Автор: Чернавский С.А.
Текст
ПРОЕКТИРОВАНИЕ
МЕХАНИЧЕСКИХ
ПЕРЕДАЧ
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
ь
Баббит 251, 252
Биение боковое заплечиков вала 195
Болты — Допускаемое напряжение 318 —
Условие прочности 318
— — фундаментные — Схема нагружения
317 — Типы и размеры 576
Бронза 249, 250
Брызговики 324, 325
В
Валы — Конструирование 165—167
— Нагрузки 153—157
— Ориентировочный расчет 157—158
— Приближенный расчет 158—159
— Пример оформления рабочего чертежа
— Пример расчета н конструирования
514—522, 523—524, 538—544, 546—547
— Проектный и проверочный расчеты
157 — 165
Валы вертикальные 188
— — шлицевые 164
Ванна масляная 219
Вариаторы — Диапазон регулирования
396—399 .
— Кинематические зависимости 393—395
— Подбор 442—444
— Применение 393
— Пример подбора 550—551
— Силовые зависимости 395—396
— Схемы регулирования 394
Вариаторы конусные 431—438
— — лобовые 427—431
— — планетарно-фрикционные 436. 437,
438, 439
— — ременно-колодочные 411—412, 413,
414, 415
— — с неизменным межосевым расстоя-
нием 406—411
— — с неизменным межосевым расстоя-
нием и криволинейной формой конусов
412—413
— — торовые 438, 439—442
— — фрикционные 419, 421—442 — Рас-
чет на прочность 424—425 — Скольже-
ние 421—424
— — цепные 415 — 419, 420, 421
Вариаторы с гибкой связью 396—419 —
Диапазон регулирования 396—399
— Механизм регулирования 401—402
— Передача с неизменным межосевым рас-
стоянием 406—411
60Э
— Передача с непостоянным межосевым
расстоянием 403—406
— Принципиальная схема 397
— Расчет сечення ремня 399—400
— Усилие нажатня 400—401
Вентилятор 343
Вилки переводные 321
Винт — Расчет на устойчивость 140
Винтовая передача винт—гайка с треннем
скольжения — см. Передача винт—гай-
ка с трением скольжения
Винтовая шариковая пара — Конструкции
149 — 151
— Осевое нагружение 145 —147
— Основные параметры 143—144
— Порядок проектного расчета 151 —152
— Профили резьбы 144
— Рабочая база гайки 144, 145
— Радиальное нагружение 148—149
— Схема для определения нагрузочной
способности 146
— Схема нагружения 145
Вкладыши 258—262, 596
Водила — Конструирование 100—101
Втулки графитовые 252, 253
— — закрепительные 259
— — металлокерамические 251—252
— — пластиграфитовые 252
— — подшипниковые гладкие 597
ВТУНП 18—58 218
Выточка 163, 164
Вязкость динамическая 263, 264, 265
— — кинематическая 263, 264, 334, 392
Г
Гайки — Конструкции 138, 141 — Расчет
на прочность 142
— — установочные 202, 204
Галтель 163, 164
ГОСТ 2. 309 — 73 295
2. 403—75 293, 295
32 — 74 264
101—54* 356
333—71 550, 587
493—54** 250
494—69 333
520—71» 189
542—50 264
592—69 387
613—65 250
617—72 333, 346
831—62* 532, 584
1013—49* 264
1033—73 218
ГОСТ 1139—58 171
1284 — 68 371
1412—70 248
1544 — 52* 340
1585—70 249
1631—61 218
1643—72 51, 52, 506
1707—51 264
1862—63 264
1957—73 218
1978—73 258, 597
2144—66 ПО, 111, 113, 118
2185—66 14, 33. 38. 40, 507
2712—75 218
2789—73 268, 295
3057—54 493, 494, 495
3129 — 70 306. 532, 550
32е’—74 218
3333—55 340
3675—56 539
4366—64 218
4751—73 306, 550
5006—55* 455
5017—49 250
5573—67* 218
5575—69*** 218
5915—70* 532
5927 — 70* 550
6033—51 173
6211—69* 313
6267 — 74 218
6411—52* 334
6636—69 158
6874—54* 591
6982—75 356
7189—54 263
7227—58 168, 170, 348, 349
7260—70 590
7798—70 * 532, 550
7872—56 591
8239—72 353
8240—72 353
8312—57* 263
8328—75 579
8338—75 532, 550, 577
8697—58** 254
8752—70* 230, 532
8773—73 218
8788—68* 168
8789—68* 168, 532, 550
8794—68* 170
8795—68 170
9368—60 51. 52, 503
9369—66 127, 128, 129, 132, 134 135
9389—75 488, 492
9432—60 218
9433—60* 218
9563—60** 38, 45, 47, 104, 502, 507
9762—61* 218
10906—66** 353
10947—64* 378, 380» 381, 510
11521—65* 593
1 1641—73 213
12289—66 14, 499, 502
12876—67* 307
13552—68 382
13563—68* 27
13568—68* 378, 380
13764—68 487
14755—74 319
15621—70 473
17383—73 357, 361, 363
17699—72 133
1771 1—72 251
1851 1—73 210, 306
18512 - 73 211, 306
18513—73 212, 306
18514—73 306
18555—73 235, 236
18697 — 73 355
19325 — 73 45
19624—74 45
Графит 252, 253
Грузоподъемность под шил ни ков качения
динамическая 229
— — статическая допускаемая 147, 148
Д
Детали напрессованные 165
Диски смазочные 326
Дифференциальные передачи 73 — Направ-
ление вращения 78—79 — Передаточное
отношение 74—75 — Схемы 77—79
— — замкнутые 79—81
Древесина пластифицированная 254
3
Зазор осевой для подшипников 214, 215
— — относительный 146, 147
— — угловой 81
Запас сцепления 435, 436, 442
Звездочки цепных передач — Диаметры
381 — Материалы 387 — Число зубьев
382
Зубчатые зацепления — Пример расчета
525, 530
Зубчатые колеса — Материалы 53—55 —
Примеры выполнения рабочих черте-
жей 293—295, 296—299 — Твердость
54—55
— — бандажированные 289
— — из пластмассы 291
— — конические — см. Колеса зубчатые
конические
— — литые 289
— — неметаллические 290, 291—292
— — сборные 291
— — сварные 290
— — со смещением производящего исход-
ного контура 61—72
'— — цилиндрические — см. Колеса зуб-
чатые цилиндрические
Зубчатая передача коническая — Пример
расчета 500 — 505
— — цилиндрическая — Пример расчета
506—509
К
*
Камни переводные 321
Канавки под стопорные шайбы 203
Кинематический расчет привода 4 —12
Клапан обратный 333
— — предохранительный 333
Классы точности подшипников 189
Клииоремеииая передача — Расчет 369—
377
Колеса зубчатые конические — Проектный
расчет 49 — Расчет зубьев на проч-
ность 44—49
— — прямозубые 45
Колеса зубчатые цилиндрические — Конст-
рукции 287—290
— Пример выбора параметров зацепления
41
— Проверка зубьев и а пластическую де-
формацию или хрупкий излом при из-
гибе 41, 43—44
— Проектный расчет открытых передач
43—44
— Расчет зубьев на прочность 42—43,
36—41
— Способы выбора чисел зубьев 38—41
Коллекторы смазочные 327. 328
Кольца мазеудерживающие 225
— — пружинные стопорные 201, 208
— — резьбовые для крепления колец под-
шипников 209 — Внд нагружения 189
— — смазочные 326
Компоновка приводного устройства 4
Коническая передача косозубая 155. 156
— — прямозубая 154, 155
— — с криволинейными зубьями 155. 156
601
Коробки передач — Компоновка зубчатых
зацеплений 319 — Конструирование ме-
ханизмов переключения скоростей 318—
324
Корончатые колеса 83, §8
Коэффициент безопасности 233, 234
— — вращения кольца подшипника 233
— — вспомогательный 6 53
— — граничной высоты 62
— — деформации червяка 119, 120
— — диаметра червяка 111, 113
— — динамический 50, 51, 120
— — длины винта 141
— — длины зуба 49
— — запаса сцепления 468
Коэффициент износа 43
— — использования воздуха 343
— — использования масла 331
— — концентрации нагрузки 50, 52, 119
— — концентрация нагрузки эффектив-
ный 120
— — концентрации напряжений прн кру-
чении 161
— — концентрации напряжений эффек-
тивный 61. 160, 162, 163. 164, 165
— — материалов 1.33
— — нагрузки 37, 119
— — нагрузки общий 50
— — нагрузочной способности 46 -
— — нагруженности подшипника 267—
268, 269—270
— — неравномерности нагрузки шариков
147
— — осевой нагрузки 233, 234, 235—236
— — осевой статической нагрузки 239
— — ответственности передачи 454
— — повышения нагрузочной способности
зубьев на изгиб 42
— — радиальной нагрузки 233, 235—236
— — разности смещений 68
Коэффициент расхода масла 275, 276
— — режима 131, 133, 446
— — режима нагрузки 59, 61, 122
— — скольжения 422, 423, 424, 427, 429^
431. 432
— — скоростной 477
— — смещения 62, 63, 65, 66. 71
— — смещения червячной фрезы 126
— — температурный 233
— — теплоотдачи 273
— — теплоотдачи змеевика 347
— — теплопередачи 271, 341, 342
— — теплопроводности 274
— — точности 131
---трения 138, 253, 425, 477
— — трения приведенный 115
— — трения условный 244, 271
— — уравнительного смещения 63, 64
— — формы зуба 42, 118, 119
— — ширины зубчатого венца 36, 37, 43,
46
Коэффициент запаса прочности 60
— — общий 160
— — по касательным напряжениям 161
— — по нормальным напряжениям 160
— — цепи 386, 387, 452
Коэффициент полезного действия винто-
вой шариковой пары 143
— — механических передач 6
— — передачи вннт—гайка 137
— — планетарных передач 86, 87, 88, 89,
90, 91
— — подшипников условный 6
— — привода 6
— — цепных передач 381
— — червячной передачи 115
Кривая модификации 131
— — Штрибека—Герси 244
Критерий тяговой способности ремня 357
Крошка древесная ,254—255
— — лнгнофолевая 254—255
— — текстолитовая 255
Крышки прижимные 210, 211, 212, 213
— — смотрового отверстия редуктора 311,
312
Кулачки — Проверка иа смятие 483
Л
Латунь 251
Лигностон 254
М
Манжеты резиновые армированные 230, 231
Масла — Критическая температура 263
— — минеральные для смазки подшипни-
ков 217
— — нефтяные 263, 264
— — синтетические 263
Масла смазочные — Способы подвода в под-
шипники 335, 336, 337
— — для редукторов 333—336
— — индустриальные 335
— — трансмиссионные автотракторные
335
— — турбинные 335
— — цилиндровые 334, 335—336
Масленки дознрующне 219, 220
— — капельные 219, 220
Масло распределитель регулируемый 333
Маслоуказатель жезловый 336, 339, 340
— — крановый 336, 337
— — круглый 336, 338
— — трубчатый 336, 339
— — фонарный 336, 338
Масштабный фактор 160, 161
Материалы металлокерамические 251—252;
253
— — смазочные 263—265
Материалы подшипниковые — Алюминие-
вый антифрикционный сплав 250
— Баббнт 251,- 252
— Бронза 249—250
— Графит 252—253
— Древесная крошка 254—255
— Древесно-слонстые пластики 254
— Латунь 251
— Лнгнофолевая крошка 254—255
— Пластмассы 253—254
— Резина 255
— Текстолитовая крошка 255
— Чугун антифрикционный 248, 249
— Чугун серый 248
Механизм переключения коробок передач
319. 320. 322, 323
ЛАодуль зубчатых передач 38
— — упругости приведенный 116
— — червяка 213
МН 2085—61 594
2086—61 595
2089—61 596
2091—61 453
2096—64 457
2600—61 449
2701—61 450
2729—61 447
Мотор-редуктор 28, 29. 30. 31, 32
Мощность двигателя 6
— — замкнутая 79, 80
— — на приводном валу 5
— — номинальная 49
Мультипликаторы — Понятие 13
Муфты жесткие втулочные 446—>447
— — компенсирующие 445
— — продольио-свертные 448—449
— — фланцевые 447—448
Муфты компенсирующие зубчатые 454—455
— — Ольдгема 450
— — расширительные 449—450
— — с плавающим диском 450
— — с плавающим сухарем 451—452, 453
— — цепные 452, 453—454
602
Муфты предохранительные 445
— — кулачковые 469—471 — Пример рас-
чета 471—473
— — со срезным штифтом 468—469
— — фрикционные 475—478
— — фрикционные дисковые 478—482 —
Пример расчета 479—48G
— — фрикционные конусные 475—476
— — шариковые 473—475
Муфты сцепные конусное 484—485
— — кулачковые 483—4 84
— — фрикционные 484—485
— — фрикционные дисковые 485—486
Муфты упругие втулочно-пальцевые 455,
456, 457
— — постоянной жесткости 460—461 —
Пример расчета 462—463
— — пружинные 459—460, 461
— — с неметаллическими элементами 455
— — с плоскими пружинами 463—466 —
Пример расчета 466—468
— — с резиновыми вкладышами 457—458
— — с резиновой оболочкой 458—459
— — с упругой звездочкой 455, 456, 457
Н
Нагрузка колец подшипников 189
— — осевая 237
— — пиковая 34
— — статическая эквивалентная 239
— — удельная статическая 147, 149
— — эквивалентная (приведенная) 233,
238
Нажимное устройство винтовое 426—427
— — шариковое 426, 430
Напряжения изгиба допускаемые 60, 121,
122, 124
— — изгиба допускаемые предельные 6Г
— — контактные 425
— — контактные допускаемые 55, 57, 58,
59, 121, 122, 123 — Влияние шерохова-
тости поверхности 60
— — контактные допускаемые предель-
ные 60
Насос лопастной 330
— — плунжерный 328, 329 — Привод от
вала 331
— — смазочные 328. 329, 330, 331
— — шестеренчатый 329 — Привод от ва-
ла 331
НМ 2—58 400, 402
Номограмма для определения вязкости мас-
ла 216
— — производительности насоса 329, 330,
331
О
Опоры валов — Выбор типа подшипника
175—179 — Порядок проектирования
175
— — плавающие 179, 180, 183
— — скольжения — Трение в опорах
243—244
Опорные узлы механизмов с вертикальны-
ми валами 188
— — редукторов конических передач
185 — 187
— — редукторов цилиндрических передач
184—187
— — червячных редукторов 187 —188
Отверстия поперечные 164
— — центровые для валов 207
Отдушина 313, 314
Охлаждение водяное циркуляционное 341,
— — воздушное 340—341
— — воздушное принудительное 341—343
— — масла змеевиком — Методика рас-
чета 345—347 — Пример расчета 347—348
П
оти^шеиие — Определение
число 10, 30, 33 — Пример опреде-
ления 11 — 12
Передача винт—гайка с треиием скольжения
137—142 — Запас устойчивости винта
140
— Конструкция гаек 138
— Определение размеров 138
— Условный расчет на невыдавливаиие
смазки 139
Передачи — Выбор типа 4—5
— — винтовые — см. Винтовая передача
— — зубчатые — см. Зубчатая передача
— — конические — см. Коническая пере-
дача
— — планетарные — см. Планетарные пе
редачи
— — плоскоременные — см. Плоскоремен-
ная передача
— — понижающие 4
— — ременные — см. Ременные передачи
— — цепные — см. Цепные передачи
— — цилиндрические — см. Цилиндриче-
ская передача
— — червячные — см Череячная пере-
дача
Планетарные передачи — Выбор кинема-
тической схемы 77—82
— График для выбора чисел зубьев 84
— Кинематический расчет 82 — 86
— Конструирование 94 —109
— Определение к. п. д. 86—91
— Определение сил, действующих иа
звенья 92
— Пример расчета 85
— Расчеты на прочность 91—94
— Условие возможности сборки 85
— Условие соосности 85
— Условия проектирования 83
Планетарные передачи дифференциальные
73. 74—75
— — замкнутые дифференциальные 73,
80 — Формулы для определения пере-
даточного отношения 76, 77
— — простые 74, 75, 77. 81—82
Пластики древесно-слоистые 254
Пластмассы 253—254
Плиты фундаментные 348, 350—353
— — литые 349, 351
— — сварные 349, 350, 351
Плоскоременная передача — Формулы для
расчета 357—368 — Пример расчета
364—365
Плотность масла 264
Подпятники плоские 247—248
Подшипники качения — Виды нагружения
колец 189
— Выбор посадок иа вал н в корпус 189 —
193
— Долговечность 232
— Классы точности 189
— Монтаж 198
— Подбор 229—242, 540 — 542
— Способы крепления внутренних колец
199, 200, 205, 206, 207
— Способы крепления наружных колец
203, 204, 206
— Установочные размеры 196, 197
— Шероховатость поверхностей посадоч-
ных мест 195
Подшипники качения плавающие 182
Подшипники скольжения — Вкладыши
258—262
— Выбор типа 243 — 244
— Гидродинамический расчет 265—286
— Конструкции 255—262
— Момент трения 246
— Расположение и размеры смазочной ка-
навки 262
603
— Среднее давление 245, 246
— Треине в опорах скольжения 243—244
— Элементарный расчет 245—248
Подшипники скольжения встроенные 257—
258
— — неразъемные 255, 593
— — полные 268
— — половинные 2б8
— — разъемные 255—257
— — с двумя болтами 594
— — с четырьмя болтами 595
— — с принудительной смазкой 280, 282—
286
Подшипниковые узлы — Конструктивные
требования 179—184
Ползуны — Способы крепления направля-
ющих 323
Посадки деталей редукторов 348, 349
— — подшипников на вал и в корпус
189 — 193
Предел выносливости 59
Привод — Конструирование сварной ра-
мы 551—553 — Передаточное число 10 —
12 — Проектирование 4
— — с вариатором, двухступенчатым чер-
вячным редуктором — Пример проек-
тирования 532—553
— — с коническо-цнлиндрйческнм редук-
тором — Пример проектирования 497—
532
Пробки к маслоспускным отверстиям ци-
линдрические 312
— — конические 313
Проволока 488
Пружины — Жесткость 434 — Размеры
490
— — растяження-сжатня цилиндрические
винтовые — Конструирование 491—492
— Размеры 489—490 — Расчет на жест-
кость 489 — Расчет на прочность 487—
489
— — сжатия — Размеры 489—490
— — тарельчатые 492—496 — Пример
подбора 496
Пьезокоэффициент 265
Пята кольцевая 246, 247
Р
Радиусы галтелей 195, 196, 198
— — закруглений 166
— — проточек 195, 196
Расточка сквозная 179, 180
Расход воды -346
Ребра жесткости 35
— — охлаждающие 341
Редукторы — Кинематические схемы 13.
15—27
— Конструирование корпусов 295, 302—
318
— Конструирование опорных узлов 184—
188
— Конструкция н размеры отдушины 314
— Конструкция и размеры пробок к масло-
спускным отверстиям 312, 313
— Контроль уровня масла 336—340
— Литые детали 314, 315
— Масла смазочные 333—336
— Общий вид редуктора 526—529
— Опорные поверхности под крепежные
детали 307
— Охлаждение 341, 342
— Пример компоновки 511—523
— Разбивка передаточного числа 29—30,
— Размеры ламп и фланцев 307
— Смазка 324—340
— Тепловой расчет 340—348
— Фундаментные болты 317
Редукторы для привода смесителя — При-
мер расчета 525, 528—530
— — зубчато-червячные 26, 27
604
— — конические 185 —187
— — конические одноступенчатые 14. 16
— — коническо-цилиндрические 21, 22—
23 — Пример проектирования привода
497—532
— — планетарные 95, 96, 97, 98 — При-
мер расчета 101 — 109
— — цилиндрические двухступенчатые 16,
17, 18, 19, 20, 22
— — цилиндрические одноступенчатые 11,
— — цилиндрические трехступенчатые 20,
22
— — червячные 23—25, 27, 187—188 —
Пример теплового расчета 344—345.
544—^45
— — червячные двухступенчатые 27, 548
— — червячно-зубчатые 26, 27
Резина 255
Ременные передачи — Выбор основных па-
раметров 354—355
— Нагрузки валов 156
— Передаточные числа 355
— Расчет 366—368
— Скорости ремня 354
— Схемы 354, 366
Ремня — Выбор типа 355—357 — Допуска-
емое напряжение растяжения 360 —
Модуль упругости 360 — Предел вы-
носливости 360 — Размеры 355, 356 —
Расчет сечеиия 399—400
— — клнновые — Выбор сечения 370 —
Размерь) 370
— — клиновые широкие 398, 400, 402
— — кожаные 355
— — прорезиненные 355, 356
— — хлопчатобумажные 355, 356
Ролик натяжной 367, 368
Роликоподшипники игольчатые 176
— — конические 178, 179
— — конические однорядные 587—589,
590
— — радиальные с короткими цилиндри-
ческими роликами 176, 579—581
— — с витыми роликами 176
— — с длинными роликами 176
— — сферические 177—178
Рым-болты 308
С
Салазки для электродвигателей 576
Самотормозящая передача 138
Сателлиты 98 — 100
Сечение нетто 164
Сила грения 271
Скорость скольжения 115, 121
Скосы 166
Смазка — Выбор способа 278
— — картерная 324—326
— — масляным туманом 222
— — открытых зубчатых передач 340
— — пластичная 217—218
— — разбрызгиванием 221—223
— — редукторов 324—340 — Контроль
уровня масла 336—340 — Масла сма-
зочные 333—336
— — фитильная 220, 221
— — цепей 391—392
— — циркуляционная 327, 328—333
Смазка подшипниковых узлов — Выбор
сорта 215—219
— Капельные масленки 219, 220
— Критерий при выборе смазки 216
— Масляная ванна 219
— Минеральные масла 217
— Номограмма для определения вязкости
масла 216
— Способы 219—222
— Циркуляционная система 222
Смазочная канавка 262
— — способность 263
Смазочные диски 326
— — кольца 326
— — сопла 327, 328
— — шестерни 325
Смещение производящего неходкого кон-
тура 61
— — червячной фрезы 126
Соединения зубчатые (шлицевые) 169, 171 —
174
— — шпоночные 167—169, 170
Солнечное колесо 83
Степень точности 52
Т
Термическое сопротивление теплопередачи
272, 273. 274
Теплопередача 271 — Схемы 273
Трение граничное 244
— — в опорах скольжения 243—244, 268,
271—277
— — жидкостное 244 — Условие 268
— — полужидкостное 244
— — сухое 244
Трубы для змеевиков 346
ТУ 38—1—285—69 218
ТУЕУ 169—59 218
Тяговая способность ремня 358
У
Угол контакта подшипника номинальный
239
— — трения в передаче винт—гайка 138
— — приведенный 115
Уплотнения войлочные 225, 226
— — двусторонние винтовые 225
— — контактные 223
— — лабиринтные 223—224
— — лабирннтно-канавочные 224, 225
— — манжетные бескассетные 228
— — мвнжетные кассетные 226. 227
— — с графитовыми нли металлическими
элементами 229
— 29дС ^пругнмн РазРезнь’ми кольцами
— — центробежного типа 225
— — щелевые 181, 182 — Размеры коль-
цевых проточек 223
Уравнение Рейнольдса 265
— — теплового баланса 271
Ускорители 13
Условие возможности сборки передачи 83
— — износостойкости муфт 475
— — отсутствия подрезания ножек зуба
62
— — работоспособности муфты 475.
— — соосности 83
— — соседства 83
Ф
Фаски 198
Фиксаторы 323
Формула Баруса 265
— — Герца 35
— — Орлова 271
— — Савернна 357
— — Эйлера 140
— — Ясинского 140
Ц
Цепи приводные зубчатые 379, 382
— — роликовые 378, 379, 380, 381
Ценные передачи — Выбор основных па-
раметров 381—387
— Давление в шарнирах цепи 385, 386
— Длина цепи 38о
— Коэффициент запаса прочности цепей
386, 387, 452
— Межосевое расстояние 381
— Нагрузки валов 157
— Пример расчета 387—391, 509—511
— Смазка цепей 391—392
— Типы приводных цепей 378—381
Цилиндрическая передача зубчатая 506—
509
— — косозубая 153, 154
— — прямозубая 153
— — шевронная 154
Ч
Червяк — Действующие усилия 123
— Допускаемая стрела прогиба 125
— Конструкции 292
— Основные параметры 111 —14
— Примеры выполнения рабочих черте-
жей 293—295. 300
— Расчет на жесткость 125
— Расчет на прочность 123, 124
— Число витков ПО —111
Червяк архимедов 111 —114
Червячная передача ПО—136 — К- л. д.
115
— Основные параметры 111 —116
— Передаточное число ПО
— Пример расчета 533—538
— Расчет зубьев червячного колеса иа вы-
носливость 118
— Расчет на контактную прочность 116,
117
— Скорость скольжения 115
Червячная передача глобоидная — Опре-
деление межосевого расстояния 127—
131 — Основные параметры 131 —133 —
Расчет геометрических параметров 133—
136
Червячное зацепление со смещением чер-
вяка 126—127
Червячные колеса — Конструкции 292 —
293 — Примеры выполнения рабочих
чертежей 293—295, 301 — Расчет 114
Число циклов базовое 59
— — нагружения действительное 59
— — сателлитов приведенное 93
— — эквивалентное 59, 122
Чугун антифрикционный 248. 249
— — серый 248
Ш
Шайбы вращающиеся 224, 225
— — косые 353
— — неподвижные 224
— — предохранительные 202
— — упорные 194
Шарикоподшипники радиально-упорные
177, 178
— — ради аль но-упорные однорядные
584 586
— — радиальные однорядные 175—176.
577—578
— — радиальные сферические 177
— — радиальные сферические двухряд-
ные 582—583
— — упорные 178, 179, '591—592
Швеллеры 351
Шероховатость поверхности — Зависи-
мость от методов обработки 296 — 297 —
Примеры назначения 294—295
605
— — в местах посадки подшипников 195
Шестерня — Понятие — Способы выбора
чисел зубьев 38—41
— — смазочная 325
Шип 245, 246, 266
Шкивы 403, 404, 410
— — для клиновых ремней 371, 398
— — для электродвигателей 575
— — литые 372
— — плоскоременной передачи 361—363,
365
— — сварные 372
Шлицы — Допускаемые напряжения смя-
тия 174
Шпонки призматические 168
— — сегментные 168, 169, 170
Шпоночные канавки 104
5^5С°еДИИеНИЯ — Проверка прочие
Штифты закрепительные 259
Э
Электродвигатели — Выбор 5—7 — Г:
ритные размеры 562—574 — Тнпь
параметры 6—7, 554—561 — Услов
обозначения 8
— — асинхронные однофазные 7
— — асинхронные трехфазные 7—9
— — единой серии 9
— — переменного тока 7
— — постоянного тока 6—7
Глава 1
КИНЕМА ТИЧЕСКИЙ
РАСЧЕТ ПРИВОДА
§ 1.1. ВЫБОР ТИПА ПЕРЕДАЧИ
Соединение вала машины с валом электродвигателя
возможно лишь в относительно редких случаях, когда частоты вра-
щения этих валов совпадают, например, в приводах центробежных
насосов, компрессоров, вентиляторов и пр.
Для привода медленно вращающихся валов необходима специаль-
ная понижающая передача. Для оптимального выбора типа передачи
надо учитывать много факторов: энергетическую характеристику,
эксплуатационные условия, закон изменения нагрузки во времени,
срок службы, размещение и габариты привода, требования техники
безопасности, стоимость привода и его монтажа, эксплуатационные
расходы, удобство обслуживания и ремонта.
При проектировании механических приводных устройств конструк-
тор выбирает тот или иной тип передач: зубчатые, червячные, цепные,
ременные; в редких случаях — фрикционные.
Проектирование приводных устройств следует начинать с кинема-
тического расчета привода. Исходными данными, необходимыми для
расчета, могут быть такие показатели: номинальный вращающий
момент на валу приводимой в движение машины, его угловая скорость,
график изменения нагрузки (или момента) во времени с указанием
соответствующего изменения угловой скорости; для транспортеров
задают нередко вместо момента на приводном валу окружное усилие
на валу барабана (или звездочки), скорость ленты или цепи, диаметр
барабана. По этим данным легко определить значения моментов и
угловых скоростей. Определив предварительно требуемую номиналь-
ную мощность электродвигателя и угловую скорость его вала, вычис-
ляют общее передаточное число для одного или нескольких вариантов.
Оценивая полученное значение передаточного числа всего привода,
намечают конкретные способы его реализации, иными словами, рас-
сматривают несколько вариантов компоновки приводного устройства,
представляющего собой сочетание нескольких передач, например,
зубчатых, зубчато-червячных, ременных, цепных. Решение задачи
может быть существенно упрощено, если воспользоваться для привода
мотор-редуктором с зубчатой передачей, встроенной в корпус электро-
двигателя. Однако это не всегда возможно, нередко требуется устанав-
4
ливать электродвигатель на
определенном расстоянии от ма-
шины, для этой цели приходит-
ся вводить ременную или цеп-
ную передачу.
На основе такого предвари-
тельного расчета намечают не-
сколько способов реализации
найденного передаточного числа
и вычерчивают соответствующие
кинематические схемы привода,
рассматривая их на данном
Рис. 1.1. Кинематическая схема привода
к ленточному транспортеру
этапе в качестве предваритель-
ных, подлежащих уточнению в процессе дальнейшего проектирова-
ния. Пример одной из кинематических схем показан на рис. 1.1.
§ 1.2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Для выбора электродвигателя должны быть известны условия
эксплуатации (график нагрузки, температура окружающей среды и
др.); в соответствии с ними намечают по каталогу электродвигатель
и проверяют его на нагрев для установившегося и переходных режимов
и на кратковременную перегрузку.
В ряде случаев выбор электродвигателя может быть упрощен:
1) при длительной постоянной или незначительно меняющейся нагрузке
(или мощности) проверка на нагрев не обязательна, так как завод-
изготовитель выполнил ее и гарантирует длительную работу на
номинальном режиме; 2) для повторно-кратковременного режима эксп-
луатации следует выбирать двигатель с повышенным пусковым момен-
том, с учетом продолжительности включения (ПВ%); 3) если машина,
для которой проектируется привод, часто включается и выключается
и имеет повышенное статическое сопротивление и значительный дина-
мический момент в период пуска, то выбранный электродвигатель надо
проверить по величине пускового момента ЛДуск.
Первые два случая нагрузки охватывают большое число типов
механических передач: первый относится к вентиляторам, насосам,
компрессорам, металлорежущим станкам, конвейерам, транспорте-
рам и др.; второй — к приводу лебедок, кранов, подъемни-
ков и др.
В проектах по курсу деталей машин разрабатываются, как правило,
приводы к машинам первой группы, поэтому электродвигатели можно
подбирать непосредственно по каталогу без проверки их на нагрев.
Требуемую мощность А'р (Вт) на приводном валу определяют по про-
ектной нагрузке, например для транспортера или конвейера при задан-
ном тяговом усилии Р (Н) и скорости ленты v (м/с), при установившемся
режиме
Np = Pv. (1.1)
5
Если известны момент Мр на приводном валу (Н-м) и угловая
скорость Wp (рад/с), то
/Ур = Л4рсор. (1.2)
Требуемая мощность двигателя
Л'п
7V = ~P, (1.3)
где т] — к. п. д. привода, равный произведению частных к. п. д.;
П = П1112.--Пл- (1-4)
Значения к. п. д. для передач различных типов приведены в
табл. 1.1; этими данными можно пользоваться как ориентировочными
для предварительной оценки к. п. д. проектируемого привода. Трение
в опорах снижает величину используемой мощности, это учитывается
введением условного к. п. д. подшипников: для одной пары подшип-
ников качения т)п = 0,99 = 0,995; для одной пары подшипников сколь-
жения т]п = 0,98 т- 0,99 в зависимости от условий смазки.
1.1 Значения к. п. д. механических передач (без учета потерь в подшипниках)
Тип передачи Закрытая Открытая
Зубчатая передача цилиндрическими колесами . . 0,96—0,98 0,93—0,95
То же коническими прямозубыми колесами .... Червячная передача: 0,95—0,97 0,92—0,94
самотормозящая несамогормозящая при числе заходов червяка 0,30—0,40 0,20—0,30
21=1 0,65—0,70 —
Zt = 2 0,70—0,75 —
2t = 3 0,80—0,85 —
21 = 4 0,85—0,90 —
Цепная передача 0,95—0,97 0,90—0,93
Фрикционная передача . . . 0,90—0,96 0,70—0,80
Ременная передача — 0,95-0,96
В приводных механизмах лебедок, кранов и подъемников учиты-
вают дополнительные потери в блоках, обусловленные трением в под-
шипниках и жесткостью канатов; для неподвижного блока = 0,94 ч-
-=- 0,96; для подвижного блока т]6 = 0,97 -=- 0,98.
После того как будет найдена требуемая номинальная мощность N
электродвигателя, следует определить тип двигателя для заданных
конкретных условий работы.
Выпускаемые промышленностью электродвигатели по роду тока
подразделяют на следующие типы:
1. Двигатели постоянного тока, питаемые постоянным напряже-
нием (шунтовые, сериесные и компаундные), или с регулируемым
напряжением (система генератор—двигатель); эти двигатели допускают
плавное регулирование угловой скорости в широких пределах, осо-
бенно система генератор—двигатель, обеспечивают плавный пуск,
6
торможение и реверс, поэтому их применяют в приводах электриче-
ского транспорта, в подъемниках и кранах.
