-
меняют двусторонние подклад-
ные штампы, а при объеме вы-
пуска более 500 шт.— закреп-
ленные открытые или закрытые
штампы. Форму зубчатых ко-
лес для этих случаев проекти-
руют по типу, показанному на
рис. 177, в, г. Тонкими линиями
на рис. 177 показаны заготовки
колес после штамповки. •
При термической обработке
аготовку колес получают не толь-
ко и штамповкой. При годовом
Рис. 176
Рис. 177
зубчатые колеса деформируются и теряют точность геометрической
формы, полученную механической обработкой. Чтобы уменьшить
влияние термообработки, в последнее время зубчатые колеса де-
лают массивными (рис. 178).
Размеры конструктивных элементов этих колес принимают:
толщина диска С~0,5 Ь; толщина обода S = 2,5 т+2 мм, где т —
модуль зацепления, мм.
203
Для быстроходных колес, подвергаемых балансировке, толщину
обода увеличивают против расчетной на 20%. Для колес шириной
больше 20m толщину обода увеличивают на 10—20%.
Для свободной выемки заготовки колес из штампа принимают
рекомендуемые значения штамповочных уклонов и радиусов за-
круглений 6 мм.
Условия пластической деформации металла при штамповке
улучшаются, если выемки в дисках колес выполнять по рис. 178.
Здесь радиусы закруглений
Рис. 178
принимают /?^20 мм, а штам-
повочные уклоны ^12°. Но
масса колес при этом несколь-
ко возрастает.
В дисках колес иногда вы-
полняют 4... 6 отверстий. Для
нормальной работы зубчатых
передач и по технологии изго-
товления колес такие отверстия
не нужны. Поэтому в современ-
ных конструкциях кованых ко-
лес их, как правило, не делают.
Заготовки зубчатых колес
автомобилей, тракторов и осо-
бенно самолетов, где весьма
важно снижение массы конструкции, делают более тонкостенными.
Для этих колес толщину диска уменьшают более чем на 20—30%,
радиусы закруглений принимают минимальными, в дисках выпол-
няют отверстия.
Для уменьшения массы при da^ 150 мм на дисках колес делают
иногда глубокие выточки (см. рис. 177). Для таких колес прини-
мают С «1,25. Но уменьшение массы приводит к большему сниже-
нию точности колеса после его термообработки. Кроме того, чем
меньше масса колеса, тем при работе передачи сильнее шум. По-
этому в современных машинах колеса с глубокими выточками,
особенно полученными механической обработкой, применяют редко.
Для снижения расходов высококачественной стали зубчатые
колеса иногда делают составными: центр — из стали марки 45, а ве-
нец— из легированной стали (рис. 176).
Пример оформления рабочего чертежа цилиндрического зубча-
того колеса показан на рис. 179.
Конструирование конических зубчатых колес. Конические'зуб-
чатые колеса при внешнем диаметре da<l20 мм и при угле дели-
тельного конуса б<30° выполняют по рис. 180, а, при угле б<45® —
по рис. 180, б.
При da>120 мм, а также в единичном и мелкосерийном произ-
водстве форма колес делается обычно по рис. 180, в, при этом вы-
держиваются конструктивные соотношения 5 = 2,5 т, С=1,55.
Необходимо предусматривать плоскую торцовую поверхность
шириной &^2,5т — для базирования колеса при нарезании зубьев.
204
При серийном производстве экономически оправдано получение
заготовок конических колес в двусторонних штампах. На рис. 180, г
тонкими линиями показана заготовка такого колеса после штам-
повки.
Закругления выполняют.радиусами /?=10 мм, а штамповочный
уклон конусной поверхности ступицы у >7°.
На внешних углах зубьев параллельно оси отверстия снимают
фаски /«0*5 т.

Модуль
Число зубьеб
Угопнаклона зуди
Направление линии зуба
Исходный контур
Коэффициент смешения
исходного контура
'Степень точности
ПО ГОС? 1643-72
Делительный диаметр
1 НВ 260—285.
2. Радиусы скруглений R Кб мм max.
5 Неуказанные пред откл размероб'.
отверстий НМ, балод 614, остальных ± IT 14/2.
4 Дисбаланс не более г мм. Металл при
балансиробке удалять с доска.
Рис, 179
Аналогично цилиндрическим, конические колеса транспортных
машин (автомобилей и др.) для снижения их массы делают более
тонкостенными.
Последнее время конические колеса в основном делают из от-
носительно дорогих сталей, поэтому с целью их экономии колеса
диаметром da> 180 мм часто выполняют составными. Зубчатый ве-
нец крепят в 'зависимости от размеров колеса к стальному центру
или к фланцу вала болтами под развертку (рис. 181, а) или за-
клепками (рис. 181,6).
Центрирование по диаметру D лучше, чем по диаметру Do, так
как при этом точность центрирования выше (при той же посадке
допуски размеров венца и центра и посадочный зазор меньше),
технологически проще получить точное отверстие гладкое, без ус-
тупа (для центра наличие или отсутствие уступа менее существен-
но), меньше поверхность обработки центрирующих поверхностей
205
Рис. 181
206
26'30'±30'
&
.<£___
&
&
й
1,6*45°
4 фаски
96________~
Вид 6 “
103s9(unu ЮЛШ,)

28
55-0.3
61"
fr49.
Средний нормаль- ный модуль тп 4
Число зубьев Z 36
Тип зуба круговой
исевая форма зуба по ГОСТ19325- 73 Г
Средний угол наклона зуба fin 35"
Направление линии зуда правое
Исходный контур ТОСГШ-М
Коэффициент смещения -0,24
Коэффициент изме- нения толщины зуба Ч -0,1
Чгол делительного конуса 6 63’29'40"
Номинальный диаметр зуборезной головки до 200
Степень точности СТ СЗв 186-75 8-8

Межосебой угол передачи 2 90*
Внешний окружной модуль ти 5,68
Внешнее конусное расстояние 114,2
Средний делитель- ный диаметр б 175,82
Угол конуса впадин h 59°58,40п
Среднее конусное расстояние R 97,2
внешняя высота зуба he 10,747
Z НВ 260... 285
2 * Размеры для справок
3 Радиусы скруглении R 2 мм так.
4 Неуказанные пред откл размеров:
балов /?/4, остальных t IT 14/2.
5 . Несоосность оси конуса вершин зубьев
относительно оси отверстия не более... мм.
б . Дисбаланс не более... г-мм. Металл при
балансировке удалять с диска.
Рис. 182
207
Рис. 183
венца и центра, следовательно, меньше затраты времени на обра-
ботку.
Достаточную точность центрирования обеспечивают посадки
Н7/$6 или Я7/р6.
Пример оформления рабочего чертежа монолитного конического
колеса см. на рис. 182.
Конструкция вала-шестерни. Шестерни конструктивно исполня-
ются в двух вариантах: вместе с валом — вал-шестерня и отдельно
от вала — насадная шестерня.
Следует отметить, что во всех
случаях первый вариант явля-
ется более предпочтительным
как с точки зрения стоимости
изготовления, так и для обеспе- '
чения точности сборки и после-
дующей работы в редукторе.
JIpH конструкции с насад-
ной шестерней требуется допол-
нительная обработка посадоч-
ных поверхностей, изготовление
дополнительных деталей креп-
ления шестерни на валу, до-
полнительные затраты времени
на сборку и подгонку соединяе-
мых деталей. При этом упро-
щается заготовка вала, который
делается в этом случае из прут-
ка, упрощаются работы по за-
мене шестерен при поломке их
зубьев.
Но при использовании на-
садных шестерен увеличивает-
ся радиальное биение зубьев
из-за появления дополнитель-
ных поверхностей сопряжения,
поэтому качество работы вала-
шестерни выше и в итоге стои-
мость изготовления ниже, чем
вала с насадной шестерней. Именно поэтому все шестерни совре-
менных редукторов выполняют вместе с валом (рис. 183).
Насадные шестерни приходится применять вынужденно, когда
по условиям сборки их нельзя сделать совместно с валом или необ-
ходимо снизить расходы высококачественной легированной стали.
Конструкция червячных колес и червяков. По условиям работы
червячного колеса его зубья делаются из антифрикционного мате-
риала. Обычно центр колеса делается из серого чугуна или стали,
а зубчатый венец — из бронзы или антифрикционного чугуна
(рис. 184).
208
НКпБ
Рис. 184
Поскольку скорость вращения червячных колес, как правило,
невелика, нерабочие поверхности обода, диска и ступицы остав-
ляют необработанными.
Толщина обода червячного колеса в самОхМ тонком месте долж-
на быть S4>2,5m. Остальные конструктивные элементы (см.
рис. 184), где обычно So= (1,2 ... 1,3) S4; С= (1,2 ... l,3)S0; ^ст =
= 1,5d+10 мм.
Червяки выполняют чаще всего вместе с валом. При этом дол-
жен быть обеспечен свободный выход инструмента при нарезании
и шлифовании витков червяка. Буртики на червячном валу дол-
жны соответствовать общим нормативам для валов, а диаметр и
длина выступающего конца вала должны соответствовать стан-
дарту на концы цилиндрических валов.
Примеры оформления рабочего чертежа червяка и червячного
колеса показаны на рис. 185, 186.
Установка колес на валах и их осевое фиксирование. Для пере-
дачи вращающего момента и снижения радиального биения зубьев
колеса применяют посадку колес на валы с натягом в сочетании со
шпоночным или шлицевым соединением.
Для обеспечения точности соединения следовало бы увеличить
величину натяга, однако это вызывает технологические трудности
при запрессовке и особенно при снятии колес с вала.
При посадке прямозубых цилиндрических колес в сочетании с
призматической шпонкой применяют посадку Н7{р§. Для колес ци-
линдрических косозубых, конических и червячных желательны по-
садки с большим натягом типа, например, Н71г§ или H7/s6. Если
по условиям работы колесо должно передвигаться на валу в про-
цессе передачи вращения, используют посадки H7/g6 или H7/f7.
Для соединений шлицевых прямобочных используют посадки по
СТ СЭВ 187—75, например с центрированием по d:H7/g6—по
центрирующему диаметру и F10//9 по ширине.
При посадках с натягом во время установки зубчатых колес на
валы трудно совместить шпоночный паз в колесе со шпонкой вала.
Для обеспечения сборки рекомендуется предусматривать направ-
ляющий цилиндрический участок вала с допуском по 777/dll
(рис. 187, а).
Для этой же цели там, где это возможно, выпускают шпонку за
пределы детали (рис. 187,6). При таком исполнении сохраняется
длина посадочного участка вала. Поэтому вариант по рис» 487,6
предпочтительнее, хотя и сложнее в изготовлении.
Иногда для упрощения сборки вместо направления по цилинд-
рической поверхности концевой участок вала делают на конус. По-
садку больших, тяжелонагруженных колес на вал часто производят
на конус, особенно если колесо расположено на конце^вала. Досто-
инством такого соединения является точное центрирование и без-
зазорное сопряжение; недостаток — более сложное изготовление
конуса на валу и в отверстии колеса.
В последнее время все чаще стали применять конусные концы
валов, выступающие из редуктора или коробки скоростей, чем обес-
210

035кб
1 HR 220 min.
2 . * Размер обеспеч. инстр.
J Концы битков толщ, менее 5мм удалить.
4. Неуказанные пред, откл размеров :
балов h14> остальных ± IT 14/2.
Рис. 185
SEjE
2,5*45
&~в
ШЫ2
12Д10
радиусы
16
711112
1,6*45-
^Ттаоки'
*2*45'
4 фаски

R 2,4 max
Модуль т в
Число зубьев zz 30
Направление линии зуба правое
Коэффициент смещения червяка X 1,0
Исходный произво- дящий червяк - Г0СТ19036-73
Степень точности СТ СЭВ 311'76 8-В

Межосебое расстояние aw 160
Делительный диаметр d2 240
вид сопряженного червяка - ZK1
Число витков сопряженного червяка Z, 2
R 5 мм max
1 Неуказанные
2. Уклоны формовочные 5 °.
3 * Размер от ториа ступицы до средней
плоскости венца I -30tonмм
4.Неуказанные пред. откл. размеров:подерхн
валов П14, остальных ±1Т 14/2; поверхн. 9 t IT 16/2
Рис. 186
печиваются точное и надежное соединение конца вала с посажен-
ной на него деталью и относительно легкий ее съем. При посадке
на конический участок вала нельзя упирать ее в буртик, так как
при этом не может быть гарантирован необходимый натяг.
Для обеспечения нормальной работы зубчатые и червячные ко-
леса должны быть установлены на валах без перекоса.
Если ступица колеса имеет достаточно большую длину (отноше-
ние /ст/й^0,8), то поверхность отверстия полностью определяет по-
Рис. 187
ложение колеса относительно вала — колесо будет сидеть на валу
без перекоса. В этом случае достаточно предохранить колесо от осе-
вых перемещений по валу любым простейшим способом.
Если длина ступицы колеса небольшая и отношение /ст/г/<0,8,
то отверстие колеса при сборке не всегда может с достаточной точ-
ностью определить его положение относительно вала.
Кроме того, в цилиндрических косозубых и конических колесах
возникают осевые силы, вызывающие изгибные деформации колес.
Поэтому при /СтМ<0,8 желательно в конструкциях предусматри-
вать гайку или торцовую шайбу для поджима колес к торцу бурти-
ка вала. Если вал не имеет торцового буртика, то все колеса, сидя-
щие на валу, должны иметь /СтМ>0,8.
Для обеспечения и сохранения точности посадки в процессе экс-
плуатации большое значение имеют допуски на форму и располо-
жение посадочных поверхностей, которые назначаются и обознача-
ются на чертежах зубчатых колес и валов по ГОСТ 2.308—79.
Для посадочного отверстия колеса обычно задают допуск 'на ци-
линдричность, на базовый торец — допуск на перпендикулярность
и т. д.
Для обеспечения точности зацепления конических и червячных
зацеплений необходимо предусматривать в конструкциях возмож-
ность или осевого перемещения вала с закрепленными на нем ко-
лесами, или осевое перемещение колее на валу.
213
Если подшипники опоры размещены в стакане, то осевое пере-
мещение вала осуществляется подбором соответствующих прокла-
док под фланец стакана (см. рис. 173).
Если опоры вала расположены в разных стенках корпуса, регу-
лирование положения вала совместно с закрепленным на нем зуб-
чатым колесом осуществляется подбором прокладок под фланцы
боковых крышек (см. рис. 173 — крепление ведомого вала). Анало-
Рис. 188
гично регулируют положеЛ1е червячного колеса (см. рис. 174),
точность положения которого проверяют по площади пятна кон-
такта боковой поверхности зубьев червячного колеса с витками
червяка.
Прочность шпоночного соединения в-значительной степени оп-
ределяется точностью размеров шпоночного паза ступицы колес
относительно оси отверстий посадки вала. Перекос (рис. 188, а)
и смещение (рис. 188, б, в) шпоночного паза затрудняет сборку, ос-
лабляет соединение вследствие неравномерного распределения на-
грузки по грани щпонки. Поэтому на рабочих чертежах колес пе-
рекос и смещение ограничивают допускОхМ на отклонение от парал-
лельности и симметричности относительно базовой поверхности
(см. рис. 179, 18'2, 186). Допуск на перекос (рис. 188, а)
(Ап на длине паза) — Ап = 0,5 Дш, допуск на смещение (Дс при одной
шпонке) —Дс = 2Дш, где Дш — допуск на'ширину шпоночного паза
(табл.17).
Таблица 17
Допуск h 9 шпонки Допуск ПШ1 паза отверстия - ’ Допуск ПШ паза вала
Номинальная ширина пазов и шпонок, мм Отклонения, мкм
верхнее нижнее верхнее нижнее верхнее нижнее
Свыше 3 до 6 0 -25 +65 + 15 — 10 -55
» 6 » 10 0 —30 + 75 +20 — 15 -65
> 10 » 18 0 -35 + 85 +25 —20 -75
. > 18 » 30 0 —45 + 100 + 30 —25 —90
214
Например', при ширине шпонки 6 = 10 мм допуск на ширину
паза в ступице колеса Дпг=60 мкм, для паза на валу Дш = 55 мкм.
Допускаемые отклонения от параллельности и симметричности для
паза колеса Дп=0,03 мм и Дс = 0,12 мм, аналогично для рабочего
чертежа вала Дп = 0,027 мм и Дс = 0,11 мм.
По технологическим соображениям на рабочих чертежах зуб-
чатых и червячных колес ограничивают допуском биение базовых
торцов (см. рис. 179, 182 и 186).
Для цилиндрических зубчатых колес допуск на биение зубчатого
венца и ступицы (в мм) назначают по табл. 18 в зависимости от
степени кинематической точности.
Таблица 18
Зубчатые колеса Шкивы, г юлумуфгы
Степень кинемати- ческой точности Для зубчатого венца при d=100 мм ♦ и при ширине колеса* или полушеврона, мм Для ступицы колеса при Z/d<l ♦♦ и буртика вала при диаметре базового отверстия, мм Для ступицы шкивов, полумуфт и упорных бортиков валов при
<55 55...110 <55 55...80 >80 Окружная скорость, м/с Допуск на биение, мм
6 7 8 9 10 0,017 0,021 0,026 0,034 0,042 0,009 0,011 0,014 0,018 0,022 0,02 0,02 0,03 0,03 0,04 0,03 0,03 0,04 0,04 0,05 0,04 0,04 0,05 0,05 0,06 <5 5...8 8...12 12...18 18...25 0,06 0,05 0,04 0,03 0,02
* Табличные значения допуска умножаются на d/100, где d —диаметр делительной
окружности, мм.
** При //d>l допуск на биение можно увеличить в 1,4...1,5 раза.
Цилиндрические зубчатые колеса фиксируют на валу одним из
способов, показанных на рис. 189: силами трения (рис. 189, а), воз-
никающими в посадках со значительным натягом;
установочным винтом (рис. 189,6), для которого в валу или на
шпонке выполняют цилиндрическое гнездо (рис. 189, в), а сам винт
фиксируют по шлицу пружинным стопорным кольцом или мягкой
проволокой;
планкой (рис. 189, г), которая входит в поперечный паз, вы-
полненный в шпонке. В этом случае шпонка должна быть посажена
в паз вала плотно, без зазоров;
пружинными упорными кольцами (рис. 189, д) по ГОСТ
1391—80;
коническим штифтом (рис. 189, е) по СТ СЭВ 240—75, который
в некоторых случаях одновременно может заменить шпонку;
двумя полукольцами /, поставленными в канавку вала и при-
крепленными винтами 2 к ступице колеса (рис. 189, ж);
215