2. Трехфазные двигатели переменного тока (синхронные и асин-
хронные).
Угловая скорость синхронных двигателей не зависит от нагрузки
и практически не регулируется; по сравнению с асинхронными они
имеют более высокий к. п. д. и допускают большую перегрузку,
но уход за ними более сложен, стоимость выше.
Трехфазные асинхронные двигатели — самые распространенные
во всех отраслях промышленности. По сравнению с остальными
электродвигателями для них характерны следующие преимущества:
простота конструкции, наименьшая стоимость, простейший уход, непо-
средственное включение в трехфазную сеть переменного тока без преоб-
разователей. Недостатки их по сравнению с синхронными двигате-
лями— мсйьший к. п. д.; по сравнению с двигателями Постоянного
тока — ограниченная возможность регулирования угловой скорости.
3. Однофазные асинхронные двигатели. Это двигатели небольшой
мощности, применяются для привода швейных машин, вентиляторов
и прочих бытовых механизмов.
При курсовом проектировании привода следует выбирать трехфаз-
ные асинхронные электродвигатели; ниже приводятся сведения о них.
§ 1.3. ХАРАКТЕРИСТИКИ АСИНХРОННЫХ
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ ТРЕХФАЗНОГО ТОКА
На рис. 1.2 и 1.3 представлены механические характеристики
асинхронного двигателя. Они выражают зависимость угловой ско-
рости вала двигателя от вращающего момента (рис. 1.2) или враща-
ющего момента от скольжения s (рис. 1.3). На этих рисунках Л1пуск —
пусковой момент; Л1НОЫ — номинальный момент; сос — синхронная
угловая скорость; и> — рабочая угловая скорость двигателя под
нагрузкой; s — скольжение, определяемое по формуле
со.- — со и.. — п
s = — ---= —----.
С0с пс
В пусковом режиме при изменении момента от Л'1пуск до Л1тах
угловая скорость возрастает до икр. Точка УИщах.Ыкр — критическая,
работа при этом значении момента недопустима, так как дви-
гатель быстро перегревается. При снижении нагрузки от Л1тах
до Л1ном, т. е. при переходе к длительному установившемуся режиму,
Рис. 1.2. Характеристика
двигателя (со, /И)
Рис. 1.3. Характеристика
двигателя (Л1, s)
1
угловая скорость возрастет до ыном; точка Л11!ОМ, со,10м соответствует
номинальному режиму. При дальнейшем снижении нагрузки до нуля
угловая скорость возрастает до ®с.
Пуск двигателя осуществляется при s = 1 (рис. 1.3), т. е. при
и = 0; при критическом скольжении s1£p двигатель развивает макси-
мальный момент Л1тах. работать на этом режиме нельзя. Участок
между Мтах и Л1ПуСК почти прямолинейный, момент пропорционален
скольжению. При sH0M двигатель развивает номинальный момент и
может работать в этом режиме длительное время. При s = 0 момент
падает до нуля, а частота вращения (об/мин) без нагрузки возрастает
до синхронной, определяемой по формуле
«с = 6-, (1-5)
с р ’ 7
где f — частота тока, пер иод/с;
р — число пар полюсов.
При нормальной частоте тока в сети, f = 50 период/с, синхронная
частота вращения ротора двигателя зависит только от р:
Трехфазные асинхронные электродвигатели имеют число полюсов
2р = 2 ч- 12.
Синхронные частоты вращения этих двигателей имеют следующие
значения:
Число полюсов 2р , .......... . 2 4 6 8 10 12
пс, об/мин....................... 8000 1500 1000 750 600 500
При определении общего передаточного числа надо исходить из
расчетной частоты вращения под нагрузкой, соответствующей номи-
нальному режиму работы.
Условные обозначения электродвигателей
Трехфазные асинхронные электродвигатели новой единой серии
(общего назначения) обозначают следующим образом:
А2 — электродвигатели, защищенные от капель и твердых час-
тиц (падающих под углом45е) и предохраненные от прикосновения
к вращающимся токоведущим частям;
АО2 — закрытые обдуваемые двигатели.
К этим основным обозначениям добавляют буквы, указывающие
особенности двигателя:
П — двигатель с повышенным пусковым моментом;
С — двигатель с повышенным скольжением;
Т — двигатель для текстильной промышленности;
В — двигатель, встроенный в корпус машины;
Л — двигатель с алюминиевым корпусом;
К — двигатель с фазовым ротором и контактными кольцами.
8
Кроме букв марка двигателя содержит цифры,из которых первая
относится к наружному диаметру сердечника статора (габарит),
вторая показывает порядковую длину сердечника; остальные, стоящие
после дефиса, — число полюсов. Например, марка АОП2-82-4 означает
трехфазный асинхронный двигатель, закрытый, обдуваемый, с повы-
шенным пусковым моментом; габарит сердечника статора в услов-
ных единицах — 8, порядковая длина сердечника — 2, число полю-
сов—4. В обозначении асинхронного двигателя, допускающего из-
менение частоты вращения путем переключения полюсов, справа
от дефиса пишется общее число полюсов и под чертой — число
полюсов после переключения, например, двигатель АО2-82-12/6
имеет 12 полюсов с переключением на 6, что соответствует пс = 500 и
1000 об/мин; двигатель А2-62-8/6/4 имеет 8 полюсов с переключением
на 6 и на 4 и соответственно мс = 750; 1000 и 1500 об/мин.
Форма исполнения и способ установки электродвигателей единой
серии отмечаются следующим образом:
М100 — электродвигатели горизонтальные со станиной на лапах;
М200 — горизонтальные на лапах и с фланцем на щите;
М300 — горизонтальные со станиной без лап и с фланцем на щите;
М302 — вертикальные со станиной без лап, с фланцем на щите.
Область применения электродвигателей единой серии
Электродвигатели типа АОП2 предназначены для привода машин,
имеющих постоянную или мало меняющуюся нагрузку при длитель-
ном режиме и большую пусковую нагрузку вследствие повышенной
силы трения или больших инерционных масс, например, для компрес-
соров, насосов, конвейеров, шнеков, глиномялок.
Электродвигатели типа АОТ2 — для установок в' текстильной
промышленности и в таких производствах, где из-за круглосуточной
работы особое значение приобретают к. п. д. и cos <р двигателя.
Электродвигатели типа АОС2 — для привода машин, работающих
с пульсирующей или ударной нагрузкой и имеющих большой маховой
момент, для машин с частым пуском и реверсом, например, для моло-
тов, прессов, ножниц, поршневых компрессоров.
Диапазон мощностей электродвигателей единой серии приведен
в табл. 1.2, а основные технические характеристики — в приложении.
1.2. Диапазон мощностей трехфазных асинхронных электродвигателей
новой единой серии, кВт
"с Тип электродвигателя
А2 АО2 АОП2 АОС2 АОТ
3000 17-125 0,8-100 0,2—13 _
1500 13-100 0,6-100 4—100 0,6-77 0,8—22
1000 10-75 0,4- 75 3—75 0,4-68 0,6—17
750 7,5—55 2,2—55 2,2—55 3-55 1,5-13
9
§ 1.4. ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО ПРИВОДА
Общее передаточное число привода определяется как отношение
угловых скоростей или частот вращения вала двигателя и ведомого
вала при номинальной нагрузке:
Для сравнительного расчета нескольких вариантов привода можно
выбрать двигатели равной мощности, но с различными частотами
вращения. Полученное для первого варианта общее передаточное
число разбивают по ступеням, руководствуясь данными табл. 1.3.
Для прочих вариантов можно наметить разбивку общего i примерно
пропорционально тем значениям, какие были выбраны для первого
варианта. Например, если для первого варианта привода от электро-
двигателя с п' = 730 об/мин были намечены конкретные значения
частных передаточных чисел ц, tj, ... i* так, чтобы
i .. • Zfe,
то для второго варианта прип" = 1460 об/мин i" будет в 2 раза больше;
ту—
можно соответственно умножить каждое частное значение h{ нау 2,
где т — число всех ступеней привода; для схемы на рис. 1.1 т — 4;
следовательно, можно принять tj = |^2... i'k = i'k 7/2 и т. д.; такой
способ далеко не единственный; можно, например, оставить i\ ременной
или цепной передачи постоянным, варьируя передаточные числа редук-
тора и т. д.
1.3. Передаточные числа
Передача Рекомендуемое значение
среднее наибольшее
Закрытая зубчатая (редуктор): с цилиндрическими колесами с коническими колесами Открытая зубчатая Червячный редуктор Открытая червячная . Цепная Плоскоременная открытая Плоскоременная с натяжным роликом Клиноременная ... 3—6 2—3 3—7 10—40 10-60 2—6 2—5 4-6 2—5 10 6 12 80 120 8 6 8 7
Примечание. При установке венцов ведомых зубчатых колес непосредственно на крупногабаритных деталях приводных машин (например на барабане сушилки, транс- портера, лебедки, на тарелке питателя) передаточное число одной пары зубчатых колес может быть значительно увеличено.
Для того чтобы габариты передачи не были чрезмерно большими,
рекомендуется придерживаться некоторых средних значений ц, i2...,
по возможности не доводя их до наибольших, допускаемых лишь в
ю
отдельных случаях; например,
для одной ступени зубчатого ре-
дуктора ГОСТ 2185—66 допускает
гРед = 12,5, однако такой редуктор
окажется более громоздким, чем
двухступенчатый с таким же общим
передаточным числом. В табл. 1.3
приведены значения i для различ-
ных типов передач; ею можно поль-
зоваться для предварительной раз-
бивки общего передаточного числа.
В процессе разработки проекта
передаточные числа уточняют в
соответствии с ГОСТами и конкрет-
ными техническими условиями.
Рис. 1.4. Схема привода (к примеру
расчета):
1 — электродвигатель; 2 — ремеииая пе-
редача; 3 — редуктор; 4 — муфта; 5 — лен-
точный транспортер
Пример. На рис. 1.4 представлена кинематическая схема привода к ленточному
транспортеру. Требуется определить общее передаточное число и произвести пред-
варительную разбивку его для трех вариантов — от электродвигателей с синхрон-
ными частотами вращения пс = 750; 1000 и 1500 об/мин. Диаметр барабана £> =
500 мм, тяговое усилие Р== 11 • 103 Н, скорость ленты о= 0,30 м/с.
Решение. 1. Определяем к. и. д. всего привода по формуле (1.4), пользуясь
данными табл. 1:
и = п п 1Д
4 'рем 'ред чг
где k — число пар подшипников;
т|=0,95 • 0,972 - 0,99з о, 86.
2. Находим требуемую мощность двигателя по формулам (1.1) и (1.3):
Pv 11-10^0,30 „
N = =------77757-— «г 3850 Вт 3,85 кВ г.
Т] 0,86
3. Подбираем двигатель. Гак как транспортеры работают обычно в пыльной
среде, то выбираем закрытые обдуваемые электродвигатели типа АОП2 (см. прило-
жение, табл. П6) для трех вариантов.
Вариант Двигатель Мощност ь кВт Частота вращения, об/мии
синхронная при номинальном режиме
1 АОП2-51-8 4 750 710
2 АОП2-42-6 4 1000 955
3 АОП2-41-4 4 1500 1440
4. Определяем частоту вращения барабана:
60- 1000о
ЙО
60- 1000 - 0,30
3,14-500
11,5 об/мин.
5. Находим общее передаточное число для каждого варианта и производим
его разбивку (см. табл. 1.3)
п ___ п
пр ~ 11,5 ‘
11
Передаточное число Варианты
1 2 3
Общее для привода i Ременной передачи /рем тл - i Редуктора двухступенчатого £ред=-— *рем 62 2,5 24,8 83 2,8 29,6 125 3,2 39
При разбивке i возрастание частных передаточных чисел при переходе от од-
ного варианта к другому было выбрано примерно одинаковым для каждой ступени.
Так как в заданной кинематической схеме предусмотрено три ступени (ременная
передача + две зубчатые ступени), то соответствующие множители при переходе
от первого варианта ко второму
при переходе от второго варианта к тоетьему
Так как для приводов общего назначения не рекомендуются электродвигатели
спс 750 об/мин, го из рассмотренных трех вариантов следует предпочесть второй
(пс = 1000 об/мин).
Глава 2
ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
О РЕДУКТОРАХ
§ 2.1. ОБЗОР ОСНОВНЫХ СХЕМ РЕДУКТОРОВ
Редуктором принято называть механизм, состоящий
из зубчатых или червячных передач (или тех и других вместе), выпол-
ненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи энергии
от двигателя к рабочей машине.
Редуктор состоит из корпуса, отлитого из чугуна или, реже, из алю-
миниевого сплава, или изготовленного посредством сварки из стали.
В корпусе размещены элементы передачи — зубчатые колеса, валы,
подшипники и т. д. Редукторы служат как механизмы для понижения
угловой скорости (частоты вращения) и соответственно повышения
вращающего момента; механизмы для повышения угловой скорости,
выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или
мультипликаторами.
Редуктор можно проектировать либо для привода определенной
машины, либо по заданной нагрузке (моменту на тихоходном валу)
и передаточному числу без указания конкретного назначения. Вто-
рой случай характерен для специализированных редукторных заво-
дов, па которых организовано серийное производство. При проекти-
ровании приводной установки можно выбрать и заказать на данном
заводе из числа выпускаемых типоразмеров редуктор, подходящий
для заданных условий работы. Как правило, это экономически целе-
сообразнее, чем проектировать новый редуктор специально для данного
привода и изготовлять его в условиях неспециализированного про-
изводства.
Число разновидностей редукторов чрезвычайно велико. На
рис. 2.1—2.26 представлены кинематические схемы наиболее рас-
пространенных типов редукторов, там же приведены фотогра-
фии, дающие представление об общем виде и устройстве некоторых
из них.
На кинематических схемах буквой Б отмечен входной (быстро-
ходный) вал редуктора, a Т — выходной (тихоходный).
Классификация редукторов проводится по следующим основным
признакам: тип передачи (зубчатые, червячные, зубчато-червячные,
червячно-зубчатые, планетарно-зубчатые редукторы), число ступеней
(одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.), тип зубчатых колес
13
Рис. 2.1. Одноступенчатый горизонтальный редуктор i ци-
линдрическими зубчатыми колесами:
а — кинематическая схема; б — общин вид редуктора с шевронными
колесами: в — общий вид редуктора с косозубыми колесами
Рис. 2.2. Одноступенчатый верти-
кальный редуктор с цилиндри-
ческими зубчатыми колесами:
а— кинематическая схема; б — общий
вад
14
(цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические редукторы)
относительное расположение валов редуктора в пространстве (гори-
зонтальное, вертикальное и т. д.), особенности кинематической
схемы редуктора (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью
и т*. д-).
Возможность получения больших передаточных чисел при малых
габаритах передачи обеспечивают планетарные редукторы. Сведения
о расчете и конструировании редукторов этого типа приведены
в гл. IV.
Специальным типом весьма компактной приводной установки
является так называемый мотор-редуктор. Представление о внешнем
виде и устройстве некоторых типов мотор-редукторов дают фотогра-
фии и схемы, приведенные на рис. 2.27—2.33.
Одноступенчатые цилиндрические редукторы
На рис. 2.1 представлены схема и общие виды горизонтального,
а на рис. 2.2 — вертикального цилиндрического редуктора. Редукторы,
выполненные по той и другой схеме, могут иметь колеса с прямыми,
косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще бывают литыми
чугунными, реже — сварными из стали. При серийном производстве
целесообразнее применение литых корпусов. Валы могут монтиро-
ваться как на подшипниках качения, так и на подшипни-
ках скольжения, последние обычно применяют в тяжелых редук-
торах.
Передаточное число одноступенчатого редуктора, как правило,
i 5, хотя ГОСТ 2185—66 допускает для одноступенчатых зубчатых
передач максимальное передаточное число ;гаах = 12,5. Нецелесообраз-
ность применения одноступенчатых редукторов со сравнительно
большими передаточными числами иллюстрируется рис. 2.3. Выбор
горизонтальной или вертикальной схемы как для одноступенчатого,
так и для редукторов остальных типов диктуется удобством общей
компоновки привода (относительное расположение двигателя и рабо-
чего вала приводимой в движение рабочей машины и т. д.).
Одноступенчатые конические редукторы
На рис. 2.4, а, б, в представлены схема и общий вид (в двух вари-
антах) горизонтального, а на рис. 2.5, а, б — вертикального кониче-
ского редукторов. На рис. 2.5 показан редуктор с вертикальным рас-
положением тихоходного вала; возможно также вертикальное распо-
ложение быстроходного вала, тогда привод должен осуществляться .
от фланцевого электродвигателя (форма исполнения В).
По ГОСТ 12289—66 максимальное передаточное число для кониче-
ской зубчатой передачи (max = 6,3, но при прямозубых колесах прак-
тически для конических редукторов i 3,0, а при колесах с косыми
или криволинейными зубьями i sg 5,0.
Валы конических редукторов в большинстве случаев монтируют
на подшипниках качения.
15
Рис. 2.3. Сопоставление габаритов одноступенчатого и двух-
ступенчатого редукторов с цилиндрическими колесами при
одинаковом передаточной числе i = 8,5
Рис. 2.4. Одноступенчатый ре-
дуктор с коническими зубчатыми
колесами
Рис. 2.5. Одноступенчатый ко-
нический редуктор с вертикаль-
ным ведомым валом:
а — кинематическая схема; 6 — об-
щи:! вид
Рис 2.6. Двухступенчатый редуктор с ци-
линдрическими зубчатыми колесами
Рис. 2.7. Разновидности двухступен-
чатых редукторов с цилиндрическими
зубчатыми колесами
208— Q
17
Двухступенчатые и трехступенчатые
цилиндрические редукторы
Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редук-
торы, выполненные по развернутой схеме (рис. 2.6, а). Внешний
вид одного из редукторов такого типа показан на рис. 2.6, б. На
рис. 2.7, а показано устройство редуктора с косозубыми колесами,
а на рис. 2.7, б — с шевронными колесами. Общий вид последнего
показан на рис. 2.7, в.
Применение соосной схемы (рис. 2.8, а) позволяет получить мень-
шие габариты по длине, что и служит ее основным достоинством.
На рис. 2.8, б, в показаны два варианта исполнения горизонтальных
цилиндрических двухступенчатых соосных редукторов.
Равенство межосевых расстояний ступеней (пБ = пт) в соосных
редукторах приводит к частой недогрузке быстроходной ступени,
передающей меньшие нагрузки. Правда, при сравнительно небольшом
общем передаточном числе (i = 10 -=- 16) можно так произвести раз-
бивку общего передаточного числа (при обеспечении удовлетвори-
тельной компоновки редуктора), что нагру ’очная способность быст о-
ходярй ступени будет испоЯ1»зог. на пс иостью. Все же указанное
о оюятс [ьство рассматривают как оп,ин из недостатков соосной с
тый соосный редуктор
18
первой парой зубчатых
Рис 2.9. Редуктор Двухступенчатый с раздвоенной
I колес:
/ а — кинематическая схема; б — общий вид
(без крышки)
Рис. 2.10. Редуктор с раздвоенной тихоходной парой
зубчатых колес
Рис. 2.11. Кинематическая схема двух-
ступенчатого вертикального редуктора
19
Рис. 2.12. Кинематическая схема двух-
ступенчатого вертикального соосного
редуктора
Рис. 2.13. Кинематическая схе-
ма трехступенчатого редуктора
кроме того, к ее недостаткам относятся: большие, чем у редукторов,
выполненных по развернутой схеме, габариты по ширине (в направле-
нии осей валов); наличие только одного входного и одного выходного
концов валов, что ограничивает возможности выбора различных
вариантов общей компоновки привода: затрудненная смазка подшип-
ников, расположенных в средней части корпуса; усложненная конст-
рукция корпуса из-за подшипников, расположенных в его средней
части: большое расстояние между опорами промежуточного вала
(требуется увеличение его диаметра для обеспечения достаточной проч-
ности и, главное, жесткости).
В отношении типа зубьев и подшипников в одноступенчатых редук-
торах сказанное справедливо и относительно двухступенчатых цилинд-
Рис. 2.14. Трехступенчатый горизонтальный редуктор с на-
клонным разъемом корпуса
20
Рис. 2.15. Двухступенчатый ко-
ническо-цилиндрический реду к-
тор
°)
Рис. 2.16. Двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор
с вертикальным ведомым валом
21
рическнх редукторов. В отдельных случаях делают быстроходную
ступень с косозубыми, а тихоходную — с прямоз \imh колесами
(это относится как к соосным, так и к несоосным редукторам).
На рис. 2.9, а. представлена схема редуктора с раздвоенной быстро-
ходной ступенью, имеющей косозубые колеса. Тихоходная ступень
в этом случае имеет Л1гбо шевронные колеса, как показано на
рис. 2.9, и, либо прямозубые {рис. 2.9, и).
При раздвоенной быстроходной (или тихоходной, как на рис. 2.10)
ступени зубчатые колеса расположены симметрично относительно
опор, и концентрация нагрузки по длине зубьев получается меньше,
чем при применении обычной развернутой схемы. Кроме того, следует
иметь в виду, что в опасном сечении промежуточного вала возникает
крутящий момент, соответствующий половине передаваемой мощ-
ности. Это обстоятельство также относится к достоинствам схемы
с одной раздвоенной ступенью.
Ча рис. 2.11 и 2.12 даны схемы вертикальных двухступенчатых
редукторов —- развернутого и соосного.
Двухступенчатые редукторы обычно применяют для диапазона
передаточных чисел i = 8 -н 30. Крупные двухступенчатые редук-
торы, выпускаемые Новокраматорским машиностроительным заво-
дом (I1KM3), имеют i = 7,33 -> 44,02. При необходимости иметь
большее значение i можно применять трехступенчатые редукторы,
для которых imd4 — 400 (НКМЗ выпускает трехступенча гые редук-
торы с / 31,06 — 348), для учебных целей t трехступенчатых редук-
торов должно быть не свыше 120. Схема горизонтального трехступен-
чатого цилиндрического редуктора показана на рис. 2.13. Иногда
сказывается целесообразным выполнение трехступенчатого редуктора
•щ с горизонтальным, а с
Рае. 2.17 Кинематическая
схема коническо-цилиндри-
ческого редуктора с верти-
кальным ведущим валом
наклонным разъемом (рис. 2.14). При наклон-
ном разъеме обеспечивается смазка окуна-
:шем всех ступеней без чрезмерно глубо-
кого погружения в масляную ванну колеса,
имеющего наибольший диаметр. Техноло-
гия изготовления корпусов редукторов
с наклонным разъемом несколько слож-
нее, чем с горизонтальным разъемом.
Коническо-цилиндрические редукторы
На рис. 2.15, а, б, в даны схема и внеш-
ний вид (в двух вариантах) горизонталь-
ного, а на рис. 2.16, а, б — вертикального
двухступенчатого коническо-цилиндр ичес-
кого редуктора, На рис. 2.17 .дана также
схема коническо-цилиндрического редук-
тора, но с вертикальным валом кониче-
ской шестерни. Такой редуктор приводится
в движение от фланцевого электродви-
гателя, устанавливаемого непосредственно
на корпусе редуктора.
22
Рис. 2.18. TpexcTyneHuuTtiJ
коническ о-цшшпдр нчееки к
редуктор:
Рис. 2.19. Кинематическая схема грехсту-
пеичатого коническо-цилиндрического редук-
тора с соосными цилиндрическими ступенями
а — кинематическая схема: о -
«общий вид; « — то мх си cii'iT'Mi.
крышкой Ч.
В рассматриваемых редукторах коническая ступень может иметь
прямые, косые или криволинейные зубья. Цилиндрическая ступень
также может быть как прямозубой, так и косозубой. Балы, как пра-
вило, монтируют на подшипниках качения.
Для учебного проектирования нормальный диапазон передаточных
чисел для коническо-цилиндрических редукторов i = 8 -н 15.
Трехступенчатые редукторы с одной конической и двумя цилиндри-
ческими ступенями могут иметь i = 25 я- 75 (при учесиом проекти-
ровании). Цилиндрические ступени могут быть выполнены либо по
развернутой схеме (рис. 2.18, а, б, в), либо соосными (рис. 2.19».
Червячные редукторы
По относительному положению червяка и червячного колеса раз-
личают три основные схемы червячных редукторов: с нижним, с верх-
ним и с боковым расположением червяка.
•23
1
Рис. 2.20. Червячный редуктор с нижним рас-
положением червяка
На рис. 2.20, а дана кинематическая схема редуктора с нижним
распсложешем червяка; два варианта конструктивного оформления
показаны на рис. 2.20, б, в: на первом из них — с разъемным, а на
втором — с неразъемным корпусом. Редуктор по рис. 2.20, б имеет
искусственный обдуз корпуса, что обеспечивает более благоприятный
тепловой режим работы. Несколько иное конструктивное оформление
корпуса редуктора с нпжним расположением червяка и с искусствен-
ным об о вом показано на рис. 2.21.
Кинематическая схема редуктора с верхним расположением чер-
вяка и .два варианта конструктивного оформления корпуса (разъем-
ный и неразъемный) показаны на рис. 2.22, а — в.
Кинематическая схема и два варианта общего вида редуктора
с вертикальным валом червячного колеса показаны на рис. 2.23. Выход
вала колеса может быть в зависимости от назначения и компоновки
привода сделан либо вверх (рис. 2.23, а), либо вниз (рис. 2.23, б, в).
Редукторы с вертикальным расположением вала червячного колеса
применяют обычно для йривода механизма поворота, например, пово-
ротных подъемных кранов.
Червячные редукторы с вертикально расположенным червяком
встречаются редко, а потому их схема не приведена.
В отношении схем с нижним и с верхним расположением червяка
можно отметить, что в первой лучше условия смазки зацепления,
во второй — меньшая вероятность попадания в зацепление металличе-
24
Рис. 2.23. Червячный редуктор с вертикальным ведомым валом
25
Рис. 2.24. Двухступенчатый зубчато-червячный
редуктор
Pik. 2.25. Двухступенчатый чер-
вячно-зубчатый редуктор
26
ских частиц— продуктов износа. В конечном счете выбор той или дру-
гой схемы обычно ктуется удобством компоновки привода в целом.
Передаточные чиста силовых червячных редукторов по ГОСТ
13563—68* колеблются в пределах 8—80.
В связи со сравнительно невысоким к. п. д. редукторов с цилиндри-
ческими червяками применение их для передачи больших мощностей
нецелесообразно. Практически максимальная мощность, для передачи
которой предназначен редуктор, не превышает 40—50 кВт и лишь
в виде редкого исключения до 150 кВт.
Зубчато-червячные, червячно-зубчзтые
и двухступенчатые червячные редукторы
Схема одного из зубчато-червячных редукторов и его общий вид
показаны на рис. 2.24, а, б. Общий вид зубча го-черв ячного редуктора
с вертикальным валом червячного колеса изображен на рис. 2.24, «.
Передаточные числа редукторов этих типов до 150 и в отдельных слу-
чаях до 250, но при учебном проектирова-
нии следует ориентироваться на диапазон
передаточных чисел 40—80.
Кинематическая схема червячно-зубча-
того редуктора показана на рис. 2.25, а, а
на рис. 2.25, б, в изображены общие виды
этих редукторов с нижним и с верхним
расположением червяка. В отношении пе-
редаточных чисел редукторов этого типа
справедливо сказанное относительно зуб-
чато-червячных редукторов.
Одна из возможных схем двухступен-
чатого червячного редуктора показана на
рис. 2.26, а, а общий вид редуктора, вы-
полненного по этой схеме, — на рис. 2.26, б.
Другой тип двухступенчатого червячного
редуктора показан на рис. 2.26, в.
Рис. 2.26. Двухступенчатый червячный редуктор
27
Б)
Рассматриваемые редукторы имеют передаточные числа в пределах
80—2500, но для учебного проектирования следует ограничиваться
I = 150 ч- 400.
Мотор-псдукторы
Эта приводная установка представляет собой отдельный агрегат,
состоящий из электродвигателя и редуктора того или иного типа.
В большинстве случаев мотор-редукторы имеют зубчатые передачи,
но встречаются конструкции и с червячными передачами.
Горизонтальный мотор-редуктор с одноступенчатой цилиндриче-
ской передачей изображен на рис. 2.27, а, б. Также горизонтальный
мотор-редуктор, но с двухступенчатой цилиндрической передачей
показан на рис. 2.28, а, б.
На рис. 2.29 дан общий вид горизонтального мотор-редуктора
с планетарной зубчатой передачей. На рис. 2.30, а, б изображены две
кинематические схемы передач, применяемые в редукторе такого
типа.
Общий вид вертикального мотор-редуктора, включающего обыч-
ную зубчатую (первая ступень) и планетарную (вторая ступень) пере-
дачи, показан на рис. 2.31. На рис. 2.32 и 2.33 даны два варианта
28
Рис 2.28. Мотор-ред? р с соос-
ной двухступенчатой ^.ачатой пе-
редачей:
а — общ±ш вид; б — предщшндш р-азрез
устройства этого редуктора; в первом из них ведущая шестерня наса-
жена на вал электродвигателя, а во втором вал шестерни соединен
с валом электродвигателя зубчатой муфтой.
§ 2.2. РАЗБИВКА ОБЩЕГО ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА
РЕДУКТОРА ПО СТУПЕНЯМ
От целесообразной разбивки общего передаточного числа по сту-
пеням двух- и трехступенчатого редуктора в значительной степени
зависят его общие габариты, удобство осуществления смазки зацеп-
ления каждой ступени, рациональность конструкции корпуса и- удоб-
ство компоновки всех элементов передач в корпусе. Дать какую-либо
методику разбивки передаточного числа, удовлетворяющую всем ука-
занным требованиям, не представляется возможным. Приводимые
ниже рекомендации связаны в основном с обеспечением смазки зацеп-
лений всех ступеней окунанием, но к ним следует относиться как к ори-
29
Рис, 2.29. Общий вид горизонтального мотор-
редуктор а
Рис. 2.31, Сбщии вид верти-
кального мотор-редуктора
Рис. 2.30. Схемы передач горизонтального мо-
тор-редуктор а:
а — одноступенчатая планетарная; б — двухступен-
чатая планетарная
ентировсчныы, подлежащим корректировке в процессе и по результа-
там расчета зацеплений редуктора.
В двухступенчатых горизонтальных редукторах с цилиндриче-
скими зубчатым" колесами (см. рис. 2.6) при смазке зацеплений
окунанием желательно иметь диаметры колес d2 и d4 примерно оди-
наковыми или диаметр dt колеса тихоходной ступени несколько
больше, чем d2. Здесь, как и везде в дальнейшем, колесом называем
большее, а шестерней меньшее из зацепляющихся зубчатых колес.
Указанное соотношение диаметров получается при выборе пере-
даточного числа i\ быстроходной ступени по формуле
Z1=:j/(0,01 ч-0,02)/, (2.1)
• er । b-t . Ь2 „
где i — оощее передаточное число редуктора; ф1 = ± и if2 = — ко‘
эффициенты ширины первой и второй ступеней; Ь, и а± — ширина
колеса и межосевое расстояние первой ступени; Ь2 и а2 — то же второй
ступени.
з>
Значения if (' 4 приведены в гл. III. Отношение , обычно прини-
мают равным 1,2о пли 1,6, реже 2.
Для тяжелых редукторов при разбивке передаточного числа обычно
исходят из условия получения минимальной массы зубчатых колес
или минимального суммарного межосевого расстояния. При этом
обычпо равенство </2 = с!л не соблюдается.
Для двухступенчатых горизонтальных соосных редукторов при
сравнительно небольших передаточных числах (i — 8 -н 16) можно
Рис. 2.32. Верти-
кальный мотор-ре-
дуктор с обычной
и планетарной зуб-
чатыми передачами
31
обеспечить такую разбивку передаточного чи , при которой будет
полностью использована нагрузочная способность быстроходной сту-
пени. Соотношение диаметров колес первой и второй ступеней также
оказывается приемлемым. Для выбора рекомендуется формула
(2-2)
Рис. 2.33. Вертикальный мотор-редуктор, в котором вал ве-
дущей шестерни соединен с валом двигателя зубчатой
муфтой
32
ф.
Нно приппжнот равным 1,5 или 1,6 при значениях
ГОСТ 2185—66
Отношение , (
to
соотве^ству ют п и г
В двухступенчатых цилиндрических вертикальных редукторах
(ем. рис. 2.11) смазку зацепления быстроходной ступени можно осуще-
''твить с помощью смазочной шестерни, свободно насаженной на тихо-
ходный вал редактора. При этом желательно, чтобы колесо тихоходной
ступени погружалось в масло не более чем на г/в .циаметоа. Для соблю-
дения этого условия надо принимать i\ <z io. Более точные рекомен-
дации для этого случая дать затруднительно.
Для соосных вертикальных редукторов можно также пользоваться
формулой (2.2).
В коническо-цилиндрических редукторах не рекомендуется пере-
даточное чисто конической ступени > 4, обычно даже 3,5. Ориен-
тировочно можно принимать ц = iK0B = (0,22 -е 0,28) i, меньшие зна-
чения — при больших общих передаточных числах. Осуществи гь
смазку ступеней окунанием в этих редукторах удается редко.