681 ?Hd
a}
целым кольцом 1 (рис. 189,з), в отверстии которого выполнены
шлицы. Кольцо надевают на вал, затем поворачивают на ‘/г шага
шлицев и винтом 2 закрепляют к ступице колеса.
Осевую силу в косозубцх колесах, фиксируемых от осевого пе-
ремещения способами, показанными на рис. 189, ж, з, следует на-
правлять по стрелке Fa.
На рис. Г90, а показа-
но осевое фиксирование
группы зубчатых колес
торцами колец подшипни-
ков и распорными втул-
ками. Способ простой и
широко применяется в ре-
дукторах. Для гарантии
контакта деталей по тор-
цам должны быть преду-
смотрены зазоры (С)
между уступами вала и
торцами втулок.
Иногда удобно обеспе-
чивать_осевое фиксирова-
ние группы зубчатых ко-
лес установочным винтом
или пружинным разжим-
ным кольцом в комбина-
ции с распорными втулка-
ми (рис. 190,б). Для точ-
ного осевого фиксирова-
ния деталей на валу под-
бирают (подщлифовывают) компенсаторное кольцо К.
Если вал имеет упорный буртик, то колеса могут иметь l^ld<.
<0,8. Если /Ст/с?>0,8, то отдельные колеса можно фиксировать на
валу так, как это показано на рис. 191.
Точность зацепления зубчатых и червячных колес достигается
осевым перемещением вала с закрепленными на нем колесами или
осевым перемещением колес на валу.
Опоры вращающихся валов. В современных конструкциях ре-
дукторов в качестве опор валов чаще всего используют подшипни-
ки- качения. Общие требования к конструкциям опор на подшипни-
ках качения изложены в гл. IV, § 18.
Здесь дополнительно остановимся на некоторых конструктивных
особенностях, специфичных для опор редукторов.
Если размеры и расчетная динамическая грузоподъемность по-
зволяют, для опор редукторов выбирают радиальные шарикопод-
шипники.
При наличии значительных осевых усилий выбирают подшип-
ники роликовые радиально-упорные. Следует при этом учитывать,
что конические роликовые подшипники в 1,35 раза, а радиально-
упорные шариковые в 2 раза дороже радиальных шарикоподшип-
8—1020
217
ников. Где возможно, следует применять схему фиксации подшип-
ников «враспор», поскольку это упрощает конструкцию опор и с до-
статочной точностью обеспечивает возможность регулирования осе-
вого положения зубчатых колес.
В одноступенчатых цилиндрических редукторах, где расстояние
между опорами невелико и возможность защемления вала в опо-
рах вследствие небольшого нагрева исключена, такая схема явля-
ется предпочтительной.
Рис. 19 i
При установке радиально-упорных подшипников с углом контак-
та 0^12° эту схему следует применять при расстоянии I между
буртиками вала, указанном в табл. 19.
Таблица 19
Диаметр цапфы подшипника d, мм Шариковые радиально-упор- ные подшипники Конические роликовые подшипники
l/dt не более l/d, ие менее
Свыше 10 до 30 8 12
> 30 » 50 6 8
» 50 » 80 4 7
Схема осевой фиксации «врастяжку» применима в редукторах
при расстоянии I, в 1,25... 1,4 раза больших, чем это указано
в табл. 19. При этом посадка внутреннего кольца подшипника на
вал выполняется с меньшим натягом, что необходимо для обеспе-
чения возможности его перемещения по валу при регулировке.
Если расстояние между опорами вала достаточно большое (червяч-
ный вал в червячных редукторах) и в силу конструктивных
особенностей редуктора его невозможно уменьшить, одну из опор
редуктора делают плавающей, обеспечивая этим ее смещение при
нагреве редуктора. Заделка шарикоподшипника на конце вала в
плавающей опоре можёт быть выполнена по любой из схем, пред-
ставленных на рис. 192. Наружное кольцо подшипника в корпусе
при этом не фиксируется.
218
На рис. 193, а—и представлены типовые конструкции фиксирую-
щих опор валов редуктора, выполненные на сдвоенных подшип-
никах.
На рис. 194 показаны конструктивные схемы валов редукторов,
выполненные «враспор»: на-рис. 194, а — промежуточный вал ко-
ническо-цилиндрического, на рис. 194,6 — тихоходный вал червяч-
ного редукторов.
Рис. 192
Осевое положение вала вместе с закрепленными на нем зубча-
тым и червячным колесами регулирую! подбором под фланцы кры-
шек подшипников набора тонких (~0,1 мм) металлических про-
кладок. Те же прокладки используют для регулирования осевого
зазора в подшипниках. Предварительно регулируют подшипники,
в процессе чего определяют суммарный, набор прокладок, равный
по толщине fli+а2 (рис. 194,а). Затем перестановкой' прокладок
е одной стороны на другую регулируют, осевое положение зубчатых
колес. Контроль точности положения колес проводят по располо-
жению пЯТна -контакта и по совпадению образующих дополнитель-
ных конусов конических шестерни и колеса (рис. 194, а).
Аналогично регулируют осевое положение червячного колеса.
Точность его положения контролируют по пятну контакта (рис.
194, б) или следующим образом.
После того как отрегулированы подшипники и определен общий
набор прокладок, их вынимают из-под фланцев крышек подшипни-
ков. Смещают, вал с червячным колесом в. одну сторону до упора
в червяк. В этом положении измеряют зазор между фланцем ка-
кой-либо крышки подшипника и торцом корпуса. Затем вал с чер-
вячным колесом смещают до упора в червяк в противоположную
сторону и снова измеряют зазор между корпусом и фланцем той же
крышки подшипника. Под фланец этой крышки ставят набор про-
кладок, равный по толщине среднему зазору аСр (рис. 194,6). Ос-
тальные прокладки набора ставят под фланец крышки подшипника
другой опоры.
Использование в редукторах специальных стаканов позволяет
облегчить условия сборки редуктора.
219
Рис. 193
Рис. 194
VZZZZ.
220
Жесткость опоры достигают иногда подбором и подшлифовкои
распорных колец, которые устанавливают между подшипниками на
валу и в корпусе (рис. 195). После этогс как внутренние, так и
внешние кольца подшипников закрепляют па валу и^в корпусе. Этот
способ очень надежен, но требует точных измерений размеров под-
шипников и тщательной пригонки колец.
При необходимости в опорах валов создают предварительный
натяг. Сущность предварительного натяга подшипника заключается
в том, что при установке в узел
его предварительно нагружают
осевой силой. Эта сила не толь-
ко устраняет осевую «игру» в
парном комплекте подшипни-
ков, но и вызывает некоторую
начальную упругую деформа-
цию рабочих поверхностей ко-
лец и тел качения в местах их
контакта.
Особо жестокие требования
предъявляют к конструкции
опор конических редукторов. Рис. 195
Валы конических шестерен
обычно короткие. Поэтому температурные деформации не играют
такой роли, как при длинных валах многоступенчатых редукторов.
Вместе с тем осевые нагрузки, действующие на опоры валов, срав-
нительно велики.
Кроме того, предъявляются высокие требования к точности осе-
вого положения конических шестерен. В связи с этим шариковые
радиальные подшипники, осевая жесткость которых мала, в каче-
стве опор валов в таких редукторах, как правило, не используются.
Здесь наиболее целесообразным оказывается применение кониче-
ских роликоподшипников как наиболее грузоподъемных и сравни-
тельно недорогих.
При одинаковом расстоянии L между подшипниками расстояния
l\<h и ai>p2- Поэтому радиальная и угловая жесткость комплек-
та, выполненного по схеме рис. 196,6, значительно больше, чем при
выполнении его по схеме рис. 196, а. Это первое существенное до-
стоинство схемы, показанной на рис. 196,6. Второе ее'достоинст-
во—меньшие радиальные нагрузки и /?2 на подшипники при
одинаковой силе Fr.
Но кроме достоинств эта схема имеет недостатки. При конструи-
ровании вала конической шестерни конструктор в случае косых или
круговых зубьев направляет осевую силу Fa по стрелке. Эта сила
при исполнении по рис. 196, а нагружает левый, менее нагруженный
радиальными силами подшипник, а при исполнении по рис. 196, б —
правый, более нагруженный. Следовательно, неоднородность на-
грузки подшипников еще более возрастает.
Регулирование подшипников узла, выполненного по рис. 196,6,
производят перемещением по валу левого подшипника, для чего
221
ослабляют посадку его- внутреннего кольца. Основной базой для
внутреннего кольца левого подшипника служит торец гайки, яв-
ляющийся неточной базой.
Некоторые заводы ставят между торцами внутренних колец
подшипников точно пригнанную по длине втулку (на рис. 196,6 по-
казана штриховыми линиями). Это частично устраняет недостатки
присущие данной конструкции.
с.1
6)
Рис. 196
В современных конструкциях редукторов схему на рис. 196, а
практически не применяют, отдавая предпочтение схеме по
рис. 196, б.
При конструировании вала конической шестерни стремятся
уменьшить расстояние а,\, сделав его минимальным для уменьшения
величины момента изгибающего вала. Практикой установлено соот-
ношение размеров а/1 «0,4 ...0,5:
Комплект конической шестерни с опорами, заключенными в ста-
кан, образует самостоятельную сборочную единицу, что позволяет
агрегатировать сборку, кроме того, наличие стакана упрощает регу-
лирование осевого положения комплекта.
222
Обычно сборку начинают с монтажа подшипников на вал и толь-
ко после этого собранный комплект вала с подшипниками вставля-
ется в стакан, а затем в корпус редуктора. Для этого при конструи-
ровании предусматривают зазор С>0,5ш (т — модуль передачи)
между диаметром отверстия буртика стакана и внешним диамет-
ром конической шестерни (см. рис. 196).
При отсутствии такого зазо-
ра подшипники должны одно-
временно устанавливаться и в
стакан и на вал, что неудобно
для монтажа.
При конструировании опор
червячных валов в червячных
редукторах целесообразно одну
из опор фиксировать oj осево-
го смещения, а вторую выпол-
нять плавающей. При относи-
тельно коротких червяках и
ожидаемой небольшой разнице
н’Йгрева червяка и корпуса (/<
<20° С) возможна установка
подшипников в опорах «вра-
спор». В этом случае применя-
ют радиально-упорные подшипники (рис. 197).
Желательно использование более грузоподъемных конических
роликоподшипников (рис. 197, а). Однако в связи с большими по-
терями мощности в конических роликоподшипниках и большого
нагрева опор в силовых червячных редукторах лучше использовать
шариковые радиально-упорные подшипники (рис. 197,6). Приме-
нение .последних, кроме того, снижает требования к точности изго-
товления деталей.
Размеры опор, выполненных на радиально-упорных шарикопод-
шипниках, вследствие их меньшей грузоподъемности больше, чем
при конических роликоподшипниках. Поэтому окончательный выбор
опор вала червяка делают после соответствующих расчетов и про-
черчиваний.
Если одна из опор червячного вала сделана плавающей, то в ней
применяют в зависимости от характера нагрузки и конструктивных
требований различные типы радиальных шариковых и роликовых
подшипников.
В фиксирующей опоре применяют конические роликовые под-
шипники с большим углом конуса. Пример конструкции таких опор,
показан на рис. 198.
При относительно высокой частоте вращения червяка, при не-
обходимости точного вращения или уменьшения потерь и тепловы-
делений применяют шариковые радиально-упорные или сдвоенные
роликовые радиально-упорные подшипники.
Стаканы и крышки подшипников. В зависимости от схемы рас«
положения подшипников стаканы конструируют по одному из ва-
223
риантов, представленных на рис. 199. При постановке стакана в
корпус с натягом фланец делают уменьшенным без отверстий под
винты.
Стаканы обычно выпол-
няют литыми из чугуна мар-
ки СЧ15, реже из стали. Тол-
щину стенки стаканов б при-
нимают в зависимости от ди-
аметра отверстия стакана D
по табл. 20.
Толщина упорного бурти-
ка 61 и толщина фланца
(рис. 199): 6i~d; б2^ 1,26.
Высота упорного буртика
/ = 2...4 мм. Диаметр флан-
ца следует выполнять мини-
мальным. Для этого прини-
мают: C^d, h= (1,0,...,1,2)d,
D$ = Da + (4,0 ... 4,4)d, где
d— диаметр винта.
Диаметр и число винтов
для крепления стаканов сле-
дует выбирать из табл. 21.
У торцов наружной ци-
линдрической поверхности и
отверстия стакана выполня-
ют фаски для удобства его
Рис- 1" установки в корпус и монта-
жа подшипников. На кром-
ках отверстий корпусов из-за сложности получения фаски не сни-
мают. В углах стакана после его обработки остаются закругления
радиусом R от заточки резца (рис. 200, а).
224
Таблица 20
D, мм До 52 Свыше 52 до 80 Свыше 80 до 120 Свыше 120 до’ 170
д, мм 4 5 6.8 8 ..10 10...12,5 Таблица 21
D, мм 40...62 65...75 80...95 100 145 150...220
d, мм 6 8 8 10 12
Число винтов 4 4 4 6 т 6 а б л и ц а 22
мм Ь, мм г, мм И, мм
Свыше 50 до 100 Свыше 100 5 8 1,6 2,0 0,5 1,0
Чтобы торец фланца стакана и торец корпуса сопрягались по
плоскости, в углу на наружной поверхности стакана делают ка-
навку.
Профиль канавки на наружной поверхности стакана приведен
на рис. 200, б, а размеры ее элементов даны в табл. 22.
Иногда на наружной поверхности стакана делают канавку для
уменьшения длины точного участка (на рис. 199 показана штрихо-
вой линией). Занижение принимают 1,0 мм на диаметр. Длину точ-
ных участков берут равной ширине кольца подшипника. Канавки
в отверстиях стаканов делать не следует, поскольку их выполнять
сложнее, чем на наружной поверхности. Кроме того, они затрудня-
ют установку подшипников.
Часто в процессе сборки требуется перемещать стакан в осевом
направлении. В этом случае применяют посадку Н7Ц&. Если ста-
кан при сборке не перемещают, то его наружный диаметр выпол-
няют по допуску /гб.
Крышки подшипников обычно изготовляют из чугуна марки
СЧ15. Их конструируют привертными и закладными.
Крышки привертные. Основные конструкции привертных глухих
крышек показаны на рис. 201. Форма крышек этого типа зависит
от конструкции опоры вала. Чаще всего торец вала не выступает
за пределы подшипника. Это дает возможность оформить наружную
поверхность крышки плоской.
225
В ряде случаев крышки подшипников приходится проектировать
по типу рис. 201, в. Основной базовой поверхностью крышки явля-
ется ее фланец, поэтому поясок с цилиндрической поверхностью
делают небольшой, чтобы он не мешал установке крышки по торцу
корпуса.'Обычно принимают С= (1,2... 1,5)6, где b — ширина ка-
навки, которую берут из стандарта.
На рис. 201,г крышка изо-
гнута, что вызвано необходи-
мостью расположения гайки на
конце вала.
Толщину б стенки крышки,
определяемую технологически-
ми возможностями, принимают
в зависимости от диаметра D по
табл. 23.
Размеры других элементов
крышки можно принимать:
толщину фланца при креплении
крышки болтами — 6i~l,26;
толщину фланца (рис. 201,’б)
при креплении крышки винта-
ми с цилиндрическими головка-
ми, поставленными впотай —
6з = Я+0,8б, где Н — высота
головки винта; толщину цент-
рирующего пояса — 62= (0,9...
1,0)6; диаметр фланца крыш-
ки— D$ = D+ (4,0... 4,4) d, где
d— диаметр винта, принимае-
мого по табл. 21.
Поверхность под головками
крепежных винтов или гаек
должна быть обработана. Это
достигается обработкой мест,
на которые опираются головки
винтов (рис. 201, а, б), или
полной обработкой пояса в
зоне расположения головок
винтов (prfc. 201, в, г).
Практика показывает, что токарная обработка узкого кольце-
вого наружного выступа производится быстрее и точнее, чем обра-
ботка опорных поверхностей на сверлильном станке.
Конструктивные формы крышек с отверстием для прохода вала
зависят от типа уплотнений (см. гл. IV).
Диаметр и число винтов для крепления крышек следует прини-
мать такими же, как и для крепления стаканов.
Чтобы поверхности фланца крышки и торца корпуса сопряга-
лись по плоскости, в углу крышки желательно делать канавку. Про-
филь и размеры канавки приведены на рис. 200, бив табл. 22.
226
Таблица 23
D, мм 40...62 65...95 100...145 150...220
6, мм 5 6 7 8
На практике иногда наблю-
дают просачивание смазочного
масла через фланцы крышек.
Для устранения этого иногда
уплотняют соединения крышек
с корпусом прокладками из
технического картона или па-
ронита.
При небольшом межосевом
расстоянии редуктора фланцы
двух крышек подшипников
иногда перекрывают друг дру-
га. Тогда у обеих крышек их
срезают, оставляя между сре-
зами зазор 1... 2 мм (рис.
202, а).
В коробках ‘скоростей не-
редко фланцы трех-четырех
крышек перекрывают друг дру-
га. У всех этих крышек в мес-
тах стыковки фланцы срезают
(рис. 202, б).
Для снижения расхода ме-
талла части корпуса около от-
верстий и фланцы привертных
крышек выполняют не только круглой формы (рис. 203, а), но и
других очертаний, как, например, показано на рис. 203, б, в, г.
Однако следует отметить, что при этом создается некоторое не-
удобство при токарной обработке поверхности фланца корпуса ре-
дуктора, которая получается прерывистой.
Крышки закладные. В современных редукторах широко приме-,
няют закладные крышки подшипников. Эти крышки не требуют
специального крепления к корпусу. В связи с этим отпадает на-
добность в крепежных отверстиях в крышках, в резьбовых отвер-
стиях в корпусе, а также в винтах. Однако их можно применять
только в корпусе, имеющем плоскость разъема по осям валов (см.
рис. 172, 173).
На рис. 204, а, б, в изображены типовые конструкции закладных
крышек. Наружный диаметр крышек выполняют для удержания
смазки по допуску Л8.
S2I
Рис. 503
Сопряжение кольцевого выступа крышки (п_о ширине) с канав-
кой в корпусе должно соответствовать посадке Я11/Л11. Ширина-
паза обычно b — (0,9... 1) д.
Толщина стенки выбирается по табл. 20, высота выступа С=
=0,56.
На рис. 204, в показана схема расположения двух закладных
крышек. Чтобы обеспечить необходимый осевой зазор ах, необха-
димо вводить компенсаторное кольцо ад. На размеры а2, ад, as,
и а? назначаются жесткие допуски.
Корпусные детали и крышки редукторов. К корпусным деталям
относятся прежде всего корпус и крышка редуктора, г. е. детали,
обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и
воспринимающие основные силы, действующие в зубчатых зацеп-
лениях. Корпус и крышка редуктора обычно имеют довольно слож-
ную форму, поэтому их получают методом литья (в кокиль или в
песчаную форму) или Методом сварки (при единичном или мелко-
серийном производстве). Для изготовления корпусных деталей ши-
роко используется серый чугун, обладающий хорошими литейными
Таблица 24
N, м 0,4 0,75 1,0 1,5 1,8
б, мм в 8 10 12 14
228
свойствами, реже сталь. При необходимости ограничения массы
редуктора возможно -использование легких сплавов, например
АЛ9.
При проектировании литой корпусной детали следует при всех
случаях стремиться к ее равнопрочности и технологичности. Для
этого стенки следует по возможности выполнять одинаковой тол-
щины, определяемой усло-
виями хорошего заполнения
формы жидким металлом й
равномерностью его остыва-
ния. Рекомендуемая толщи-
на стенки редуктора в зави-
симости от габарита корпу-
са N приведена в табл. 24.
Значение N определяем из
формулы N = (2L + В + Н) /4,
где L, В, Н — длина, шири-
на и высота корпуса, м.
Плоскости стенок, соеди-
няющихся под прямым или
тупым углом, сопрягают ду-
гами радиусов г и R (рцс.
205, а). Если стенки встре-
чаются под острым углом,
рекомендуется их соединять
Рис. 204
вертикальной стенкой (рис.
205, б). Принимают при этом г=0,5б, R —1,56.
В отдельных местах детали, например в местах* расположения
обработанных платиков, приходится толщину стенки увеличивать.
Если отношение толщин 61/6^2 (рис. 205, в), то сопряжение
стенок производят радиусом 7?i« 0,56.
При отношении толщин 6i/6>2 одно сечение должно переходить
в другое плавно (рис. 205, г, д). При этом принимают /г>4(6г—61),
62=1,56, R-0,56.
Радиусы закруглений принимают из ряда чисел по СТ СЭВ