В зубчато-червячных редукторах не следует принимать передаточ-
ное число зубчатой пары более чем 2,0—2,5; в червячно-зубчатых
можно придерживаться тех же значений, лишь в отдельных случаях
принимая i3v6 = 3,0. Можно также пользоваться соотношением i3y6 =
= (0,03 я- 0,06) i.
В Двухступенчатых червячных редукторах удобство общей компо-
новки обычно обеспечивается при а, — 2аг; передаточные числа быстро-
ходной и тихоходной ступеней получаются при этом примерно одина-
ковыми.
2 Зак. 220
Гла ва 3
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ
ПЕРЕДАЧ
§ 3.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Для закрытых зубчатых передач редукторного типа
при определении их размеров в большинстве случаев решающую
роль играет расчет рабочих поверхностей зубьев на выносливость
ио контактным напряжениям (расчет на отсутствие усталостного
выкрашивания). Этот расчет выполняют как проектный. Кроме того,
производят проверочный расчет зубьев на выносливость по напряже-
ниям изгиба. В большинстве случаев напряжения изгиба в зубьях
колес, рассчитанных на контактную прочность, весьма невелики.
Исключения могут быть в двух случаях:
а) если применена поверхностная термическая или термохимиче-
ская обработка рабочих поверхностей зубьев до высокой твердости
НВ 350, в этом случае вообще может оказаться, что размеры пере-
дачи лимитируются расчетом зубьев на изгиб;
б) если при данном межосевом расстоянии, полученном из расчета
зубьев на контактную прочность, принято большое суммарное число
зубьев (гс — + Д?), так как в этом случае получаются мелкомодуль-
ные зубья.
Для передач, работающих со значительными кратковременными
перегрузками (пиковые нагрузки), следует дополнительно проверить
контактные напряжения и напряжения изгиба при максимальной
нагрузке.
11срвая из этих проверок должна гарантировать отсутствие хруп-
кого разрушения или пластических деформаций рабочих поверх-
ностей зубьев: вторая — отсутствие хрупкого разрушения или пла-
стических деформаций при изгибе.
Максимальные (пиковые) нагрузки действуют весьма непродол-
жительно (в течение малого числа циклов), поэтому указанные про-
верки являются расчетами на статическую прочность.
Открытые зубчатые передачи на выносливость рабочих
поверхностей по контактным напряжениям не рассчитывают, так как
в этом случае процесс абразивного износа поверхностей зубьев колес
происходит быстрее, чем процесс их выкрашивания от действия
переменных контактных напряжений; размеры зубчатых зацеплений
открытых передач определяют из расчета зубьев на выносливость
34
по напряжениям 1 иба и в случае наличия пиковых нагрузок про-
веряют на статическую контактную и общую (по изгибу) прочность.
Формулы для расчетов на усталостную и статическую прочность
одинаковы, различны лишь значения принимаемых при этих расчетах:
До1 ускаемых напряжений (см. § 3.5). Это относится к расчетам как
на контактную прочность, так и на изгиб.
Применяемые методы расчета зубчатых зацеплении базируются
на одних и тех же теоретических предпосылках, но имеют определенные
различия как в структуре расчетных формул, так и в выборе входящих
в hilx эмпирических коэффициентов и принимаемых допускаемых
напряжений; отличия в расчетных формулах, приводимых в разных
источниках, объясняются построением их в различных единицах
измерения и тем, что в одном случае в качестве величины, характери-
зующей нагрузку передачи, принимают передаваемую мощность,
в другом — момент, в третьем — окружное усилие.
В учебнике |40| дано несколько иное написание расчетных формул и изменены
обозначения некоторых коэффициентов. Здесь эти изменения не отражены, так как
учебник [40] предназначен для машиностроительных институтов, а в учебной и
справочной литературе, используемой в немашиностроительных вузах, применя-
ются те же формулы и обозначения, которые даны здесь.
Максимальные нормальные напряжения определяют по формуле
Герцф полученной для случая контакта двух бесконечно длинных
круговых цилиндров с параллельными образующими:
<тк = 0,4181/~~, (3.1)
г (’пр
где q — нагрузка на единицу длины контактной линии;
Е — ----так называемый приведенный модуль упругости
для материалов колес;
— — ----приведенная кривизна профилей зубьев в точке
контакта (знак плюс — при внешнем зацеп-
лении и минус — при внутреннем).
Для прямозубых цилиндрических колес (при внешнем зацеплении)
имеем
КР = 2КЛ11
b cos a dtb cos а '
PiPu pTu dxu sin cc
On? - pt+pj «4-1 2 («4-1) "
Здесь Л' — коэффициент нагрузки (см. ниже);
di — делительный диаметр шестерни *;
b — ширина зубчатого венца;
и — передаточное число (и 1).
* Здесь и в дальнейшем шестерней называем мельшее из зацепляющихся зуб-
чатых колес.
2*
ocie подстячолки Q и p^p формулу (3.1) полу пл при угле зацеп-
ления сс — 20°
о._1,4ту^!£1у-!- (3.2)
Формула (3.2) справедлива при любых взаимно согласованных
единицах изменения входящих в нее величин.
Для стальных колес при Е = 2,1 • 105 Н/мм2 получим
(3.3)
Здесь A/j в Н • мм, <1г и b в мм, ок в Н/мм2.
§ 3.2. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ ЧОЛЕСА
С ПРЯМЫМИ, /.ОСЫМИ И ШЕВРОННЫМИ ЗУБЬЯМИ
Принципиальные основы расчета,, его методика, принятые обозна-
чения и вид расчетных зависимостей для прямозубых и косозубых (ше-
вронных) колес практически совпадают. Некоторые отличия в выборе
параметров зацепления и коэффициентов, входящих в расчетные
формулы, даны в приводимых к ним пояснениях.
Прямозубые колеса применяют при умеренной окружной скорости v
порядка до 3—3 м.с. При большей скорости пришлось бы значительно
повышать степень точности таких колес, целесообразнее же перехо-
дить на косозубые колеса.
Шевронные колеса применяют преимущественно для 1 геоедачи
сравните гьно больших мощностей; различают два типа колес: а) с жест-
ким углом шеврона; б) с канавкой между зубьями; колеса с проточкой
могут быть изготовлены более точно, чем с жестким углом шеврона.
Расчет ла контактную прочность
Проектный расчет цилиндрических колес основан на формуле
(3.2), входящие в нес две независимые определяемые величины и b
выражают через межосевое расстояние ат:
= (3.4)
(3.4а)
1Де фо— коэффициент ширины зубчатого венца.
Вводя эти выражения в формулу (3.2) и учитывая условие контакт-
ной прочности ок [о]к, получаем обобщенную формулу для прямо
зубых, косозубых и шевронных колес
_ 1,47 {н+1) -1ГКМ,Е (и + 1) „ ,
2aw buk„ '
Отсюда искомое межосевое расстояние
= («+!) ]/ (
0./36^2 КЩЕ
l«k J
(3.6)
36
Формулы (3.5) и '^.G) справедливы в любой системе едипнц при
условии соблюдения .ранила размерностей.
В международной системе единиц (СМ) для стальных зубчатых
колее Е = 2,1 • 105 Н 'мм2; формулы (3.5), (3.6) примут вид
' (37
Е г baka
. . ’ /'/ 340 \г КМг о,
°® ~ {и + 1 V (м J qaukn ’ ( ,8)
В формулах (3.7) и (3.8) стк — расчетное контактное напряжение,
Н/мм2; К — коэффициент нагрузки, определяемый по данным, при-
веденным в § 3.4; Mt — номинальное значение момента, передаваемого
шестерней, Н мм; и — передаточное число, равное отношению числа
зубьев колеса к числу зубьев шестерни [при внутреннем зацеплении
знак плюс в выражении (и + 1) надо заменить на минус]; Iо]к — допус-
каемое контактное напряжение для поверхностного слоя зубьев, Н/мм3)
фа — коэффициент ширины колес; для прямозубых колес фд = 0,2 4-
4- 0,4; для косозубых колес фд = 0,2 4- 0,6, при этом значения фд <
<0,4 допустимы лишь при условии соблюдения неравенства
фп3г2^« (3.9)
Tn aw sm |>1 '
t
где тп — нормальный модуль зубьев, мм;
Р — угол наклона линии зуба на делительном цилиндре.
Для шевронных колес фд = 0,5 4- 0,8 (до 1,2).
Значения aw, и и фд для стандартных редукторов с цилиндрическими
зубчатыми колесами приведены ниже.
kn — коэффициент, учитывающий влияние суммарной длины
контактных линий на повышение нагрузочной способности
передачи: для прямозубых колес kn = 1;
для косозубых колес при твердости НВ 350 и |) < 253 k„ —
= 1,354- 1,50 (меньшее значение при ?1^20, большее — при ?! Д>40);
при твердости > НВ 350, а также при р > 25° независимо от твер-
дости k„ — 1,15.
В некоторых случаях, например в коробках передач, принимают
<-а = 0,12 4- 0,15.
При выборе этого коэффициента надо учитывать следующее:
а) при консольном расположении хотя бы одного из двух сцепля-
ющихся колес не следует принимать большие значения фд;
б) при проектировании передач на небольшие нагрузки, когда
можно ожидать получения малых значений модуля, следует ориенти-
роваться на фо = 0,2 4- 0,25;
в) для второй (тихоходной) ступени редукторов обычно принимают
большие значения фа, чем для первой;
г) повышение точности изготовления и монтажа передачи позволяет
принимать более высокие значения фа.
Рекомендуется ограничивать отношение ~ < 1 — для прямо-
бых; до 1,5 — для косозубых и до 2,5 — для шевронных колес.
37
В формулы (3.5)—(3.9) следует подставлять |гт]к для колеса, изго-
товляемого, как правило, из материала, имеют b более низкие зна-
чения механических характеристик, чем материал шестерни. Твер-
дость рабочих поверхностей зубьев колеса также обычно ниже, чем
шестерни. Для косозубых передач с большой разностью твердостей
поверхностей зубьев (для колеса sg НВ 320, для шестерни HRC 50)
рекомендуется принимать [о]к равным среднему арифметическому
из допускаемых контактных напряжений, определенных для шестерни
и колеса, но не свыше 1,25 [<т]к колеса для косозубых и не свыше
1,15 [о1,с колеса для шевронных передач.
Если по условиям проектного задания основные параметры редук-
тора должны соответствовать стандарту (это требование обычно ста-
вится прн проектировании редукторов, предназначенных для серийного
выпуска), значение aw, вычисленное по формуле (3.8), округляют
до ближайшего по ГОСТ 2185—66.
При проектировании нестандартного редуктора значение аа, округ-
лять следует лишь до целого числа миллиметров.
Для выбора модуля и чисел зубьев шестерни и колеса можно реко-
мендовать один нз следующих двух способов:
1. Задаются величиной модуля в интервале
т — (0,010 -4- 0,020) aw
и округляют его до ближайшего стандартного по ГОСТ 9563—60**
(табл. 3.1).
3.1. Значения модулей зубчатых передач (по ГОСТ 9563—60**)
0.3 1 (2.75) 4,5 9 16 30
0.4 1.25 3 5 10 18 33
0,5 1.5 (3.25) 5,5 11 20 36
О.б 1.75 35 6 12 39
0.7 (3,75) 6,5 13 24 42 j
О.З 2,25 4 7 14 26 45 1
2,о (4,25) 8 15 28 50
[ Примем а н и е. Значения модулей, указанные в скобках, желательно не применять.
Для косозубых колес в большинстве случаев стандартным является
нормальный модуль т„. Для шевронных колес стандартным може--
быть либо нормальный т„, либо окружной модуль т,. Это зависит ол
применяемого зуборезного оборудования и инструмента.
Определяют суммарное число зубьев zc = zt + z,. Для прямозубых
колес или шевронных со стандартным торцовым модулем
Од
гс=^; (3.10?
тг
для косозубых и шевронных колес со стандартным нормальным моду-
лем
2яа, cos р
(З.П )
Угол наклона линии зуба р принимают для косозубых колос в пре-
делах Р = 8 -г- 15е. .Ия шевронных р — 25 -> 40° (в отдельных слу-
чаях до 45’).
Определяют
(3.12)
После округления модуля по станчапту и г, и г, то целых чпеел
уточняют и. = г- и aw:
? i
для прямозубых колес и шевронных со стандартным торцовым
модулем
(3.13)
для косозубых или шевронных колес со стандартным нормальным
модулем
2 cos р ’
(З.Н)
Условие, чтобы aw было стандартным или выражалось целым чис-
лом миллиметров, удовлетворяется (при стандартном тп) путем изме-
нения угла р. Поясним сказанное. Пусть ат, вычисленное по формуле
(3.14), оказалось не целым числом, тогда следует принять равным
ближайшему целому числу миллиметров (иногда округляют aw до числа,
кратного пяти) и вычислить соответствующее значение
Это вычисление следует выполнять с точностью до пяти значащих
цифр. Полезно проверить вычисления, определив
с точностью до сотых долей миллиметра, и убедиться, что
_Ф+
о
равно принятому значению.
2. Задаются числом зубьев шестерни. Для некорригированных
колее, нарезаемых инструментом реечного типа, минимальное число
зубьев, при котором еще нет подрезания зубьев,
2 cos р
(3.15)
здесь aw — профильный угол производящей рейки в торцовом сече-
нии, определяемый из равенства tga0< = -c^j;~
Для прямозубых некорригированных цилиндрических колес
₽ = 0, ае, = 20° и zmin^17. (3.16)
Для косозубых и шевронных колес
Лпш 17cos3p. (3.17)
Рекомендуется выбирать для I ступени редуктора zx = 20 -г- 30,
для последующих ступеней гг = 17 -е 24.
После выбора гх определяют г2 = гхи, а для косозубых и шеврон-
ных колес, кроме того, выбирают угол р. Затем определяют модуль;
для прямозубых колес и шевронных со стандартным торцовым модулем
2о
(3.18)
для косозубых и шевронных со стандартным нормальным модулем
2а™cos В
т„ = _ т--—
(3.19)
При проектировании стандартного редуктора после кинематиче-
ского расчета следует для каждой ступени принять передаточное отно-
шение, соответствующее указанным в ГОСТ 2185—66 величинам:
1 й ряд . . . 1,0; 1,25; 1.6; 2.0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6.3; 8.0
2й ряд . . . 1,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2.8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0
Первый ряд следует предпочитать второму.
У казаипые значения передаточных отношений (передаточных чисел)
являются номинальными; фактическое значение окончательно
устанавливаемое после выбора гг и z2, не должно отличаться от номи-
нального более чем на 2,5% при и sg 4,5 и 4% при и > 4,5.
Задаваясь в начале расчета коэффициентом ширины, необходимо
также ориентироваться на указанные в ГОСТ 2185—66 значения, учи-
тывая при этом приведенные выше рекомендации. По ГОСТ 2185—66
значения ф„ следует выбирать из ряда:
0,100; 0,125; 0,160; 0,200; 0,250; 0.315; 0,400; 0,500; 0,630; 0,800; 1,00; 1,25
После определения требуемой величины межосевого расстояния
его следует округлить до ближайшего стандартного, выбираемого
из следующих рядов:
1-й ряд . . , 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 315; 400; 500; 630
2-й ряд . . . 140; 180; 225; 280; 355; 450; 560; 710
Здесь приведены предусмотренные ГОСТом значения ат (в
ГОСТ 2185—66 принято обозначение А) лишь до 710 мм, ГОСТ регла-
ментирует величины до 2500 мм.
Поясним ход выбора параметров зацепления на числовом примере.
40
Пример. При рр'чеге одноступенчатого цилиндрического редуктора с прямо-
зубыми колесами бь получено требуемое межосевое расстояние по формуле (-3.8):
aw = 158 мм; заданное передаточное число f — 3,5. По ГОСТ 2185—66 принимаем
ош = 160 мм; суммарное число зубьев обычно выбирают в пределах zc — 100 -ч- 200:
примел гс = 160, при этом подучим
2ат 2 160 о
т-—= —ГН7<-=2 мм.
гс 160
Ближайшее стандартное значение передаточного числа и — 3,55.
Определяем число зубьев шестерни;
Ze 160
21-----
принимаем zx = 35.
Число зубьев колеса
z^Zc-z^ 160— 35=125.
Фактическое значение передаточного числа
125 Q г7
^-=3,57
Zo
отличается от стандартного на 0,6% (допускаемое отклонение ±2.5%). Если при
модуле т — 2 мм прочность зубьев на изгиб окажется недостаточной, надо принять
гс — 128 и т = 2,5 мм. Тогда гг = 28 и г8 = 100; «ф = 3,57, т е. отличается от
стандартного также на 0,6%.
После окончательного установления размеров колес следует
проверить величину расчетных контактных напряжений по одной
из формул (3.3), (3.5), (3.7).
Такая проверка необходима в первую очередь потому, что после
определения размеров передачи и окружной скорости уточняют
значение коэффициента нагрузки; если он лишь незначительно отли-
чается от принятого предварительно, то все равно имеет смысл выпол-
нить проверку, так как она может выявить вычислительную ошибку,
допущенную при определении aw. Более или менее значительное рас-
хождение величин ок и [ст!к будет свидетельствовать о наличии такой
сшибки (конечно, при мало изменившемся значении коэффициента
нагрузки).
Проверка рабочих поверхностей зубьев на отсутствие пластической
деформации или хрупкого разрушения выполняется по формуле
Oman — О к
111. npi
^2 max
Л12
Отах — напряжение в поверхностном слое зубьев, соответ-
ствующее нагружению передачи максимальным (пи-
ковым) моментом;
ок — напряжение в поверхностном слое зубьев, опреде-
ленное по формуле (3.3) или (3.5),или (3.7);
М.гаах — максимальный (пиковый) момент на валу колеса;
Л42 — номинальный момент на валу колеса;
1о|К11р— допускаемое предельное напряжение, принимаемое
по данным § 3.5.
(3.20)
И
Расчет зубьев на прочность по напряжениям изгиба
Для проверки зубьев цилиндрических колес закрытых передач
на прочность по напряжениям изгиба можно пользоваться формулой
КР
О.. “----ГТ—
пи
(3 21)
здесь К — коэффициент нагрузки, принимаемый при расчете на изгиб
таким же, как и при расчете на контактную прочность;
Р — окружное усилие;
у — коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости
от числа зубьев — действительного для прямозубых и
эквивалентного (приведенного) zv для косозубых и шев-
ронных 11 коэффициента смещения (для корри-
гированных колес) по табл. 3.2;
тп — нормальный модуль зацепления;
b — ширина зубчатого, венца;
/гпи — коэффициент повышения нагрузочной способности на
изгиб косозубых и шевронных колес; значения его такие
же, как и при расчете на контактную прочность: /гп„ =
= /гп [см. пояснения к формулам (3.7), (3.9)1, для прямо-
зубых колес /гпи = I.
Допускаемое напряжение изгиба [ст]и следует выбирать по дачным,
приведенным в § 3.5.
3.2. '.вэффициевт формы зуба у при угле гицеплеиия 20’ и при /о=-^1- = 1,0
/Ид
Ччс по т^бъев г Зг6«атые колеса и шестерни внешнего зацепления и шестерни внутреннего зацепления при коэффициенте смещения исходного контура Зубчатые колеса с внутренними зубьями
—о.ь —ОД • —ОД I 0 +0.2 | +0.4 +0.6 +1.0
12 0,169 0,239 0,308 0,378 0.448 0,516 0,686
14 0.138 0.202 0,266 0,330 0,392 0,458 0,522 0,650 —.
16 0.195 0,2'9 0,302 0.355 0,408 0,461 0,516 0,621 —
18 0.237 ОД283 0,330 0,377 0,424 0,470 0,516 0,610 —
’0 0,262 0,307 0,348 0,389 0,431 0,473 0,513 0.596 —
22 0,296 0.331 0.367 0,402 0,437 0,473 0,509 0,о79 —
24 0,325 0.355 0,38-’ 0,414 0,445 0,475 0,504 0,563 -—
26 0.345 0,373 0,400 0,426 0,455 0,481 0,509 0,563 —
28 0.358 0,383 0,408 0,434 0,458 0,484 0,509 0.560 0 942
30 0.369 0,392 0,416 0,440 0,464 0,48b 0.511 0,55С 0,916
35 0,390 0,411 0,431 0,452 0,473 0,494 0.514 0,556 0,863
40 0.406 0,426 0,445 0,465 0,485 0,503 0,523 0,562 0,825
чь 0,415 0,434 0,452 0,471 0,490 0,509 0,528 0,565 0,795
50 0,423 0,441 0,459 0,477 0,495 0,513 0,531 0,568 0,769
60 0,440' 0,456 0,474 0,490 0,507 0,523 0,540 0,574 0,731
80 0,457 0,471 0,485 0,449 0,512 0,526 0,541 0,569 0,688
100 0,464 0,481 0,494 0,505 0,517 0,530 0,542 0,586 0,660
1 Ю 0,492 0,499 0,ь08 0,515 0,523 0,j31 0,340 0,556 0,620
Рейка — — — 0,550 — — — — —
42
Ня изгиб слспует рассчитывать зубья того из пары сцепляющихся
колес, для кото 'о величина произведения у [<Ti„ меньше.
Проверка зубьев на пластическую деформацию или хрупкий излом
при изгибе произво штся по формуле
Л4„
— rr -’max --- ТОТ OCX
v н max — д|л ==LV ипр» —/
где он max — напряжение изгиба, соответствующее передаче за-
цеплением максимального (пикового) момента;
о„ — напряжение изгиба, определяемое по формуле (3.21);
Л4»тах и М2 — максимальный (пиковый) и номинальный момент
на колесе;
[о)нпр— допускаемое предельное напряжение изгиба, при-
нимаемое по данным, приведенным в § 3.5.
При проектном расчете открытых передач модуль зацепления
определяют из условия прочности зубьев на изгиб по обобщенной фор-
муле, пригодной для любой системы единиц,
“ / О1/г„3„ cos в
л | у [а]и2ф„Лии
(3.23)
В международной системе единиц (СП) следует выражать Л1 в
Н -мм; [о]и в Н/мм2; тп получится в мм.
Детальные величины безразмерные: величины М и г должны отно-
ситься к одному и тому же зубчатому колесу, т. е. следует подставлять
либо Л1г и гъ либо М2 и z2. Дополнительный множитель в числителе —
&нзн — коэффициент, учитывающий уменьшение толщины зуба в его
опасном сечении вследствие износа; значения коэффициента /г,.за
в зависимости от процента износа, принятого в качестве допуска-
емого, следующие.
Износ, %, по отношению к первоначальной толщине. 10 '20 30
Аизн : ............ ......................... 1,25 1.30 2.00
ф,п= —---коэффициент ширины зубчатого венца. Для прямозубых
колес с литыми зубьями = 6 10, с нарезанными зубьями —
= 10 — 20 (обычно 10—12). Для косозубых колес ф„, = 12 -=- 30,
а для шевронных до 60 и в специальных случаях (например, шестерен-
ные валки прокатных станов) даже выше. При выборе фт следует
учитывать также указания, сделанные в отношении коэффициента ф.,;
эти коэффициенты связаны друг с другом зависимостью
фт = ф„^- (3.2!)
Числом зубьев шестерни следует задаться. При этом надо учиты-
вать, что уменьшение z, (и как следствие z2) ухудшает ус-
ловия зацепления, но позволяет получить меньшие габариты
передачи. При выборе минимального числа зубьев шестерни в случае
отсутствия коррекции зацепления надо руководствоваться формулой
(3.15)* и указаниями к ней.
Расчет ведут для зубьев того из сцепляющихся колес, для которого
произведение у [о]и меньше.
43
Рнс. 3.1. Коническая зубчатая передача
При проверочном расчете зубьев открытых передач на вынос-
ливость по напряжениям изгиба пользуются формулой (3.21), но
вводят в числитель коэффициент износа /гнэи.
Необходимость в проверочном расчете возникает, в частности,
в связи с тем, что коэффициент /< зависит от окружной скорости колес,
а потому при проектном расчете значение его намечают ориентиро-
вочно. После определения размеров колес уточняют значение А' и
окончательно проверяют расчетные напряжения; если окажется, что
о„ больше 1о1и примерно на 5—6%, то пересчитывать не нужно; если
превышение рабочих напряжений над допускаемыми находится в пре-
делах 20%, следует соответственно увеличить ширину колес b и лишь
в случае более значительного превышения увеличить модуль.
§ 3.3. КОНИЧЕСКИЕ ЗУБЧАТЫЕ КОЛЕСА
Рассмотрим расчет конических колес с прямыми и непрямыми зубь-
ями при межосевом угле 61 + 6» = 90° (рис. 3.1, а).
Основные параметры шестерни показаны на рис. 3.1, б, а на
рис. 3.2 показано зацепление конических зубчатых колес. Соотно-
шения между параметрами даны
Рис. 3.2. Конструктивное изображе-
ние зацепления конических зубчатых
колес
в табл. 3.3.
В ЕСКД (в отличие от рис. 3.2)
представлена коническая пара с по-
стоянным радиальным зазором в
зацеплении, поэтому вершины внеш-
них и делительных конусов не
совпадают.
Расчет на контактную прочность
При проектном расчете на кон-
тактную прочность определяют
внешний делительный диаметр ко-
леса В общем случае при раз-
личных материалах колес и любом
44
3.3. Параметры пр» •дабых коигчееяих зубчатых колее при 6t4-8« = 90’
(не ГОСТ 193?!. 3 и 19624—74) и а. = 20и
Н аименпвавае Обозна- чение Формула Примечание
Внешний окружной мо- дуль Средний окружной модуль Внутренний окружной модуль Внешнее конусное рас- стояние Среднее конусное рассто- яние Ширина зубчатого венца Внешний делительный диаметр Средний делительный диаметр Угол делительного конуса Внешняя высота зуба Внешняя высота головки зуба Внешняя высота ножки зуба Угол головки зуба Угол ножки зуба Внешний диаметр вершин зубьев шв т т> flR) b de dm(d) 6 he hae hfe eo fir dae S ' «’ 3 6I Л ,N“ ? -s § II I .. Л J fl ", v* Д f • 1 s 7 Э » '=• 8 “ Q? QJ -O t « f 11 / II II Рекомендуется округ- лять по ГОСТ 9563—60**, но допу- стимы и нестандарт- ные значения Zc = Vz?+2« Рекомендуется округ- лять до целого числа миллиметров Для некорригирован- ных зубчатых колес
угле а расчетная формула имеет вид, не зависящий от выбранной
системы единиц:
Л 94/7°’418Г 2£W (3 25)
~ » \ № I sin 2«фЯе (1 -0,^)2 knK-
Для стальных некорригированных колес при а — 20° эта формула
при силах в Н и линейных размерах в мм примет вид
d,>g — 2
' fl 340 \г КМги2
V Ж
\3.2fi)
45
Здесь lolK — допускаемое контактное напряжение лН/мм2;
— момент на валу шестерни, Н -мм.
1-й ряд . ,
2-й ряд . .
передаточное число; для стандартных редукторов
выбирают из рядов чисел (предпочтителен 1-й ряд):
1; 1,25; 1,60; 2.0; 2.50; 3,15; 4,0; 5.0; 6,3
, . 1,12; 1,10; 1,80; 2,24; 2,80; 3,55; 4,5; 4,5
ф«с = 7J- — коэффициент ширины венца (см. рис. 3.2), при проект-
ном расчете принимают фЯе sg 0,3; — экспериментальный коэффи-
циент нагрузочной способности конических зубчатых колес: для
прямозубых колес /гпк = 0,85; для колес с косыми (тангенциальными)
зубьями /гпк = 1,2 4- 1,3. Для колес с криволинейными (круговыми)
зубьями «пк = 1,45, при среднем угле наклона линии зуба рт = 35°.
Вычисленное значение de„ округляют до стандартного из ряда:
50: (56): 63: (71), 80; 90; 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225);
250: 280; 315; 355; 400; 500; 560; 630.., (до 1600) мм.
Если принять наиболее распространенное значение ф/?в = 0,3,
то для стальных зубчатых колес получим следующую формулу:
Расчет конической пары можно начинать и с определения среднего
конусного расстояния:
D 1 * 14/7 34° \а КМ1
При фЯ(г = 0,3 получим ф/? — 0,354.
Определив ширину венца b = ф^ 7? и внешнее конусное расстояние
= 4-0,5b,
находят
d,,2 = 27?,, sin б2. (3.28)
После определения de„ дальнейший расчет ведут в такой последо-
вательности.
1. Задаются числом зубьев шестерни — обычно в пределах Zj =
= 18 4- 24. Можно принимать в случае необходимости и несколько
меньшие значения. Минимально допускаемое чисто зубьев шестерни
определяют из условия отсутствия подрезания
г- .
саз cos8 "" min*
че zmin — минимальное число зубьев цилиндрического прямозубого
колеса, у которого при данном передаточном числе еще не получается
подрезания зубьев; — средний угол наклона линии зуба на делитель-
46
ном конусе. Для кг 'р с косыми (тангенциальными) зубьями выбирают
наружный угол нах... она (3£ на делительном конусе по соотношению
tg₽e^3,5/ne^. (3.29)
Связь между углами рт и |Зе выражается формулой
tg₽m = tg₽ef=Q^-. (3’30)
Для колес с круговыми зубьями можно принимать (Зга = 20 -ь 40е,
часто принимают рт = 35°.
2. Определяют число зубьев колеса:
Z2 = Zi«.
3. Определяют углы делительных конусов:
61=агс,е^| (3.31)
62 = arctg«. I
4. Определяют внешний окружной модуль:
sin .о от
«п/е=——Ч (З.о2)
‘'I
нормальный
m„e = /n,ecospe. (3.33)
Для -прямозубых колес внешний окружной модуль тге = т
рекомендуется округлять до ближайшего стандартного по
ГОСТ 9563—60 **, но допускаются и нестандартные значения те.
5. Определяют рабочую ширину колес (для прямозубых совпа-
дает с длиной зуба):
b = Re^Re.
Полученное значение Ь следует округлять до целого числа милли-
метров.
6. Уточняют внешнее конусное расстояние Re, т. е. определяют
его значение, соответствующее окончательно принятым параметрам
передачи (оно может несколько отличаться от полученного из расчета):
2 sin Sj '
(3.34)
Уточняют R = Re — у.
7. Определяют величину среднего модуля по формуле
R
т = те-п~.
*\е
Полученное значение т не надо округлять.
(3.35)
47
8. Находят величину окружной скорости, м/с, 'олтвстстзующея
среднему диаметру начального конуса:
T/nStflt
60 1000 ’
(3.36)
Ц-
Уточняют значение коэффициента нагрузки Л’ и проверяют расчет-
ные контактные напряжения при полученных размерах зацепления:
ок = -—680. ZCV'1“--. (3.37)
— b sin &. > b ап '
Здесь de2 и b — в мм; М — в Н -мм; ок — в Н мм2.
Формула дана для стальных колее 20-градусного зацепления;
в общем случае следует проверять ок, применяя формулу
0,836 л/ 2ЕКУ1Щ2
ок~~;-----; „ I/ , , г-д-. (3.37а)
аса - b sin Oo г b sin о2йпк sin 2а
При кратковременном действии максимальных (пиковых) нагрузок
проверку на пластическую деформацию или хрупкое разрушение по-
верхностей зубьев выполняют так же, как и для цилиндрических зуб-
чатых колес.
Расчет зубьев на прочность по напря кениям изгиба
Проверка зубьев закрытых передач на выносливость по напря-
жениям изгиба производится по формулам:
для прямозубых колес
(3-38)
для колес с косыми или криволинейными зубьями
_ l,39KPcos*fl,
“ yhm„e.t
(3.39)
Значение коэффициента формы зуба у берут из табл. 3.2 в зависи-
мости от эквивалентного числа зубьев рассчитываемого колеса (рассчи-
тывают зубья того колеса, для которого произведение у [о]и меньше):
г г „ (3.40)
” COS б COS3 '
Окружное усилие вычисляют по формуле
где N — в Вт; аср — в м/с; Л4 — в Н -м; dm — в мм.
Торцсвый коэффициент перекрытия
e^l1,88 — 3,2 (— -|- —VI cos рст.
L \21 гг /1
На пластическую деформацию или хрупкий излом при изгибе зубья
проверяют по формуле (3.22).
При проектном распето открытых прямозубых передач средний
модуль зацепления определяют из условия прочности зубьев на изгиб
по формуле (для колес с непрямыми зубьями формулу не приводим,
так как в открытых передачах такие колеса практически не приме-
няются)
•1 Г2,5КЖЧЗН
т = 1/ , . ‘13Н
> У ОЛ
(3.12)
Коэффициент длины зуба фт = ~ в зависимости от выбранного
можно получить из соотношения
(3-43>
Здесь
zc = V zj-f-zs = Zi У м2 + 1.
(3.44)
Значения и единицы измерения величин, входящих в формулу
(3.42), те же, что и для цилиндрических колес.
Поупе определения т и длины зуба b вычисляют внешний окружной
модуль
, b sin 6
те = т 4--------—
е 1 Z1
(3.45)
который можно округлить до стандартного. Затем вычисляют факти-
ческое значение среднего модуля по формуле (3.35), определяют
среднюю окружную скорость, уточняют значение коэффициента на-
грузки и проверяют расчетные напряжения изгиба по формуле
_1,25КР&нзн
" ~ ybm
(ЗА6)
Увеличивать модуль зацепления следует лишь в том случае, если
расчетные напряжения значительно превышают допускаемые (на 20—
25%), при меньшем превышении целесообразнее несколько увеличить
размер Ь.
§ 3.4. КОЭФФИЦИЕНТ НАГРУЗКИ
Во все приведенные выше расчетные зависимости для определения
основных размеров зубчатых зацеплений или напряжений, возникающих
в зубьях при работе передачи, входит не номинальная, а расчетная
нагрузка. В зависимости от структуры расчетной формулы- под
нагрузкой понимают передаваемую мощность, момент или окружное
усилие.
Номинальной мощностью (нагрузкой) передачи называют посто-
янную мощность, соответствующую установившемуся режиму работы
1 приводимой в движение машины. Практически при работе любой пере-
дачи ее нагрузка не остается постоянной; кроме того, вследствие
49
деформации валов передачи и самих зубчатых ко > нарушается при-
нятая при выводе расчетных зависимостей равномерность распреде-
ления нагрузки подлине зубьев, неизбежные неточности изготовления
вызывают при работе передачи дополнительную динамическую на-
грузку зубьев.
Строгий математический учет этих факторов невозможен, поэтому
их влияние на напряжения в зубьях учитывают введением коэффи-
циента нагрузки А", который здесь принят одинаковым при расчетах
на изгиб и контактную прочность.
Единой общепринятой методики определения коэффициента на-
грузки пока не существует. Попытки наиболее полно и обоснованно
учесть все факторы, влияющие на возрастание напряжений в зубьях,
приводят к весьма сложной и громоздкой методике определения рас-
четной нагрузки. В основу приводимой здесь методики положены
данные из монографии (491 с определенными упрощениями, обуслов-
ленными назначением настоящего пособия.
Общий коэффициент нагрузки может быть представлен в виде
произведения двух частных коэффициентов:
А-АДАКЦ. (3-47)
здесь А'д— коэффициент динамичности нагрузки, зависящий от окруж-
ной скорости и точности изготовления передачи; этот коэффициент
приближенно отражает влияние неточностей зацепления на возник-
новение динамических нагрузок, а следовательно, и на возрастание
напряжений в зубьях; Акц — коэффициент концентрации нагрузки,
приближенно отражающий влияние на прочность зубьев неравномер-
ности распределения нагрузки по длине контактных линий, происхо-
дящей за счет деформаций валов и зубчатых колес.
При проектном расчете передачи, когда окружная скорость и пара-
метры передачи еще неизвестны, можно принимать:
при симметричном (или близком к симметричному) расположении
зубчатых колес относительно опор
А = АдАкц^1.3;
при несимметричном или консольном расположении
А = АдАкц.^1,5.
После определения размеров передачи следует уточнить значение
коэффициента нагрузки по табл. 3.4—3.6 и проверить расчетные напря-
жения в зубьях по формулам § 3.2, 3.3. Если окажется, что Авд > 1,6,
следует уменьшить ширину колес.
Динамический коэффициент для прямозубых колес рекомендуется
выбирать по табл. 3.4. Данными этой же таблицы следует пользо-
ваться для сравнительно узких цилиндрических косозубых колес
(О 5/7? \
b < ". В остальных случаях для косозубых и шевронных колес
следует при выборе Ая пользоваться данными табл. 3.5.
Выбор степени точности зацепления в зависимости от окружной
скорости производится по табл. 3.6.
50
3.4. Значение лш:агп того коэффициента Кц для расчета
прямозубых зубч^.ых колес, а также косозубых при ширине последних
Цилиндрические убчатые колеса Кониче- ские зуб- чатые колеса Твердость поверхно- стей зубь- ев колеса Окружная скорость * зацепления о, м/с
Степень точности зацепления по ГОСТу До 1 Св. I до з Св. 3 ДО 8 Св. 8 ДО 12 Св. 12 До 13
1Ь43—72 9368—60
5-я, 6-я степень для фланкированных зубьев — До 200 200—350 Св. 350 — — 1.1 1.1 1.1 1.2 1.2 1.2 1.4 1.3 1.2
5-я, 6-я степень для не- фланкцрованных или 7-я для фланкированных — До 200 200—350 Св. 350 1 1 1 1.1 1.1 1.1 1.2 1.2 1.2 1.4 1,3 1.3 !.<> 1.5 1,4
7-я- степень для нефлан- клрованных нли 8-я для фланкированных 5-я и 6-я степень До 200 200—350 Св. 350 1 1 1 1.3 1,2 1.2 1.5 1.4 1.3 1.6 1,0 1.4 —
8-я степень для нефлан- кнрованных 7-я степень До 200 200—350 Св. 350 1.1 1 1 1.1 1.3 1,3 1.6 1.4 1.4 — 111
9-я степень для нефлан- кированных ** 8-я степень До 200 200—350 Св. 350 1,2 1.1 1.1 1.5 1,4 1.4 — — —
* Окружную скорость для ного конуса. ** 9-ю степень точности донп 9-я степень конических ^скается пр] До 200 200-350 Св. 350 колес опре/ вменять ли! 1.3 1.2 1.2 щляют ИЬ ДЛЯ 1 1.6 1.5 1,5 по сред! ихоходн нему дн» ых откр шетру н ытых пе ачаль- редач.
3.5. Значение динамического коэффициента /<л для косозубых и шевронных колес
Степень точности Твердость поверх- ностей зубьев колеса Окружная скорость зацепления о, м/с
до 3 .3-8 8-12 12-18 18—25
зацепления Коэффициент Кд
6-я -=350 I 1 1.1 1,2 1,3
>350 1 1 1 1,1 1.2
7-я =£350 1 1 1,2 1.3 1,4
>350 1 1 1,1 1.2 1,3
8-я =£350 1,1 1,3 1,4 —
>350 1,1 1,2 1,3 — —
51
3.fi. C renew го гност- в зависимости от окружной >'оро<
Вид зубьев Вид передачи НВ Степень сочности (по нормам плавно- сти) по ГОСТ i 643—72 и 9368—60
3. 4, б 6 7 8 9
Окружная скорость, м/с
Прямые Цилиндрическая ==£350 >350 >12 >10 До 18 » 15 До 12 » 10 До 6 » 5 До 4 > 3
Коническая =£350 >350 >7 >6 > 10 » 9 » 7 » 6 » 4 » 3 » 3 » 2,5
Непрямые I ’нлиндрнческая . =£350 >350 >25 >20 » 36 » 30 » 25 > 20 > 12 > 9 » 8 > 6
Коническая =£350 >350 >16 >13 » 24 » 19 » 16 » 13 > 9 » 7 » 6 » 5
2.7. Значение коэффициента онцентрацит нагрузки /<кц
Твердость поверхностей зубьев Значения
> Н13 350 обоих зубчатых колес пары 6-я степень точности /<кц=8 7-я » » Ккц=1,1в 8-я » » /Сцд = 1,28 9-я » т> Кпд = 1,88
С НВ 350 котя бы одного из зубча- тых колес пары Дкц=6(1—ф)+<р
Примечание. Для чугунных зубчатых колес, если нх ширина b > 15m, значения
К , определенные по настоящей таблице, должны быть умножены иа -г^-
КIX 1 о/п
В габл. 3.7 даны коэффициенты концентрации нагрузки.
Значения вспомогательного коэффициента ср, указанного в табл. 3.7
и зависящего от степени постоянства передаваемой нагрузки, сле-
дующие: при постоянной нагрузке передачи можно принимать <р — 1,0
(следовательно, /<кц = 1,0 при твердости <; НВ 350), при незначи-
тельных колебаниях передаваемой мощности <р ~ 0,6, при значитслъ
ных колебаниях передаваемой мощности <р « 0,2 н- 0,3.
При уточненных расчетах коэффициент <р можно определять по фор-
муле
_____1 . _ 1.-шх<МП1ахПМтах+Л1?1П1+Л12<2П 1~--- + M9(9n9
ф ‘Wmax '*тахПМтаХ + 'Л + /г'г2 + "- + /Л
Здесь /Итах, Mi, М», ..., М9— моменты, передаваемые зубча-ым
колесом в сечение времени tlt /2> •••• t9 за весь расчетный срок
52
службы передачи ) частотах вращения того же колеса л.н,пах> «(,
п2, .... по.
В формуле (3.48) учитываются все нагрузки, передаваемые зацеп-
лением.
Вспомогательный коэффициент 0 принимают по табл. 3.8.
3.8. Значение коэффициента 6
Расположение зубчатых колес относительно опор Материал зубьев парных зубчатых колее Форма зубьев Кониче- ские зубчатые колеса при—«1 Ци лн идр и четкие зубчатые колеса с отношением b. dx сныже
1 до 1.6 1.6 ДО 1,8 1.8 до 3.5
Симметричное Сталь и сталь, или сталь и чугун, или чугун и чугун Любая 1.1 1,2 1.3 1’4
» Несимметричное или консольное, хотя бы одного из зубчатых ко- лес Сталь и сталь Косые или шеврон- ные <с20° 1,4 М 1,3 1.5
3^20° 1,3 1,1 1,1 1.5
Прямые 1,3 1,3 1,4 1.5
Сталь и чугун или чугун и чугун Любая 1,2 1,3 1,1 1,5
Для конических зубчатых колес г/, — средний диаметр начального конуса. При b/djCl для прямозубых колес 0=1, для косозубых 0 = 1,2
§ 3.5. МАТЕРИАЛЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
И ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
Зубчатые колеса редукторов в большинстве случаев изготовляют
из конструкционной углеродистой или легированной стали с содер-
жанием углерода от 0,1 до 0,6?-6, а при больших размерах (колеса
диаметром > 500 мм) часто применяют стальное литье.
Колесо из стального литья обычно работает в паре с кованой
шестерней. Наиболее распространено стальное литье 40Л, 45Л, 40ХЛ,
ЗОХГСЛ.
Крупные колеса можно изготовлять также бандажированными —
венец кованый из углеродистой или легированной стали, а колесный
центр — из чугунного или стального литья.
Для колес открытых тихоходных малонагруженных передач часто
применяют чугунное литье СЧ 15-32, СЧ 18-36, СЧ 24-44. Для срав-
нительно сильно нагруженных открытых передач, а также для зуб-
53
чатах колес редукторов применяют серый чугун /~Ч 28-48, СЧ 32-52,
СЧ 35-36. Легированное и модифицированное чу _ /пюе литье в ряде
случаев используют взамен стального литья.
При небольших нагрузках и средних скоростях иногда применяют
колеса из пластмассы в паре со стальным или чугунным колесом;
такое сочетание материалов оправдано в тех случаях, когда
предъявляются повышенные требования к бесшумности пере-
дачи.
Учитывая, что основным материалом для изготовления зубчатых
колес является сталь, ниже приводятся более подробные сведения
по выбору ее марок, назначению термообработки и значениям меха-
нических характеристик.
По твердости рабочих поверхностей и связанной с ней техноло-
гией нарезания и окончательной отделки зубьев различают две группы
стальных зубчатых колес:
а) нарезаемые после окончательной термообработки;
б) нарезаемые до окончательной термообработки.
Твердость колес первой группы <НВ 350. При этом твердость
порядка НВ 320—350 назначают, как правило, лишь для шестерен
небольшого диаметра. Указанные значения твердости являются пре-
дельными, обычно твердость колес этой группы НВ 160—280. Для
получения такой твердости колеса из углеродистой или легированной
стали (с содержанием углерода 0,3—0,6%) подвергают нормализации
или улучшению (закалка с высокотемпературным отпуском). Для рас-
сматриваемой категории колес наиболее часто применяют углероди-
стые стали 40, 45, 50, 50Г и легированные — 40Х, 45Х, 40ХН, ЗОХМА,
ЗОХНЗ.
Применение колес с высокой твердостью (HRC 40—63) рабочих
поверхностей зубьев позволяет значительно повысить нагрузочную
способность передачи. Вместе с тем термообработка, производимая
после окончательного зубонарезания, может привести к некоторому
искажению профилей зубьев.
Цементованные зубчатые колеса малоответственных передач изго-
товляют из сталей 15, 20. В более ответственных случаях применяют
легированные стали 15Х, 20Х, 12НЗА, 20НЗА, 20ХМНА, 15ХФ,
18ХГТ и др.
Окончательную обработку зубьев после цементации и закалки
производят с помощью шлифования или обкатки с применением
специальных паст.
Твердость поверхностей цементованных колес составляет HRC
50—63.
Сплошная закалка, которой могут подвергаться колеса из угле-
родистых и легированных сталей с содержанием углерода 0,35—0,5%,
обеспечивает твердость до HRC 40—60 (в зависимости от размеров
сечения).
Поверхностную закалку т. в. ч. или кислородноацетиленовым
пламенем можно применять при изготовлении колес из углеродистых
и легированных сталей с содержанием углерода 0,35—0,5%, напри-
мер из сталей 40, 45, 50, 50Г, 40Х, 40ХН и др. Особенно целесооб-
54
разно применять этот метод термообработки для колес с большими
размерами сечений.
Высокая твердость рабочих поверхностей зубьев обеспечивается
также при цианировании, азотировании и нитроцементации. Недо-
статком этих методов является малая толщина твердого поверх-
ностного слоя, вследствие чего колеса оказываются весьма чувстви-
тельными к перегрузкам.
При азотировании коробление колес ничтожно, что позволяет из-
бежать шлифования зубьев после термообработки. Для азотирован-
ных колес применяют стали 38МЮА, 35ХЮА, 38Х2Ю, 38Х2МЮА
и др.
Для нитроцементации применяют стали 25ГМ, 25ХГТ. При выборе
стали твердостью < НВ 350 для зубчатых колес редукторов и откры-
тых передач необходимо иметь в виду, что материал шестерни по
своим механическим свойствам должен быть несколько лучше мате-
риала колеса, чтобы компенсировать большее значение числа циклов
нагружений, испытываемых шестерней за время работы передачи.
В редукторостроении часто выбирают для шестерни и колеса
сталь одной и той же марки, но с различной термической обработкой,
например, шестерня из стали 45 улучшенной, а колесо из стали
45 нормализованной. Возможно также применение одинаковой тер-
мической обработки, так как при улучшении механические харак-
теристики снижаются с увеличением размера сечения заготовки и,
таким образом, в этом случае шестерня будет иметь более высокие
механические характеристики, чем колесо. Применение для шестерни
и колеса одной и той же марки стали целесообразнее применения
различных сталей.
При изготовлении колес с твердостью рабочих поверхностей зубьев
до НВ 350 рекомендуется назначать для шестерни твердость на
20—50 единиц НВ выше, чем для колеса. .
Для непрямозубых колес в отдельных случаях применяют такую
термооОоаботку, что разность в твердостях шестерни и колеса дости-
гает 100 единиц НВ и даже более, это позволяет существенно повысить
допускаемые контактные напряжения (см. ниже).
При высокой твердости рабочих поверхностей зубьев твердости
шестерни и колеса, как правило, одинаковы.
Механические свойства стали некоторых марок, наиболее часто
применяемых для изготовления зубчатых колес, приведены в табл. 3.9.
Допускаемые контактные напряжения при расчете на предотвра-
щение усталостного выкрашивания принимают в зависимости от твер-
дости рабочих поверхностей зубьев.
Для углеродистых и легированных сталей любых марок при
твердости < НВ 350 (колеса, подвергнутые нормализации или улуч-
шению)
[о]к = 2,75ДВ£рк, (3.49)
где kpK — коэффициент режима нагрузки при расчете на контактную
прочность; значения этого коэффициента приведены ниже. В формуле
55
3.9. Мехашчеекш свойства стали, Пр-меняемо!. для изг-гговления
зубчатых колее X
Марка стали Диаметр заготовки, мм °в' Н/миЯ ст, Н/мма Твердость НВ, кгс/мм* Термообработка
40 До 100 100—300 300—500 550 530 510 280 270 260 152—207 Нормализация
45 До 100 100—300 300—590 590 570 550 300 •>90 280 167—217
45 До 90 90—120 130—150 780 730 690 *40 390 340 207—250 194—222 18С-207 Улучшение
• 0Г До 150 150—,00 640 610 370 326 190—229 Нормализация
ГОГ Цо 100 100—200 740 690 410 390 241—285 5 тучшение
зохгс До 60 1LJ—160 160—250 980 890 790 840 690 6ч0 2'15—229 Нормализация
зохгс До 1 10 1 41—300 1020 930 840 740 235—280 Улучшение
35Х До 60 60—100 100— 100 940 740 690 740 490 440 190—241 Нормализация
35Х До 200 740 490 220—260 Улучшение
Э5СГ До 120 1X1—150 150—180 180—250 930 880 830 780 690 590 540 490 257—285 243—271 230—257 215—243 Улучшение
40Х До 60 100—200 200 300 300—600 980 760 740 690 790 490 ч90 440 200—230 Нормализация
ЮХ До 120 120—150 150— 130 180—250 930 880 830 780 690 590 540 490 257—285 243—271 230—957 215—243 Улучшение
?6
Продолжение табл. 3.9
Марка стали Диаметр заготовки, мм Н/мм« О г. Н/мма Твердость НН. кгс/мм2 Т ермооб работка
40ХН До 60 60—100 100—300 300—500 980 840 790 740 790 590 570 550 220—250 Нормализация
49ХН До 150 150—180 180-250 930 880 835 690 590 540 265—295 250—280 235—265 Улучшение
40ХНМА До 120 120—200 1080 980 900 740 275—310 265—240
50Г2 До 80 100—300 7Ш 690 400 350 195—240 Нормализация
50Г2 До 100 790 440 269—320 Улучшение
35Д 40Л 45Л ЭОЛ 55Л 40ГЛ Отливки из углеродис 420 520 540 570 •?90 630 той и легнро 270 290 310 330 340 320 ванной стали 2" 145 =2 147 1оЗ 174 155—217 174 Нормализация
35ГЛ 35ХГСЛ 35ХНЛ 40Г2Л — 590 790 690 630 340 590 490 320 174 202 218—269 190—225 Улучшение
(3.49) НВ в кгс/мм2 и [<НК в Н/мм2. Допускаемое контактное напря-
жение принимают по твердости материала колеса (обычно по мини-
мальному значению твердости, соответствующему выбранной термо-
обработке).
Для непрямозубых колес при разнице в твердостях шестерни и
колеса, превышающей 100 единиц Бринелля, (olK выбирают как сред-
нее арифметическое допускаемых напряжений, установленных по
твердостям шестерни и колеса:
[о]к = [°K+l.?h« = 2,75 HB'+.HB* дрк. (3.49а)
При этом [о]к не следует принимать выше чем 1,25 [о!^ для косо-
зубых колес и ваше чем 1,15 [о]^ для шевронных цилиндрических
колес и непрямозубых конических колес.
57
Для сталей твердостью > НВ 350 (колеса, подвергнутые сплош-
ном пли поверхностной закалке зубьев, а также гментации, циани-
рованию или азотированию) [о]к, Н/мвг, определяют по формуле
[<’ к=сННСнпп/г^, (3.50)
здесь с — числовой коэффициент, принимаемый по табл. 3.10.
3.10. Значения коэффициента г в зависимости от твердости
и термообработки зубчатых колес
Марка стали тёрмообр аботка Твердость зубьев HRC С
35ХГС, 35ХМ, 40Х, 40ХН Закалка 45—55 25.5
12ХНЗА, I8XJH1MA, 20ХМ, 20ХМНТ, 25ХГТ Цементация и закалка 50—63 27,5
25ХГМ. 25ХГТ, ЗОХГТ, 35Х Нитроцементация 56—63 27.5
38Х2МЮ X, 38X2*0, 40Х, 10ХФ \, 40Х2НМА Азотирование 56—63 27,5
40Х. 40ХН, ЗёХМ Поверхностная закалка ТВЧ 45—63 24
В учебнике 110] дано определение [о]к по средней, а не по минимальной твердо-
сти, чем объясняется меньшее значение коэффициента с.
Для чугуна
[olB=Q/yBmiu. (3.51)
Значения коэффициента с\ для различных марок чугуна таковы:
Чугун Предел прочно- сти при растя- жении. Н/мм2 Твердость поверхностей зубьев НВ «1
Серый СЧ 15-32 -• СЧ 24-44 150 240 160 170—190 1.5
Ковкий КЧ 30-6 » 1\Ч 35-10 300 350 150 19 1.8
Модифицированный СЧ 32 52 * СЧ 35-56 320 350 170—241' 197—248 1.8
При отсутствии данных о твердости поверхностей зубьев допускае-
мое напряжение [о]Е можно принимать для стальных колес при твер-
дости < НВ 350
[ol^l^a^V, (3-52)
где о_, — предел выносливост i материала колеса при симметричном
цикле изгиба.
58
Значения п*-°дела ныпослпгостч о., могут быть вычислены по
известному пр „ту прочности <д„ по эмпирическим формулам:
для углеродистой стали
O-i яа 0,43ов; (3.53)
для легированной стали
с_1^0,35оа + (70-т-120) Н/мм2. (3.54)
При высокой твердости поверхностей зубьев (> НВ 350) до-
пускаемое напряжение [о1к можно принимать только в зависимости
от числа твердости.
Для чугунных колес допускаемые контактные напряжения
[о]к^ 1,44онН/грп, (3.55)
где ови — предел прочности на изгиб.
Коэффициент пежтма нагрузки при расчете на контактяуто,преч-
ность определяют по формуле
здесь /Vu — число циклов нагружения каждого из зубьев рассчиты-
ваемого колеса за весь срок службы передачи. Для сталей твердостью
<Z\HB 350 в качестве базового числа циклов при опреде тении предела
выносливости принимают N6a3 = 107, поэтому минимальное значе-
ние /грк равно единице. Если в результате расчета получится /грк < 1,
следует принять /грк = 1,0. Аналогично для сталей твердостью
> НВ 350 и чугуна базовое число циклов N6sa = 25-107; (<'гот)т|п =
= 0,535. Если по формуле (3.56) получится /грк <; (.6J min, то сле-
дует принять /грк = 0,585.
Для передач работающих при постоянной нагрузке, в формулу
(3.56) подставляют действительное число циклов нагружения. Если ке
нагрузка передачи переменная (обычно переменная нагрузит у. юкпо
рассматривается как ступенчаго-переменная), то в формулу (3.56)
надо подставлять эквивалентное * число циклов:
Аф. экв = ' ^гпа^МтахПмтах + + MrfoMg -J-
Vi max
(3 57)
•где 7Ишах — максимальный »юмент, передаваемый расе’пгтывЕСмьгл
колесом в течение /Л1п1 ах часов за весь срок службы передачи при
частоте вращения Пыгаах. об/мин; М2, ..., Мд — передаваемые
моменты в течение времени tlt (<>, "..., tg при пь п2, .... nq оборотах
в минуту соответственно.
При подсчете М4,экв кратковременно действующие пиковые на-
грузки, например возникающие при разгоне машины, не учитываются.
* Эквивалентным называют некоторое расчетное (воображаемое) число цнк.юг,
которое при действии постоянной нагрузки, равной максимальной нагрузке расе” t-
гываемой передачи, дало бы тот же эффект по усталости рабочих поверхностей зубьев,
который дает в течение фактического числа циклов действительная переменны
нагрузка передачи.
59
Значения коэффициентов режима пагр' аки для шестерни и колеса
могут оказаться различными, поэтому, хотя, как 1вило, твердость
шестерни выше твердости колеса, не исключено, что [ст]к будет для
колеса выше.
На величину допускаемых контактных напряжений оказывают
влияние также шероховатость поверхности зубьев (например, для
колес, изготовленных по 7-й степени точности при шлифованных,
шевингованиых или прошедших специальную приработку зубьях,
1п]к может быть повышено на 5—15%), вязкость смазки, наличие
перерывов в работе передачи. Указанные факторы учитывают лишь
при уточненных расчетах особо ответственных передач. Данные о ве-
личинах соответствующих поправочных коэффициентов приведены
в работе [491.
Допускаемые предельные контактные напряжения [ег]кгтр, принимае-
мые при расчетах .на предотвращение пластических деформаций или
хрупкого разрушения поверхностей зубьев, указаны в таблице.
Допускаемые напряжения изги-
Материал зубчатого колеса Твердость поверхности зубьев Допускаемые предельные контактные напряжения 1° 'к» пр’ Н мм ба при расчете зубьев на усталост- ную прочность следует выбирать с учетом двух возможных случаев их нагружения: а) одностороннее действие на-
Сталь ^НВ 350 > НВ 350 3.1 ат 41,3 HRC грузки; в этом случае принимают что напряжения изгиба изменяют- ся по отнулевому (пульсирующему) циклу; соответствующее допускае- мое напряжение обозначают [oej„; б) переменное направление на- грузки (зубья работают обеими
ЧуГУЦ •szHB 350 >НВ 150 1.8 ^Rp 14 HRC
жени я изгиба изменяются по напряжение обозначают [сг_т]и. сторонами); принимают, что напря- симметричному циклу; допускаемое
!,ля выбора указанных допускаемых напряжений служат следую-
щие зависимости:
(1,4-4 ,6)0^
Ы kg
[<%]и
Р-1-^рн
(3.58)
[n] — требуемый коэффициент запаса прочности, его выбирают в за-
висимости от материала и термообработки.
Оглввхв стальные или чугунные, термически необработанные . . [п[ = 1.8
Отливки стальные или чугунные, подвергнутые отжигу, нормализации
пли улучшению............. ........................... [Ч1 =
оковки стальные, подвергнутые нормализации или улучшению . . (nj = 1,4
.оковки стальные, зубья подвергнуть сплошной (объемной) закалке
(твердость > НВ 350)............................................. [п] = 1,8
Поковки и отливки стальные тергюобработаинь’е, зубья имеют твердую
поверхность (> НВ 350) и вязкую сердцевину ........................ [п] = 2,2
11)
В передачах, гпс излом зубьев недопустим по условиям техники
безопасности или кзан со значительными производственными поте-
рями, указанные значения [и] должны быть повышены па 50%. k„ —
эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня ножки
зуба, имеющий следующие значения для стальных зубчатых колес:
нормализованные и улучшенные зубчатые колеса: /го = 1,4-5- 1,6
(значения ka возрастают с увеличением предела прочности стали);
закаленные зубья: ka = 1,8 зубья цементованные, азотированные
или цианированные, включая выкружку: ko = 1,2. Для чугунных
колес в среднем kn = 1,2.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба для чугуна
определяют по эмпирической зависимости 0,45овр.
Коэффициент режима нагрузки
по формуле
к __f 5 ’ Ю8 ПО)
*ри — V Na • (о->9)
При переменной нагрузке пере-
дачи вместо Л^ц принимают экви-
валентное число циклов Л^ц,з,сп. ко-
торое Определяют по формуле (3.57),
заменяя показатель степени 3
на 9. Минимальное значение /гр1,
равно 1.
Предельные допускаемые на-
пряжения изгиба [о1и,пр при рас-
чете на предотвращение хрупкого
разрушения или пластических де-
формаций зубьев принимают по
приведенной таблице.
при расчете па изгиб определяют
%
Материал зубчатого колеса Сердцевина зуба 1. рсдеад*- скдемме наир мне- ния Еидтпиа
Сталь Незакаленная, твердость 350 <».8 от
Закаленная, твердость > НВ 350 (hot>
/va
Чугун — 0,6 Овр
§ 3.6. ЗАЦЕПЛЕНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
СО СМЕЩЕНИЕМ ПРОИЗВОДЯЩЕГО ИСХОДНОГО КОНТУРА
• Причины смещения производящего исходного контура
При окончании обработки обычных зубчатых колес методом обката
делительная поверхность обрабатываемого зубчатого колеса катится
без скольжения по делительной поверхности производящего исход-
ного контура. При нарезании методом обката прямозубых колес
с числом зубьев меньше 17 стандартным режущим инструментом, рееч-
ного типа с а = 20° головки зубьев режущего инструмента подрезают
ножки зубьев обрабатываемого колеса. Для устранения этого явления
необходимо положительное смещение инструмента — увеличение рас-
стояния между делительной плоскостью производящего контура и цент-
ром заготовки. Величина смещения определяется произведением .vraiuny,
61
Рис. 3.3. График для определения сме-
шения при котором отсутствует подре-
зание зубьев
где Хпып — к' ^рипиент смеще-
ния, необходимый для устране-
ния подрезания; mt — торцовый
модуль (у прямозубых колес
tnt = m);
(3.60)
•- сиз р
где h Т — коэффициент гранич-
ной высоты; ha — коэффициент
высоты головки зуба; а, — угол
профиля производящего конту-
ра; р — угол наклона линии
зуба (при at = 20° h* — ha — 1).
Если 0 = 0° (прямозубые ко-
леса) и а, = 20°, то
Хт1п=Ц^, (3-61)
где z — число зубьев нарезаемого колеса.
На рис. 3.3 приведен график для определения значения Хпцп в за-
висимости от z и р для af = 20° и максимального отрицательного
коэффициента смещения (к центру заголовки), при котором не про-
исходит подрезания ножек зубьев.
Условия отсутствия подрезания ножек зубьев при нарезании
зубчатых колес долбяками определяются зависимостью
0,5 J. daa d $ cos"oc^q s-x sin СХ/Я(,,
(3.62)
где da0 — диаметр окружности вершин зубьев долбяка; d0 — диаметр
делительной окружности долбяка; сс,я,0 — угол станочного зацепле-
ния ('угол зацепления долбяка с нарезаемым колесом); aw0 — межосевое
расстояние в станочном зацеплении (между долбяком и нарезаемым
колесом);
0,5/П/ (zo + z)
COS СС/
COS
z0 — число зубьев долбяка; z — число зубьев нарезаемого колеса.
Если условие (3.62) не выполняется, то xmin определяют из вы-
ражения
*miu = (0,5]/duo — с/осог,2а№,0 — «иоsin а^о) —J/”'"
(3.63)
Устранение подрезания эвольвенты на головках зубьев при наре-
зании долбяком колес с внутренними зубьями, эвольвентный участок
которых доходит до основной окружности, определяется условием
de^2|/~ — - + (a^osintt/i2,
(3.64)
62
где da — диаметр 'Кружпостп вершин зубьев нарезаемого колеса;
d — делительный Л,..аметр нарезаемого колеса.
Если условие (3.64) не выполняется, то следует увеличить da.
В общем случае в передачах, где колеса нарезаны со смещением про-
изводящего контура, углы зацепления arw не равны углу профиля
производящего контура а,. При этом суммарный коэффициент сме-
щения
XS = X1-|-Xo>0 ИЛИ Х£ = Л'1-[-Х,<0
(3.65)
(если № = 0, то atw = аг).
Межосевое расстояние не равно делительному межосевому расстоя-
нию (aw =h а)- Величину
У т
a w—0,5т (гх+го)
т
(3.66)
называют коэффициентом воспринимаемого смещения.
Колеса со смещением применяют обычно, когда надо устранить
подрезание ножек зубьев (х > 0), увеличить нагрузочную способ-
ность передачи (х^ > 0), выполнить передачу с межосевым расстоя-
нием, не равным делительному межосевому расстоянию, устранить
возможность пересечения головок зубьев шестерни и колеса внут-
реннего зацепления при малой разности их чисел зубьев.
Формулы для определения основных размеров передач с цилинд-
рическими колесами наружного зацепления, нарезанными со смеще-
нием производящего контура, приведены в табл. 3.11, а внутреннего —
в табл. 3.12.
3.11. Формулы для определения основных размеров прямозубых передач
наружного зацепления с цилиндрическими зубчатыми колесами
со смещением производящего контура
Параметр Форму па
Межосевое расстояние
Диаметр окружности вершин зубьев da^d+? (1^ 4- v— Sy) in
Диаметр окружности впадин d; = d—2 (ft*+сг — v) m
Угол зацепления Определяют по рис. 3.5 в зависимости 100(?x„ от величины —
Примечание. Коэффициент уравнительного смещения определяют по рис. 3.6 1000 л-2 IQOt) у в зависимости от величины —— илн по рис. 3.7 в зависимости от величины . г, |-г, н ?1. z,
3.12. Формулы для определения основных квакеров прямозубых 1ередач
внутреннего зацепления с цилиндргчьедпми зубов '^1и -.олееами
со смещением производящего ’сонтура
11ар.аметр Формула
Межосевое расстояние aw={*~ 21 +*£ —
Диаметр окружности вершин зубьев шестерни dai=di + 2 (Л* Ч-л-t — Ay) m
Диаметр окружности вершин зубьев колеса dal=db—2(h*—x3—y) tn. Величина da2 должна быть проверена иа отсутствие пересечения с пере- ходной кривой шестерни
Диаметр окружности впадин шестерни При нарезании инструментом реечного типа dft=d1—2 (Л*4-с* — х,) т. При нарезании долбяком ^/1 == ^П0.1
Диаметр окружности впадин колеса ^/2 “
Угол зацепления Определяют по рис. 3.5 в зависимости от величины 1000 z-2—Z1
Примечания: 1. Коэффициент уравнительного смещения Ду определяют по рис. 3.6 1000 л'2 1000 у в зависимости от величины — или по рис. 3.7 в зависимосси от величины . гя—zt r za — Zi 2. Коэффициент воспринимаемого смещения у подсчитывают по формуле aw — 0.5 т (z9 — zt) v
Нагрузочная способность (по контактным напряжениям.) передачи,
изготовленной со смещением, определяется для прямозубых колес
отношением
М х sin 2ct, w
М sin 2az ’
(3.67)
где и М — моменты, которые могут передавать передачи с коле-
?ами, нарезаемыми соответственно со смещением и без смещения
производящего контура; аГт, — угол зацепления передачи со смеще-
нием; at — угол зацепления передачи без смещения.