514—77. Формовочные уклоны задают углом р или отношением ка-
тетов a/h(h— высота), которое принимают по табл. 25.
Толщину наружных ребер жесткости у их основания принимают
равной 0,9... 1,0 толщины основной стенки б (рис. 205, е).
Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения Ме-
талла должна быть равной 0,8 толщины стенки.
Поперечное сечение ребер жесткости выполняют с уклоном. Ча-
сто к корпусной детали прикрепляют крышки, фланцы, кронштей-
ны. Для их установки и крепления на корпусной детали предусмат-
ривают опорные платики. Эти платики могут быть смещены при
отливке детали. Учитывая это, размеры сторон опорных платиков
должны быть несколько больше размеров опорных поверхностей
прикрепляемых деталей. Для литых деталей средних размеров эта
величина С=3...5 м. При конструировании корпусных деталей сле-
229
Таблица 25
Л, мм a/h 9. град
До 24 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
а) Ш t
Рис. 205
е)
230
дует отделять обрабатываемые поверхности от черных (необрабо-
танных). Обрабатываемые поверхности выполняют в виде плати-
ков, предусматриваемых при конструировании литой детали
(рис. 206). Высоту платикбв можно принимать h = (0,4...0,5)6.
Во избежание поломки сверл поверхность детали, с которой со-
прикасается сверло в начале сверления, должна быть перпендику-
лярна оси сверла.
Все отверстия (гладкие и резь-
бовые) для удобства сверления же-
лательно выполнять сквозными. Глу-
хие отверстия требуют точного уста-
нова инструмента для выдержива-
ния, глубины отверстия, а при наре-
зании резьбы — применения несколь-
ких метчиков.
На станках резьбу нарезают
диаметром 6 мм и более? Чтобы не
нарезать резьбу в корпусной детали
вручную, желательно диаметр на-
резки иметь не менее Мб.
Оси отверстий желательно распо-
лагать перпендикулярно базовой
плоскости детали, поскольку распо-
Рис. 206
ложение отверстия под углом не-
удобно для обработки на сверлильном станке.
Длина отверстий должна быть возможно меньшей, так как длин-
ные отверстия помимо увеличения времени на их сверление требу-
ют применения более дорогих сверл и затрат дополнительного вре-
мени на повторные выводы сверла для удаления стружки.
Несквозные резьбовые отверстия, нарезаемые резцом, должны
оканчиваться канавкой для выхода резца.
Размеры корпусов редукторов определяются числом и размера-
ми размещенных в них деталей, относительным их расположением
в пространстве и величиной зазоров между ними. С увеличением
размеров корпуса увеличиваются его масса и стоимость. Поэтому
обычно стремятся к созданию корпусов минимальных размеров.
При конструировании для оформления внутреннего контура
крышки корпуса (рис. 207) из центра колеса проводят тонкими ли-
ниями дугу окружности радиуса R2=0,5da,+u, где da,— внешний
диаметр зубчатого колеса, а' — зазор, определяемый по соотноше-
нию а' = (3... 6) т, где т — модуль зуба.
Из центра быстроходного вала проводят дугу радиусом /?1 =
=0,5da,+a', где da, — внешний диаметр шестерни.
Если диаметр D отверстия в корпусе для опоры быстроходного
вала больше, чем da„ то R\ находят из выражения /?i=0,5D+a'.
Затем дуги радиуса R\ и R2 сопрягают наклонной прямой.
Внешний контур крышки очерчивают двумя дугами радиусов
/?i+6i, /?2+бь Здесь 6i —толщина стенки крышки корпуса (6i«
«0,96), 6 — толщина стенки корпуса.
231
К этим дугам затем проводят касательную и оформляют корпус
вертикальными стенками.
Так как диаметры колеса и шестерни разные, то верхняя плос-
кость крышки приобретает наклон, создающий неудобства для ее
обработки. Поэтому при относительно малой разности диаметров
Рис. 207
(угол наклона а не более 15°)’верхнюю часть крышки лучше вы-
полнять горизонтальной. Внутренний контур такой крышки очерчи-
вают с обеих сторон одинаковым радиусом /?2-
Для осмотра колес и других деталей редуктора и для заливки
масла в крышке корпуса делают окно возможно больших размеров.
Крепление крышки к корпусу. По всему контуру корпуса и
крышки делают специальные фланцы, в которых размещают кре-
пежные болты. Диаметры болтов d для крепления крышки к кор-
пусу и диаметры отверстий dc (рис. 208) на проход в зависимости
от межосевого расстояния а можно брать из табл-. 26.
Таблица 26
а, мм До 160 Свыше 160 до 220 Свыше 220 до 280 Свыше 280 до 350
d, мм М12 М14 М16 М18
dc, мм 13 15 18 20
Крышку крепят к корпусу болтами с наружной шестигранной
головкой и гайками (рис. 208,а), без гаек (рис. 208,6) и винтами
с цилиндрической, головкой и внутренним шестигранником по
ГОСТ 11738—72 (рис. 208,в).
232
Болты для крепления крышки редуктора к корпусу располагают
по всему периметру корпуса примерно на одинаковом расстоянии
один от другого с шагом /ь = (12... 15)d.
Ширину фланца К выбирают такой, чтобы на нем свободно раз-
мещалась гайка или шестигранная головка болта и можно было
повернуть гаечный ключ на угол не менее 60°.
При креплении болта-
ми (рис. 208, а, б)К~
»2,7d; при креплении
винтами (рис. 208, в)
7<==(2,1 ...2,2)d. Оси бол-
тов размещают на рас-
стоянии С1«0,5/( от
кромки.
Толщину фланцев при-
нимают (рис. 208, а, б)
6 = 1,56; 6i = l,56i, где 6 и
61 — толщина стенок кор-
пуса и крышек. Кроме то-
го, фланцам придают ук-
лон в 10° по направлению
к внешней кромке (рис.
208, г).
При креплении винта-
ми (рис. 208, в) принима-
ют аг= (0>8... l,0)d; 6 =
= (1,4 ....l,6)d; 62= (1,8...
2,0) d, d — диаметр
винтов.
Подшипниковые гнез-
да в корпусе должны
иметь правильную цилинд-
рическую форму в преде-
лах 7-го квалитета точно-
Рис. 208
сти с допуском по системе
вала. При сборке редуктора во время затяжки болтов, соединяю-
щих корпус с крышкой, возможно некоторое смещение крышки от-
носительно корпуса, что вызывает деформацию наружных колец
подшипников, имеющих малую жесткость. Кроме того, торцы
приливов у подшипниковых гнезд на крышке редуктора и корпуса
могут не совпадать, что повлечет перекос крышек подшипников и
наружных колец самих подшипников. Необходимо при сборке ре-
дуктора точно фиксировать положение крышки относительно кор-
пуса. Точность фиксирования достигается двумя, обычно кониче-
скими штифтами, которые располагают на возможно большем рас-
стоянии друг от друга. Диаметр штифтов <7ШТ = (0.7... 0,8) d, где
d — диаметр крепежного болта или винта.
Кроме фиксирования штифты предохраняют крышку и корпус
от сдвигов при растачивании отверстий.
233
Поверхности сопряжения корпуса с крышкой для плотного их
прилегания шабрят или шлифуют. При окончательной' сборке ре-
дуктора эти поверхности для лучшего уплотнения смазывают герме-
тиком, прокладки в плоскости разъема не ставят из-за возможного
нарушения посадки подшипников в корпусе.
Конструктивное оформление приливов для подшипниковых
гнезд. Приливы, в которых располагаются подшипники, конструк-
Рис. 209
тивно оформляют по рис. 209. Диаметр прилива принимают
Дв=#ф+ (4...5), где Дф—наружный диаметр фланца крышки под-
шипника, мм.
Ось отверстий для винтов крепления крышек подшипников не
должна совпадать с плоскостью стыка крышки с корпусом.
Болты крепления крышки корпуса, расположенные у подшип-
никовых гнезд, стремятся максимально приблизить к отверстию D
для увеличения жесткости соединения и уменьшения размеров при-
ливов. Расстояние t от оси отверстия dc до оси отверстия D опре-
деляют графически. Чтобы отверстия d' и dc не пересекались, рас-
стояние между их осями принимают а"= (1,1... l,2)dc. Приливы для
размещения болтов обычно скругляют радиусом R.
Высоту h' также* определяют прочерчиванием. Ее принимают
такой, чтобы создались опорные поверхности, приблизительно рав-
ные К, достаточные для размещения головок винтов и гаек.
234
Для удобства обработки наружные торцы приливов всех под-
шипниковых гнезд должны лежать в одной плоскости. Поэтому
размер K+h' (см. рис. 209) выполняют одинаковым для всех при-
ливов, расположенных на одной стенке детали.
Конструктивное оформление корпуса. Для крепления корпуса к
плите или раме в опорной поверхности его делают фланцы, в кото-
рых размещают крепежные винты или болты. Толщина фланца
2,35 б. Фланец выполняют с уклоном ~ 10° по направлению к внеш-
ней кромке.
Диаметр d$ (мм) и число болтов п для крепления корпуса к
плите (раме) можно принимать по табл. 27 в зависимости от меж-
осевого расстояния а (мм) или в многоступенчатых редукторах от
2а.
Таблица 27
Редукторы
одноступенчатые двухступенчатые трехступенчатые
а d. Ф п Но d. Ф п Ба d. ф п
100 450 М14 4 250 300 350 М16 4 400 500 М20 6
200 250 М16 400 М20 6 600 М24 8
Опорную поверхность корпуса следует выполнять в виде двух
длинных параллельно расположенных или несколько небольших
платиков (рис. 210). Такое расположение снижает расход металла
и уменьшает время обработки оцорной поверхности корпуса.
Фланцы для крепления корпуса к фундаментной плите, хотя их
и выполняют более толстыми, чем стенки, обычно недостаточно
прочны. Для упрочнения к фланцам приливают ребра жесткости
(рис. 210), которые одновременно увеличивают общую жесткость
корпуса и поверхность охлаждения.
235
Корпус редуктора используют в качестве резервуара для сма-
зочного масла. При работе передачи масло постепенно загрязняет-
ся продуктами износа. С течением времени оно стареет, свойства
его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, пе-
риодически меняют.
Отработанное масло нужно слить таким образом, чтобы не про-
изводить разборку редуктора. Для этой цели в корпусе предусмат-
ривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.
Рис. 211
Дно корпуса желательно делать с уклоном 1.. 1,5° в сторону
спускного отверстия. Кроме того, у самого отверстия нужно делать
местное углубление (рис. 211, а). При таком исполнении масло
почти без остатка может быть слито из корпуса. Однако часть его
будет стекать по стенке корпуса и попадать на плиту или фунда-
мент. Поэтому лучше спускное отверстие располагать, если это
удобно для пользования, в дне корпуса (рис. 211, б).
Иногда оказывается удобным в отверстие корпуса ' ввернуть
угольник, а последний закрыть пробкой (рис. 211, в). В отдельных
конструкциях редукторов исполнение спускных отверстий для мас-
ла может быть другим (рис. 211, г, д). Отверстие для выпуска мас-
ла закрывают резьбовой пробкой с цилиндрической или кониче-
ской резьбой (табл. П52).
Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения. По-
этому под пробку с цилиндрической резьбой ставят уплотняющие
прокладки: из промасленного технического картона марки А (ГОСТ
9347—74) толщиной 1 и 1,5 мм;
из паронита марки УВ (ГОСТ 481—80) толщиной 1,0; 1,5; 2,0 мм
или из маслобензостойкой резины (ГОСТ 9833—73) в виде кольца,
которое помещают в углубление.
Надежное уплотнение создают также алюминиевыми и медными
прокладками.
236
Коническая резьба создает герметичное соединение, и пробки
с этой резьбой дополнительного уплотнения не требуют.
Поверхность под головки винта и гайки должна быть перпен-
дикулярна оси отверстия, для чего обычно ее зенкуют. У корпусов,
не имеющих ребер жесткости, места под гайки и головки винтов
можно фрезеровать или строгать одновременно с обработкой основ-
ных плоскостей. В этом случае следует предусматривать платики
(рис. 212).
Чтобы облегчить разъединение крышки с
корпусом редуктора, в фланец крышки ввер-
тывают отжимной болт диаметром М8...М10.
Для подъема и транспортировки крышки
корпуса и собранного редуктора применяют
проушины (рис. 213). Размеры проушин при-
нимают в зависимости от толщины стенки
бь Si« 1,5би dn=(l,5...2,0)6i.
Для подъема и транспортировки корпу-
са также предусматривают крючья или про-
ушины. Размеры проушин принимают таки-
ми же, как и в крышке, размеры крючьев —
в зависимости от толщины стенки: S2«
«d2= (1,5...2,0)6; R'=2d2.
Корпус редуктора, сконструированный
по приведенным рекомендациям, из-за вы-
ступающих частей (фланцы, приливы, ребра
жесткости и др.) неудобен в обслуживании и
выглядит несколько
яеэстетично.
Поэтому в последнее время корпуса выполняют прямоугольной
формы с гладкими стенками и с малыми радиусами закруглений.
В этом случае фланец по всему контуру корйуса и крышки высту-
пает внутрь. Периметр стенок и масса корпуса при этом возраста-
ют и литейная оснастка усложняется. Однако это окупается при
массовом производстве. Такой корпус цилиндрического редуктора
показан на рис. 214. Конструктивные соотношения размеров здесь
в основном такие же, однако контур корпуса и крышки выполнен
в более простых прямых формах, скругленных радиусами закруг-
лений, величина которых указана на рис. 214. Вертикальная и го-
ризонтальная стенки крышки образуют прямой угол с весьма малы-
ми радиусами скруглений. Возможно также их соединение наклон-
ной стенкой (на рис. 214 показано штриховыми линиями). Ширина
фланца" К определяется, как известно, условием размещения голо-
вок болтов и гаек. Поскольку это условие отсутствует, ширина
фланца берется здесь несколько меньшей: (2... 2,2)6.
В тех местах, где размещены винты для крепления крышки к
корпусу, предусматривается местное увеличение ширины фланца,
как показано на рис. 214.
Серийно выпускаемые отечественной промышленностью по
ГОСТ 2146—75 редукторы серии ЦУ (см. табл. П51) имеют корпу-
237
Рис. 213
Рис. 214
288
са, выполненные по рис. 214. На рис. 215, а, б показаны общие виды
одно- и двухступенчатого редукторов этой серии.
Вследствие погрешностей при изготовлении моделей крышки и
корпуса, при формовке и во время удаления их из формы размеры
отливок получаются с отклонениями от номинальных значений. Это
приводит к несовпадению контуров крышки и корпуса. Поэтому по-
Рис. 215
лезно крышки корпуса конструировать с '
некоторым напуском, который скрадыва-
ет возможное несовпадение контуров
(рис. 216).
В случае применения закладных кры-
шек выступающие платики высотой h'
(см. рис. 209) не- делают и боковая на-
ружная поверхность редуктора получает-
ся гладкой (рис. 215).
В корпусе и крышке редуктора под
болты и винты зенкером выполняется
специальная «планировка», обеспечиваю-
щая прилегание торца болта, винта, гай-
ки к механически обработанной поверх-
ности. Размеры планировки в зависимости от размера болта даны
в табл. 28.
Таблица 28
Диаметр болта Мб М10 М12 М14 М16 М18 М20 М24
б/4, ММ 14 17 20 26 28 32 36 38 45
Толщина стенки:
6.....................................
6,................................
бщ1П.............................
Зазор между стенкой и вращающимися
деталями of...........................
Диаметр винтов крышки смотрового лю-
ка da ................................
0,025а+1 мм,
0,02а+1 мм,
7 мм
I
(З...6)/п
0,5d>M6
239
Продолжение
Ширина платика смотрового люка С . . (2,0 ... 2,2)d3
Толщина фланцев Ь, ..................... 6=1,56; Ьх= 1,561
Наружный диаметр крышки подшипника
Икр.................................... D+(4,0...4,4)d'
Диаметр прилива 6Д................... DKP+(5 ... 6) мм
Расстояние от края расточки до оси бол-
та Z ..................................... (1,0... 1,2)^с
Расстояние между осями болтов а” . . . (1,1 ... l,2)dc
Расстояние между болтами на фланцах /ь (10 ... 12)d
Толщина проушины S................... (1,5 ... 2,0)61
Диаметр отверстия в проушине du . . . (1.5 ... 2,0)61
Радиус подъемных крючьев R'............... (2,5. ..2,0)6
Ширина подъемных крючьев п........... (2,0 ... 3,0)6
Диаметр фиксирующих штифтов ^Шт . . (0,7... 0,8) d
Расстояние от края фланца до оси бол-
та Ci ....................................... l,35d
Ширина фланца К............................. 2,7d
Все приведенные выше конструктивные рекомендации представ-
лены на рис. 217 в литых корпусе и крышке одноступенчатого ци-
линдрического редуктора с привертными боковыми крышками. Раз-
меры приведены выше.’
Такая сборочная единица, естественно, не разрабатывается в со-
ставе конструкторской документации редуктора и имеет только ме-
тодическое значение. При использовании закладных крышек вы-
полняют при этом рекомендации рис. 204.
Масляная арматура редуктора и его смазка. Для наблюдения
за уровнем масла при картерной смазке в корпусе редуктора дол-
жен быть установлен указатель уровня масла. Наиболее распрост-
ранены маслоуказатели: трубчатые (рис. 218, а), круглые
(табл. 29), жезловые — щупы (рис. 218,6).
Количество заливаемого в картер редуктора масла при смазке
зубчатых зацеплений окунанием обычно определяется передаваемой
мощностью. Подробнее об этом было сказано ранее. Излишек мас-
ла так же вреден, как и его недостаток.
При недостатке масла ускоряется износ зубчатого зацепления и
понижается кпд редуктора, при излишке масла увеличивается рас-
ход мощности на перемешивание масла и также понижается кпд,
кроме того, усиливается подтекание масла из картера редуктора.
Во время работы редуктора повышается давление внутри кор-
пуса в связи с нагревом воздуха и масла. Это приводит к выбра-
сыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избе-
жать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней сре-
дой установкой отдушин в его верхних точках. Наибольшее приме-
нение находят отдушины, изображенные на рис. 219, а, б, в и
в табл. 30.
В редукторах используются различные жидкие масла. Сорт
масла выбирают по его кинематической вязкости, которую, в свою
очередь, подбирают в зависимости от окружной скорости вращения
зубчатых колес редуктора.
240
Рис. 217
2,356
Mil 4,5
Рис. 218
241
Таблица 29
d, мм D, мм Du мм Lt мм
30 60 48 12
50 62 70 14,5
а) 5) в)
Рис. 219
Широко используются следующие сорта масел: индустриальное
50; машинное СУ, АК-15 и др.
Подробно о смазке узлов подшипников качения изложено
в гл. IV, § 18.
242
Таблица 30
d, мм di, мм d2t мм D, мм h, мм 1, мм а, мм
M12X1J5 12 20 32 40 12 5,5
М16Х2 16 25 40 50 16 7
$ 29. КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ |НА ПРИМЕРЕ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО
ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА)
Проектирование одноступенчатого цилиндрического (обычно
прямозубого) редуктора является'для учащихся наиболее сложной
расчетно-конструкторской работой, практически синтезирующей
знания и навыки, полученные по курсу расчета и конструирования
деталей машин, а также по смежным курсам технического цикла.
Цель этой работы — привить навыки практического расчета и
конструирования деталей и сборочных единиц средней степени
сложности, подготовить учащихся к выполнению дипломной работы
и последующей конструкторской деятельности.
Требования к расчетно-пояснительной записке и к графической
части курсового проекта (чертежу общего вида и рабочим черте-
жам) в общем виде изложены ниже.
Графическая часть проекта и расчетно-пояснительная записка
должны быть выполнены аккуратно, красиво и правильно, чертежи
должны быть оформлены в соответствии с требованиями ЕСКД.
Записка выполняется на стандартных листах (210X297 мм)
писчей бумаги, с левой стороны должно быть оставлено поле 20 мм
для подшивки, с правой стороны — поле 25... 30 мм. Листы должны
быть заполнены только с одной стороны и пронумерованы. Расчет-
но-пояснительная записка должна содержать заглавный (титуль-
ный) лист, выполненный стандартным шрифтом по ГОСТ 2.304—81,
исходные данные для проектирования (задание), оглавление запис-
ки и список использованной литературы, на которую должны быть
сделаны ссылки в расчетах.
243
OCT 92 - 0 791- 73' ГОСТ 2.106 -68 Форма 1
I Справ. № ' I Перв. примем I — к \онод § Обозначение Наименование 1 Приме- чание
Документация

ТУ4.220.000СБ Сварочный чсртеж\
I
Сборочные единицы
i \ 1
1 ТУ6.170.600 Крышка I LL) i
2 ТУ6.455. 000 Маслоуказатель । PL. ।

Детали I

и ТУ8.020.000 Корпус 1
— 4 ТУ8.040. 000 Крышка f
5 ТУ8. 040.001 Крышка 1
Подо. и дата J б ТУ8.040.002 Крышка 1
7 ТУ8.040.003 Крышка 1
8 ТУ8.040. СО4 Крышка 1
9 ТУ8.220.000 втулка 1
10 ТУ8.246. 000 Кольцо 2
| пмп. и дата |взам. инд.Л*| ИнВ. №дубл. | — 11 ТУ8.257. 000 Кольцо регулировочное 2
12 ТУ8.257. 001 Кольца регулировочное 2
13 ТУ8.283. 000 Планка 1
14 ТУ8.310.000 вал 1
15 ТУ8.310.000 вал-шестврня 1
16 ТУ8.424.000 Колесо зубчатое 1
17 . ТУ8.647.000 Зйездочка и.епна.8 1
I I

ТУ 4.220.000

нзм. Ласт н9дт>кам. Tofu "ж
! $ Разум. Редуктор цилиндрический. лит. \/;ит \ Листов
Пров II Г Г Г Г
Ни.паЗр ту-зо
Н. контр
Утв. .
Копировал Формат 11
Рис. 220
244
гпст?.1ПЯ-1Я тонна 1а
I I ПНО£ 1 Обозначение Наименадание 1 Приме- чание
18 ТУ8.656.000 - Пробка 1
19 ТУ8.683.000 Прокладка 1
20 ТУ8.683.001 прокладка 1
21 ТУ8.685.002 Прокладка 1
22 ' ТУ8.945.000 Шайба 1

Стандартные издели л

болт ГОСТ 7808-10
28 М4*15 2
24 Мб *20 5
25 М10*40 4
26 М10*60 6
27 Гайка М10 ГОСТ2524-70 10
| Подл, и дата. | 28 ШайбаЮ ГОСТ6402-70 10
Шпонка призм. СТСЭВ 189-75
29 10*8*25 1
30 12*8*40 1
31 Штшрт конич. 8*25
\инВ№по(!л. | Подо, и дата \Взан.инб.№\Кнв.№дудл. — Г0СТ3129-70 2
Манжетное уплотнен.
ГОСТ8752-70
32 1-30*50 1
33 1-35*85 1 ,
Шарикоподшипник
радиальный ГОСТ833875
34 206 2
35 207 2