Для выбора коэффициентов смещения и х2 можно пользоваться
рис. 3.4 (при <=s=s25°40' и равных зысотах головок hal = ho2). Такое
смещение увеличивает нагрузочную способность рабочих поверхно-
стей зубьев примерно на 20% и обеспечивает хорошее сопротивление
64
Рис. Зл. График для определения коэффициентов смеше-
ния Xj и хя
заеданию. В табл. 3.13 приведены максимальные коэффициенты сме-
щения для прямозубых передач из условия наибольшей прочности,
износостойкости и наибольшего сопротивления заеданию.
При выборе других значений коэффициентов смещения, когда
> 0, угол зацепления передачи а,т принимают в пределах 25—27°
и дальнейший расчет производят в следующем порядке.
Определяют по номограмме (рис. 3.5), при этом гг и га должны
быть определены из кинематического расчета передачи.
Определяют по номограмме (рис. 3.6) коэффициент уравнительного
смещения
(3.68)
Ду==Хт — у
и межосевое расстояние
Вычисляют xv и х.2 по формулам
Х2 = Л'2—ХГ,
3 Зак. 220
(3 69)
G5
Е- 3.13. Рекомендуемые наибольшие коэффициенты смещения исходного производящего ьоитура из условия наибольшего повышения прочности,
износостойкости и сопротивления заеданию
21 г» Дости- гаемый эффект
12 15 18 22 28 34 42 50 65 80 100 125
*1 X* Х\ х2 Xi Xi Xi Xi Хч X* Xi Хз *1 хг Х1 Хз Х1 Хз *1 Хг Х1 Хг
12 0, Л» 0.47 0.36 0,88 (J.23 0,36 0 31 4 0,53 0,13 0.50 0 22 0,34 0,30’ 0 57 0,49 0,61 0,25 0 35 0,30* 0,62 0.53 0,66 0,28 0,38 0,31)3 0,70 0,57 0,88 0,26 0,48 0,30* 0 76 0,60 1,03 0.22 0 53 0,30’ 0,75 0,63 1,30 0,21 0,67 0 3.4* 0,58 0,63 1,43 0.16 0,77 0,30 0,55 0,64 1,69 0,35 1,оо 0,30 051 0,6» 1,96 0,51 1,18 0,30 0,53 0,65 2,90 0,76 1.42 — — к и 3
— — 0,45’ 0,15 0,34* 0,64 0,38* 0 75 0,36* 1,04 0,13* 1 42 0,20* 1,53 0,25* 1,65 0,26 1,87 0,30 2.14 0,36 3.32 — к
15 — 0,58 0 38 0,64 0 29 и,/з 0,32 0,79 0,35 0,83 0,34 0 92 0,32 0,97 0,31 0,80 0,04 0 73 0,15 0,71 41,22 и
— — 0,41 0,11 0,18 0 46 0,55 051 0, It) 0,6*3 0,63 0/2 0.68 0,88 0,66 1.02 0,67 1,22 0.67 1,36 0,66 1,70 — — 3
— — 054* 0 54 0. /L* 0,64 0,4.1* 1.02 0,30* 0,30 0,29* 1,48 0,33* 1,63 0,41* 1,89 0 48 2.U8 2 31 — к
И — — — 0,72 031 0,51 0,38 0,89 0,38 0,93 0 17 1,02 0,36 1 06 0.3)) 1,10 0,40 1,11 0 40 1,00 0 28 и
— — — •— 0.54 0,54 1) 60 0,оЗ 0,63 0,72 0.67 0,62 0,68 0,94 0,70 1.11 0,71 1,35 071 1,61 0,71 1,9) — — 3
— — — 0 68* 0.68 о,5ч* 0,94 0,48* 1,20 0,40* 1,48 0,43* 1,60 0,53* 1 № 0,61 1.99 0,65 3,19 0,75 2 13 к
22 — — — — — —— 0,95 0,39 1 0,40 1,08 0,38 1,18 0,38 1,22 0,42 1,17 0,36 1,15 0,26 1,12 0,22 1,11 0,2! и
— — — — — — 0,67 0 ч7 0,71 0,81 074 0,90 0,76 1,03 1,76 1,17 0,76 1.44 0,76 1,73 0,76 1,98 0,76 2.38 3
0,86* 0,86 0,86* 1,08 0,72* 2.33 0,64* 1.60 0,70 1,84 0,75 2,01 0 84) 2,26 0,83 2,47 к
28 1,26 0,42 1,30 0,36 1,24 0,31 1,22 0,25 1,19 0,20 1,16 0,12 1,14 0.08 1,12 0,07 и
0,85 0,85 0,83 1.00 0,88 1,12 0,91 1,26 0,88 1,56 0,87 1,85 0 86 2 12 0,86 2 40 3
— 1,01 1,01 0,91) * 1,30 0,80 1,58 0,83 1,79 0,89 1,97 0 84 0,22 1.00 2,46 к
31 1,38 0,34 1,31 0,27 1,25 0,20 1,23 0,15 1,14 0,07 1,15 0,4)1 1.2 0,09 и
1.00 1,00 1,00 1,16 1.00 1,31 0,99 1,55 0,98 1,81 0,97 2,15 0,92 2.40 3
1,17’ 1,17 1,11* 1,41 1,05 1,75 1,09 1,95 1,12 2,20 1,36 2.5? к
12 1.35 0,20 1, 10 0,12 1,25 0,02 1,20 0,06 1,15 0,' 1 1,12 0 15 и
1.15 1,15 1,16 1,31 1,17 1,59 1,14 1,86 1,12 2.18 1,03 2.37 3
1,34* 1,34 1,32* 1,60 1,26 1,89 1,28 3,13 1,47 3,42 к
50 1,34 0,04 1,38 0,05 1,21 0,15 1,11 0.22 1,13 0,32 11
1,31 1,31 1,32 1,58 1,28 1.84 1,20 3.09 1,4)6 2.22 3
1-58* 1,58 1,57* 1,83 1,65 2.10 1,51 2.32 к
ьб 1,32 0.12 1,24 0,22 1,17 0,35 1,14 0,35 и
1,56 1,56 1,51 1,84 1.44 2.04 1,30 2.22 3
1,82* 1,82 1,76 2.00 1,70 2,16 к
«2 1,25 0,32 1,18 0,45 1,14 0,46 и
1,81 1,81 1,67 1,98 1,45 2.05 3
1,90 1.90 1,79 205 к
100 1,18 0,56 1,15 0.54 и
1.90 1.90 1,68 2.00 3
* Увеличение смещении ограничивается коэффициентом перекрытия еа = 1,2.
Примечание. К — повышение контактной прочности; И — повышение прочности на изгиб; 3 — повышение износостойкости и сопротивления
Заеданию.
5| 9\ '41’20' -21’10' 7/^ 75-1 ¥25’ ¥29’50' 37 -де- 57-q 52¥ ir29’50'
75-1 47’90'
- -21° Т - ¥27’30' H-
31 '-20’50' да-1 ¥29’90' 75-1 -- 51¥ ¥29’90'
2'-. 'т20°60‘ да-1 29’30' Л-1 ¥27’20' lllllll.
1\ 120’30' 4о°го' п\ ¥29’20' 77-1 ¥27’10' iiiLuulu ¥29’30'
120’10' - -29’10' -
0\ \го° .да-1 ¥29’ 77-1 lllllll jiixlu ¥29’20'
— 118’50' — - -
'49’90' 75-1 ¥23°50' 774 ¥26’50' 97¥ ¥29’10'
<-2\ '49’30' 49’70' 49’10' 74-j esq iiiiiiLiuiiiiili iiliniJiuxUi si > ft 11 1 In111111 j и 111 и b и i U 11 Hu 11 ini
-32 49° 77- - 23-- ¥26’30' 95¥ r
118’50’ - ¥23°Ю' - -E ¥26’50'
-4-1 -is’W П\ 123’10' 75-1 ¥26’20' 99¥ -
-51 48’30' 48’20' 11 4 ¥23° 77-1 ¥26’10' 93~ ¥26’90-
48’10' - - —
-С - 118’ 7^4 ¥22’50' 26 ¥ ¥26° 97\ ¥28’30'
-V-. ¥17’50' ¥22’90' -
-7-. 47’90' 47’30' 9¥ ¥22’30' 25\ ¥25’50’ 9l\ ¥28’20'
-s\ '47’20' 47’10' 117’ 84 22’20' ¥22’10' 29^ ¥25’90' 90¥ ¥28’10'
46’50' ¥25’30'
•-S-. '46’90' 7-1 ¥22° 23¥ - 3S\
46’30' 46’70' ¥21’50' ¥25’20' ¥28’
Ч0{ 46’10' 46° 45’50' 5-1 -21’90' 274 ¥25’10' 3B¥ ¥27’50'
-7/J 115’90' 5^ ¥21’30' 211 37^
11 i Г ? «Г 11 u h* il'' 4
Рис. 3.5. Номограмма для определения
взаимозависимости а., z„ иху.
Пример I. Дано = 25°50\ ?с = 60.
Определить х^ Находим по номограмме
lU00x2 25,2 - 60
—-----= 25,2, откуда х2 = |с0()- =1,51.
с
Пример 2. Дано х% = 1,75; zc= 5$-
1000л2 1000- 1,75
Определить а^; —---------По
номограмме находим = 26°30*.
Примечание. zc = *2 =Ь *г Знак
«+* для наружного зацепления, знак «—»
Для внутреннего
И,IN Г»т ini &. С5Г 1 5 3- 1210 5,'°\ -7,00 : 10,00 9,90
10,0- 700- -0,60 ' J 4.20 30,0- ¥'06'1,0 'S'S05D,0- -5,80 : 9,80 9,70
19,70
- - -6,70 : 9,60
i»-. -0,50l5fi- -OfiO,8-0:^ 17,5529,0- Ь№331¥ 8,60 99.¥. 9,50
8,02 4,90 2 1V0 28,0-. t9,oo ; гЗ^о ; 480 16,50 -6,90 -6,30 98,0 9,90 -9,30 9,20 9,10
- - 470 : \3J0 1 ^520 : .0,00
7,^. 17fi-. -0,30 : Ъ в LI lllllll It,Hl (Jllu 13,6037,0- 13,50 i M 1 1 1 1'1 1 1 1 1 ca ^Luj^WiujXiii W0 8,80 8,70
5.0- ‘ 7ДР: 1 26,0-. ^O^j)'- 1580 66,02 8,60
: 4,90 13,30 : 2570 : >8,50
5,0-. -0,20 : -0,18 15,0- -016 ' : -1,30 75,0-, -7,75 i i 35.0-, 13,10 1550 ‘>5,0'. 8,90 -8,30 820 8.10 8,00
ТГ1 1 1 1 I 1 '1 1 j-l П )> ca ca“ ! 1 1 U 43 1 U_l.l_l.l_l_ 13,00 : 39,0- \5JtO : :S-i096ft-
-0,10 : ?7,7₽ 1290 15^0 ; 7,90
- -0,08 E 1 1180 -5,10 7,80
3.0-- -0.0613.0-, 4,00 23,0-, 1 33,01 -2,70 ; -5,00 W~: -7,70
- -0,09 -6,90 : 7,60
- -0,03 1 -0.90 12,60 - 7,50
-0,0212,0- 1 77,5- 459^ -9,80^201 7,90
- -0J» 1 '41,80 - 19,70 : 7,30
- 1290 - -9,60 1,20
lljp 21,0^ 31,0^ 91,0^
Рис. 3.6. Номограмма для определе-
ния взаимозависимости zc и Ау.
Пример. Дано х°% — 1,5: гс = 60;
1000xs 1000 • 1,5
т — 5. Определ ит ь aw; — -=--—-----
__ С lOOOAiy „
= 25, это соответствует —-—— = 3,15,
откуда Др = - *с = 4®- ’ 60 = °-189;
aw = (0,5 zc + т у — Ду) т = (0.5 60 +
+ 1,5 — 0,189) 5 = 156.55 мм.
Примечание. zc = z2=fcz1 Знак
«+> для наружного зацепления, знак «—»
для внутреннего
3*
67
Sfi
TH~Z 75fl-
: fi.10
Рие, 3.7. Помогу ч, для определения
взаимозависимости у, &у и гс.
Пример. Дано аш ~ 136 мм; zc = 62; т = 5.
Определить xj.
ат> — 0,5тг_ 136 — 0,5 • 5 • 52
w С in.
у --------------------Z------« 1Л
т о
1000» 1000.1,2 _ ,
---2-«----- *... = 23,1. Этому соответствует
zc
ЮООДу 3,Б1г. 3,51 .52
= 3,51, откуда М7 = - 0.18;
X7Zi у + Д» = 1,20 -ьо, 18 = 1,38.
Примечание. гс = г2 — г^- Знак «Ч~»
для наружного зацепления* знак «—> для внут-
реннего
S.toOfO-^W
70
7038,0-
-ЛОО
90,30
ЧА7
S5/0
fifiO
fi.50
fifiO
fifiO
\BfiO
\tfiO
38,10
fieo
3,30
’^3?
3,70
\5fit
. №lJ>
fifio l^w
5J0
\s,00
Г «л
£Я7**
We - :
I- : Jfit
J.H- 7<> i «/-
: 31.70
-
7,0 л
15f7-
0,50
Sfi
15J0
3,0
7,o
1J>
1.80 :
15,0-
71,90
71,50
-1,70
: 11.0-
L ITfiA
Ьда
7-003
\-H07
Vl>.os№\
MW
\fi03 :
-tUHmnl ’
-fit-0.07
1,30
fi70
Г 280
-1.60
fi.SO -
: ISfi-
fi.io ;
Woifi--
fiTO 18,0-
-0,01
9fi
SfiO
6,20
S.IO
Ifio'
5,00
-850
-8,20
-870
-3,00
-7.30
-7.80
-7.70
-700
fi.50
-7,90
-7.50
-7.10
-7,10
fifiO
fi,so
для внутреннего зацепления
.5,527
Ji®
11 55,0-
fifiO :
>455 :
7,55 II i, so
; li,6o ;
fifiS 3t, „
iH®
SfiOjOfl-
fi5o ;
5,20 :
^°55.0-
ЦООО.О-1
M® I
f 17jp
-?,№ -
-1,00 -
zsei
(Z!+?2)(Xd-^)
Xl 2 (г,-г.)
X2=Xrf + x1,
2rf + Ay;|(3.70)
где xd — коэффициент разности сме-
щений.
Проверяют величину коэффициен-
та перекрытия:
_ Г * 14гsta aiw
2ят cos а,
пему), если условие e„ 1,15
(знак плюс относится к наружному
зацеплению, а минус — к внутрен-
не выполнено, то надо уменьшить №
п повторить расчет.
Проверяют толщину зуба по окружности выступов:
С __
— 2
[л 4- 1,45х . с ,1
— г-------1-2 (inv а, — inv аи) ;
du
cos ав а» ,
e do
где db — основной диаметр.
Допустимое минимальное значение S„a = 0,4m. Если коэффици-
енты смещения х, и х.> выбирают по рис. 3.4, то необходимость в про-
верке еа и S„c отпадает.
Если межосевое расстояние передачи не равно делительному, то
по номограмме (рис. 3.7) можно определить необходимую величину
суммарного коэффициента смицения xs, затем по рис. 3.5 найти о:/то
и далее по формуле (З.С9) вычислить коэффициенты смещения для
шестерни х, и колеса х2.
Пример, Передач рямоэубыми циляндрнчеекшяи колеевми (т = 5 мм; г, =
= 22; г2 = 50) доджь_. Сыть выаолнеаа с межосевым расстоянием ат = 186 мм.
Определить Aj и ха.
Реинан-с. Определяем коэффициент воспринимаемого смещения по формуле
(3.66):
аю —0,5т (z,4-2a) 186 - 0,5 - 5(22 4-50) , о
’ т 5
Подсчитываем:
1008» 1000-1,2 1С,
----—- =---------- я» 16 7
2,+га 224-50 ~ °’
и па рис. 3.7 находим соответствующее значение величины
»<Х»Ду
*1 +га
Вычисляем коэффициент уравнительного смещении:
1.9(2,4-22) 1,9(224-50)
- Гооо ~ —1000— " °-14 ’
определяем по формуле (3.68) суммарный коэффициент смещения:
х2 — у 4- Ду = 1,2 0,14 = 1,34.
Определяем величину
1ОЮх„ 1000-1,34
юл
По рис. 3.5 находим соответствующий угол зацепления смещенной передачи
для колес, нарезаемых стандартным режущим инструментом:
aftB = 24°35'.
По формуле (3.69) определяем
х, =0,5 [х2 (х2- Др)] = 0,5 [l,34-|^g (1.34- 0,14)] =0,44;
х„=ху—х, = 1,34—0,44=0,9.
Проверяем величину межосевого расстояния по вычисленным значениям коэф-
фициентов суммарного х2 и уравнительного Ду смещений по формуле (3.66):
aa,=^?l±^4-Xs_Ay]m=(??±^4-l,34-0,l4^5=186 мм.
•
Аналогичные расчеты, когда угол зацепления а/и, < 20°, можно
выполнить с помощью номограммы на рис. 3.8.
Для передач с косозубыми цилиндрическими колесами изменение
межосевого расстояния может быть достигнуто проще — путем под-
бора соответствующего угла наклона линии зуба по формуле
Л-д —
2 cos Р "
Для тяговых передач подвижного состава, а также для других
тяжелонагруженных передач, работающих в аналогичных условиях,
рекомендуются величины смещений производящего контура, разря-
ботанные из условия наивыгоднейшей работы зубьев на изгиб 1371.
GJ
z
4,зо\ -77-1 4,20 1 1 1 H 4 53,30 -3.20 53,10 : 6,50 1 Co 4J4-UU 1 1 1 | '1 ГГГ J"t -7fq tKSO 4,00 4,30 4.20 -25- гптттттртг
— - JI riipr - 53.00 4,90 -tf- -6,00 ITI'I '1 4'1 1 Г 1111111 1 1 1 1 1 1 4,70 4,00 5 Cq- 1 1 ПН 1 1
- - - - 52,80 - - - -1.60 - 53^0 z
- 4,20 -w- 51,00 «л 1 J I 1 ’ 2.10 - 111 ’ 1 ’ s - - § 1111 Inn - 53,80 5370 -6,20 56,10
- - 4,90 - 52,60 - -135 -20- 5300 -?5- 56,00
- - 52,50 - - -B- Ё-/,ад - 53,50 - 55,90
- - - - - '-2,90 L r - 4,30 - '-3,00 _ 55,80
- -0,15 50J0 -9- '4,80 -74- 4.30 Г 5,90 - г 5 - 53,30 - 55,70
4, 13 50,12 - a to- j 111111 < - S s иil > iid. 48— £ & °\ 4 11 1 l.l 1 1' I’l’l'l' .сэ -7Z- 4,20 4,10 -7У: 53,20 53,10 - 55,60 55,50
50,17 - 53,00 -?4-
50,70 4,09 4,0s 4— Ti т 1111 > 1111 § i 1 1 I 1 i Ci Ea <53 C3 O1 C4Z •*.* *< . 1 j ill li.u Inn Inn II q н iipinp r j rpn . J 1 II 1 1 I 1 1 »4- rh 1 1 1 1 IjIj 1 1 1 |'i 1 I'J | 1 §. § iIiiii liiiiJiiuL 1 Fl | 1 1 И J 1 52,90 57,80 52,70 — 'S & -a* *N LoT LcT 1 1 1 1 1 1 1 i i 1 1 1 1
50,07 4,08 . J- 1 1 Г 1 I 1 r> r a - 1 S § 111 11 li 1) 1 IfllllH 1 1 1 L 41- s § S! r 1111 U 111 П.1111 4 1 1 1 1 1 1 1 11 51,00 5009 50,08 5007 2 -10-_ II II1II | ГН1 |l II § 47- П | i гттр-нтгп ~23- S; § §5 k-f* U-j” <j." i Ul.uJ.i.Ll.t.l l
— -7- - 42- — 4,60 — 5. -1 — r
4,05 Si •чГ III In t3,70 - птр § 4,70 - 57,30 - ~4,W
п '-оы — - 5005 — ~16~. 52,20 - L7/1
—0,00 4.03 1-0,02 4- ТТПГ» | Ч’"ГПТ -11- «5» & *3- mliHiliiiilmj 46— ~-3,60 '^3,50 -3,00 A tJl 11 l.l 1 1 1 1 |71И|1П l| 1 1! Л J5& Л • Сэ I lit j- I.U-J- § w /11h i 11 lili. 453 52,10 4,00 -27~ rrj m i [ гттт **' «Cl cS C
1 зь. <“1 ^1
1* -a r5s SIN Sd §k ^1 Ik ir Ik Ik tr iP fk §1
Рис. 3.8. Номограммы для определения Sy при atw < 20°.
Пример расчета по номограмме I. Дано = 57; хг =—0, 675; т — 10. Определить си.
IU№r, 1060 (—П.675) ЮООДр 1.5
-------------- = — =—11,85. Этому соответствует = 1,5, откуда Др = г =
гс-----------------------------------------------------------------------------57-zc-1600 с
= • 57 = (>-.085; aw = (0.5 zc + Л'v — Др) т — [0,5 -57 + (— 0,675) — 0.085] X 10 =
= 277.4 мм.
Пример расчета по номограмме II.
а — 0.5та. 300 — 0.5 • 10 • 62
Д .но Oj, — 300 мм; гс — 62; т — 10. Определить Хг; у = —---------- = —-----------------
, IUOOh 1000 (—1) ,, _ _ ЮООДр „ ,, . 2.43
е= — 1; ---------=-3—— — 16,7. Этому соответствует-------— = 2,13, откуда Др = -тт-.,- г =
Z 02 2 1UUU
с с
= -У- .(2 = 0,145; XV = =—1 4- 0.145 = — 0,855.
iOUO « I . I
Примечание. zc = *2±7r Знак «+» для наружного зацепления, знак <—s для
внутреннего
70
Для. выбора коэффициента смеще-
ния шестерни Xj /жит верхний
график рис. 3.9, значение же коэф*
фицнента смещения для. колеса х3
может быть выбрано по нижнему
графику в определенных пределах,
ограниченных линиями I и II, при
условии, чтобы было соблюдено
равенство
2*1 + z.
—-5— т
п г
13 15 17 15 21 23 I,
Рис. 3.9. Г рафик для выбора коэффи-
циентов смещения тяговых и других
тяжелонагруженных передач
Пример. Определить наивыгоднейшне коэффициенты смещения для прямозу-
бой цилиндрической пары электровоза, если z,= 21, z2 — 73.
Решение. По верхнему графику (см. рис. 3.9) для гл = 21 находим =
— 0,47. По нижнему графику для г2 = 73 величина хг может быть выбрана в преде-
лах (0,12) -г- (—0,05). Для определения значения х2, соответствующего величине
у = 0,5, воспользуемся номограммой (см. рис. 3.7). Для этого вычисляем отношение
lOOQy 1000 • 0,5 _
?! + ?.. ~ 21 + 73 ~ '
?
находим по рис» 3.7 соответствующее значение
l000^_.Agt
г1Ч~г2
откуда
^-^'тят-^'тиг-0-0'97-
По формуле (3.68)
х2 = р+Ду=0,5+ 0,0197=0,5197;
принимаем xs = 0,52,
тогда
Х2=Х2 - *1 = 0,52 - 0,47 = 0,05.
Применение смещения для ремонта зубчатых колес
Крупномодульные зубчатые колеса с поврежденными рабочими
поверхностями зубьев можно восстановить, удалив поврежденные
участки с помощью отрицательного (к центру колеса) смещения
производящего контура. При этом парная шестерня должна быть
новая, изготовленная с положительным смещением производящего
контура. Смещение инструмента производящего контура определяют
в зависимости от толщины поврежденного слоя 6 по формуламтабл. 3.14.
Если изношена только одна рабочая поверхность зуба колеса, го дру-
гую не срезают и при расчете величины смещения значение 6 берут
в 2 раза меньше.
71
3.14. Величина смещения для ремонта изношенных колес
Зацепление Колесо Шестерня
Со смещением 6 тх<> sin at б mxj +— sin at
Без смещения 6 sin at 6 sin a/
Диаметр окружности вершин зубьев колеса надо уменьшить,
а шестерен увеличить на sjn g . При значительном износе (больших
значениях б) число зубьев шестерен следует увеличить на 1 —2 зуба;
суммарный коэффициент смещения в этом случае определяют
так же, как и для передачи с заданным межосевым расстоянием.
Производящий контур смещают преимущественно в прямозубых
цилиндрических передачах и реже в косозубых, так как при изгибе
косой зуб прочнее прямого, а заданное межосевое расстояние aw
можно обеспечить выбором соответствующего угла наклона зуба.
Смещение исходного профиля в конических передачах также при-
меняют сравнительно редко, так как требуемого результата можно
достичь изменением величины конусного расстояния.
Глава 4
ПЛАНЕТАРНЫЕ
ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 4.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Принято разделять планетарные передачи на три
типа: дифференциальные (рис. 4.1), замкнутые дифференциальные
(рис. 4.2) и простые планетарные (рис. 4.3). Дифференциальные пере-
дачи имеют две степени свободы, так как оба центральных колеса *
(на рис. 4.1 колеса 1 и 3) подвижные; их применяют в транспортном
машиностроении (механизмы поворота гусеничных машин, передача
вращения на ведущие колеса автомобиля), авиастроении и в приборах.
Если центральные колеса или одно из центральных колес и во-
дило дифференциальной передачи замкнуть простой зубчатой пере-
дачей, то получим замкнутую дифференциальную передачу, имеющую
одну степень свободы (рис. 4.2) и позволяющую получить большие
передаточные отношения при малых габаритах.
На рис. 4.2 основная дифференциальная передача показана жир-
ными линиями, замыкающая — тонкими.
* Центральными называют колеса, имеющие общую геометрическую ось с воли
лом.
Рис. 4.1. Дифферен-
циальная планетарная
передача
Рис. 4.2. Замкнутые дифференциальные планетарные пе-
редачи:
а — замыкающая передача соединив! центральные колеса;
б, в — замыкающая передача соединяет одно из центральных
чолес с водилом
73
Рие. 4.3. Простая плане-
тарная передача (с одной
степенью свободы)
Если в .дифференциальной передаче одно
из центральных колес с. ать неподвижным,
(рис. 4.3, колесо 3), то можно получить про-
стую планетарную передачу, имеющую одну
степень свободы.
Передачи, выполненные по рис. 4.3, обла-
гают большей нагрузочной способностью и
более высоким к. п. д. по сравнению с обыч-
ными зубчатыми передачами, имеющими те же
габариты. Передачи, выполненные пс рис. 4.4
и 4.5, позволяют получать большие переда-
точные отношения, но имеют низкий к. п. д.
Определение передаточного отношения
Дифференциальная передача (см. рис. 4.1).
Угловые скорости зубчатых колес и водила
обозначают соответственно (оь to», со3 и а>н.
Относительное движение частей не изменится,
если всему механизму сообщить дополнитель-
ное вращение со скоростью (— равной по величине, но обратной
по направлению скорости вращения водила Н.
Звенья механизма будут иметь следующие угловые скорости:
водило Н <од— <он = 0; колесо 1 (о, — а>н, колесо 2 (Oj — колесо 3
Шз — (Он.
Таким образом, водило Н будет неподвижно, и дифференциал
превратится в простую зубчатую передачу с неподвижными осями.
Передаточное отношение ее
13 (О<"’
(4.1)
Рис. 4 4. Простая замедляющая планетарная передача с веду-
щим водилом, имеющая большое передаточное отношение
74
Рве. 4.5. Простая замедляющая плаветарная передача с ве-
дущим водилом Н в юным сателлитом /; передача враще-
ния сателлита 1 на . ^дзмый вад V осуществляется механиз-
мом параллельных кривошипов
2(п>
7W-
(4.1а)
Для общего случая, когда дифференциальная
передача имеет и колес,
Нп — ш _и
п 1
где — передаточное отношение между централь- X _=”
ными колесами k и п при неподвижном водиле Н
(т. е. передаточное отношение простой передачи f
с ведущим колесом k и ведомым и); соп и
Ч/ — угловые скорости колес k, п и водила Н.
При определении передаточного отношения И™ необходимо учи-
тывать его знак: с 0, если колеса k и п вращаются в разные стороны,
-> 0’ если колеса 11 п вращаются в одну сторону.
Простая планетарная передача. Если в дифференциальной пере-
даче (см. рис. 4.1) жестко закрепить колесо 3, зо получим простую
планетарную передачу (см. рис. 4.3), где ш3 — 0.
НЬ основании формулы
(Н) <М' , “i”,
13 -О-otf' <о£‘
откуда
Й = 1-^’. (4.2)
где (/и — передаточное отношение между колесом 1 и водилом Н при
неподвижном колесе 3.
Для общего случая, когда планетарная передача имеет п колес,
/$=1 -Ж, (4-3)
а между водилом и любым из колес
•<»).. . 1 1
.-(и) = I .(H)-
, ‘кН 1 1 kn
Для передачи по рис. 4.3 при ведущем колесе 1, неподвижном 3
н ведомом водиле Н передаточное отношение
Ин — 1 —
(4.1)
— Ин,
(4.4)
(4.5)
г1 ’
т. е. на единицу больше, чем в простой передаче, составленной из
этих же колес. По формулам (4.3) н (4.4) можно также определить
угловую скорость ведомого вала дифференциальной передачи с двумя
ведущими валами, рассматривая его принадлежащим одновременно
двум простым планетарным передачам или одной простой планетар-
ной и одной с неподвижными осями колес, получающимися из диффе-
75
4.1. Формулы для определения тередаточзе'п отпашется зишгаутыд
зиффер -HipHuibHUr передн"
Ведущее шено Ведо- мое звено Звенья, соединен- ные замы- кающей передачей Рне. 4.2 Расчетная формула № фор- мулы
k н б lkH~ 1 ‘kn ^‘nHlkn (4.9)
k п п—Н б t = lkn 1 kn 1 *пН (4.Ю)
п н Н — к в i -11 ikH~l Ьш 1 г {H} lkn (4-11)
п к к—И в 1 ‘kn ‘kH lnk- AH)' ‘kn ‘kH (4.12)
н п п — £ а _ ,<W) . _ ‘kH l!.n lHn l_j‘.H) 1 kn (4.13)
н k к — п а { lhn lkn Hk V lfin )lkn (4.14)
п k п-Н б . _ ‘nH ‘nft” AH) 1 ‘in +‘:iHli{li (4.15)
н k Н— п б lHk _•(«),.- AH) 1 lkn ^lnlilkn (4-1G)
k п k—H 5 . _ ‘kn ‘kH ka \-i^H)_i 1 ‘lin. ‘kH (4.17)
н п Н — к в i = kn Hn 1 _AH)_.' 1 ‘kn ‘kH (4.18)
k н к—п а (1 _((«))/ \ kn / kn “ i _ ,-<H) lkn (4.19)
п н п — k а ; кн nH i _ |(fn vkn lkn (4 20)
Условные обозначения: — передаточное отношение замыкающей пере? дачн от центрального колеса п к водилу И; — передаточное отношение замыкающей передача от центрального колеса k к водилу Н; — передаточное отношенж замыкающей передачи, соединяющей центральные колеса А и щ
76
ренциальной передачи при остановке одного из центральных колее
или водила (наг Uep, колес 1, 2 или водила Н на рис. 4.1).
В этом случае
= (4.6)
lkH 1пН
®я = -^'+ц7^~ = ®я1лн + ®*/’<*)«' (4.7)
1Нп 1кп
<а* = 4" • (4.8)
lHk lnk
Если ведомым является водило Н, то следует пользоваться форму-
лой (4.6), если ведомым является центральное колесо п — форму-
лой (4.7), если ведомым является колесо /г —формулой (4.8).
Замкнутая дифференциальная передача. Формулы для определения
передаточного отношения, полученные по формуле (4.1а), приведены
в табл. 4.1.
Выбор кинематической схемы
Дифференциальные передачи применяют в двух случаях: когда
движение от одного двигателя надо передать на два ведомых звена
и когда движение от двух двигателей надо передать на один ведомый
вал. Передачи первого типа применяют, например, в ведущих мостах
транспортных машин для получения различных угловых скоростей
левой и правой полуосей.
Передачи второго типа применяют в машиностроении как вариа-
торы скоростей вместо коробок скоростей в приводах большой мощ-
ности, где механизмы переключения скоростей получаются громозд-
кими, а также в приводах повышенной надежности, где ведомый вал
должен вращаться от двух независимых двигателей. В приборострое-
нии эту передачу применяют в тех случаях, когда перемещение ведо-
мого вала является функцией двух независимых переменных величин.
В дифференциальных передачах с двумя ведущими (или ведомыми)
валами и одинаковыми передаточными отношениями между каждым
из ведущих валов и ведомым валом удобно применять схемы, приве-
денные на рис. 4.6.
Числа зубьев центральных колес должны быть равными
Рис. 4.6. Схемы дифференциальных
передач с равными передаточными
отношениями между центральными
звеньями (/, 3 и И):
a — конический дифференциал; 6 — ци-
линдрический
77
(z, = z3). Передаточное отношение между центральными колесами
'при неподвижном водиле) /<^= —1, а между к [дым центральным
колесом и водилом (при неподвижном другом центральном колесе)
i in = 1зн = 2. Эти схемы удобно также применять и в случае, когда
пои равных углах поворота центральных колес отношение углов
поворота водила от каждого из центральных колес (при неподвижном
другом центральном колесе) равно 1-ьЗ. Отношение чисел зубьев
центральных колес равно отношению углов поворота водила, вызван-
ных вращением каждого колеса при неподвижном другом централь-
ном колесе.