ТУ4.220. 000

'. Лист Н° дакум Подо. Дата
Копировал Формат 11
245
Титульный лист должен содержать название технического
училища и его ведомственную и территориальную принадлежность,
название проекта, данные о руководителе проектирования и об уча-
щемся, выполнившем проект (шифр группы, ФИО и т. д.). В конце
титульного листа указываются дата защиты проекта и оценка его
по защите. Все приложения к расчетной части проекта в виде схем,
эпюр и чертежей могут быть выполнены на отдельных листах мил-
лиметровой бумаги и вклеены в соответствующие места расчета.
При этом схемы должны соответствовать регламентациям СТ СЭВ
651—77, кинематическая схема выполняется в соответствии с СТ
СЭВ 1187—78.
Спецификация вкладывается в расчетно-пояснительную
записку, выполняется она на отдельных листах по ГОСТ
2.108—68*.
Пример выполнения спецификации сборочного чертежа односту-
пенчатого цилиндрического редуктора, соответствующего рис. 172,
показан на рис. 220. Следует отметить, что обозначения чертежей
здесь соответствует единому классификатору, предусматривающему
использование в обозначениях децимальных характеристик. Такая
система принята в большинстве конструкторских организаций, но
в случае необходимости может быть применена также предметная
система обозначения чертежей, что является допустимым для учеб-
ных заведений.
Расчетно-пояснительная записка должна быть
сброшюрована в обложку из чертежной бумаги или вложена в ско-
росшиватель. По курсовому проекту цилиндрического редуктора
записка должна иметь примерно следующее содержание: техниче-
ское задание на проектирование; кинематический расчет привода и
выбор электродвигателя; выбор материалов зубчатых колес и опре-
деление допускаемых напряжений (гл. V, § 24); определение гео-
метрических параметров передачи (гл. V, § 24), ориентировочный
расчет валов редуктора (гл. IV, § 17), определение конструктивных
размеров зубчатых колес и корпуса редуктора (гл. VI, § 28), уточ-
ненный расчет валов на усталостную прочность (гл. IV, § 17), под-
бор и расчет подшипников качения (гл. IV, § 18), проверка проч-
ности шпоночных соединений (гл. III, §15), выбор системы смазки
зубчатых колес и подшипников (гл. VI, § 28 и гл. IV, § 18), обосно-
вание выбора допусков и посадок (гл. VI, § 28).
Чертеж общего вида (по СТ СЭВ 1187—78) оформляют
на листе формата А1 (594x841 мм) в двух проекциях с разрезом
по разъему редуктора в горизонтальной проекции, желательно в
масштабе 1 : 1 (рис. 172).
Рабочие чертежи зубчатого колеса и тихоходного вала
должны выполняться по нормам ЕСКД и в основном соответство-
вать по оформлению рис. 87 и 179. На чертежах должны быть ука-
заны посадки и предельные отклонения размеров по СТ СЭВ
144—75, 145—75, 57—73, 259—76, 773—77, 1780—79 и др. Диамет-
ры выходных концов валов должны быть согласованы с данными
табл. П10.
246
При выполнении компоновочного чертежа (эскизная
компоновка), который предшествует уточненному расчету валов на
прочность и выполняется на листе миллиметровой бумаги произ-
вольного размера, допускаются значительные упрощения: опуска-
ются элементы сечений, не показываются крепежные изделия»
большинство деталей вычерчиваются только в контурном изобра-
Рис. 221
жении, не показывается штриховка в разрезах и сечениях, места
крепления деталей болтами и винтами указываются штрихпунктир-
ной осевой линией, допускается также вычерчивать половину сим-
метричных деталей, например зубчатых колес, валов, крышек под-
шипников и т. д.
Пример выполнения компоновочного чертежа редуктора, соот-
ветствующего рис. 172, представлен на рис. 221.
При конструировании следует обратить внимание учащихся на
выполнение технологических требований: уменьшать
площади механически обрабатываемых плоскостей, сокращать до
минимума точно обрабатываемые поверхности, исключить обработ-
247
ку поверхностей в труднодоступных местах, обеспечивать обработ-
ку деталей с одного установи, обеспечивать параллельность, пер-
пендикулярность и соосность взаимосвязанных поверхностей (ва-
лы, отверстия под посадку подшипников в корпусе редуктора
и т. д.), предусматривать в деталях канавки (проточки) для выхода
инструмента, радиусы галтелей выполнять возможно большим ра-
диусом, предусматривать уклоны в литых и штампованных деталях,
в деталях типа валов предусматривать заходные фаски под углом
45 и 30° (чем меньше угол, тем легче выполнить запрессовку и по-
лучить качественное сопряжение), по возможности предпочитать
сквозные отверстия в корпусных деталях глухим вследствие их
большей технологичности, предусматривать возможность установ-
ки и закрепления на станках обрабатываемых деталей.
При проектировании редуктора следует использовать соответ-
ствующие стандарты. Если редуктор предполагается изготовлять в
условиях единичного или мелкосерийного производства, то соблю-
дение стандартных параметров не обязательно. В этом случае не-
обходимо согласовывать по стандарту только параметры, связан-
ные с зуборезным инструментом, например модули зацеплений.
ПРИЛОЖЕНИЯ
П1. Примеры применения отливок из серого чугуна
Примеры применения Основные требования к отливке Прочность отливки Толщина стенки, мм ГОСТ 1412—79
Марка чугуна Предел прочности Оп, МПа Твердость по Бринеллю НВ
при растя- жении нри изги- бе
Кожухи, кры- шки, грузы Отсутствие коробления Малая проч- ность 6...25 сч Не испы тывается
Кожухи, кор- Хорошая Сред- 8...25 СЧ12 120 280 143...229
пуса, корыта, обрабатыва- няя 25 ..75 СЧ15 150 320 163 ..229
станины емость проч- ность <75 СЧ18 180 360 170...229'
Подшипники, втулки Антифрик- ционность То же 10.. 20 СЧ18 СЧ12 180 120 360 280 170...229 143. .229
Поршневые Вязкость Повы- 20. 30 СЧ24 240 440 170...241
кольца, муфты, шенная 20 СЧ28 280 480 170.. 241
шестерни, кла- паны, кулачки проч- ность 20 СЧ32 320 520 187. .255
П2. Углеродистая и легированная конструкционная сталь
(некоторые рекомендации)
Марки стали Временное сопротивле- ние ав, МПА (не менее) Предел текучести ат, МПа (не менее) Относитель- ное удлине- ние б, % (не менее) Примеры применения
Ста льу г лероди ста я обыкновенного качества
(ГОСТ 380—71 *)
СтЗ 320...420 — 34...31 Малонагруженные детали метал- локонструкций, заклепки, болты,, гайки, клинья, оси, валики, крюки
Ст4 420...540 250...270 24...21 Тяги, валы, оси, крюки, болты, гайки, клинья
Ст5 500...640 270...290 20... 17 Ответственные болты, шпонки, тяги, крюки, шатуны, оси, валы, пальцы
Сталь углеродистая качественная (ГОСТ 1050—74**)
10 340 210 31 Детали, изготовляемые холодной
штамповкой, детали, свариваемые или подлежащие цементации; про- кладки, шайбы, вилки, тяги
9 — 1020
249
Продолжение табл П2
Марки стали Временное сопротивление ав, МПа (не. менее) Предел теку- чести МПа (не менее) Относительное уд жнение 6. % (не мен-'е) Примеры применения
30 500 300 21 Детали, изготовляемые ковкой и юрячей штамповкой, оси, валы, тяги, цилиндры, маховики
40 580 340 19 Оси, валы, коленчатые валы, штоки, шпонки, шестерни, фланцы, диски
45 610 360 16 Плунжеры, зубчатые колеса и рейки, муфты и втулки, валики, фрикционные диски, болты, шпиль- ки, гайки, шпонки Штоки, оси, валы, шпонки, шес- терни, неответственные пружины
50 640 380 14
65 710 420 10 Рессоры, пружины, детали, под- вергаемые абразивному износу
65Г 750 440 9 Пружинные кольца, пружинные шайбы, спиральные витые пружи- ны, рессоры
Сталь легированная конструкционная (ГОСТ 4543—71 *)
15Х 700 500 12
20Х 800 650 11
ЗОХ 900 700 12
40Х 1000 800 10
45Х 1050 850 9
18ХГТ 1000 900 9
20ХН 800 600 14
50ХН 1100 900 9
20 800 650 12
ХГСА
Шестерни, валики, поршневые
кольца, кулачковые муфты, дета-
ли, подвергаемые цементации
Оси, катки, валики, • балансиры,
шестерни
Те же, что и для стали ЗОХ, а
также коленчатые валы
Валы, шестерни, оси
Коленчатые валы, кривошипы,
балансиры, траверсы, шестерни,
цапфы, ответственные болты и
шпильки
Шестерни, шлицевые валики,
шпонки
Валы, оси, шестерни, диски, ро-
торы
Ответственные штампованные и
сварные детали, штоки, дышла, де-
тали, работающие в условиях из-
носа
Отливки из у глеродистой стали
15Л 400 200 24 Зубчатые колеса для тяжелых
ЗОЛ 480 260 17 условий работы, валы, оси, сильно нагруженные корпуса и кронштей-
40Л 530 300 14
БОЛ 580 340 11 ны и т. п.
Mi
ПЗ. Бронзы и латуни
Марка Способ литья Предел прочнос- I и при растяже- нии МПа От носи- тельное \длинс- ii;ie 6, % Тьер дость по Брине.1- л'о, НВ Коэффи- циент трения по стали Примеры применения
Бронзы оловянные (ГОСТ 613—79)
Бр.ОЦС5-5-5 В кокиль 180 4,0 60 0,13.. 0,16 Детали, ра- ботающие на трение, гайки, червячные ко- леса и направ- ляющие
Б » р О Н 3 ы безоловянные (ГОСТ 18175—78 *) 1
БрЛЖМцЮ- 3-1,5 В кокиль 500 12 120 0,012... 0,21 Ответствен- ные червячные колеса с вин- товым зубом
Бр.АЖ9-4А К песча- ную фор- му и в кокиль 400.. 500 10...12 100 0,004... 0,18 Прутки, по* ковки
Латуни (ГОСТ 17711—80)
ЛКС80-3-3 В кокиль 300 ‘ 15 100 — Для деталей,
В песча- ную фор- му 250 7 90 работающих на трение, и прн значительных
ЛМцС58-2-2 В кокиль 350 8 80 напряжениях
В песча- ную фор- му 250 10 70 изгиба
П4. Характеристики и примеры применения некоторых клеев
Марка клея Характеристика Применение
БФ-2 Теплостойкость до +120° С, морозостойкость до —60° С. Стойкий в воде, масле, спир- те, бензине, керосине, мине- ральных кислотах. Грибостой- кий и вибростойкий. Клей БФ-2 обладает повышенным электроизоляционным свойст- вом, хорошо выдерживает хо- лодное и нагретое трансформа- торное масло Для склеивания стали, алв» миниевых сплавов с текстоли* том, гетинаксом, стеклом, фар« фором, слюдой, картоном, ко* жей
9*
251
Продолжение табл. П4
Марка клея Характеристика Применение
Карбиноль- ный чистый Нитроклей АК-20 Клей № 88 Теплостойкость до +60° С, морозостойкость до —60° С. Стойкий в масле, бензине, во- де, спирте и ацетоне. Грибо- и вибростойкий Теплостойкость до +40° С. Морозостойкость до —60° С. Стойкий в масле и грибостой- кий Теплостойкость до +50° С, морозостойкость до —40° С. Стойкий в воде, растворах ми- неральных кислот и щелочах. Нестоек в масле и бензине. Грибо- и вибростоек Для склеивания в различных сочетаниях стали, чугуна, алю- миния, цинка, стекла, слюды, линолеума, пластмасс, мрамо- ра, эбонита, фибры, текстолита Для склеивания в различных сочетаниях ткани, целлулоида, текстолита, гетинакса, картона, бумаги, кожи, а также для при- клеивания этих материалов к древесине Для склеивания резины с ме- таллом, деревом, стеклом, ко- жей, резиной, сукном, фетром, войлоком
П5. Шпонки призматические (мм) (из СТ СЭВ 189—75)
Диаметр вала d Сечение и длина шпонки Глубина паза Закругле- ния пазов Я**
b h /* вал втул- ка гнаим гнаиб
* 1
Свыше 12 до 17 5 5 10...56 3 2,3 2,3
> 17 > 22 6 6 14...70 3,5 2,8 0,16 0,25 2,6
» 22 > 30 8 7 18...90 4 3,3 3,0
> 30 > 38 10 8 22...110 5 3,3 3,5
> 38 > 44 12 8 28...I40 5 3,3 3,6
» 44 > 50 14 9 36...160 5,5 3,8 0,25 0,4 4,0
> 50 > 58 16 10 45...180 6 4,3 4,3
> 58 > 65 18 И 50...200 7 4,4 4,8
> 65 > 70 20 12 50...220 7,5 4,9 5,2
> 75 > 85 22 14 63...250 9 5,4 0,4 0,6 6,0
» 85 > 95 25 14 80...320 9 5,4 6,2
* Длину 1 выбирают из ряда- 14, 16, 18. 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70. 80, 90,
100, ПО, 125, 140, 160. Пример условного обозначения шпонки с размерами 6—18 мм, 6=
«11 м, /=110 мм: Шпонка 18X11X110 СТ СЭВ 189-75.
*♦ Размер К справочный, для расчета на смятие.
252
П6. Соединения шлицевые прямобочные (мм) (из СТ СЭВ 188—75)
zXdXD Число зубьев, Z d D ь d 1, не мень- ше а, не мень- ше / г, не более Серия
ном ин. пред.
6X23X26 6 23 26 6 22,1 3,54 0,3 + 0,2 0,2
6X26X30 6 26 30 6 24,6 3,85 0,3 + 0,2 0,2
6X28X32 6 28 32 7 26,7 4,03 0,3 + 0,2 0,2
8X32X36 8 32 36 6 30,4 2,71 0,4 + 0,2 0,3
8X36X40 8 36 40 7 34,5 3,46 0,4 + 0,2 0,3 Лег-
8X42X46 8 42 46 8 40,4 5,03 0,4 +0,2 0,3 кая
8x46x50 8 46 50 9 44,6 5,75 0,4 + 0,2 0,3
8x52x58 8 52 58 10 49,7 4,89 0,5 +0,3 0,5
8X56X62 8 56 62 10 53,6 6,38 0,5 + 0,3 0,5
6X23X28 6 23 28 6 21,3 1,34 0,3 + 0,2 0,2
6X26X32 6 26 32 6 23,4 1,65 0,4 + 0,2 0,3
6X28X34 6 28 34 . 7 25,9 1,70 0,4 +0,2 0,3
8X32X38 8 32 38 1 6 29,4 — 0,4 + 0,2 0,3
8X36X42 8 36 42 7 33,5 1,02 0,4 +0,2 0,3 Сред-
8X42X48 8 42 48 8 39,5 2,57 0,4 +0,2 0,3 няя
8X46x54 8 46 54 9 42,7 — 0,5 +0,3 0,5
8X52X60 8 52 60 10 48,7 2,44 0,5 + 0,3 0,5
8X56X65 8 56 65 10 52,2 2,50 0,5 +0,3 0,5
10X21X26 10 21 26 3 18,5 0,3 + 0,2 0,2
10X23X29 10 23 29 4 20,3 — 0,3 + 0,2 0,2
10X26X32 10 26 32 4 23,0 — 0,4 + 0,2 0,3
10x28x35 10 28 35 4 24,4 — 0,4 + 0,2 0,3
10X32X40 10 32 40 5 28,0 — 0,4 + 0,2 0,3 Тяже-
10X36X45 10 36 45 5 31,3 — 0,4 + 0,2 0,3 лая
10X42X52 10 42 52 6 ' 36,9 — 0.4 + 0,2 0,3
10X46X56 ' 10 46 56 7 40,9 — 0,5 + 0,3 0,5
16x52x60 16 52 60 5 47,0 — 0,5 + 0,3 0,5
16x56x65 16 56 65 5 50,6 — 0,5 + 0,3 0,5
П7. Размеры метрической резьбы (мм) (из СТ СЭВ182—75)
d-D Шаг Р dz—D^ б/з L-D Шаг Р t/2 = ^2 di = D. б/з
- 1 5,350 4,917 4,713 1,75 10,863 10,106 9,853
6 0,75 5,513 5,188 5,080 1,5 11,026 10,376 10,160
0,5 5,675 5,459 5,387 12 1,25 11,188 10,647 10,466
1 11,350 10,917 10,773
1,25 7,188 6,647 6,466 0,75 11,513 11,188 11,080
8 1 7,350 6,917 6,773 0,5 11,675 11,459 11,387
0,75 7,513 7,188 7,080
0,5 7,675 7,454 7,387 2 12,701 1 1 яяа 1 1
1,5 9,026 8,376 8,160 1,5 13,026 1 1 ,оои 12,376 1 1 ,<J4iU 12,160
1,25 9,188 8,647 8,466 14 1,25 13,188 12,647 12,466
10 1 9,350 8,917 8,773 1 13,350 12,917 12,773
0,75 9,513 9,188 9,080 0,75 13,513 13,188 13,080
0,5 9,675 9,459 9,387 0,5 13,675 13,459 13,387
253
Продолжение табл. П7
4-D Шаг Р dt-Dt d. d-D Шаг P dx-Dx dt
16 2 1,5 1 0,75 0,5 14,701 15,026 15,350 15,513 15,675 13,835 14,376 14,917 15,188 15,459 13,546 14,160 14,733 15.08Q 15,387 20 2,5 2 1 »5 1 0,75 0,5 18,376 18,701 19,026 19,350 19,513 19,675 17,294 17,835 18,376 18,917 19,188 19,459 16,933 17,546 18,160 18,773 19,080 19,387
18 2,5 2 1,5 1 0,75 0,5 16,376 16,701 17,026 17,350 17,513 17,675 15,294 15,835 16,376 16,917 17,188 17,459 14,933 15,546 16,160 16,773 17,080 17,387 22 2,5 2 1,5 1 0,75 0,5 20,376 20,701 21,026 21,350 21,513 21,675 19,294 19,835 20,376 20,917 21,188 21,459 18,933 19,546 20,160 20,773 21,080 21,387
24 3 22,051 20,752 20,319
П8. Основные материалы для резьбовых деталей
и их характеристики
Матери- алы Термическая обработка <УВ, МПа 9Г МПа в-1» МПа % Применение
темпера- тура за- калки, ° С, и среда температура отпуска, °C
Низке СтЗ Ст4 Ст5 ) - и с р е днеуглер одистые с 380...470 420...520 500...620 :тали 240 260 280 О б Ы 1 130 150 170 ч н о г 26 24 20 о качества Неответствен- ные резьбовые соединения Средненапря- женные соеди- нения общего назначения
Стали углеродистые качественные
А12
35
45
450. .600 240 160 22’ В машинах
850, вода 880, вода 600 650...700 500 ..650 700...850 300 650 180 210 18 15 средней напря- женности
Латуни
Л62
ЛС59-1
380 15 В электро-
400 — 12 проводящих си- стемах
254
119. Нормальные линейные размеры от 1 до 950 мм (СТ СЭВ 514—77)
Ряды
Ra 5 Ra 10 Ra 20 Ra 40 Ra 5 Ra 10 Ra 20 Ra 4Q Ra 5 Ra 10 Ra 20 Ra 40
1,0 1,0 1,0 1,1 1,0 1,05 1,1 1,15 10 10 10 11 10 10,5 11 11,5 100 100 100 110 100 105 ПО 120
1,2 1,2 1,4 1,2 1,3 1,4 1,5 12 12 14 12 13 14 15 125 125 140 125 130 140 150
1,6 1,6 1,6 1,8 1,6 1,7 1,8 1,9 16 16 16 18 16 17 18 19 160 160 160 180 160 170 180 190
2,0 2,0 2,2 2,0 2,1 2,2 2,4 20 20 22 20 21 22 24 200 200 220 200 210 220 240
2,5 2,5 2,5 2,8 2,5 2,6 2,8 3,0 25 25 25 28 25 26 28 30 250 250 250 280 250 260 280 300
3,2 3,2 3,6 3,2 3,4 3,6 3,8 32 32 36 32 34 36 38 320 320 360 320 340 360 380
4,0 4,0 4,0 4,5 4,0 4,2 4,5 4,8 40 40 40 45 40 42 45 48 400 400 400 450 400 420 450 480
5,0 5,0 5,6 5,0 5,3 5,6 6,0 50 50 50 56 50 53 56 60 500 500 560 500 530 560 600
6,3 6,3 6,3 7,1 6,3 6,7 7,1 7,5 63 63 63 71 63 67 71 75 630 630 630 710 630 670 710 750
П1 т 8,0 )имеч . е. ряд 8,0 9,0 а в в е. RaS сл{ 8,0 8,5 9,0 9,5 Предпо кдует пр чтение •едлочит 80 должно ать ряд] 80 90 отдава К Ra 10; 80 85 90 95 ться ря ряд Ra дам с 30 —ряд 800 более 1 (У Ra 40, 800 900 срупной 800 850 900 950 града*
255
П10 Концы валов цилиндрические (размеры в мм)
(из СТ СЭВ 537—77) (рис. 89)__________________
Номиналь- ный d 1 • Номиналь- ный d 1
1-й ряд 2-й ряд исполнения 1 1 2 г с 1-й ряд 2-й ряд исполнения 1 1 2
20 22 24 50 36 1,6 1,0
25 28 — 60 42
32 36 3,0 (3S) 38 80 58 2,0 1,6
40 42 110 82
50
55
60
70
(52)
(56)
63
65
(71)
75
82
2,0
140 . 105
Примечание. При выборе диаметров концов валов следует предпочитать первый
ряд второму и по возможности размеры диаметра, заключенные в скобки, не применять.
ПИ. Шарикоподшипники радиальные однорядные
Легкая серия
обозна- чение размеры, мм грузо- подъем- ность, кН
d 1 D в г С 1 С.
204 20 47 14 10 6,3
205 25 52 15 1,6 11 7
206 30 62 16 15 10
207 35 72 17 20 14
208 40 80 18 25 18
209 45 85 19 2 25 18
210 50 90 20 27 20
211 55 100 21 34 25
212 60 НО 22 2,5 41 31
213 65 120 23 45 35
214 70 125 24 49 38
215 75 130 25 52 42
Средняя серия
обозна- чение размеры, мм грузо- подъем- ность, кН
а 1 ° 1в г С Со
304 20 52 15 12,5 7,9
305 25 62 17 2 17,6 11,6
306 30 72 19 22 15
307 35 80 - 21 26 18
308 40 90 23 2,5 32 22
309 45 100 25 37 26
310 50 НО 27 48 36
311 55 120 29 3 56 42
312 60 130 31 64 49
313 65 140 33 3,3 72 56
314 70 150 35 81 64
315 75 160 37 89 72
256
П12. Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные
Обозначение Размеры, мм Грузоподъемность, кН
а = 12° а = 26°
а = 12° а «26° d D в г С Со С Со
Легкая серия
36204 46204 20 47 14 12,3 8,4 Н,6 7,8
36205 46205 25 52 15 1,6 0,5 13,1 9,2 12,4 8,5
36206 46206 30 62 16 18,2 13,3 17,2 12,2
36207 46207 35 72 17 24,0 18,1 22,7 16,6
36208 46208 40 80 18 30,6 23,7 28,9 21,7
36209 46209 45 85 19 2,0 1,0 32,3 25,6 30,4 23,6
36210 46210 50 90 20 33,9 27,6 31,8 25,4
36211 46211 55 100 21 41,9 34,9 39,4 32,1
36212 46212 60 НО 22 48,2 40,1 45,4 36,8
36213 46213 65 120 23 2,5 1,2 57,9 51,9 54,4 46,8
36214 46214 70 125 24 63,0 55,9 59,1 51,2
36215 46215 75 130 25 65,6 59,7 61,5 54,8
Средняя серия
— 46304 20 52 15 — — 14,0 9,1
36305 46305 25 62 17 2,0 1,0 22,0 16,2 21,1 14,9
36306 46306 30 72 19 26,9 20,4 25,6 18,7
36307 46307 35 80 21 35,0 27,4 33,4 25,2
36308 46308 40 90 23 2,5 1,2 41,3 33,4 39,2 30,7
36309 46309 45 100 25 50,5 41,0 48,1 37,7
36310 46310 50 НО 27 3,0 1,6 59,2 48,8 56,3 44,8
— 46311 55 120 29 — — 68,9 57,4
36312 46312 60 130 31 83,0 72,5 78,8 66,6
36313 46313 65 140 33 3,5 2,0 94,1 83,2 89,0 76,4
46314 70 150 35 — — 100,0 87,0
257
П13. Роликоподшипники конические однорядные 12...16*
Обозна- чение Размеры, мм Грузоподъ- емность. кН Факторы нагрузки
d D Т'наиб b с г гх С с» е Y К,
Легкая серия
7204 20 47 15,5 14 12 19,1 13,3 0,360 1,666 0,916
7205 25 52 16,5 15 13 1,6 0,5 23,9 17,9 0,360 1,666 0,916
7206 30 62 17,5 16 14 29,8 22,3 0,365 1,645 0,905
7207 35 72 18,5 17 15 35,2 26,3 0,369 1,624 0,893
7208 40 80 20,0 20 16 2,0 42,4 32,7 0,383 1,565 0,861
7209 45 85 21,0 J9 16 42,7 33,4 0,414 1,450 0,798
7210 50 90 22,0 21 17 0,8 52,9 40,6 0,374 1,604 0,882
7211 55 100 23,0 21 18 57,9 46,1 0,411 1,459 0,802
7212 60 110 24,0 23 19 2,5 72,2 58,4 0,351 1,710 0,940
7214 70 125 26,5 26 21 95,9 82.1 0,369 1,624 0,893
7215 75 130 27,5 26 22 97,6 84,5 0,388 1,547 0,851
Средняя серия
7304 20 52 16,5 16 13 25,0 17,7 0,296 2,026 1,114
7305 25 62 18,5 17 15 2,0 29,6 20.9 0,360 1,666 0,916
7306 30 72 21,0 19 17 0,8 40,0 29,9 0,337 1,780 0,979
7307 35 80 23,0 21 18 2,5 48,1 35,3 0,319 1,881 1,035
7308 40 90 25,5 23 20 61,0 46,0 0,278 2,158 1,187
7309 45 100 27,5 26 22 76,1 59,3 0,287 2,090 1,150
7310 50 ПО 29,5 29 23 3,0 1,0 96,6 75,9 0,310 1,937 1,065
7311 55 120 32,0 29 25 102.0 81,5 0,332 1,804 0,992
7312 60 130 34,0 31 27 118,0 96,3 0,305 1,966 1,081
7313 65 140 36,5 33 28 3,5 1,2 134,0 111,0 0,305 1,966 1,081
7314 70 150 38,5 37 30 168,0 137,0 0,310 1,937 1,065
7315 75 160 40,5 37 31 178,0 148,0 0,328 1,829 1,006
258
П14. Определение долговечности шариковых подшипников Lh
по величине отношения С/Р и частоты вращения п
п, мин 1
£а. ч.
10 25 100
160 200 250 320 500 630 800
1000
1250 1600' 2000 2500 3200
5 000
6 300
8 000
10 000
1,45
1,56
1,68
1,82
12 500 1,96
16 000 2,12
20 000 2,29
1,96
2,12
2,29
2,47
2,67
2,88
3,11
3,91
4,23
4,56
4,93
5,32
5,75
6,20
5,75
6,20
6,70
7,23
7,81
8,43
9,11
6,20
6,70
7,23
7,81
8,43
9,11
9,83
6,70
7,23
7,81
8,43
9,11
9,83
10,6
7,23 7,81 8,43 9,11 9,83
7,81 8,43 9,11 9,83 10,6
8,43 9,11 9,83 10,) 11,5
9,11 9,83 10,6 11,5 12,4
9,83 10,6 11,5 12,4 13,4
10,6 11,5 12,4 13,4 14,5
11,5 12,4 13,4 14,5 15,6
П15. Определение долговечности роликовых подшипников Lh
по величине отношения С/Р и частоты вращения п
4v 4
п, мин
। 10 | 25 100 150 200 250 | 320 500 630 J 8J0 । 1000 । ! 1250 1600 2090 2500 3200
5 000 1,39 1,83 2,87 3,19 3,42 3,66 3,92 4,50 4,82 5,17 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82
6 300 1,49 1,97 2,97 3,42 3,66 3,92 4,20 4,82 5,17 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38
8 000 1,60 2,11 3,19 3,65 3,92 4,20 4,50 5,17 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98
10 000 1,71 2,26 3,42 3,92 4,20 4,50 4,82 5,54 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38 8,89 9,62
12 500 1,83 2,42 3,66 4,20 4,50 4,82 5,17 5,94 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98 9,62 10,3
16 000 1,97 2,59 3,92 4,50 4,82 5,17 5,54 6,36 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98 9,62 10,3 11,0
20 000 2,11 2,78 4,20 4,82 5,17 5,54 5,94 6,81 7,30 7,82 8,38 8,98 9,62 10,3 11,0 11,8
П16. Значения х и у для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников
Тип одшипника Однорядные е Тип подшипника Однорядные е
Fa/VFr>e Fa!VFr>e
FJC9 х У FalC* X У
0е 0,014 0,028 0,058 0,081 0,11 0,17 0,28 0,42 0,56 0,56 2.30 1,99 1,71 1,55 1,45 0,31 1,15 1.04 1,00 0,19 0,22 0,26 0,28 0,30 0,34 0,38 0,42 0,44 12° 0,014 0,029 0,057 0,086 0,11 0,17 0,29 0,43 0,57 0,45 1,81 1,62 1,46 1,34 1,22 1,13 1,04 1,01 1,00 0,30 0,34 0,37 0,41 0,45 0,48 0,52 0,54 0,54
Примечания: 1. Со — статическая грузоподъемность, Н.
2. При Fa!VFr<e принимается х-1 и у—0.
259
П17. Значения хи// для однорядных радиально-упорных
конических роликоподшипников
FalVFr>e е
X 1 х У
1,5-tgfJ 0,67 tg ₽ 1,0 1,5-tg ₽
П18. Муфты упругие втулочно-пальцевые (ГОСТ 21424—75*)
(рис. 115) (размеры в мм)
d вала rp. Н-м лтах’ мин-1 D L В ' Пальцы Втулки
резьба Z 'в
16 18 32 6300 90 84 1 ..4 58 10 19 М8 4 19 15
20 22 55 5600 100 1Э4 1 .4 68 10 19 М8 6 19 1 15
25 28 130 4750 120 125 1..5 84 14 33 М10 4 27 28
30...38 240 4000 140 165 1...5 100 14 33 М10 6 27 28
40...45 450 3350 170 226 1...5 120 18 42 М12 6 35 38
П19. Материалы, применяемые для изготовления витых цилиндрических пружин
А.
Марка Проволо- ка d, мм ftlnp» I МПа, по группам Примеры применения
II ш
П (повышенной прочности) 0,3...8 0,3 • (Тв 0,5-Ив 0,6-ав Защелки, запорные клапаны, амортизато- ры, буферы и т. п.
В (высокой проч- ности) 0,3...8 0,3 • (Тв 0,5-Ов Предохранительные клапаны, автоматы, приборы с тарирова- нием нагрузки
5ОС2 и 60С2Н2А 5...42 400 750 750 Предохранительные, редукционные, запор- ные клапаны, регуля- торы скорости
Группа I — нагрузка динамическая, пружина ответственная, ее поломка может
привести к аварии (пружины клапанные, тормозные и т. п.).
Группа II — нагрузка статическая или плавно изменяющаяся (пружины предох-
ранительных и редукционных клапанов и т. п ).
Группа III — пружины неответственного назначения (дверные, мебельные ит п.).
260
Б. Механические свойства стальной углеродистой пружинной проволоки, МПа
ов, МПа, для классов прочности
Диаметр d, мм in и I
1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1500 ..1900 1900 2300 2300...2600
1,6 1,7 1,8 2,0 1400... 1800 1800.2100 2100. 2400
2,2 2,3 2,5 2,8 3,0 1300 ..1650 1650. .1950 1750 ..2000
3,2 3,4 3,5 3,6 4,0 1200.. 1550 1550. .1800 1650 ..1900
П20. Клиновые ремни (по ГОСТ 1284.1—80)
Тип ремня (сече- ние) Размеры, мм Г*. мм2 Расчетная длина ремня L, мм Наимень- ший расчет- ный диа- метр шкива, мм
Ь, а'* zp
наи- меньшая наи- большая
О 10 6 8,5 47 400 2500 63
А 13 8 11,0 81 560 4000 90
Б 17 10,5 14,0 138 800 6300 125
В 22 13,5 19,0 230 1800 10 000 200
Г 32 19 27,0 476 3150 15 000 315
Примечания: 1. — ширина большого основания ремня. 2. /р — расчетная ширина
ремня 3 a'*, F*— размеры для справок. 4. Стандартный ряд длин L: 400, (425), 450, (475),
500, (530), 560, (600), 630, (670), 710, (750), 800, (850), 900, (950), 1000, (1060), 1120, (1180).
1250, (1320), 1400, (1500), 1600, (1700), 1800, (1900) 2000, (2120), 2240, (2360), 2500, (2650), 2800Х
(3000), 3150, (3360), 3550, (3750), 4000, (4250), 4500, (4750) 5000... Размеры, указанные в скоб-
ках, по возможности не применять.
П21. Размеры чугунных шкивов для плоских ремней (по ГОСТ 17383—73*)
Диаметры шкивов D, мм Ширина обода В в зависимости от ширины ремня, мм
40 . 45 50 56 63 71 80 90 100 112 125 140 160 180 200 224 250 280 315 355 400 450 500 560 630 710 800 900 1000 1120 1250 1400 1600 1800 2000 Ь 25 32 40 50 63 71 80 90 100
В 32 40 50 63 71 80 90 100 112
ь 112 125 140 160 200 224 250 280 315
в 125 140 169 | 180 224 250 1280 315 355
Выпуклость шкива у в зависимости от D, мм
D 40 ..112 125...140 160...180 200 224 250.280 315 1000 1120 1250
У 0,3 0,4 0,5 0,6 0,8 1,0 1,2
261
П22. Размеры профиля канавок шкивов для клиновых ремней, мм
(по ГОСТ 20898-80) (см. рис. 137).
Тип ремик. 1р ь л е / Г а-34° а-36° а -38° а-40* X*
наиб. найм. ' наиб. 3 X се X D А ъ D * D 4 D 4
О 8,5 2,5 7,0 12,0 ±0,3 8,0 ±1 0,5 63— 71 10,0 80— 100 10,1 112- 160 10,2 180 10,3 5J5
А 11,0 3,3 8,7 15,0 + 0,3 10,0 +2 — 1 1,0 90— 112 13,1 125— 160 13,3 180— 4)0 13,4 450 13,5 6,0
Б 14,0 4,2 10,8 19,0 ±0,4 12,5 + 2 — 1 1,0 125— 160 17,0 ISO- 224 17,2 250— 500 17,4 560 17,6 7,5
В 19,0 5,7 14,3 25,5 ±0,5 17,0 +2 — 1 1,5 — — 200- 315 22,9 365- 630 23,1 710 23,3 10
Г 27,0 8,1 19,9 37,0 1 0,6 24,0 +3 — 1 2,0 — — 315— 450 32,5 500— 900 32,8 1000 33,2 12
Примечания: 1. Размеры bf и Xе для справок. 2. Размеры b, bt е не раскроет»
раняются на шкивы из листового металла и шкивы для полуперекрестных передач. 3. Пре-
дельные отклонения между канавками не должны превышать указанных для размера е.
4. /—расчетная ширина канавки; bi — ширина канавки по наружному диаметру; D —
расчетный диаметр шкива (диаметр окружности, проходящей через центр тяжести сечения
ремня), h — глубина канавки расчетной ширины; а — угол канавки; г — радиус закругле-
ния. 5 Диаметры установлены по ГОС1 20898—80: 63. 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180,
200, 224 , 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 630, 710, 800, 900, 1000.
П23. Значение коэффициента динамичности нагрузки Кл
Характер нагруекн Кд Тип машнн
Спокойная 1 Электрические генераторы, вентиляторы, центробежные насосы, ленточные транспор- теры, станки с непрерывным процессом реза- ния (токарные, сверлильные)
Умеренные колебания нагрузки 1,1 Поршневые насосы и компрессоры с тре- мя цилиндрами и более, пластинчатые тран- спортеры, станки-автоматы
Значительные колеба- ния нагрузки 1,25 Реверсивные приводы, строгальные и дол- бежные станки, поршневые насосы, ком- прессоры с одним или двумя цилиндрами
Ударные и резко не- 1,5... Эксцентриковые и винтовые прессы с лег*
равномерные нагрузки 1,6 кими маховиками, ножницы, молоты, мель- ницы
П24. Значения коэффициента Кл
а° 180 170 160 150 140 130 120
К, 1,00 0,98 0,95 0,92 0,89 0,86 0,83
262
П25. Значение Ро для клиновых ремней (по приложению к ГОСТ 1284.3—80)
Обозна- чение се- чения ремня Расчетный диаметр меньшего шкива, мм Мощность кВт, при скорости v ремня, м/с
2 5 10 15 20 25
0 63 0,15 0,36 0,69 1,00 1,26 1,18
71 0,17 0,39 0,78 1,15 1,38 1,26
80 0,20 0,45 • 0,85 1,21 1,51 1,47
>90 0,21 0,49 0,93 1,33 1,67 1,62