Для вращения ведомого вала от двух независимых двигателей
можно также использовать схему рис. 4.1. Если передача замедляю-
щая, то ведущими являются центральные колеса I и 3, а ведомым —
водило Н.
Для передач с двумя ведомыми валами используют те же схемы,
что и для передач с двумя ведущими валами. Отношение угловых
скоростей ведомых валов зависит только от величин моментов, сни-
маемых с них. При одинаковых моментах, снимаемых с центральных
колес 1 и 3 при ведущем водиле Н, дифференциалы, выполненные
по рис. 4.6 (когда = г3), окажутся заблокированными, т. е. будут
одинаковыми угловые скорости водила и центральных колес.
Схема, приведенная на рис. 4.1, при ведущем центральном колесе /,
ведомых водиле Н и центральном колесе 3, когда п3 = —пн, дает
значительно большее передаточное отношение, чем простая плане-
тарная передача:
тогда
(Я) пн п1~пн 1 • , 1
~ 2" ш+'2:
п п п
hH=l-2i^=l+2j
(в простой планетарной передаче i = 1 4 —).
г1 /
При выполнении условия |со3| = |о>н| мощности, снимаемые с во-
ди ха Н и центрального колеса 3, будут соответственно равны:
— Ns = 7И3(О//,
Ми и 7И3 — моменты на водиле Н и центральном колесе 3, опреде-
ляемые из кииетостатического расчета передачи.
Направление вращения ведущих и ведомых звеньев дифференциаль-
ной передачи определяется направлением окружных сил, действую-
щих на них в установившемся режиме: ведущее звено, действует на
ведомое по направлению своего вращения, ведомое на ведущее —
против направления его вращения. Для примера рассмотрим
78
Рис. 4.8. Замкнутая передача, в ко-
торой имеется замкнутая мощность
Рис. 4.7. Направление враще-
ния и вектора сил в дифферен-
циальной планетарной пере-
даче
дифференциальную передачу на рис. 4.1. Направление и относитель-
ные величины окружных усилии, действующих на центральные ко-
леса, сателлит и водило передачи, показаны на рис. 4.7. Сплошны-
ми стрелками показаны направления вращения колес и водила, когда
они являются ведущими, штриховыми — когда они являются ведомыми.
Цз рис. 4.7 следует, что при ведущем центральном колесе 1 или 3
и ведомом водиле Н и другом центральном колесе направление вра-
щения водила совпадает с направлением вращения ведущего цент-
рального колеса, а ведомое центральное колесо будет вращаться
в противоположную сторону. При ведущем водиле направление вра-
щения водила и обоих ведомых центральных колес будет одинаковым.
Когда ведущими являются центральные колеса, а ведомым
водило, направления вращения обоих центральных колес и
водила совпадают. Если ведущим является водило и одно из централь-
ных колес, а ведомым другое центральное колесо, то направления
вращения водила и ведущего центрального колеса противоположны,
а ведомое центральное колесо будет вращаться в ту же сторону, что
и водило.
Замкнутые дифференциальные передачи позволяют при постоянной
основной дифференциальной передаче, меняя только передаточное
отношение замыкающей, изменять передаточное отношение всей пере-
дачи в широких пределах. Однако с увеличением передаточных от-
ношений к. п. д. снижается из.-за появления в передаче так назы-
ваемой «замкнутой» мощности.
Замкнутой мощностью Д'за,, называют произведение внутренней
уравновешенной силы, приложенной к звену передачи, на его окруж-
ную скорость (Л^зам = Pyv) или произведение внутреннего уравнове-
шенного момента, действующего на звено передачи, на его угловую
скорость (N3aK = Л4уш).
Физический смысл термина замкнутая мощность понятен из
схемы передачи на рис. 4.8, применяемой для испытания передач.
Передача нагружена закручиванием вала 3 специальной муфтой 2.
Для нагружения передачи одну половину е муфты 2 закрепляют
79
неподвижно, а другую f поворачивают на определ" ’чый угол, прикла-
дывая к валу 3 момент Л1Я, после чего обе пол^ лы муфты соеди-
няют. Величина нагрузки, действующей на звенья передачи, ппопор-
циональна углу закручивания вала. Передачу, выполненную по схеме
на рис. 4.8, называют замкнутой. Мощность двигателя, приводящего
в движение передачу, затрачивается только на потери в передаче
(,¥д = NПоТерЬ), в то же время в передаче циркулирует замкнутая мощ-
ность ¥зви = М у<?>!. Она может быть во много раз больше величи-
ны Мд.
«Замкнутая» мощность возникает в замкнутой дифференциальной
передаче в том случае, когда направление вращения звеньев, соеди-
ненных замыкающей передачей, не соответствует направлению вра-
щения их в диффер унциальной передаче при отсутствии замыкания.
При наличии замкнутой мощности через зацепления передается
мощность, в несколько раз большая, чем мощность, передающаяся
от ведущего вала к ведомому.
На рис. 4.9, а приведена схема передачи с замыканием на веду-
щий вал, обеспечивающая большие передаточные отношения, когда
ведущим будет центральное колесо /, а ведомым — водило Н, но
имеющая из-за наличия замкнутой мощности низкий к. п. д. Анализ
схемы подтверждает наличие замкнутой мощности: центральные
колеса 1 и 3 вращаются в разные стороны, в то время как в диффе-
ренциальной передаче при ведомом водиле ведущие центральные
колеса должны вращаться в одну сторону (см. рис. 4.7).
Колесо 3 является ведомым, так как направление его окружной
скорости совпадает с направлением окружного усилия, действующего
на его з^бья, момент от него аерез замыкающую передачу 3', 4 и /
возвращается на ведущий вал и нагружает его, а следовательно,
и всю передачу дополнительным моментом М\ (рис. 4,9, б), создаю
щим при работе передачи замкнутую мощность (¥звм = Л41<ог).
С ведущего вала на водило И передается только мощность ¥г = Мга>г.
На рис. 4.9, в приведена схема передачи к барабану лебедки,
где эимкиутая мощность отсутствует, а поэтому к. п. д. передачи
Рис. 4 9. Замкнутые дифференциальные передачи:
а — кпнемэтпчеекая схема передачи; б — эпюра крутящих моментов на
валу /; в — конструктивная схема приводя барабана лебедки
высок. Передачи выполненные по этой схеме, могут иметь переда-
точное отношение ле выше 90 при обычно принятых соотношениях
между числами зубьев колес
Простая планетарная передача. Для передач с относительно малыми
габаритами и высоким к. п. д. обычно применяют схему по рис. 4.3
с диапазоном Чн от 3 до 8. Для больших передаточных отношений
соединяют последовательно в одном корпусе несколько таких пе-
редач.
Простые планетарные передачи, выполненные по рис. 4.3, ком-
пактнее передач с неподвижными осями не только вследствие своих
кинематических особенностей, но и потому, что все звенья передачи
находятся внутри неподвижного центрального колеса 3; число сател-
литов в таких передачах (колесо 2) не меньше двух (обычно 3—5),
благодаря этому нагрузка в зацеплении каждой пары колес соот-
ветственно уменьшается и колеса таких планетарных передач полу-
чаются узкими ^ = 5-bloj.
В многоступенчатых передачах разбивку передаточного отношения
по ступеням производят исходя из ряда условий: минимальных габа-
ритов, технологичности конструкции, минимального углового зазора
выходного вала передачи (угловым зазором ведомого вала называют
возможный угол поворота его при заторможенном ведущем вале
за счет выборки зазоров в зацеплениях).
Чтобы получить минимальные габариты и уменьшить частоту вра-
щения сателлитов первой (быстроходной) ступени, ее передаточное
отношение назначают возможно большим.
По технологическим соображениям рекомендуется проектировать
многоступенчатые передачи с возможно большим числом ступеней,
имеющих колеса с одинаковым модулем и одинаковыми числами
зубьев. Условие равнопрочности зацеплений различных ступеней до-
стигается при этом изменением ширины колес.
Для. уменьшения углового зазора ведомого вала следует назна-
чить на последней ступени возможно большее передаточное отноше-
ние и возможно меньшие боковые зазоры.
Для передач кратковременного действия с большими передаточ-
ными отношениями и малыми нагрузками, а также для кинематиче-
ских (ненагруженных) передач, где главное значение имеют габариты,
а1 не к. п. д., применяют передачи по рис. 4.4 и 4.5.
Передача по рис. 4.4 при ведущем водиле Н и ведомом колесе 1
в случае гх = 100, z2 = 99, г2- = 100 и г3 = 101 имеет
= рМ = !_,(« = “ £ 73 ~ 99 101 = 10 °00-
18 166'166
Передача по рис. 4.5 при ведущем водиле Н и при гх = 99 и г, = 100
имеет
м'" ® = 7? - уп - Г.ля -
?! УУ
81
Рис. 4.10. Простая замедляющая планетарная передача с ве-
пущнм водилом и ведомым сателлитом; передача вращения
с сателлита на ведомый вал осуществляется крестовой (урав-
нительной) муфтой качения
Передача вращенья с колеса 1 на ведомый вал в передачах этого
типа осуществляется параллельными кривошипами (см. рис. 4.5)
или уравнительной муфтой (рис. 4.10).
§ 4.2. РАСЧЕТ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
КивемгтгьчеекЕЙ расчет
Числа зубьев колес, составляющих простую планетарную пере-
дачу, при заданном передаточном отношении или удобно
подбирать, используя формулу (4.3) или (4.4):
1 — /<«>- (4 21)
кп 1 кН’ >
iin) — 1
ДЯ)= (4.21а)
kn ' f
Для передачи, изображенной на рис. 4.3,
пн) = цну = _ £1.
кп 19
82
Подставляя значение t<^>, выраженное через отношение чисел
зубьев, в форму?. \4.21), получают
^ = ВД-1. (4.22)
Если передача должна вписаться в определенный габарит, то за-
даются диаметром делительной окружности и числом зубьев колеса 3
(Za), так как оно определяет габариты всей передачи, при этом число
зубьев колеса 1 (zj не должно быть меньше 15, чтобы избежать под-
резания зубьев. Если габариты не заданы, то выбирают число зубьев
талеса 1 (zj).
При проектировании планетарных передач по рис. 4.1 следует
соблюдать три условия.
1. В передачах, выполненных без смещения исходного контура,
число зубьев сателлита выбирают из условия соосности валов цент-
ральных колес
г2=г-^-. (4.23)
В передачах со смещением исходного контура условие соосности
проверяют равенством межосевых расстояний колес, составляющих
передачу:
Ota = > (4.23а)
где о23 — межосевое расстояние между сателлитом 2 и корончатым
колесом 3; а12 — межосевое расстояние между солнечным колесом 1
и сателлитом 2.
2. Из условия возможности сборки передачи сумма чисел зубьев
колес 3 (корончатого) и 1 (солнечного) должна быть кратна числу
сателлитов:
= (4.24)
где и — число сателлитов:
у — целое число.
3. Чтобы соседние сателлиты не задевали зубьями друг друга,
должно соблюдаться условие соседства
dc2<2a12sin^, (4.25)
где tfoa — диаметр окружности выступов сателлитов (2).
Разность между 2a12sin^- и da2 должна быть ^0,5 мм.
Окончательно выбранные числа зубьев должны удовлетворять
перечисленным условиям.
Например, для передачи по рис. 4.4 передаточное отношение при
неподвижном водиле
t-(H) _ пн) _ £?. . £1
13 zj г2
83
Рис. 4.11. Графики для выбора чисел зубьев планетарных
передач по схеме рис. 4.4
Подставляя это значение в формулу (4.21а), получают
Из условия соосности передачи
о»га(г3 — z4.) = m12(z1 — z2). (4.27)
Обычно принимают одинаковый модуль для обеих пар колес,
тогда
z3 — zs« =Zj — z2; )
1 (4.28)
z3-z1 = zr — z2. J
Решая совместно уравнения (4.26) и (4.28), определяют za, зада-
ваясь разностями г, — г2 и гэ — zt. Расчет удобно производить, поль-
зуясь графиком (рис. 4.11), где
z€ = гг — z2 = z3 — z:.;
е = Za - ?i = z2. — z2.
84
I
Пример. Подобрать чиела зубьев колее для планетарной передачи по рис. 4.4
при заданном */yi =
Решение. Принимаем zc = г, — гг = г3 — г», — 3. При выборе величины
е = г3 — гх = гГ — г2 следует иметь в виду, что чем меньше е, тем конструкция ком-
пактнее; задаемся е= 1. Из первого графика рис. 4.12 находим zs = 51. Далее
сере делаем
^•=г3-гс==51-3 = 48;
z2=zs—е=51 — 1 =50;
za=2i — гс=50— 3 = 47.
Проверяем полученные значения чисел зубьев колес по формуле (4,4):
1 1 г,?,,, 50-48
“н 2з г3 ZjZ.j,—z2z3 50-48 — 47-51
13 ‘
что соответствует заданному передаточному отношению.
Для схемы на рис. 4.5, на основании формулы (4.21а), при iffi <С0
г2 _ ' Н1 ~ 1 _ I ‘ Hl | + 1
г1“ 'Hi ~ ’
Следовательно, в предельном случае число зубьев сателлита 1 (гг)
можно брать равным передаточному отношению, а число зубьев ко-
рончатого колеса 2 (гЕ) можно брать на единицу большим.
В случае применения стандартных долбяков (at — 20°) передачи
с малой разностью чисел зубьев корончатого колеса и сателлита
можно выполнить только со значительной угловой коррекцией; если
разность зубьев колес, находящихся в зацеплении, г2 — 2г 3, то
удовлетворительные результаты без коррекции дает эвольвентное за-
цепление с at = 30° и коэффициентом высоты головки зуба ha = 0,75.
При подборе зубьев комбинированной передачи, приведенной на
рис. 4.12, сборка осложняется тем, что сдвоенные сателлиты входят
в зацепление с солнечным колесом 1, корончатым колесом 3 и коле-
сом 4. Последнее зацепление возможно при соблюдении вторичного
условия сборки
— . fl
и и Z2
(4.29)
где и — число сателлитов; у — целое число.
•Относительное условное расположение зубьев у всех сдвсенных
сателлитов должно быть одинаковым, что вносит дополнительные
трудности при нарезании зубьев.
Если по условию (4.29) передаточное отношение несовместимо
с техническим заданием, то следует выполнять только условие со-
осности
/п»з (z3 — z2) = m.j<4 (zt — z4<),
а сборку передачи обеспечивают путем изготовления разъемного
сдвоенного сателлита (2—2'), у которого колесо 2 может вращаться
относительно колеса 2'. Окончательно колеса 2 и 2' закрепляют на
общем валу при сборке.
85
Рис. 4.12. Комбинированная планетарная передача
Кинематический расчет дифференциальных передач с двумя ве-
дущими валами удобно производить, рассматривая их как сложные
передачи, состоящие из двух планетарных ступеней, имеющих общее
водило и сателлиты [см. формулы (4.6), (4.7), (4.8)1. Кинематические
параметры составляющих простых планетарных ступеней выбирают ис-
ходя из задания на проектирование дифференциала. Далее расчет
ведут по изложенной выше методике.
Кинематический расчет замкнутых дифференциальных передач
также производят путем разбивки всей передачи на простые плане-
тарные передачи и ступени с неподвижными осями. Таким образом,
кинематический расчет планетарных передач всех типов сводится
к расчету простых планетарных или обычных передач с неподвиж-
ными осями.
Определение коэффициента полезного действия
В планетарных передачах к. п. д. зависит от потерь, возникающих
в относительном движении колес, т. е. от потерь в передаче, состав-
ленной из тех же колес, но при неподвижном водиле.
К. п. д. простых планетарных передач. При ведущем центральном
колесе k, ведомом водиле Н и неподвижном центральном колесе п
у(и> v(n)_____
П(п) - " = 'Vfe Лпотерь
kl1 Л^’»
(4.30)
Пои ведущем водиле Н, ведомом колесе k и неподвижном п
1<и> = к ~______—______
< + ^е₽ь
(4.31)
Здесь Л’J"1 и — соотве-етпенно мощности на колесе k и водиле Н,
когда колесо п . одвижпо; Ariij^epb — потери в относительном дви-
жении, когда водило Н неподвижно.
При определении потерь возможны два случая:
1) колесо k в относительном движении является ведущим, т. е.
сохраняет направление вращения, которое оно имело в простом пла-
нетарном механизме; это будет во всех передачах, где > /г*"’, и
в передачах, где riff > riff и iffk <. 0.
Потери в относительном движении
л« „=Л'Г - М."’ - Мт - « - Лт (I - <’): (4.32)
2) колесо k в относительном движении является ведомым, т. е.
меняет направление вращения, которое оно имело в простом плане-
тарном механизме; это относится к передачам, где riff > riff и г^>0.
Потери в относительном движении
д/(Н) 1 <.(Н)
«X. - М"> - Nlm - (4.33)
С’ w
в формулах (4.32) и (4.33) — к. п. д. зубчатой передачи с не-
подвижными осями при ведущем колесе k и ведомом п, получающейся
из планетарной при остановленном водиле. Очевидно, что
т1^’=Пт> (4-34)
где 1] — к. п. д. пары зубчатых колес с неподвижными осями (с уче-
том потерь в опорах);
т — число зацеплений в передаче.
Подставляя значения из (4.33) в (4.30) и (4.31), получим
формулы для определения к. п. д. простых планетарных передач
(см. табл. 4.2).
Анализ формул (4.35) и (4.36) показывает, что к. п. д. замедляю-
щих передач (редукторов) с ведущим центральным колесом, выпол-
ненных по рис. 4.3, понижается незначительно при увеличении пере-
даточного отношения. К. п. д. замедляющих передач с ведущим во-
дилом, выполненных по рис. 4:4 и 4.5, быстро убывает с увеличением
передаточного отношения. В одной из передач по рис. 4.4 при — 50
к? п. д. равен 0,5; при i'A'i — 1600 к. п. д. равен 0,03, а при i’hi = Ю 000
к. п. д. равен 0,005. В передаче но рис. 4.5 при = —39 к. п. д. ра-
вен 0,7; при i’hi = —ЮО к. п. д. равен 0,33, а при i'hi = —200 к. п. д.
равен 0,2. Большое влияние на к. п. д. оказывает также точность
изготовления передачи.
К. п. д. дифференциальных передач определяется по общей зави-
симости
П ведомых , (4 39)
—^'ведущих
где ЕМведомых — сумма мощностей на ведомых валах; ZA^npnynw^ —
сумма мощностей на ведущих валах.
87
Для всех возможных случаев применения дифференциальных пере-
дач формула (4.39) может быть записана в необ Химых вариантах:
при одном ведущем звене и двух ведомых (ведущим может быть одно
из центральных колес или водило, ведомым — соответственно второе
центральное колесо н водило или оба центральных колеса); при двух
ведущих звеньях и одном ведомом (ведущими могут быть одно из
центральных колес и водило или оба центральных колеса, а веду-
щими — соответственно второе центральное колесо или водило).
4.2. Формулы для определения к. п. д. простых планетарных передач
Звено Область применения Расчетная формула № формулы
веду- ЩРТ» ведо- мое
k н 1. Редукторы 2. Мультипликаторы Д'» _ 1 е-1— Чн (4.35)
k и 1. Мультипликаторы ('&}><>) 1_Д"> Дл) 1 А Ап) (//) lkH Чдеп (4.36)
н •г 1. Редукторы 2. Мультипликаторы г‘н*" (4.37)
н k 1. Редукторы до» _ ! >Нк 1 _ДН) 1 । /Д'» _ i\ lfe” ’*£/1 (4.38)
Мощность на ведомых валах, так же как и в простых планетарных
передачах, определяется мощностью ведущего вала с учетом потерь,
возникающих в передаче при остановленном водиле, и выражается
произведением момента на угловую скорость.
В табл. 4.3 приведены формулы для определения к. п. д. диффе-
ренциальных передач, выполненных по рис. 4.1 и 4.6.
К- п. д. замкнутых дифференциальных передач определяется как
отношение суммы мощностей на ведомых валах к сумме мощностей
на ведущих.
Ввиду многообразия вариантов, которые можно получить из одной
замкнутой дифференциальной передачи путем изменения ее замыкаю-
щей части, единых формул для определения к. п. д. нет.
В табл. 4.4 приведены формулы для определения к. п. д. наиболее
распространенных схем замкнутых дифференциальных передач,
характеристики их замыкающих передач и величины замкнутых
мощностей.
88
4 3. Фвряулы для овр/™«лежгя к п. д. двфферешпшльных передач
с двумя веде дым ди двуг’Ч веду/циша звеньям»
Веду- щее звено Ведо- мые звенья Область призаененит Расчетные формулы № фер- му ЛЫ
k (сол- неч- ное ко- лесо) п, И “я 1 'kn 9*п Т^'/гч ’Ifrn Рп/7 (4.40)
п (ко- рон- чатое ко- лесо) k, И (Оь л i-e-и.» (4.41)
н (во- дило) t k, п — = )Ц-»>0 Р kn. 1 Pft» > 1 (4.42) (4.43)
\ Н/гп lkn М1 lkn ’Ifen. ) (АН)_ (H)\ _ у lkn ) \lkn P-fen ЧДл / Пн-Ап I „ _.Ш)\ (f7)\ \Pftn 'kn)\‘kn
/г, Н п (ко- рон- чатое ко- лесо) -~Г=Рдн<° > ’ lkn 1ЧгН) '‘kn (4.44)
п. Н k (сол- неч- ное ко- лесо) <0 “и пН (4.45)
k, п н (во- дило) * -РЛд>0 М*п< 1 Цйл > 1 ('-©)(мй’-е> _. с-ff 4?) (м»,,-ет (4.46) (4.47)
89
4.4. Формулы для определения к. п. д. наиболее раенрветр“неннык
замкнутых дифференциальных передач )
Кинема- тическая схема передачи по рис. 4.2 Характери- стика замыкающей передачи Вели- чина зам- кнутой мощ- ности Расчетная формула № фор- мулы
5 колесо k—ве- дущее водило Н —ве- домое ''лн<° 0 „ _ ^‘A^’lAn’CnH’lnH-1) (4.48)
б колесо k — ве- дущее колесо п— ве- домое ‘"пн<° 0 „ (‘«н-П^) + Ппн Л fen ; тут т . ’+‘Ап (‘пН ~ ) (4.49)
в колесо я— ве- дущее водило Н — ве- домое ’кН < 0 0 г, ‘а^+^У (‘анНан-’) lkn -Г1кН 1 (4.50)
в колесо п — ве- дущее колесо k — ве- домое ’кН <0 0 п Oiah+C* (‘АН-Пан) 4?+4«-« (4-51)
а водило Н — ве- дущее колесо k — ве- домое ‘Ап <° 1 ‘An | > >W| Л4„со„ „ с-с')(-;л».с,-е) «НА _((Н)\ / (Н)_ (НН Vfcn *Ап ) ('lAn ‘Ап / (4.52)
6 колесо п — ве- дущее колесо k — ве- домое ‘п.Н < 0 0 _ V ‘fen г*Ап ‘лН/Иаи ПпН 11nft п — lkn (lnH'\iH Ч + Нап (4.53)
водило Н — ве- дущее колесо —ве- домое ‘пН < ° 0 = (1 ~ »А? + >'пИ^ Н 1кп ('нН — ПиН) + Пап’ПпН (4.54)
в колесо /г—ве- дущее колесо я —ве- домое 'ан < 0 0 _ кп ‘кН/ И An ’IfeH ИАп— j_,H) „(Н) - 1 1кп 'Ifen 'AH'lfeH (4.55)
90
Продолжение табл. 4.4
Кинемати- ческая схема передачи и > рис. 4.2 ) Характе- риетнка замыкающей передаче Вели- чина зам- кнутой мощ- ности Рае четная формула Nb фор- мулы
в водило Н — ве- дущее колесо /1 —ве- домое ‘*Н <° 0 _ (‘-'fen’-'fe/y) Ow (4.56)
а колесо /г —ве- дущее , водило Н—ве- домое | 'fen 1 > 1 fen 1 2ИлСдл (4.57)
Особенности расчета планетарных передач на прочность
Для определения сил в зацеплениях и в опорах планетарных пере-
дач ве^х трех типов (дифференциальных, замкнутых дифференциаль-
ных и простых планетарных) рассматривают поочередно равновесие
каждого звена под действием внешних нагрузок. Силы трения при
этом не учитывают. Расчет начинают со звена, где известен внешний
момент.
При этом удобно применять следующую систему обозначений: все
силы взаимодействия звеньев передачи обозначают булевой Р с двумя
нижними цифровыми индексами, первый индекс обозначает номер
звена, со стороны которого действует сила, второй — звено, на кото-
рое действует данная сила. Например, Р12 обозначает окружную
силу, с которой колесо 1 действует на колесо 2 (рис. 4.13 — 4.15).
Для контроля правильности вычисления служит уравнение равно-
весия внешних моментов, приложенных к механизму,
— Л!3 — Л41 = О,
(4.58)
(4.59)
гдеЛ^ — момент внешних сил, приложенных к центральному колесу /;
Мн — момент внешних сил, приложенных к водилу? Н; Л43 — момент
внешних сил, приложенных к центральному колесу 3.
Отношения моментов проверяют по формулам
Мн
У ведущего вала угловая скорость и внешний момент имеют оди-
наковые направления, а у ведомого — противоположные.
Расчет передач на прочность. Зацепление планетарных передач
всех трех типов рассчитывают на прочность по формулам, пршзеден-
ным в табл. 4.5, 4.6.
•31
)
Рис. 4.13. Определение сил, действую-
щих на звенья планетарной передачи, по
схеме рис. 4.1 и 4.3: Р21 = у-1;
Pit = —₽зз! Pit = Put Pff2 = Pl* 4" Ра* =
= 2Р,,: Ра = — Раг: Р2Н = — ₽Н2: МН=М’=
= Л1, = О
Ркс. 4.11. Определение сил,
действующих на звенья пла-
нетарной передачи, по схеме
рис. 4.4:
р ___. р_________р
*21---~ > г13 —--'21.
О
Рис. 4.15. Определение
снл, действующих на
звенья замкнутой диффе-
ренциальной передачи;
Pi2=^1; Р12=-Рза;
Г1
РН2=2Р„: рм. =^>:
PflB “ ₽Ч'б» Роа —
М н _ Poff ^гз 4- G) + рыг«
₽.й' = - Р12 77/ рН2-2 =
~ Ри — Рз1*: Ро/з= Р-i-;
М, — мн — Л1, = о
При подсчете числа циклов нагружения следует учитывать только
вращение колес относительно друг друга. Угловые скорости в отно-
сительном движении определяют по формулам
= И1») _ ш(п).
к к Н ’
4П)
(4.60)
(4.61)
Соответственно для сателлита
Ш(Н)
сат (И)
к сат
(1-62)
Если в передаче есть наружное и внутреннее зацепление, то рас-
считывать на прочность при примерно одинаковых материалах и
термообработке зубчатых колес нужно только зацепление с наруж-
ными зубьями, например, в передаче на рис. 4.1 зацепление колес 1 и 2.
92
4-5. Формулы для рае-"*та на протньеть рабвчих поверхностей зубьев
цпдив^нгческлх с )гтых колее с трвмыми зубыши по контактным
иеяряжснияи при хЛ-градусном зацеплении без смещения
првптедипцего контура
Расчетные зависимости К* формулы
1. Проверочный расчет: а) напряжение в поверхностном слое зубьев, Н/мм2 _ 340 . /~ кЛ*т (W ± О' . ° V б) допустимый момент на шестерне, Н • мм ... , , , а \- и п,шк (ш1~ jok 340 2. Проектный расчет. а) межосевое расстояние, мм “3,,--1)|/'I"1J VS'«- • б) Кшрина колеса, мм ь > 1 340 2 kM,n ~ (4 63) (4.64). (4.65) (4.66)
Примечание, и' — приведенное число сателлитов, определяемое в зависимости от числа сателлитов и: и' = и — 0,7. Обозначения и размерности остальных величин, те же, что н в $ 3.2 (Л1ш —
Ход расчета зубчатого зацепления зависит от технического задания.
Если размеры передачи ничем не ограничены, то расчет следует на-
чинать с определения межосевого расстояния колес с наружными
зубьями из условия прочности рабочих поверхностей зубьев.
Передачи по рис. 4.1—4.5, встраиваемые в корпус электродвига-
тел’я, должны иметь диаметр корончатого колеса на 10—20 мм меньше
диаметра корпуса двигателя.
Если полученная по расчету ширина колес будет больше, чем это
ь ь
допускается соотношениями — или то расчет производят снова.
В тех случаях, когда ширина колес определяется прочностью зубьев
на изгиб, берут больший модуль. Если ширина колес определяется
прочностью рабочих поверхностей, те назначают термообработку,
повышающую твердость рабочих поверхностей зубьев.
Если полученные из расчета соотношения окажутся меньше до-
пускаемых, то ширину колее согласовывают с размерами подшипников
сателлитов или принимают по минимальным значениям допустимых
93
соотношений ее с другими параметрами передачи (т, а и d). При этом
нагрузочная способность зацепления будет использ< за не полностью.
После определения чисел зубьев и модуля следует подобрать под-
шипники сателлитов. Часто приходится увеличивать размеры колес
из-за того, что в сателлитах нельзя установить подшипники с требуе-
мым коэффициентом работоспособности. Если по соображениям ком-
поновки нельзя увеличивать диаметр сателлитов, то увеличивают их
ширину, ставя на два или три подшипника (см. рнс. 4.23).
4.6. Формулы для расчета на прочность зубьев цилиндрических
зубчатых колес с прямыми зубьями по напряжениям изгиба
Расчетные зависимости
1. Проверочный расчет:
а) напряжение изгиба
°и~ yu'tr&bz
б) наибольший допустимый момент на валу
yu'm- bz
2. Проектный расчет:
а) ширина колеса
t 2kMy
уч' 1сг1цГП2а ’
б) модуль зацепления
2kMy
yu'tymZ [G]„
№
формулы
(4.67)
(4.68)
(4.69)
(4.70)
§ 4.3.КОНСТРУИРОВАН14Е ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
Особенности конструкции передач
Конструкция зубчатых дифференциальных и планетарных передач
определяется их назначением, кинематической схемой и величиной
передаваемого момента. Для получения меньших габаритов силовые
передачи по рис. 4.1 и 4.3 надо делать с возможно большим числом
сателлитов.
В силовых малогабаритных передачах наибольшие трудности
встречаются при подборе подшипников качения сателлитов: мини-
мальная толщпна обода сателлита должна быть не менее 2,25m, мак-
симально допустимый диаметр наружного кольца подшипника
Отах = d — 2hf — 2 • 2,25т = тг — 2 • 1,25т — 4,5т = т (z — 7). (4.71)
94
При т 0,8 мм толщина обода должна быть не менее 2 мм. Если
подшипники качен ' не удается разместить в сателлитах, то при-
водится применять подшипники скольжения. Так как подвод смазки
к ним затруднен, то вкладыши по шинников часто делают из анти-
фрикционных сплавов, которые могут работать в условиях недоста-
точной смазки или говеем без смазки (пластмассовые, графитовые
или металлокерамические вкладыши). При большом сроке службы
необходимо подводить смазку в поди шники под давлением. Исклю-
чением являются дифференциалы с малой относительной подвиж-
ностью сателлитов, для подшипников которых не требуется индиви-
дуальная смазка.
Передачу по рис. 4.4 рекомендуется применять только при не-
большой разности между числами зубьев колес, находящихся в за-
цеплении; из-за малой величины межосевого расстояния можно
выполнить водило в виде вала с эксцентричной шейкой, на которую
устанавливается один сдвоенный сателлит. В быстроходных переда-
чах такого типа для уравновешенного сдвоенного сателлита необхо-
димо ставить противовесы.
В передачах по рис. 4.12 сдвоенный сателлит можно сделать разъ-
емным, что значительно облегчает сборку'редуктора. Конструкция
такого сателлита приведена на рис. 4.24 и 4.25.
Неизбежные неточности при изготовлении передач приводят к не-
равномерному распределению нагрузки между сателлитами, что
снижает нагрузочную способность редуктора. Для выравнивания
нагрузки по сателлитам применяют три принципиально различных
способа:
первый — жесткое крепление всех деталей, высокая точность вы-
полнения всех размеров, очень тщательный монтаж, подбор сателли-
тов по зазору в зацеплениях с центральными колесами;
второй — установка плавающего одного из центральных колее
или водила;
третий — установка центральных колес с гибким ободом или ввод
упругой связи между вендами сдвоенных сателлитов.
Наибольшее распространение получили конструкции с плаваю-
щими центральными колесами. На рис. 4.16 показа и редуктор с пла-
вающим солнечным колесом 1, а на рис. 4.17 — с плавающим корон-
чатым колесом 3. В этих конструкциях свобо щ перемещения цент-
ральных колес в радиальном направлении обеспечивается зубчатыми
муфтами. Наилучшее выравнивание нагрузки получается при трех
сателлитах.
На рис. 4.18 показан редуктор с плавающим водилом. Такую
конструкцию целесообразно применять только при небольшой угловой
скорости и малой массе водила. В противном случае из-за неуравно-
вешенности водила появится большая динамическая нагрузка.