А 90 0,37 0,74 1,33 1,69 1,84 1,69
100 0,37 0,81 1,40 1,87 1,99 1,91
112 0,37 0,81 1,47 2,03 2,41 2,29
>125 0,44 0,96 1,69 2,29 2,65 2,65
Б 125 0,59 1,10 2,06 2,88 2,94 2,56
140 0,66 1,25 2,23 3,16 3,60 3,24
160 0,74 1,40 2,50 3,60 4,35 4,35
>180 0,81 1,55 2,72 3,82 4,71 4,94
В 200 1,03 2,14 3,68 5,28 6,25 5,90
224 1,10 2,42 4,27 5,97 7,15 6,70
250 1,25 2,65 4,64 6,34 7,50 7,73
>280 1,33 2,88 5,00 7,07 7,80 8,10
Г 315 4,71 8,45 11,02 11,90 10,08
355 —• 5,15 9,20 12,08 13,72 13,82
400 —• 5,59 10,08 13,52 15,72 15,80
>450 —• 6,10 10,98 14,56 17,00 17,25
П26. Выбор сечения клинового ремня по Р и и
(по приложению к ГОСТ 1284.1—80)
Передаваемая мощность Р, кВт Рекомендуемое сечение при скорости v, м/с
до 5 5-10 свыше 10
1 0, А 0. А 0
1 . ...2 0, А, Б 0. Л 0, А
2. ...4 А, Б 0, А, Б G А
4. ,.. 7,5 Б, В А, Б А, Е
7,5. ...15 В Б, В Б, В
15. ...30 — В Б, Г
263
П27. Технические данные двигателей закрытых обдуваемых
Тип двигателя Мощность, кВт Частота враще- ния, мин—1 Т'пуск/Т'ном ^макс/^ном
Синхронная частота вращения : 3000 мин-1
4А71А2 0,75 2840 2,0 2,2
4А71В2 1,1 2810 2,0 2,2
4А80А2 1,5 2850 2,1 2,6
4А80В2 2,2 2850 2,1 2,6
4A90L2 3,0 2840 2,1 2,5
4A100S2 4,0 2880 2,0 2,5
4A100L2 5,5 2880 2,0 2,5
4А112М2 7,5 2900 2,0 2,8
4А132М2 11,0 2900 1,7 2,8
Синхронная частота вращения 1500 мин-1
4А71А4 0,55 1390 2,0 2,2
4А71В4 0,75 1390 2,0 2,2
4А80А4 1,1 1420 2,0 2,2
4А80В4 1,5 1415 2,0 2,2
4A90L4 2,2 1425 2,1 2,4
4A100S4 3,0 1435 2,0 2,4
4A100L4 4,0 1430 2,0 2,4
4А112М4 5,5 1445 2,0 2,2
4A132S4 7,5 1455 2,2 3,0
4А132М4 11,0 1460 2,2 3,0
Синхронная ч, астота вращения 1000 мин”1
4А71А6 0,37 910 2,0 2,2
4А71В6 0,55 900 2,0 2,2
4А80А6 0,75 915 2,0 2,2
4А80В6 1,1 920 2,0 2,2
4A90L6 1,5 935 2,0 2,2
4A100L6 2,2 950 2,0 2,2
4А112МА6 3,0 955 2,0 2,5
4А112МВ6 4,0 950 2,0 2,5
4A132S6 5,5 965 2,0 2,5
Синхронная частота вращения 750 мин-1
4А71В8 0,25 680 1,6 1,7
4А80А8 0,37 675 1,6 1,7
4А80В8 0,55 700 1,6 1,7
4A9OLA8 0,75 700 1,6 1,9
4A90LB8 1,1 700 1,6 1,9
4A100L8 1,5 700 1,6 1,9
4А112МА8 2,2 700 1,9 2,2
4АИ2МВ8 3,0 700 1,9 2,2
4A132S8 4,0 720 1,9 2,6
4А132М8 5,5 720 1,9 2,6
264
П28. Двигатели исполнения Ml00
Основные размеры, мм (по ГОСТ 19532—74*)
^30
b0~ bw+5(lr
Тип дви- гателя Число по- люсов Габаритные размеры Установочные и присоединительные размеры
/з 0 ^31 ^30 Zi /10 /з1 dv 4ю b Ьц1 h ft, Лю
4А71 2,4 6,8 285| 201 170| 40 90 45 19 I 7 6 112 71 6 21,5 9
1А80А 300| 218 186 50 100 50 22 10 125 80 24,5 10
1А80В 320 | 218
IA90L 35о| 243| 208 12о| 56 | 24 8 140| 90 7 । 21 1 111
tAlOOS 3621 263 235 60 112 63 28 12 :терн 160 100 । 31 12
1A100L 392 263 140
LAI 12М 452 310 260 80 арок 70 32 10 и и к 190 216 олес; 112 132 1 8 35
4A132S 480 350 302 юр м 89 38 я шее
IA1?2M 530| 350 П29. Вы( 178 стал И ДЛ1 41 1 13
Стали
При НВ<350 шестерня колесо 45 35, 35Л, 40Л 40, 45 50 25, 45Л, 45 55 Г 40, 45, 50Л 35Х или 40Х 45, 50, 55, 55Л ЗОХГС 35Х, 40Х
При НВ>350 шестерня колесо 45, 60 35, 40 55, 55 Г 40, 45, 50 35Х, 40Х 50, 55 40ХН 35Х, 40Х 15Х, 20Х 15Х, 20Х
265
ПЗО. Некоторые марки сталей, применяемые для изготовления
зубчатых колес
Марка стали Диаметр заго- товки, мм МПа НВ Вид термо- обработки
% вт
45 До 100 590 300
100... 300 570 290
300.. .500 550 280 167...217 Нормализация
500...700 530 270
45 40... 60 780... 880 540 220... 250
60... 90 730...830 440 207...236 Улучшение
90... 120 680... 780 390 194... 222
180...250 640...740 340 180... 207
50 До 100 610 320 180... 229 Нормализация
100... 300 590 300
50 До 200 790 540 258... 310 Улучшение
55 До 100 690 330
100... 300 630 320 185... 229 Нормализация
300... 500 610 310
4 ОХ До 60 980 790
100... 200 760 490 200... 230 Нормализация
200...300 720 490
300.. 600 690 440
40Х До 120 880...980 690 257...285
120... 150 ’ 830...930 590 243... 271
150...180 780... 860 540 230...257 Улучшение
180...250 730 ... 830 490 215... 243
П31. Приближенные значения пределов контактной выносливости пнпть
Способ термической или химико-термической обработки зубьев Твердость поверх- ности зубьев Группа стали аЯ11т& МПа
Отжиг, нормализа- ция или улучшение Объемная закалка Поверхностная за- калка НВ^350 HRC 38... 50 HRC 40... 56 Углеродистая или легированная 2НВ + 70 18 HRC+150 17 HRC+200
Цементация Азотирование HRC 54 ... 64 550...750 Легированная 23 HRC 15 HV
Примечание.
каемого отклонения.
В расчет принимают среднее значение твердости в пределах доиуи>
266
П32. Приближенные значения пределов изгибной выносливости зубьев Gf цю ь
Способ термо- или химико-термической обработки зубьев Твердость зубьев Группа стали МПа
поверхност- ная сердцевины
Нормализация, улучшение НВ ОТ 180 ДО 300 Углеродистая и легированная (40, 45, 40Х, 40ХН, 40ХФА) 260+НВ
Объемная закалка HRC от 45 до 55 Ле1 ированная (40Х, 40ХН, 40ХФА) 550 ... 600
Азотирование HV от 550 до 750 HRC от 23 до 42 Легированная (38ХМЮА, 40Х, 40ХФА-) 43... 19 HRC
Цементация HRC от 56 до 62 HRC от 32 чо 48 Легированная (40Х, 12ХНЗА 25 ХГТ) 750...850
При м еча иие. В расчет
каемого отклонения
принимают среднее значение твердости в
пределах допус-
ПЗЗ. Рекомендуемые значения y[bd =
Расположение колеса относительно опор Твердость рабочих поверхностей зубьев
HBi<350 или НВ] и НВ2<350 НВа и НВ|>350
Симметричное 0,8... 1.4 0,4... 0,9
Несимметричное 0,6... 1,2 0,3 ... 0,6
Консольное 0,3 ... 0,4 0,2... 0,25
Примечание. Большое значение для постоянных и близких к ним нагрузок для
жестких конструкций валов и опор
П34. Номинальные передаточные числа цилиндрических зубчатых передач
(по СТ СЭВ 221-75)
1-й ряд 2-й ряд 1,0 1,12 1,25 1,40 1,60 1,80 2,00 2,24 2,50 2,80 3,15 3,55
1-й ряд 4,00 — 5,00 6,30 10Д 12,5
2-й ряд — 4,50 — 5,60 — 7,10 8,00 9,0 — 11,20 —*
267
П35. К выбору величины модуля (m = b/tym)
Конструкция Ф = Ьт л т не более
Высоконагруженные точные передачи, валы, опоры и кор пуса повышенной жесткости: НВ^350 НВ>350 Обычные передачи редукторного типа с достаточно жестки- ми валами и опорами и т. п.: НВ^350 НВ>350 45... 30 30... 20 30... 25 20... 15
Грубые передачи (крановые и т. п.) или с плохо обработан-
ными колесами, передачи с консольными валами (конические),
подвижные колеса коробок скоростей
15...10
Примечание. Меньшее значение для повторно-кратковременных режимов работы,
значительных перегрузок и средних скоростей Большие значения л л я длительных режимов
работы, небольших перегрузок и высоких скоростей.
П36. Значения межосевых расстояний (СТ СЭВ 229—75)
1-й ряд 2-й ряд 40 — 50 — 63 71 80 9J 100 112 125
1-й ряд 160 ‘200 250 315 400
2-й ряд 140 — 180 — 224 — 280 — 355 — —
П37. Выбор степени точности в зависимости от окружной скорости
Вид передачи Форма •зуба Твердость по- верхностей зубьев колеса (боль- шего) НВ Степень точности
6 7 8 9
Окружная скорость v, м/с, не более
Цилинд- рическая прямые =С350 >350 18 15 12 10 6 5 4 3
непрямые =С350 >350 36 30 25 20 12 9 8 6
Кониче- ская прямые =С350 >350 10 9 7 6 4 3 3 2,5
268
П38. Длина нарезанной части червяка
Коэффициент смешения f Число заходов червяка
1 ... 2 4
0 Ь\> (11 +0,06-z2)/n 6i > (9,5 + 0,09 -z^m
—0,5 (8 + 0,06-z2)m 6i> (9,5 + 0,09 -z2)m
— 1,0 6j> (10,5 + г2)т 6i> (10,5 + z2)m
0,5 (11+0,1 -z2)m 6j^ (12,5 + 0,1 -z2)/n
1,5 (12+0,1 -z2)m 6i> (13 + 0,1 -z2)/n
Примечание. Для шлифуемых червяков по технологическим соображениям уве-
личивают при тСЮ на 25 мм; тп=10 ... 16 на 35 ... 40 мм.
П39. Наружный диаметр d(1M2 и ширина колеса Ь2
21 1 2 4
daM2 da2+2 ^^a2+l,5m ^da2+m
62 <0,75dai <0,67dai
П40. Рекомендации по выбору степени точности для силовых червячных передач
Степень точности (не ниже) Скорость скольже- ния vSi м/с Обработка Примечание
7 10 Червяк закален, шлифован и полирован. Колесо нарезается шлифованными червячными фрезами. Обкатка под нагруз- кой Передачи с повышенными скоростями и малым шумом, с повышенными требования- ми к габаритам
8 5 Допускается червяк с НВ^ ^350, нешлифованный. Колесо нарезается шлифованной чер- вячной фрезой. Обкатка под на- грузкой Передачи среднескорост- ные со средним требованием по шуму, габаритам и точ- ности
9 2 Червяк с НВ^ЗоО не шли- фуется. Колесо нарезается лю- бым способом Передачи низкоскорост- ные, кратковременно рабо- тающие и ручные с пони- женными требованиями
269
П41. Зависимость коэффициента трения f и угла трения р
от скорости скольжения vs (червяк стальной, колесо из оловянной бронзы)
М/с / F
0,01 0,11—0,12 6° 17'—6°51'
0,1 0,08—0,09 4°34'—5°09'
0,25 0,65—0,075 3°43'- 4° 17'
0,5 0,055—0,065 3°09z—3°43'
1 0,045—0,055 2°35'—3°09'
1,5 0,04—0,05 ‘ 2°17'—2°52'
2 0,035—0,045 2°00'-2°35/
м/с / Р
2,5 0,03—0,04 1°43'—2° 17'
3 0,028—0,035 1°36'—2°00'
4 0,023—0,03 1°26'—1°43'
7 0,018-0,026 1°02'—1°29'
10 0,016-0,024 0с55'—Г22'
15 0,014-0,020 0°48'—1°09'
П42. Допускаемые напряжения для червячных передач
Материал колеса Способ литья Механиче- ская харак- теристика, МПа МПа МПа|
Скорость скольжения м/с
°т % 0,5 1 2 3 4 6 8
ОФЮ-1 В «песча- 140 220 130 50
ную форму
АЖ-9-4 В песча- ную форму 200 40 250 230 210 180 160 120 900 80
СЧ15 —- ' 320 130 115 86 38
СЧ12 —• Огвн = . 280 115 100 72 34
П43. Коэффициенты формы зуба червячных колес
20 24 26 28 30 32 35 37
1,98 1,881 1,851 1,80 1,761 1,71 1,64 1,61
40 45 50 60 80 100 150 300
1,55 1,481 1,541 1,401 1,341 1,301 1,27 1,24
270
П44. Основные параметры некорригированных цилиндрических червячных передач (по приложению к ГОСТ 2144—76**)
а ш (мм), q, : zi
40 1; 16; 64: 1 2; 10; 30: 1
50 1,25; 16; 64: 1 2; 12; 38: 1 2; 12; 38 : 2 2; 12; 38:4 2,5; 10; 30: 1
63 1,5; 16; 68: 1 3; 10; 32 : 1 3; 10; 32 :4 3; 10; 32 : 4 4; 9; 31 : 1 4; 9; 32 : 2 4; 9; 32 :4
80 2; 16; 64 : 1 2,5; 12; 52 : 1 2,5; 12; 52 : 1 2,5; 12; 52:4
100 2,5; 16; 64 : 1 4; 10; 40: 1 4; 10; 40 : 2 4; 10; 40:4 5; 9; 31 : 1 5; 9; 31 : 2 5; 9; 31 :4
140 3,5; 12; 68 : 1 5; 10; 46: 1 5; 10; 47:2 5; 10; 46 : 4 7; 9; 31 : 1 7; 9; 31 : 2 7; 9; 31 :4
160 4; 12; 68 : 1 5; 01; 54: 1 5; 10; 54 : 2 5; 10; 54 : 4 8; 8; 32 : 1 8; 8; 32 : 2 8; 8; 32 : 4
180 4; 14; 76: 1 4,5; 12; 68 : 1 6; 10; 58: 1 6; 10; 50:2 6; 10; 50:4 9; 8; 32 : 1 9; 8; 32 :2 9; 8; 32 : 4
200 5; 12; 68: 1 10; 8; 32 : 1 10; 8; 32:2 10; 8; 32 : 4
225 4,5; 16; 84 : 1 6; 12; 63 : 1 9; 8; 42 : 1 9; 8; 42 : 2 9; 8; 42 : 4
250 5; 16; 84: 1 10; 8; 42 : 1 10; 8; 42 : 2 10; 8; 42 : 4
280 7; 12; 68 : 1 8; 12; 58 : 1 8; 12; 58 : 2 8; 12; 58:4 10; 10; 46 : 1 10; 10; 46:2 10; 10; 46:4
14; 8; 32: 1 14; 8; 32 :2 14; 8; 32 :4
ьо
ьо
П45. Угол подъема витка червяка на делительном цилиндре
21 Значения у при q
16 14 12 10 9 8 7,5
1 3°34'35" 4°05'08" 4°45'49" . 5’41'38" 6°2(У25" 7°07,30" 7°35'4I"
2 7°О7'зо" 8°07'48" 9°21'44" 11’18'36" 12°31'44" 14°02'10" 14°55'53"
4 14°02'10" 15°56'43" 18°25'06" ' 21’48'05" 23°57'45" 26О33'54"