Радиальное смещение солнечного колеса можно обеспечить за
счет малой жесткости вала. Такая конструкция показана на рис. 4.19.
npast.il конец вала закреплен в двух подшипниках, а левый вместе
с солнечным колесом 1 расположен консольно. Эта конструкция
частично выравнивает нагрузку по сателлитам, но наличие перекоса
Рис. 4.17. Конструкция
п таиетарногм редуктора
с плавающим корончатым
колесом 3
96
Рис. 4.18. Конструкция планетарного редук-г
тора с плавающим водилом
зубьями. Вариант а применяют при
снижает нагрузочную способ-
ность передачи, поэг 'у ее
можно применять только при
достаточно большом отноше-
L _ . b
нин т^4и малом —.
о а
Уменьшение жесткости
ободов центральных колес и
осей сателлитов также при-
водит к выравниванию на-
грузки по сателлитам. Но при
этом необходимо учитывать
влияние деформаций на рас-
пределение нагрузки по ши-
рине зубчатых колес.
Конструкция упругой оси
показана на рис. 4.20. На
рис. 4.21 показаны конструк-
ции ободов с внутренними
жесткой конструкции всей передачи; обод запрессовывается в кор-
пус и дополнительно крепится штифтом. Обод, выполненный по ва-
рианту б, обладает небольшой жесткостью, что способствует равно-
мерности распределения нагрузки между сателлитами; минимальную
толщину обода принимают равной трем модулям.
На рис. 4.22 показан трехступенчатый планетарный редуктор со
встроенным электродвигателем. На валу электродвигателя укреплено
штифтом колесо 16 первой ступени. Солнечные колеса И и 13 второй
и третьей ступени выполнены как одно целое с водилами 12, 11.
Водило 5 третьей ступени редуктора выполнено как одно целое с вы-
ходным валом 7. Сателлиты 2, 3, 4 вращаются на подшипниках ка-
чения. Водило 14 первой ступени и солнечное колесо 13 второй ступени
центрируются в корпусе подшипниками качения 1, 9. Водило 12
Рис. 4.19. Конструкция планетарного редуктора с гибким валим солнечною колеса
4 Зак. 229 97
Рис. 4.20. Конструкция упру-
гой оси сателлита
Рис. 4.21. Конструкции корончатых колес:
а — жесткое крепление колеса в корпусе; б — гиб-
кое крепление колеса в корпусе
Рис. 4.22. Трехступенчатый простой планетарный редуктор
второй ступени и солнечное колесо /7 третьей ступени центрируются
налом водила 14. Для уменьшения трения между ними установлена
втулка 10 из антифрикционного материала. Общее корончатое колесо 15
выполнено за одно целое с корпусом редуктора. Редуктор закрывается
крышкой 8. Для защиты от грязи и от вытекания смазки в проточке
водила третьей ступени помещено уплотнительное кольцо 6.
Конструирование сателлитов
На рпс. 4.23 показаны конструкции сателлитов на опорах качения.
В варианте а наружные кольца подшипников закреплены пружинными
кольцами 1. Подшипники установлены между кольцами без регули-
ровочных шайб с небольшим зазором. В варианте б подшипники
фиксируются в осевом направлении пружинным кольцом 1 и дистан-
ционной втулкой 2; подшипники могут немного выступать из сател-
лита, благодаря этому расстояние между подшипниками увеличи-
вается, что уменьшает перекос, вызванный неодинаковыми начальными
зазорами в подшипниках и неодинаковыми посадочными диаметрами.
Демонтаж подшипников сложнее, чем в варианте а.
98
Рис. 4.23. Конструкции сателлитов на опорах качения
При специальном подборе подшипников можно значительно умень-
шить перекос.
В случае большой нагрузка сателлиты можно установить на ро-
ликовые или игольчатые подшипники.
На рис. 4.23, в показан сателлит, установленный на игольчатых
подшипниках. Для фиксации сателлита в осевом направлении между
игольчатыми подшипниками поставлен шариковый подшипник. Такая
конструкция может быть применена и для сдвоенного сателлита
(см. рис. 4.12). Если радиальные зазоры в игольчатых подшипниках
будут больше, чем в шариковом, то последний окажется перегружен-
ным. Поэтому для шарикового подшипника лучше сделать в сателлите
выточку.
На ' рис. 4.23, г показан сателлит на роликовых конических
подшипниках. Для регулировки осевого зазора служат про-
кладки /.
При установке подшипников внутри сателлитов уменьшаются осе-
вые габариты, упрощается конструкция и сборка, но нагрузочная
способность подшипника уменьшается в 1,35 раза. При установке
подшипников в водиле (рис. 4.23, д) увеличивается габарит, но по-
лучается выигрыш в нагрузочной способности подшипника.
Сдвоенные сателлиты изготовляют из одной заготовки только при
небольшой разнице диаметров венцов (рис. 4.23, д). В остальных
случаях их делают составными. Соединение венцов осуществляют
прессовой посадкой и винтом 1 или с помощью шлицев (рис. 4.21, а. б).
Для соединения шлицами используют подрезанные зубья малого венца.
4» 99
Рис. 4.24. Конструкция
сдвоенных сателлитов
Рис. 4.25. Конструкция сдвоен-
ных сателлитов с устанавливае-
мым «по месту» взаимным угло-
вым расположением колес
В обоих случаях нужно следить за правильным взаимным
расположением венцов. На рис. 4.25 показана конструкция
сдвоенного сателлита, в котором большой венец может поворачи-
ваться относительно малого. После установки венца в заданием по-
ложении гайку 1 затягивают. При больших нагрузках, когда силы
трения недостаточно, венец дополнительно крепят цилиндрической
шпонкой 2; в гайке предусмотрены отверстия для сверления гнезд
под шпонки.
Конструирование водил
Конструктивно водило может быть выполнено как одно целое
с валом, солнечным колесом последующей ступени или раздельно.
На рис. 4.26 показано водило, выполненное как одно целое с вы-
ходным валом, на котором имеются эвольвентные шлицы. Оси сател-
литов расположены консольно и имеют внутреннюю резьбу для креп-
ления стопорной шайбы внутреннего кольца подшипника. Ось резь-
бового отверстия смещена на величину е по отношению к оси сателлита.
Это предохраняет стопорную шайбу от провертывания, а сам винт
кернится.
На рис. 4.27 и 4.28 показаны конструкции водил, выполненных
как одно целое с солнечным колесом последующей ступени. Гнезда
под сателлиты фрезеруют. Оси сателлитов имеют две опоры, и их
устанавливают в водиле с натягом.
Рис. 26. Конструкция штампованного
водила с солнечным колесом и кон-
сольными осями сателлитов
Рис. 4.27. Конструкция штампован-
ного водила с солнечным колесом и
двумя опорами для осей сателлитов
100
Рис. 4.29. Кон-
струкция сбор-
ного водила
Рис. 4.28. Конструкция водила, наготовленного
из круглого проката
На рис. 4.29 показано водило со съемной щекой. Щека крепится
к основной части водила болтами, поставленными без зазора. В техно-
логическом отношении эта конструкция несколько проще.
На рис. 4.30, а показано водило, выполненное раздельно с солнеч-
ным колесом последующей ступени. Для зубчатого соединения ис-
пользчют подрезанные зубья солнечного колеса. После сборки произ-
водят Ъбжатие зубьев по всей окружности (рис. 4.30, б). Ось сател-
лита может быть сделана как одно целое с водилом или отдельно.
Пример расчета планетарного редуктора
Определить основные параметры планетарного редуктора с пря-
мыми зубьями, встроенного в асинхронный электродвигатель.
Данные для расчета: электродвигатель ВАСЗб-1,5; мощность Na —
= 1,5 кВт; частота вращения нд = 950 об/мин (ы = 99 рад, с); диа-
метр расточки корпуса под редуктор D = 190 мм; частота вращения -
выходного вала пв = 23 об/мин; срок службы Lh = 50 000 ч.
Кинематический расчет. Передаточное отношение редуктора
Выбор кинематической схемы и разбивка передаточного отношения
по ступеням. Редуктор должен иметь высокий к. п. д., поэтому выби-
раем схему передачи по рис. 4.3. Передаточное отношение i = 41,3
можно выполнить, соединив последовательно две ступени выбранной
схемы. Передаточное отношение первой ступени делаем больше, чем
второй, так как вторая ступень более нагружена. Предварительна
принимаем й = 8; Щ = 5,17. Кинематическая схема ре-
<1
дуктора приведена на рис. 4.31: й == йн, = 8, iH = й“н, = 5,17.
Число сателлитов для каждой ступени принимаем равным 3.
Подбор чисел зубьев колес. I ступень. Принимаем = 20,
тогда z3 = z1t’O/‘> = 20 - 7 = 140. Здесь = 7 определено по формуле
101
6
Рис 4 31. Кинематическая-схе-
ма рассчитываемого редуктора
Рис 4 30. Зубчатое (шлицевое) соеди-
нение водила с солнечным колесом
(4.21). При г3 = 140 условие сборки (2.24) не выполняется, поэтому
принимаем г3 = 136, тогда
z. + z3 20-1-136 . .
—— = 52 (целое число).
и О
Условие сборки выполняется.
Число зубьев сателлитов находим из условия соосности (4.23):
zs-z,= 136-20
Уточняем передаточное отношение при выбранных числах зубьев
колес:
,-Si = 1 а) = 1 += 7.8.
II ступень. Уточняем передаточные отношения:
> 41,3 - „
= 7Т=0,д-
Принимаем г4 = 16 (минимальное число зубьев из условия от-
сутствия подрезания равно 17, но при г = 16 подрезание незначи-
тельно и коррекцию можно не делать), тогда гв = гв = 16 -4,3
68.
Проверяем условие сборки ступени с тремя сателлитами:
^6 У 68
и ~ 3 ~
28 (целое число);
условие сборки выполняется.
Число зубьев сателлитов находим из условия соосности (4.23):
_ __ ._ ^6 16 _ „„
2 ~ 2 ~zo"
102
A
Уточняем переда'’ рое отношение при выбранных числах зубьев
колес:
Й. = = ' - й» > 1 -1 - Jr-1 + = 5.26.
Передаточное отношение редуктора
1 = itin = 7,8 5,25 = 4-0,95.
Отклонение от заданного составляет i\i = 41,3 — 40.95 = 0.35
(соответственно: у 100 = ^у 100^0,8%^. Такое отклонение вполне
допустимо.
Проверяем условие соседства по формуле (4.25).
I ступень
d.,s < 2о1г sin ;
ш. л
miZz + 2/П[ < 2 -у (?! +z2) s in у;
z„ 4-2 <(m + z2) sin y;
58 + 2 <(20 4- 58) 0,865;
0 < 67,6.
II ступень
de6<2a15sin J;
П1 j j -~t
mItzs + 2/пц < 2 — (z, + z5) sin 3 ;
<> + 2 < (’4 +<5) sin у;
26 + 2 <(16 + 26) 0,865;
28 <36,4.
♦
Определение к. п. д. редуктора. К. п. д. I ступени: принимаем
фнд = 0,95, тогда
Г 7, —1 7,8—1
+ = 1 --пйг-(1 -= 1-----------78- (1 -0,95)0,96.
К. п. д. II ступени при т|№> = 0,95
:ttn ______| 5 05_1
1111в1 - -nV о - « =1 - -Ьг- - °’95) - °’97-
К. п. д. редуктора
г] = = 0,96 • 0,97 - 0,992 =0,91.
103
Здесь = 0.99 (учитываются потери в подшиппнках, на которых
установлено водило).
Определение модуля зацепления. Корончатые колеса3 и 6 должны
размещаться во внутренней расточке корпуса 190 мм). Исходя
из этого принимаем диаметры делительных окружностей этих колес
одинаковыми и равными 170 мм.
Тогда для I ступени
ds 170 , „
mi=S = Тж=1'25 ™:
для II ступени
170 Q Е
ГЛп = —=-=-=2,5 ММ.
гв ей
Полученные значения модулей соответствуют ГОСТ 9563—60**.
Подбор подшипников сателлитов. Подшипники сателлитов под-
бираем до прочностного расчета зацепления, так как их ширина
обычно определяет наименьшую ширину зубчатых колес.
I ступень
Радиальная нагрузка, действующая на подшипник сателлита 2,
9IM. О. IS 9. 1П>
Ъ = Р*н. - 2РИ = 2 = 2 )~25 20. 9,3~ 1060 Н = 108 КГС>;
ЛД=-^ = 15,2 Нм; mt = 1,25 мм; «1=20;
и' - и — 0,7 = 3 — 0,7 = 2,3 (приведенное число сателлитов).
Частота вращения наружного кольца подшипника относительно
водила по формуле (4.62)
, 2t 20
= —- = — _ 828 = 285 об/мин.
• .|™ г. 58
Здесь
я <я.> = п«о - Ч(з) = 950 - - 828 об/мин.
Условия работы подшипников: требуемая долговечность Т =
= 50 000 ч; могут быть кратковременные перегрузки; рабочая тем-
пература до 125‘С.
Для установки сателлитов выбираем радиальные однорядные шари-
коподшипники серии 300, так как срок службы значителен.
Приведенная нагрузка, действующая на подшипник,
(2-=₽аУК6Кт= 108 1,2 -1,2 1,05 = 164 кгс.
Здесь V = 1,2, так как вращается наружное кольцо; К6 = 1,2;
« 1,05.
Долговечность
10^ = 60-285-50000-10-в=855 млн. оборотов.
104
Из формулы
находим необходимую динамическую грузоподъемность подшипника
C=Q2v' 1— 164j/ 855 1550 кгс.
По табл. П26 можно выбрать подшипник 305 (С = 1760; d = 25;
D = 62; В = 17) или два подшипника 301 (С = 763-2; d = 12; D = 37;
В = 12).
Останавливаемся на втором варианте, так как при установке под-
шипника 305 обод сателлита будет тонким.
II ступень
Радиальная нагрузка, действующая ка подшипник сателлита 5,
S,-P.B,-2P„ = 2^r_22^^=SlS0H (R.-S25 кгс)..
Здесь
Mt = Мн, “= Л4.»Тн,П| = 15,2 7,8 0,96 118,5 Нм;
тн = 2,5 мм; z4 = I6; и'=2,3.
Частота вращения наружного кольца подшипника
„|н,( = 2л П(н,) = g 98,8 «« 61 об/мин;
«4Н-) — П1с) _ nw» 98,8 об/мин.
Приведенная нагрузка, действующая на подшипник сателлита 5,
Q,=Rs= 525 -1,2 • 1,2 • 1,05 «а 795 кгс.
Долговечность
L = 60n‘H’>7’- 10“® = 60-6I -50000- IO"® = I83 млн. оборотов.
Для полученного значения долговечности по каталогу подшипни-
ков находим величину отношения:
^. = 5,68.
Необходимая динамическая грузоподъемность
С = 5,68<2В = 5,68 - 795 «« 4500 кгс.
Максимальный диаметр нарркного кольца подшипника, который
может быть установлен в сателлите, Dmfix = 50 мм (диаметр делитель-
ной окружности сателлита II ступени ds = mnzs = 2,5-26 = 65 мм);
исходя из этого уствнавлггваем в сателлит два подшипника 36303
(d =17; D = 47; В — 14). Суммарная динамическая грузоподъем-
ность подшипников С = 2 -1310 = 2620 кгс. Отношение
its
Этому отношению соответствует долговечность
г пС - « г 1(W- 10»-36.7,- V
L — ob,i млн. оборотов или £/,=—777-7 =-------10 _Л) ч.
Г 60п1"0 60-61
Таким образом, при заданных габаритах редуктора подшипники
сателлитов И ступени необходимо заменять через каждые 10 000 ч
работы.
Расчет на прочность зацепления зубчатых колес. Расчет достаточно
выполнить только для внешнего зацепления солнечных колес с сателли-
тами, так как при равных силах, действующих в зацеплениях, контакт-
ные напряжения при внешнем зацеплении будут больше, чем при внут-
реннем (сателлит — корончатое колесо).
Расчет на контактную прочность рабочих поверхностей солнечных
колес и сателлитов. 1 ступень (колеса 1 и 2):
340 i 1 )а _
0|<i °ts р u'ZijitH)
340 , f 15,2- 10». 1.3 (?,9-pl)» „
= £<75 У ------2.3-24 -2,9-600 Н/МЫ
здесь принято Л'( = 1,3;
т, 1,25
П12 — —т(г, Ц- г,) = —7— (20 Ц- 58) = 48,75 мм:
bi =2Bi = 2-12 = 24 мм
(в сателлит установлены два подшипника, каждый шириной 12 мм);
и' = и -0,7 = 3 -0,7 = 2,3; i'"'’ = - = § = 2,9.
г1
II ступень (колеса 4 и 5):
_ 340 f Л И,Л „ (нн.> + I)» =
UkI! ttis |z u'fcipi// )
3W Г 118,5- 10». 1 I (1.62 4- 1)3
= 52.5 I --------<3-ДГЫ----------- ~ 9b0 H'™’:
/<п = 1.1;
d ,-M. m,, 2,5
fl is = M = -у- (1S + 26) = 52,5 мм;
би = 27311 = 2 14 = 28 мм
(в сате тлит установлены два подшипника, каждый шириной 14 мм);
u'= и — 0,7 = 3— 0,7 = 2,3; = ^ = ^=1,62.
’ г4 16
Допускаемые контактные напряжения на рабочих поверхностях
зубьев для предотвпащения усталостного выкрашивания. Для всех
початых колес назначаем сталь 38Х24'4ЮА, зубья (после нарезания)
106
азотированы до твердости HRC 60—65. Число циклов нагружения
зубьев солнечных к с (колеса / и 4):
колесо 1:
= 60un\Hi)T = 60•3828•50 000 7,45 • Ю9;
колесо 4:
= 60ни<н-’Т = 60 3 • 98,8 50 000 = 8,9 Ю8
(для сателлитов числа циклов нагружения будут меньше).
Числа циклов нагружения колес 1 и 4 больше 25-Ю7, поэтому
1 ^рк и ~ 0,585 и kpu I= ^рип “ 1 •
Для азотированных зубьев
[о]к = cHRCk^ = 27,5 • 60 • 0,585 = 965 Н/мм2.
Расчет показал, что
СГк1<[сг]к и ок п < [о]к.
Расчет на усталостное разрушение от изгиба зубьев солнечных колес
и сателлитов.
I ступень (колеса / и ?):
2 -15,2 -103.1,3
_ ____ --
<Г‘*1 = 4,1и'т;г1 bj = 0,39 2,3 • 1,25г 20 • 24 58 Н/мм"
2/WjK, 2. 15,2.10»-1,3 2
°«2 = у2и'т{^ = 0.49 • 2,3 - 1,25-= 20 - 24 ^46 Н/мм2-
II ступень (колеса 4 и 5):
2А4,Кп 2.118,5-10»-1,1
ст —------J----== ——————————— =113 Н/мм2;
и‘14 y4u'm\lzibtl 0,3b-2,3-2.52.1b. 28
2Л1,К„ 2.118,5-103.1,1 _ тт о
Gli5 = J/5u'm^z4bn = 0,43 • 2,3 • 2,52.16-28 “ 94 Н/ММ“-
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталостную
прочность. Для солнечных колес (/ и 4)
Ыи = тй = 2ДГт|1 = 255 H'W;
о ! = 0,35ов + 108 = 0,35 • 980 + 108 = 450 Н/мм2;
In] = 2,2 (см. стр. 60);
ko = 1,2 (см. стр. 61).
Для сателлитов (колеса 2 и 5)
ia->i=^=^b,=I70H/MM!-
Из расчета следует, что во всех случаях
ои < [<т]н.
107
Рис. 4.32. Общий вид рассчитанного редуктора
Раече- осе? г -елдитов. Конструкцию водил выбираем с двумя
стенками, чтобы < J сателлитов имели по две оноры-
I ступень
Наир ягнение изгиба в опасном сечении осп
м . 9,6.10»
ои1 = ^Л = =55,5 Н/мм2;
раи I, 1060 - 36- 10~s
ми I =------------4-----= 9’6 Нм:
здесь li — расстояние между опорами водила I ступени;
6. 12
/, = bi +-2 £- = 24 4-2 у =36 мм;
6t — толщина стенки водила (принимаем 6=12 мм);
№И1 AaO.ldf = 0,1 • 123^ 173 мма
(di — диаметр внутреннего кольца подшипника).
II ступень
Напряжение изгиба в опасном сечении оси
М 54- 10»
аи п =* = 490 =П0 Н/мм2;
5150-42 •10’8
=-------л--= 54 Нм;
4 4 *
S.. 14
/и = Ьи 4*2-£-= 28 4*2-£-= 42 мм;
Мип = ^
6ц принимаем 14 мм;
ТГи11^0,141=0,Ы73 = 490 ммг
Выбираем материал осей сталь 40ХН, <тг = 600 Н/мм2.
Допускаемое напряжение изгиба для осей
[о]й = 0,3от = 0,3 600 = 180 Н/мм2.
Расчет показал, что
<тн<[о]и.
Другие детали рассчитывают так же, как и детали обычных редук-
торов
Общий вид рассчитанного редуктора приведен на рис. 4.32.
Глава 5
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ
ПЕРЕДА Ч
§ 5.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Червячные передача относят к категории зубчато-вин-
товых передач. Их применяют в случаях, когда геометрические оси ве-
дущего и ведомого валов перекрещиваются (обычно под прямым
утлом).
В § 5.1—5.6 рассмотрены передачи с архимедовым червяком. Рас-
чету глобоидных передач посвящен § 5.7.
Червячные передачи выполняют лпбо открытыми, либо закрытыми
в виде отдельных агрегатов — червячных редукторов.
Схемы наиболее распространенных типов червячных редукторов
приведены в гл. 2; там же даны схемы двухступенчатых комбинирован-
ных редукторов, в которых одна из ступеней выполнена в виде червяч-
ной передачи, а другая — зубчатой. Для больших передаточных чисел
применяют шухступеычатые червячные редукторы (см. рис. 2.23 и
। puviep в § 1G.2).
Передаточное число червячной передачи
= = (5.1)
О, п« Z1
где <1>о и пь По — угловые скорости, рад/с, и частоты вращения,
об мин, соответственно червяка и червячного
колеса;
?„ — число зубьев червячного колеса:
~г — число витков червяка.
В силовых червячных передачах число витков червяка выбирают
в пре юлах = I -ь 4*. а число зубьев червячного колеса г, — 27 -г-
70** (при небольших нагрузках в отдельных, сравнительно редких,
случаях то 120). Таким образом, посредством одноступенчатой силовой
червячпой передачи можно получить i примерно от 7 до 70 и в некото-
рых случаях до 120.
♦ По ГОСТ 2114—66 червяки с г± = 3 не предусмотрены, по при проектировании
редуяторов для индивидуального производства они все лее встречаются.
= 27 принимают при стандартном угле профиля и сеевом сечении
витка червяка а* — 20~.
110
5.1. Рекомендуемые значения г, и ?г
для нестандартных червячных
передач
Применение червячных редукторов при малых передаточных чнагих
(i sg 10) непелесос Ъзно.
С увеличением числа витков червяка возрастает угол подъема линии
витка, а следовательно, и к. и. д. передачи, поэтому применение чер-
вяков zt = 1 без крайней необходимости не рекомендуется.
При проектировании нестандартных червячных передач можно
выбирать число витков червяка и число зубьев червячного колеса по
табл. 5-1.
Если необходимо иметь само-
тормозящую передачу (например,
в грузоподъемных механизмах
с ручным приводом), червяк де-
лают с ?! = 1 и углом подъема
линии витка червяка меньшим, чем
угол трения.
В раде случаев целесообразно
провести параллельно два рас-
чета передачи при разных чпелах
зубьев колеса и витков червяка
и затем уже, исходя из получен-
ных габаритов и к. п. д. пере-
дачи, »выбрать более рациональ-
ный вариант. Например, при i = 16 следует произвести расчеты,
принимая zt = 2 и ге = 32 и гх = 3, za — 48.
При проектировании стандартного червячного редуктора зна-
чения н га следует принимать в соответствии с ГОСТ 2144—66
(табл. 5.2).
§ 5^. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Ниже рассмотрены только некорригированные передачи с архиме-
довым червяком, имеющим угол профиля в осевом сечении витка чер-
вяка av = 20°.
Червяк
Элемент осевого сечения червяка представлен на рис. 5.1. Связь
между тагом р, модулемт и ходом витка червяка ря выражается фор-
мулой
р=зип=~. (5.2)
Делительный диаметр червяка
должен быть кратным модулю чер-
вяка:
dt=qm,
где 4 — коэффициент диаметра
червяка.
Рис. 5.1. Элемент осевого сечения ар.
хпмеюва червяка
111
5.2. Основные пг<.1четры нехорригировчнных цилиндрических червячных передач
(по приложению к ГОСТ 2144—68)
т (мм): ?; г, :
40 1; 16; 64:1 2; 10; 30: 1
50 1,25; If; Cl: 1 2; 12; 38:1 2; 12; 38:2 2; 12; 38: 4 2,5; 10; 30: 1
63 1,5; 16, Ui: 1 3; 10; 32:1 3; 10; 32 : 2 3; 10; 32 : 4 4; 9; 31 :1 4; 9; 32:2 4; 9; 32 : 4
80 2; 16; 84:1 2,5; 12; 52:1 2,5; 12; 52 : 2 2,5; 12; 52: 4
100 2,5; 16; 61: 1 4; 10; 40: 1 4; 10; 10; 2 4; 10; 40 : 4 5; 9; 31:1 5; 0; 31:2 5; 9; 31:4
140 35; 12; 63:1 5; 10; 46:1 5; 10; 46: 2 5; 10; 46:4 7; 9: 31:1 7: 9; 31: 2 7, 9; 31 : 4
160 4; F2; 08 • 1 5; 10; 54 :1 Б; 10; 54: 2 5; 10; 54:4 8; 8; 32: 1 8; 8; 32: 2 8; 8; 3'2 :4
180 4; 11; 76: J 4,5; 12; 68; 1 6; 10; 50; 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
2Э5 4,5; 16; 81: 1 6; 12; 63: 1 8; 8; 42 :1 0; 8; 42 :2 9; 8; 42:4
250 «; 16; 81: 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
315 7; 12; 78:1
400 10; 12; 68 :1 16; 8; 42:1 16; 8; 42: 2 16; 8; 42:4
450 10; 1_; 78 : 1 12; J0; 65:1 18; 8; 42: 1 18; 8; 42:2 18; 8; 42:4
Примечание, Все остальные значения сочетаний величии й, т, в. г,, г,, указанные в приложении к ГОСТ 914
к коррт пропойным передачам
БД. Модуль т и ковф «епт диаметра червяка
(по ГОСТ 214-1 -О 1
т. МИ Ч т. ми °
16 4 5 10; Г’; 16
1.125 16 0 9; 10; 12; 16
1/25 16 6 9: 10; 12; 14
1.375 16 7 9; 10; 1’
1 К; 16 8 В; 9; 10; 12
1.75 14 9 8. К); Г2
2 10; Р; 14; 16 10 8; 10; 12
225 12; 14 II 8; 10; 12
5 10; 12; 14; 16 1 > 8; 10; 12
2.75 10; 12 14 8; 10
3 Ю; 12; 11 16 8; 9
ЗД 10: Р; 14 18 8
4 S; 10: 12; 14: 16 20
Для сокращения количества размеров фрез, требуемых для нареза-
ния червячных колес, рекомендуется придерживаться стандартных
значений q, указанных в табл. 5.3.
ДелйЬельный угол подъема линии витка червяка у связан с чистом
витков червяка г> и ксэффицнентоы диаметра q соотношением
tgv=^- <5-3)
При проектировании самотормозящих червячных передач может
оказаться необходимым отступить от табличных значений q в сторону
их увеличения для обеспечения достаточно малого угла подъема (мень-
шего утла трения). Необходимость увеличения q может возникнуть
также в случае неудовлетворительных результатов расчета червяка на
жесткость (см. § 5.5).
Величины углов подъема у, соответствующие стандартным значе-
ниям q при г> = 1 -S- 4, приведены в табл. 5.4.
5.4. Делительные углы подъема линии витка червяка
Значения у при q, равной
13 12 И 1и 9 8
। 4=33'55* 4=43'49' 5=Ц'4О* 5°42'S8’ 6=20'25* ТТП'.ЧГГ
2 8’44'46’ 9“ >744" 10=18'17' 11*18’36* 12’31'44* 11=U2'1«"
3 Г2°5Э*41" 14=02'10' 15°15'18“ 16°41 '56* 18°26'О6* 20’33'22’
4 17°06'10* 18°26'О6* 19458'50* 21'18'05* ’3=57*35* 2643’54*
Диаметр вершин витков червяка (при коэффициенте высоты голов-
кв, равном единице)
di,i = di-(-2m=m(g-b2). (5.4)
ИЗ
Ркс. 5.2. Сечение червяка и колеса
плоскостью, перпендикулярной к оси
червяка
должна быть увеличена при
= 10 16 мм — на 35—40 мм и при т > 16 мм — на 50 мм.
Диаметр впап'-и витков червяка
(при коэффицисс радиального за-
зора с* — 0,2)
d/i — di — 2,4т = m(q — 2,4). (5.5)
Длина Ьг нарезанной части чер-
вяка:
при zt = 1 или 2
(11 +0,06z.,) т;
при ?! = 3 или 4
Z?i (12,5 4* 0,09г2) т.
(5.6)
Для шлифуемых и фрезеруе-
мых червяков величина Ь1г полу-
ченная по выражениям (5.6),
т 10 мм на 25 мм, при т =
Червячное колесо
На рис. 5.2 изображено сечение червяка и червячного колеса пло-
скостью, перпендикулярной к оси червяка.
Делительный диаметр червячного колеса
d: = г&т. (5.7)
Диаметр вершин зубьев червячного колеса в среднем сечении (при
коэффициенте высоты головки, равном единице)
tlo2 = (z2 + 2)m. (5.8)
Диаметр впадин зубьев червячного колеса в среднем сечении (при
коэффициенте радиального зазора с* — 0,2)
d/s = (zs-2,4)m. (5.9)
Наибольший диаметр червячного колеса domi рекомендуется опреде-
лять по формуле
dura2=Cdu2+^. (5.Ю)
Шир пну сенца колеса 6» рекомендуется принимать из соотношений:
при ?i = 1 -J- 3 6o^0,75rf«i;
при ?i — 4 6»гё0,674о1.
Условный угол обхвата 26 червяка венцом колеса определяется точ-
ками пересечения дути окружности диаметром (1у2 — 0,5 т с контуром
венца (см. рис. 5.2)
(5.П)
(5.12)
114
Koadith щиент полевого дейстрня
)
К. п. д. червячного редуктора с учетом потерь в опорах передачи
и па разбрызгивать и перемешивание масла определяется по формуле
,1 = (0,95 -н 0,96) f^iy. (5.13)
здесь р' — приведенный угол трения, определяемый из выражения
р' = arctg f, где f — приведенный коэффициент трения.
При предварительном определении к. п. д., когда параметры пере-
дачи еще неизвестны, можно принимать для стального червяка и брон-
зового венца колеса /'• = 0,04 л- 0,06; при стальном червяке и чугун-
ном венце /' = 0,08 -м 0,12 (большие значения — для открытых пере-
дач).
5 5. Приведенные коеффицчент тления f и угол трення р' прн работе
червячного колеса из ^осфопной бронзы по стальночу червяк”
°ск’ м/с г р' °ск’ м/с г рг
0,0» 0,11—0,12 6° 17'— 6°51' 2.0 0,035—0,045 2°00'—?°35'
0,10 0,08—0,09 4С34'—5-09' 2,5 0,030—0,040 Г13'— 2°17'
0,25 С.065—0,075 3°43'—4'17' 3,0 0,028—0.035 1°36'—2°00'
0,5 0.055—0,065 3°09’ -3’43' 4,0 0,023—0.01 1°19' -Г43*
1,0 1,5 0,045—0.05о 0,04—0,05 2°35'— 3°09' 2°17'—2°52' 7,0 0,018- -0,026 Г02' — Г29'
Примечания: I Меньшие значения полированных витках ченвяка. следует принимать при шлифованных и-тк
2. При венце колеса 30.-50%. из безоловяиной ороизы значения г стедует увеличивать на
При более точных расчетах редукторов рекомендуется пршгима^ь
значения f (р') в зависимости от скорости скольжения по табл. 5.5.
Скорость скольжения, м/с, представляющая собой геометрическую
разнреть окружных скоростей червяка и колеса, определяют по фор-
муле
и „ = ——
'к СОЗ у
или
= гёЛйо г> +1
(5Л)
где т — модуль, мм;
nt — частота вращения червяка, об/мин..
Для ооиентировочпой оценки к. п. д. червячного редуктора можно
пользоваться данными, приведенными в табл. 2.1.
115
§ 5Л. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ И ИЗГИБ )
Червячные передачи рассчитывают так же, как и зубчатые, на кон-
тактную прочность и изгиб зубьев. Рассчитывают именно зубья колеса,
имеющие меньшую поверхностную и общую прочность, чем витки нарез-
ки червяка. Применительно к червячной передаче расчет на контактную
прочность должен обеспечить не столько отсутствие усталостного раз-
рушения (выкрашивания) рабочих поверхностей зубьев, сколько от-
сутствие заедания, приводящего к задирам рабочих поверхностей. При
венцах червячных колес, изготовленных из чугуна или твердых безоло-
вянных бронз, опасность заедания несравненно больше опасности уста-
лостного разрушения рабочих поверхностен. Для этих материалов кон-
тактные напряжения ограничивают величинами, установленными на
основе эксперимента и эксплуатационных данных и гарантирующими
от опасности возникновения заедания (см. табл. 5.9). Для открытых чер-
вячных передач (независимо от материалов) опасность заедания еще бо-
лее существенна, чем для закрытых, поэтому в отличие от зубчатых
открытых червячные передачи рассчитывают на контактную прочность.