П46. Цепи приводные роликовые (однорядные) (по ГОСТ 13568—75*)
Размеры, мм: Разру- шающая нагруз- ка Q, кН Масса 1 пог. м, кг
t ^рол d ь в в вн
12,7 8,51 4,45 11,81 8,90 5,40 28 0,62
15,875 10,16 5,08 14,73 10,78 6,48 23 0,8
19,05 11,91 5,96 18,08 17,75 12,70 25 1,52
25,4 15,88 7,95 24,13 22,61 15,88 50 2,57
31,75 19,05 9,55 30,18 27,46 19,05 70 3,73
38,1 22,23 11,12 36,10 35,46 ' 25,40 100 5,5
44,45 25,40 12,72 42,24 37,19 25,40 130 7,5
Б0,8 28,58 14,29 48,26 45,21 31,75 160 9,7
П47. Рекомендуемые числа зубьев малой звездочки 2\
____________Передаточное отношение______________
1.. ..2 2. ..3 3. ..4 4. ..5 5...6 6
30.. ..27 27.. .25 25.. ..23 23. ..21 21 ... 17 17... 15
П48. Значения коэффициентов
Условия Значения
Нагрузка равномерная или близкая к ней Нагрузка переменная а= (304-50)/ а<25/ а>(604-80)/ Наклон к горизонтали до 60° » » больше 60° Регулировка одной звездочкой Регулировка натяжными роликами Не регулируется Лд=1 Кд= 1,2... 1,5 Ла = 1 Ла =1,25 Ла = 0,8 Лн = 1 Лн=1,25 /(рег = 1 /(Рег == 1,1 /(per == 1,25
Условия эксплуатации Смазка (табл. П51) Значение
Без пыли I Хе = 0,8
II Хс = 1
Запыленное II Кс = 1,3
III Лс= 1,8 до v = 4 м/с Лс = 3 до v = 7 м/с
Грязное III Хс = 3 до v = 4 м/с
Работа: IV Кс = 6 до v — 7 м/с Лс = 6 до v = 4 м/с
односменная К ре ж = 1
двухсменная /(ре ж = 1,25
трехсменная /(ре ж = 1,45
П49. Допускаемая расчетная мощность [Рр], кВт, для цепных передач
(при ?oi = 25) — роликовыми цепями типа ПР (по ГОСТ 13568—75)
Обозначение цепей Шаг /, . мм Диаметр валика d, мм Длина втулки мм Частота вращения малой звездоч- ки п, мин—1
50 2С0 400 600 800 1000 1200 1600
ПР-12,7-900 12,7 3,66 5,80 0,19 0,6о 1,23 1,68 2,06 2,42 2,72 3,20
ПР-12,7-1800-1 12,7 4,45 8,90 0,35 1,27 2,29 3,13 3,86 4,52 5,06 5,95
ПР-12,7-1800-2 12,7 4,45 11,30 0,45 1,61 2,91 3,98 4,90 5,74 6,43 7,55
ПР-15,875-2300-1 15,875 5.08 10,11 0,57 2,06 3,72 6,08 6,26 7,34 8,22 9,65
ПР-15,875-2300-2 15,875 5,08 13,28 0,75 2,70 4,88 6,67 8,22 9,63 10,8 12,7
ПР-19,05-2500 19,05 5,96 17,15 1,41 4,80 8,38 11,4 13,5 15,3 16,9 19,3 43,8
ПР-25,4-5000 25,4 7,95 22,61 3,20 11,0 19,0 25,7 30,7 34,7 38,3
ПР-31,75-7000 31,75 9,55 27,46 5,83 19,3 32,0 42,0 49,3 54,9 60,0 —
Примечание. В обозначениях
нагрузка (кгс) и габарит по ширине (1
цепи кроме шага указана статическая разрушающая
или 2).
273
П50. Наибольшее рекомендуемое значение шага цепи,, мм
(роликовые цепи)
Частота вращения п, мин-1
15 /max 1250 12,7 1000 15,87 900 19,05 800 25,4 630 31,75 500 38,1 400 44,45 300 50.8
П51. Рекомендуемые смазки цепных передач
Качество смааки Окружная скорость и, м/с
<4 <7 <13 >11
I — хорошая II — удовлет- ворительная Капельная — 4... 10 капель в мин Чистая внут- ришарнирная пропитка цепи через 120... ...180 ч В масляной ванне Капельная, приблизитель- но 20 капель в мин Циркуляци- онная под дав- лением В масляной ванне Разбрызги- ванием Циркуляци- онная под дав* лением
III — недо- статочная Периодическая через 6... 8 ч
IV — работа без смазки Допускается при окружной скорости до 4 м/мин
П52. Соотношение размеров зубчатых колес
274
Продолжение табл. П52
шя 1.5 2,0 2,5 3 4 5 6
б/от (1,6 ... 1,7) d — для стальных колес (1,7... l,8)d — для чугунных колес
D, 0,5 (^к + */ст)
^0 Рк Пег (2,5... 3)
/ст (0,8... l,5d)
П р и м е ч а в 1 е. тя — модуль нормальный, мм; d — диаметр вала, мм.
П53. Пробки масляные (размеры в мм)
Исполнение I
h
Исполнение Д
Исполнение I
d ft а L D £
М16Х1.5 .13 3 24 25 19
М20Х1.5 15 4 28 30 22
М27Х2.5 18 4 34 39 27
Исполнение II
d Я ft J
(20,9) 15 4 8
•/4* (26.4) 16 4,5 12
1" (33,2) 19 5 14
375
Таблица 54
Форма и размеры канавок для выхода шлифовального
круга по ГОСТ 8820—69
Форма канавок
Место шли-
фования
Наружное шлифование
Внутреннее шлифование
Размеры канавок для наружного и внутреннего шлифования (мм)
ъ d h г л di (наружное шлифование) (внутреннее шлифование)
1 0,2 0,3 0,2 d—0,3 d+0,3
1,6 сю 0,2 0,5 0,3 d—0,3 d+0,3
2 0,3 0,5 0,3 d—0,5 d+0,5
3 Св. 10 до 50 0,3 1 0,5 d—0,5 d+0,5
5 > 50 > 100 0,5 1,6 d—1 d+1
8 2
Св. 100 0,5 1 d^l d+1
10 3
276
Нарезание резьды Нокоть/бание резьдб/ Форма лрооючм/
1 . л
— И —: 1 Л |
У-;--- 3 * А—-4 EL?
X —К -* . л JL ; ’ J-EJD 1
-J 1-» R7
Сбег X, Недорез а, Проточка
не более не более
Шаг
резьбы fi, не менее fz, не более
Р нормаль- „ Л Л ный«2,5 Р нормальный~3 Р — — dt R~0,5P
нормальная узкая нормальная узкая
1 2,5 3,0 2,1 1,1 3,5 2,5 d—1,6 0,5
1,25 3,2 4,0 2,7 1,5 4,4 3,2 d—2,0 0,6
1,5 3,8 4,5 3,2 1,8 5,2 3,8 d— 2,3 0,75
1,75 4,3 5,3 3,9 2,1 6,1 4,3 d—2,6 0,9
2 5,0 6,0 4,5 2,5 7 5 d—3,0 1,0
2,5 6,3 7,5 5,6 3,2 8,7 6,3 d—3,6 1,25
3 7,5 9,0 6,7 3,7 10,5 7,5 d—4,4 1,5
3,5 9,0 10,5 7,7 4,7 12 9 d—5,0 1,75
4 10,0 12,0 9,0 5,0 14 10 d—5,7 2,0
Таблица 56
Размеры (в мм) сбегов, недорезов и проточек для внутренней
метрической резьбы по ГОСТ 10549—80 (СТ СЭВ 214—75)
Сбег и недорез Форма проточка
Шал ртбы Р Сбег X, не более Недорез а, не более Проточка
нормаль* / ный корот- кий длин- ный нормаль- ный корот- кий длин- ный fi. не менее fz, не более a. Ю c? I Of
нормаль- ная корот- кая нормаль- ная корот- кая
1,25 1Л 1»У5 2 2,5 3 3,5 4 2,5 3,0 3,5 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 1,8 2,0 2,5 3,0 3,5 4,0 5,0 6,0 5,0 6,0 7,0 8,0 10,0 12,0 14,0 16,0 8,0 9,0 11,0 п,о 12,0 15,0 17,0 19,0 4,0 4,0 5,0 5,0 6,0 7,0 8,0 9,0 12,0 13,0 16,0 16,0 18,0 22,0 25,0 28,0 5,0 6,0 . 7,0 8,0 10,0 12,0 14,0 16,0 3,2 3,8 4,3 5,0 6,3 7,5 9,0 10,0 6,7 7,8 9,1 10,3 13,г 15,2 17,0 20,0 4,9 5,6 6,4 7,3 9,3 10,7 12,7 14,0 d+0,5 d+0,5 d+0,5 d+0,5 d+0,5 d+0,5 d+0,5 d+0,5 0,6 0,75 0,9 1,0 1,25 1,5 1,75 2,0
ЛИТЕРАТУРА
1. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя, Т. 1, 2,
3. М., 1979.
2. Батурин А. Т. и др. Детали машин. М., 1970.
3. Берез ни С. И. Техника элементарных вычислений. М., 1974.
4. Боков В. Н. Детали машин. М., 1964.
5. Гузен ков П. Г. Детали машин. М., 1975.
6. Детали машин, расчет и конструирование. Справочник/Под ред. Н. С. Ачер-
кана. М., 1969.
7. Добровольский В. А. и др. Детали машин. М., 1972.
•8. Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин. М., 1978.
9. Иванов М. Н. Детали машин. М., 1976.
10. Иванов М. Н., Иванов В. Н. Детали машин. Курсовое проекти-
рование. М., 1975.
11. Ицкович Г. М. и др. Сборник задач и примеров расчета по курсу
«Детали машин». М., 1975.
12. Ковалев Н. А. Теория механизмов и деталей машин. М., 1974.
13. К у д р я в ц е в В. Н. и др. Конструкции и расчет зубчатых редукто-
ров. М., 1971.
14. Куклин Н. Г., Куклина Г. С. Детали машин. М., 1978.
15. Левин И. Я. Справочник конструктора точных приборов. М., 1967,
16. Миловидов С. С. Детали машин и приборов. М., 1971.
17. Мовнин М. С., Гольцикер Д. Г. Детали машин. Л., 1971.
18. Орлов П. И. Основы конструирования. М., 1971.
19. Павлов Я. М. Детали машин. М., 1969.
20. Решетов Д. Н. Атлас конструкций деталей машин. М., 1979.
21. Решетов Д. Н. Детали машин. М., 1975.
22. С к о р о х о д о в а Е. А. Общетехнический справочник. М., 1982.
23. С п и ц и н Н. А. и др. Расчет и выбор подшипников качения. М., 1974.
24. Тищенко О. Ф., В а л е д и н с к и й А. С. Взаимозаменяемость, стан-
дартизация и технические измерения. М., 1977.
25. Устюгов Н. И. Детали машин. М„ 1981.
26. Ф е д о р е н к о В. А., Шошин А. И. Справочник по машинострои-
тельному черчению. М., 1983.
27. Чернявский С. А. и др. Курсовое проектирование деталей машин,
М., 1979.
28. Ч е р н и л е в с к и й Д. В., Панич Б. Б. Курсовое проектирование
одноступенчатых редукторов. М., 1975.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие............................................................ 3
Глава I. Основные принципы конструирования машин и деталей .... 4
§ 1. Общие сведения о машинах......................................... 4
§ 2. Условия целесообразности проектируемой конструкции............... 7
§ 3. Порядок и последовательность проектирования новых машин. Об-
щие методы конструирования............................................. 9
§ 4. Выбор материалов и заготовок при конструировании деталей машин 14
§ 5. Технологические особенности при конструировании деталей машин 21
Глава II. Порядок расчета на прочность................................ 26
§ 6. Основные понятия о напряжениях.................................. 26
§ 7. Понятие о контактной прочности.............................. . . 29
§ 8. Проверочный и проектный расчеты................................. 32
Глава III. Соединения деталей машин................................... 32
§ 9. Классификация, назначение и область применения различных видов
соединений.......................................................... 32
§ 10. Заклепочные соединения.......................................... 33
§ 11. Сварные соединения.............................................. 38
§ 12. Соединения, получаемые гарантированным натягом, пайкой и склеи-
ванием ............................................................... 45
§ 13. Клеммовые соединения............................................ 50
§ 14. Штифтовые соединения............................................ 51
§ 15. . Шпоночные и зубчатые (шлицевые) соединения.................... 54
§ 16. Резьбовые соединения.......................................... 62
Глава IV. Детали вращательного движения............................... 81
§ 17. Конструкция и расчет валов и осей............................... 81
§ 18. Опоры осей и валов.............................................. 95
§ 19. Муфты.......................................................... 123
§ 20. Пружины.......................”................................ 134
Глава V. Механические передачи....................................... 139
§ 21. Назначение и основные характеристики передач................... 139
§ 22. Фрикционные передачи........................................... 141
§ 23. Ременные передачи.............................................. 146
§ 24. Зубчатые передачи.............................................. 157
§ 25. Червячные передачи............................................. 182
§ 26. Цепные передачи................................................ 187
Глава VI Общие понятия о редукторах.................................. 193
§ 27. Назначение и классификация..................................... 193
§ 28. Конструкция основных типов редукторов и их деталей............. 195
§ 29. Курсовое проектирование (на примере одноступенчатого цилиндри-
ческого редуктора)................................................... 243
Приложения........................................................... 249
Литература........................................................... 279