Следовательно, для червячных передач во многих случаях расчет на
контактную прочность является косвенным расчетом на отсутствие зае-
дания.
Расчет на контактную прочность ведут как проектный, при этом
определяют требуемое межосевое расстояние. При произвольном соче-
тании материалов червяка и венца червячного колеса
<515>
где Zj — число зубьев червячного колеса (указания по выбору га
см. стр. 111);
q — коэффициент диаметра червяка;
|о]к — допускаемое контактное напряжение (см. § 5.4);
А — коэффициент нагрузки, выбираемый по данным, приведен-
ным в § 5.4;
А4„ — момент на валу червячного колеса;
2£ Е
Е|ф — приведенный модуль упругости;
(£i — модуль упругости материала червяка; £г — то же венца
червячного колеса).
Приведенная формула справедлива при любых взаимно согласован-
ных единицах измерения входящих в нее величин. Формула (5.15)
и приведенные ниже формулы (5.16), (5.18), (5.19) соответствуют наи-
более распространенной форме венца червячного колеса, при которой
условный угол обхвата 26 «=> 100° (см. стр. 114).
Приведенный модуль упругости определяют по известным значе-
ниям модулей упругости материалов червяка и венца червячного ко-
леса. Для стали в среднем £ ~ 2,1 • 106 Н/мм3, для чугуна £ ~ (0,885ч-
ч-1,18) -106 Н/мм2, для бронзы £ ~ (0,885 ч- 1,13) -1б®Н/мм2 (большие
значения — для твердых безоловянных бронз).
116
Учитывая, что тоедние значения модуля упругости чугуна и бронзы
примерно од и па к. 1, для упрощения расчетов в формулу (5.15) обычно
вводят среднее значение Е1Ц1 = 1,32 -106 Н/мм2; в результате получают
формулу г
а» = (^+ !) 1/7гЧ'кл,>' (5-16)
где Л12 в Н -мм, ат в мм, [о]к в Н мм2.
В начале расчета передачи модуль неизвестен, поэтому предвари-
тельно задаются величиной q ориентировочно в пределах 8—12, а затем
уточняют значения т и q.
Допускаемое контактное напряжение 1о)к принимают по данным
§ 5.4.
Для чугунных колес (без насадного венца), а также для венцов
из твердой безоловянной бронзы (например, Бр. АЖ9-4Л) величина
[о]к, определяемая из условия отсутствия заедания, зависит от скоро-
сти скольжения, которой в начале расчета приходится задаваться
ориентировочно. После определения параметров передачи следует уточ-
нить значения va и |о]к и проверить расчетные контактные напряже-
ния: если они превышают допускаемые более чем на 5% (перегрузка
передачи), а также в случае, если ок < [ст]к более чем на 15% (недо-
грузка передачи), то необходимо изменить исходные данные и вновь
определить параметры передачи.
Для ориентировочного выбора скорости скольжения (в начале рас-
чета) можно воспользоваться следующими данными.
Расчетный момент на аалу колеса KMt, Нм Частота вращения червяка nif об мин Коэффициент диа- метра червяка Скорость скольжения °ек> «.С
20—35 1500 12 2.0— 2.5
60—90 1500 12 3,0—
120-200 1500 9—10 4.0— 4.3
.300—450 1500 11 4.8—5,1
600—1000 1000 8—9 2.9-3,5
Вычислив по формуле (5.15) или (5.16) межосевое расстояние, сле-
дует определить осевой модуль из соотношения
Полученное значение модуля должно быть округлено до ближайшего
стандартного (табл. 5.3). Округление модуля повлечет за собой измене-
ние межосевого расстояния, и, кроме того, может оказаться, что пред-
варительно принятое значение q не соответствует найденному моду. по.
После выбора стандартных значений т и q необходимо вычислить фак-
тическое значение межосевого расстояния, соответствующее принятым
параметрам. Поясним это на числовом примере.
117
Пример. Пусть при i -= 17 было принято гх — 2, z2 = 34. q — 9. Допустим, что
по формуле (5.16) было найдено а„,=- 157 мм. Вычисляем значен одуля по формуле
(5.17):
По табл. 5.2 принимаем т = 8 мм и соответственно q — 8, тогда
aw = ~о г‘2 пг — 8 — 168 мм.
В связи с изменением q и ою расчетные контактные напряжения ок будут отли-
чаться от допускаемых, принятых при расчете. Поэтому следует проверить ок и
сравнить с [п] t. В некоторых случаях и допускаемые напряжения тоже могут от-
личаться от предварительно принятых, если выбор их зависит от скорости сколь-
жения.
Расчетные контактные напряжения определяют (при 26 ~ 100е)
по одной из следующих формул:
при произвольном сочетании материалов червяка и колеса
<5-18)
при стальном червяке и червячном колесе, изготовленном из чугуна
или имеющем бронзовый венец,
(5Л9>
с*2 у ид
или
i-п 1 /"Км* (- + С
ок = ^]/ -------Ц------2, (5.19а)
q
где ок в Н/мм3, dlt d, и aw в мм, М2 в Н - мм.
При проектировании редукторов для серийного изготовления сле-
дует принимать аш, alt г.2 т и q в соответствии с ГОСТ 2144—66 (см.
табл. 5.2). Основные размеры зацепления, получаемые в результате
расчета на контактную прочность, следует проверить расчетом зубьев
червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба по формуле
п = р.2О)
u md-.d^., mdxy2 ’ v '
здесь Р2 — окружное усилие на червячном колесе;
1\ — коэффициент нагрузки, принимаемый такпм же, как и при рас-
чете на контактную прочность;
у„ — коэффициент формы зуба червячного колеса, принимаемый по табл.
5.6 в зависимости от эквивалентного (приведенного) числа зубьев чер-
вячного колеса;
“ cos3 у '
118
Расчет открытых передач ведут также на контактную прочность
(в этом случае, как указывалось выше, этот расчет должен обеспечить
отсутствие заедания), затем проверяют зубья на изгиб. Эту проверку
выполняют по-формуле (5.20), но в чпслптель вводят коэффициент из-
носа /?,,зн; обычно принимают /?„зн = 1,5, что соответствует 20%-но'му
износу.
В крайне редких случаях для открытых передач при большом числе
зубьев колеса (z> > SO) может оказаться, что прочность на изгиб недо-
статочна. В таком случае модуль определяют из проектного расчета
зубьев на изгиб по формуле
m = 5.21)
Можно принимать предварительно q = 10 -*- 12, при окончательном
выборе параметров зацепления q надо согдасовать с ГОСТом.
В гех случаях, когда в передаче возникают пиковые нагрузки, сле-
дует проверить рабочие поверхности зубьев на отсутствие хрупкого
разрушения и пластических деформаций; то же относится к общей
(изгпбной) прочности зубьев. Эти проверки производят так же, как и
для зубчатых передач (см. формулы на стр. 41, 13); значения предель-
ных допускаемых напряжений приведены в. § 5.4.
Сведения по тепловому расчету червячных редукторов приведены
в гл. 10.
§ 5.4. КОЭФФИЦИЕНТ НАГРУЗКИ, МАТЕРИАЛЫ
И ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ
Коэффициент нагрузки равен произведению коэффициента кон-
центрации нагрузки Акц на коэффициент динамичности А\:
А = АКЦА д.
Коэффициент концентрации нагрузки зависит в основном от дефор-
мации червяка. При отсутствии приработки передачи коэффициент кон-
центрации нагрузки (теоретический) определяют по формуле
Акц=1+(^)3, < (5.22)
где 0 — коэффициент деформации червяка, определяемый по табл. 5 7.
119
5.7. Коэффициент деформации червяка О
Zj
Значения 0 при q. завком
7 8 9 № 11 12 13
1 55 72 89 108 127 147 163
*2 44 57 71 86 102 117 134
3 39 51 61 76 89 103 118
4 36 47 58 70 82 94 108
Приработка зубьев колеса зависит от колебаний нагрузки. При
постоянной нагрузке передачи происходит практически полная прира-
ботка, и концентрация нагрузки отсутствует, т. е. эффективный (дей-
ствительный) коэффициент концентрации нагрузки /Скц = 1,0. При пе-
ременной нагрузке эффективный коэффициент концентрации нагрузки
определяют по формуле
^кп=1+(т)8(,-х)’
(5.23)
где
_ £ М jt ;1ч
А “ ^тах Ml *
здесь Mit th tit — соответственно вращающий момент, время работы и
частота вращения при режиме i; Л4гаах — максимальный длительно
действующий момент.
Коэффициент динамичности нагрузки Ка зависит от точности из-
готовления передачи и от скорости скольжения.
Значения Д’д можно принимать по табл. 5.8.
5.8. Значение коэффициента Кп
Степень точности по ГОСТ 3675—56 Скорость скольжения ^ск. м/с
до 1.5 св. 1,5 до 3 св. 3 до 7.5 св. 7,5 до 12 св. 12 до 16 св. 16 до 25
6 . 1 1.1 1.3 1,5
7 1 1 1.1 1.2 — —
8 1.1—1,2 1,2—1,3 1,4 — — —
9 1,2—1.3 — — — — —
При малых скоростях скольжения (оск 2 м/с) и небольших на-
грузках можно применять чугунные червячные колеса в паре со сталь-
ными червяками. При осн >2 м,с червячное колесо делают составным:
колесный центр — из чугуна, а венец — из бронзы. Наилучтими анти-
фрикционными свойствами обладают оловяннофосфорные бронзы
(Бр. ОФ 10-1; Бр. ОФ 6,5—0,15; Бр. ОНФ). Часто применяют также
120
оловянпощтковос'тшювые бронзы (например. Бр. ОЦС 6-6-3) и без
оловянные бронзы она значительно тешевле оловянных, имеют высо-
кие механические характеристики. но антифрикционные свойства их
несколько хуже. Из безоловянпых бронз для венцов применяют
Бр. А/К ЭЛЛ; Бр. АЖН 10-4-4Л. Допускаемая скорость скольжения —
до 8 м. с при работе в паре со шлифованным и полированным червяком,
имеющим твердость рабочих поверхностей не ниже HRC 45.
Червячные колеса с венцами из бронзы должны, как правило, рабо-
тать со стальными червяками. Термохимическая обработка червяка до
твердости'рабочих поверхностей HRC 45 с последующим шлифова-
нием или полированием позволяет повысить допускаемые контактные
напряжения на 20—25?zo. Для изготовления червяков применяют сред-
неуглеродистую конструкционную сталь (45, 50, реже 35, Стб), в от-
ветственных случаях — легированную сталь, например, 12ХНЗА,
18ХНВА, 20Х, 20Х2Н4А, 40Х, 38ХГН, 40ХН, 38Х2МЮА (азотируе-
мую) и др. В большинстве случаев червяк нарезается непосредственно
на валу.
Данные о допускаемых напряжениях изгиба [ов]и и [одД, при по-
стоянном и переменном направлении нагрузки приведены в табл. 5.9.
Там же указаны допускаемые контактные напряжения 1о]к для венцов
из оловянных бронз.
5.9. Допускаемые контактные напряжения [с]к, допускаемые напряжения
нзгипа [а«1и и [о_11и для некоторых ма сериалов «ервячных колее
Марка бронзы или чугуна Способ отливки Предел прочности ов, Н,мм2 Допускаемые напряжения. Н мм3
[Ми [«UL [а|к при твердости червяка
< НДС 45 > НДС 45
Бр ОФ 10-1 В землю 180—200 50 36 130 160
Бр. ОФ 10-1 В кокиль 250—350 72 52 190 225
Бр ОНФ Центробежный >40—340 41 57 210 250
Бр.оцсе-6-з В землю 150- 200 46 33 118 144
Бр. ОЦС 6-6-3 В кокиль 180—220 54 39 134 1Ю
Ьр ОЦС 6-6-3 Цекгробежный 220—280 63 46 165 198
Бр. АЖ 9-4.11 В землю 400 100 80
Бр. АЖ9-4Л В кокиль 500 но 88 —
Бр. АЖН 10-4-4Л То же 600 123 105 ,
СЧ 12 23 В землю 120 42 26 —
СЧ 15-32 То же 150 48 30
СЧ 18-36 180 54 34 .
СЧ 21-40 > 210 60 37 — —
Расчетные значения допускаемых напряжений (изгиба и контакт-
ных) получают путем умножения табличных данных на коэффициент
режима нагрузки: /грн — для допускаемых напряжений изгиба, keK —
для допускаемых контактных напряжений. Значение kpR опреде ают
по формуле
*Ри— у (5.24)
121
Если число циклов нагружения Л’ц каждого зуба i- теса за весь срок
службы передачи скажется больше 25-107, следует рцнимать Лц =
25-107. Таким образом, минимальное значение йри равно примерно
0,36.
Величину Л,Тц вычисляют по формуле
Л'\-60/?Л, (5.25)
г ie t. — срок службы передачи, ч.
При переменном режиме в формулу (5.21) должно быть поставлено
эквивалентное число циклов ,кв, определяемое из выражения
Лц. -кз ~ Tf'— (3-1таХ/ Итах/? Итах + -|- М'^П» +... + AiJJZ./l,,) ,(5.26)
где Л1тах — максимальный момент, передаваемый колесом в течение
/щ ч за весь срок службы передачи при н.итах об, мин; Л1А, ЛЕ.....,
Л17 — передаваемые моменты в течение времени /„ t2 .... tQ при пъ
/г., ... nQ об мин соответственно.
Коэффициент режима нагрузки при определении допускаемых
контактных напряжений для случаев, когда их значения ограничи-
ваются условиями контактной усталости поверхностей зубьев, опреде-
ляют из выражения
Значения ЛГЦ подсчитывают но формуле (5.25). При Лц>25-107
принимают Л'ц — 25 -107, т. е. (Лрк),п!„ •= 0,67.
В случае переменной нагрузки Лц.ЭкП определяют по выражению
(5.26), замш яя показатель степени 9 на 4.
В передачах, подвергающихся действию пиковых нагрузок (см.
стр. 34), надо дополнительно проверить зубья червячного колеса на
изгиб по этим нагрузкам. При этом принимают следующие величины
допускаемых напряжений (предельных) изгиба:
Ни-щ. -°,8ог для бронзы;
Н„.,ф °.бо3 для чугуна.
5.10. Допускаемые контактные напряжения Гп)к для венное
чеавянных колее чз эронзы Бр. АЖ 9-4Л
(ст]к Т, н ММ2, при скорости СКОЛЪЖСНИЯ ь’ск, м,с
О.З 1.0 2.0 3.0 4,0 6.0 8,0
200—2?!) 195—213 190—210 185—205 180 -200 170—190 160—180
Примечания: 1. При расчете червячных редукторов с верхним расположением
червяка рекомендуется принимать меньшие из значении, указанных для данной скорости
скольжения.
2. 1аннымн настоящем таблицы можно ориентировочно пользоваться при расчете вен-
цов из бронзы 5р. V4\H 10-4-4.1, принимая большие из указанных значении.
122
При венцах пз б ’довяпных бронз и при чугунных червячных коле-
сах допускаемые ко...актпые напряжения зависят от скорости скольже-
ния (табл. 5.10 н 5.11).
5.11. Допускаемые контактные напряжения [с]к при чугунных
червячных колесах
Материал [o]R. н мм2, при скороетп скольжения иск.
червяка колеса 0 0.25 О.5 1
СЧ 15-32 или СЧ 21-40 Сталь 20 цементован- ная Сталь 45 или Стб СЧ 12-28 или СЧ 15-32 СЧ 15-32 или СЧ 18-36 СЧ 12-28 или СЧ 15-32 ' 213 187 173 202 158 144 187 130 115 173 115 101 144 86 72 ,
Так как для этих материалов допускаемые контактные напряжения
ограничиваются условием отсутствия заедания, а не контактной уста-
лостью поверхностей зубьев, то коэффициент режима /ггк нагрузки не
следуету учитывать, т. е. табличные значения [о]к одновременно явля-
ются и расчетными.
§ 5.5. РАСЧЕТ ЧЕРВЯКА НА ПРОЧНОСТЬ И ЖЕСТКОСТЬ
Червяк рассчитывают на прочность как прямой брус, работающий
на совместное действие изгиба, кручения и осевого нагружения (ра-
стяжения или сжатия).
Сила взаимодействия между зубьями червячного колеса и витками
червяка может быть разложена натри взаимно перпендикулярные со-
ставляющие: Qi — осевое усилие червяка (такая лее по величине, но
противоположно направленная сила Р.г является окружным усилием
колеса): Pt — окружное усилие червяка (такая же по величине. но
противоположно направленная сила Q., является осевым усилием ко-
леса)* 7\ — радиальное усилие червяка (такое же, но противоположно
направленное усилие Т, — для колеса).
Эти усилия определяют по формулам:
Qi = PB=^-, (5.28)
где Л), и d2 — соответственно момент и делительный диаметр червяч-
ного колеса;
9 U
(5.29)
где Mi и di — соответственно момент и делительный диаметр червяка;
Pi — P-z^g <хт.
(5.30)
123
Эпюры изгибающих моментов от каждой из пе численных сил, а
также эпюры крутящих моментов и продольных ^нормальных) сил
представлены на рис. 5.3.
Номинальные значения напряжений в среднем (опасном) сечении
червяка определяют, как для цилиндрического бруса диаметром, рав-
ным диаметру впадин dtl червяка.
Максимальные касательные напряжения от кручения
(5-31)
Те dh
Нормальные напряжения от растяжения (сжатия)
(5.32)
-4^
Максимальные нормальные напряжения от изгиба
Чттах, (5.33)
32
где
М„ max = ]/(MQ1 + Mr,)3 + W, = + ^1)* + (^1)2. (5.34)
Условие прочности при использовании гипотезы прочности энергии
изменения формы
= } (аи + ор(с))8 4- Зт2 -g [о^]а. (5.35)
Этот расчет является приближенным, так как здесь не учитывается
различный характер циклов нормальных и касательных напряжений,
а факторы, влияющие на предел выносливости, относятся к допускае-
мому напряжению, а не к амплитуде цикла. Допускаемое напряжение
принимают, как для симметричного цикла [o JH, по табл. 5.12.
5.12. Допускаемые напряжения [а Д,, принимаемые при приближенном
расчете червяка на прочность
Марка стали Характер термообработки Допускаемое напряжение Р-Д. н ““2
ь I [ермалнзацня Г 5
*•4- i ¥ 60
Улучшение 70
Си» Нормализация СО
15ХЛ Цементация 65
12ХНЗА 70
38Х2МЮА Закалка 90
124
Расстояние жду серединами
опор вала черв>.ка при прибли-
женном расчете можно принимать
/.^(0,9 4-1,0)4-
Уточненный расчет на прочность
производят по размерам, взятым с вы-
полненного чертежа, расчет сводится
к определению коэффициента запаса
прочности в опасном сечении, как это
изложено в гл. 7.
Правильность зацепления червяч-
ной пары может быть обеспечена
лишь при достаточной жесткости чер-
вяка. Единых норм для допускаемой
стрелы прогиба [/1 червяка не суще-
ствует, обычно принимают
И1~2бо • ТОО*
При симметричном расположении
опор |см. рис. 5.3) стрелу прогиба
определяют по формуле
Рис. 5.3. Эпюры изгибающих и
. <О-36>
крутящих моментов и продольных
и условие достаточной жесткости сил для червяка
имеет вид f [fl; в формуле (5.36)
Е = 2,1 -10* Е * * * 5 * * В Н/мм2 — модуль продольной упругости для стали;
L — расстояние между опорами, мм;
Jnp — приведенный момент инерции сечения червяка, мм1, определяе-
мый по выражению
nd? / d^\
•/пр=-бг(°’375 + 0’625^)* (5-37)
Как видно из формулы (5.37), т. е. здесь учтено увеличе-
ние жесткости червяка за счет витков резьбы.
В случае неудовлетворительных результатов, полученных при рас-
чете на прочность и жесткость, приходится увеличивать коэффициент
диаметра червяка q, в отдельных случаях даже отклоняясь от стан-
дартных значений. Уменьшение расстояния между опорами по кон-
структивным соображениям трудно осуществимо, но все же к этому надо
стремиться.
Если вал червяка опирается с одной стороны на сдвоенный радиаль-
но-упорный подшипник, а с другой — на радиальный, то его условно
можно рассматривать как балку, одним концом защемленную, а дру-
гим — шарнирно опертую. В этом случае стрела прогиба при той же
125
длине червяка будет меньше, чем в случае шарнир^чх опор на обоих
концах, и может быть подсчитана по формуле
I =----------768PJ----------• <Л-38)
При других схемах нагружения стрелу прогиба определяют спосо-
бами, изложенными в курсе сопротивления материалов. Например, про-
гиб червяка тихоходной пары двухступенчатого червячного редуктора
можно найти с помощью интеграла Мора, как это сделано в примере
расчета § 16.2.
§ 5.6. ЧЕРВЯЧНОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ СО СМЕЩЕНИЕМ ЧЕРВЯКА
Смещение червяка в червячном зацеплении делают для выполнения
передачи с заданным межосевым расстоянием и для устранения подре-
зания или заострения зубьев червячного колеса. В стандартных чер-
вячных редукторах смещение червяка применяют для того, чтобы при
данных межосевом расстоянии и модуле передачи получить больший
диапазон передаточных чисел, применяя для нарезания колес мини-
мальное количество фрез.
11арезание червячного колеса в передаче со смещенным червяком
производят путем изменения на величину Да межосевого расстояния
между червячной фрезой и заготовкой колеса. Величина смещения
червячной фрезы
Да = — 0,5m (z.> ф q),
где аш — межосевое расстояние передачи (заданное или принятое по
стандарту);
0,5m (д> + q) — межосевое расстояние передачи, равное сумме радиу-
сов целительных цилиндров червяка и червячного колеса.
Коэффициент смещения червячной фрезы
х = Ао- ="с'-0,5 (?> + ?).
т т > \ - i и
Предельные значения коэффициента смещения из условия отсут-
ствия подрезания или заострения зубьев рекомендуется брать в преде-
лах х — ±1.
Отрицательного смещения следует по возможности избегать из-за
опасности подрезания зуба колеса у корня. Предельные значения меж-
осевого расстояния определяют из выражений
Ош min = 0,5 (dtJi + rnz, COS2 <);
max — m (0,552» — 0,64 — 0,024a*) -ф0,5dul,
где оэ „ид — минимальное допустимое межосевое расстояние в передаче
из условия отсутствия подрезания зубьев; а-л. ШВх — максимальное до-
126
пустимое межосе?'-> расстояние из условия отсутствия заострения
зубьев; а.х — угол ^офиля в осевом сечении исходного червяка.
Если межосевое расстояние, равное 0,5 т (г., 4- <?), окажется меньше
«iatnin или больше <ъ1Пах то необходимо произвести смещение червяка
или изменить параметры передачи. Для устранения подрезания зубьев
межосевое расстояние при нарезании \ вечичиваегся на Aa = aIomin —
— 0,5m (z2 + q), для устранения заострения уменьшается на Аа =
= Owmax — 0,5m (г., 4- q). Если коэффициент смещения выходит за
указанные выше пределы, то устранить подрезание или заострение
можно только изменением параметров передачи.
Формулы для определения параметров, меняющихся при смещении
червяка, приведены в табл. 5.13.
13. Формулы для определения параметров червячной передачи
со смещенным червяком
Параметр Формулы
Начальный диаметр червяка dwl dwi = tn (<7 + '2.v)
Начальный угол подъема линии витка гр/г tgT^— d -
Диаметр вершин зубьев червячного ко- леса dun da2 = d-. + - (ha + x)m
Межосевое расстояние aw aw = 0,5m (z2 + <? + 2x)
§ 5.7. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ГЛОБОИДНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Червячная глобоидная передача, схема зацепления которой при-
ведена на рис. 5 4, обладает большей нагрузочной способностью, чем
передача с цилиндрическим червяком, благодаря увеличению числа
зубьев колеса, сцепляющихся с витками червяка, и примерно перпен-
дикулярному расположению контактных линий к направлению вектора
скорости скольжения, что улучшает условия образования масляного
клпна в зацеплении.
Основные параметры червячной глобоидной передачи регламен-
тированы ГОСТ 9369—66, распространяющимся на передачи общего
назначения с прямым углом перекрещивания осей валов червяка и
колеса.
Стандарт регламентирует межосевые расстояния а (табл. 5.14).
передаточные числа и (табл. 5.15), а также диаметры окружностей вы-
ступов зубьев колес d02 и ширину колес Ь в зависимости от межосевого
расстояния (табл. 5.16).
В приложении к стандарту указаны рекомендуемые значения пере-
численных ниже основных элементов зацепления.
127
Рис. 5.4. Схема зацепления червячной глобоидной передачи
5.14. Межосевые расстояния глобоидных передач, мм
(по ГОСТ 9369—66)
1-й ряд 40 50 63 80 100 125 140 160 180 200 '225 250 280
2-й ряд
1-й ряд 315 400 500 630- 800 1000 1250 1600
2-й ряд 355 450 500 710 900 1120 1400
При меча и и е -й ряд следует предпочитать 2-му
Б.15. Номинальные передаточные числа глобоидных передач
по ГОСТ 9369—66
1-й ряд 12,5 16 20 25 31.5 40 50 63 80
2-й ряд 10 11,2 14 18 22,4 28 35.5 45 56 71 90
Примечания: 1. Для межосевых расстояний а = 40 63=0 мм не предусматри-
ваются передаточные числа 80 и 90; для а = 710 4- 1600 мм не предусматриваются переда-
точные числа 10 и 11. 2.
Э. Передаточные числа 2-го ряда по возможности не применять.
3. Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться ат номинальных
более чем на 1%.
128
5.18. Диаметры окру*
в зависимости о.
уи выступов зубьев колес du2 и ширина колес b
ллшесвото расетояияя о (по ГОСТ 9369—66)
а 1-й ряд 2-й ряд О 1-Й ряд ? й ряд
doe “ов b аа2 ь doa Ь
40 62 15 54 22 355 620 75 595 95
50 80 17 72 24 400 700 85 670 110
63 103 19 95 26 450 790 95 760 l‘?0
80 113 21 121 30 500 880 105 840 140
100 170 24 160 34 560 980 120 940 150
125 215 28 205 38 630 1100 135 1060 170
140 242 31 230 42 710 1240 150 1200 190
160 278 34 265 45 800 1400 170 1360 210
180 ' 312 38 300 50 900 1580 190 1520 240
200 348 42 335 55 1000 1750 210 1690 260
225 392 47 378 60 1120 1970 230 1910 280* •
2.50 435 55 420 68 1400 2480 280 Q400 340
280 315 490 550 60 65 470 530 75 85 1600 2850 300 2770 380
Примечания: 1. 1-й ряд значений и b следует предпочитать 2-му 2. Для а > 630 мм величины da2 и b являются рекомендуемыми.
I
1. Числа зубьев колеса г2 и заходов червяка zx в зависимости от
межосевого расстояния а и передаточного числа и (табл. 5.17).
5.17. Числа зубьев колеса г2 и заходов червяка г, в зависимости
от межосевого расстояния и передаточною числа и
и а и а
40—630 710-ИМ 40-г30 no-ibae
: 24 г, : г. z, : г. Zi :
10 40: 4 _ 31.5 63 ; 2 61 : 2
Н.2 35: 3 35,5 35: 1 71 . 2
13Л 37:3 49:4 40 40 : 1 79: 2
14 42:3 55 : 4 47 45: 1 91 : 2
16 48: 3 49: 3 50 50: 1 49- 1
18 35: 2 55:3 56 56: 1 55- 1
20 40: 2 61 : 3 63 63: 1 61 1
22.4 45: 2 67 : 3 71 71 : 1 71 • 1
25 50:2 49: 2 80 79 1
28 56: 2 55:2 90 — 91 1
2. Числа зубьев колес в обхвате червяком гт в зависимости от числа
зубьев колеса г2 (табл. 5.18).
3. Рабочая высота зуба колеса h и высота • головки зуба колеса
ло2 в зависимости от межосевого расстояния а и чиста зубьев колеса
г2 (табл. 5.19).
В Зак. 220
129
5.18. Числа зубьев колеса
в обхвате черенком гт
в зависимости от числа
зубьев колеса г3
ZT
35—42 4
45—50 5
55—67 6
71—79 7
91 8
4. Минимальный радиальный зазор cmfn и
минимальный радиус s >угления ножек
зубьев колеса р и витков червяка р/lmin
(рис. 5.5)
Crain = Pfl min — Pfi min = 0,1/1.
5. Расчетный диаметр профильной окруж-
ности
D = ~
р 1.6
с округлением по ряду межосевых рас-
стояний 25; 31,5; 40 и далее.
6. Модификация зацепления. Передача
должна быть модифицирована по отношению
к классической, у которой рабочая поверхность витка червяка обра-
зована прямой линией, вращающейся в средней плоскости колеса
Б.19. Рабочая высота зуба колеса й н высота головки зуба колеса Ли2
в завксимостн от межосевого расстояния а и числа зубьев колеса z2
а гя
35-37 40—42 45 49; 50 55; 56 61—63 67-71 79 91
h % Л Л'1а Л h Л h«' Л hat h Ло» Л ha, h fto«
40 3,2 1.4 2,8 1,2 2.5 1.2 99 1 о 0,8 1.8 0,8 1,6 0,6 — — —
50 4 1.6 3,6 1.6 3,2 1,4 2.8 1.2 2,5 1,2 2.2 1 9 0,8 — — — -—
63 5 2 4.5 9 4 1,6 3,6 1.6 3,2 1,4 2,8 1,2 2,5 1,2 —_ — — -—
80 5 О 5,5 2.5 5 о 4,5 о 4 1.6 3.6 1,6 3,2 1,4 — — — —
100 8 3.2 7 2.8 6 2.5 5,5 2.5 5 9 4,5 2 4 1,6 — — —
125 10 4 9 3,5 8 3,2 7 2,8 6 2.5 5,5 О 9 5 9 — — —
140 11 4,5 10 4 9 3,5 8 3,2 7 2,8 6 2.5 5.5 2.2 — — —- —
160 12 5 11 4,5 10 4 9 3,5 8 3 7 2.8 6 2.5 — — — —
ISO 14 Г’ 5 11 4,5 10 4 9 3.2 8 3 7 2.8 — — — -—
200 16 6 14 5,5 12 О 11 4,5 10 3,5 9 3,2 8 3 —. — — —
995 18 6.5 16 6 14 5.5 12 Г| 11 4 10 3.5 9 3,2 — — — -—
250 20 7 18 6.5 16 6 14 5,5 12 4,5 11 4 10 3.5 — — — —
280 ?‘2 8 20 7 18 6,5 16 6 14 5 12 4,5 11 4 — — — -—
31а 25 9 90 8 20 7 18 6,5 16 5,5 14 5 12 4.5 — — — —
355 28 10 25 9 •ю 8 20 7 18 6 16 5,5 14 5 — — — —-
400 32 11 28 10 25 9 99 8 20 6,5 18 6 16 5.5 — — — .—
450 36 12 32 11 28 10 25 9 22 7 20 6,5 13 6 — — — —
500 40 13 36 12 32 11 28 10 25 8 22 7 20 6.5 — —- — —
560 45 14 40 13 36 12 32 11 28 9 25 8 2*2 7 — — —- —
630 50 15 45 14 40 13 36 12 32 10 28 9 25 8 — — — .—
710 — 40 13 36 11 32 10 28 9 25 7 22 6,5
800 45 14 40 12 36 11 32 Ю 28 8 25 7
900 50 15 45 14 40 12 36 11 32 9 28 8
1000 55 16 50 15 45 13 40 12 36 10 32 9
1 120 60 17 55 16 50 14 45 13 40 11 36 10
1250 70 19 60 17 55 15 50 14 45 12 40 11
1400 80 21 70 19 60 16 55 15 50 13 45 12
1600 — 90 24 80 21 70 17 60 16 55 14 50 13 —
130
Рис. 5.5. Минимальный зазор и
минимальный радиус закругления
ножек зубьев колеса и витков
червяка
Рис. 5.6. Рекомен-
дуемая форма мо-
дификации рабочей
поверхности витка
червяка, Д — глу-
бина модификации,
vc — половина угла
расчетного обхвата
и вместе с ней вокруг оси червяка так, что отношение угловых ско-
ростей этих вращений равно передаточному числу.
Рекомендуемая форма модификации характеризуется кривой моди-
фикации (рис. 5.6), показывающей величину отклонения модифици-
рованной винтовой линии витка червяка от классической. Номиналь-
ная глубина модификации на входе витка червяка
Д = (3 • 10-* + 34 - 10~еп)а.
Определение межосевого расстояния
Межосевое расстояние передачи определяют по графику (рис. 5.7)
в зависимости от номинальной мощности на валу червяка Л/1ном, частоты
вращения червяка и передаточного числа и. На рис. 5.7 приведен
пример определения межосевого расстояния для случая, когда М1ном =
= 15 кВт, Пл = 1000 об/мин и и — 20.
Номинальная мощность на валу червяка
д/ = _________
1НОМ КаК^р’
где Л\ — заданная передаваемая мощность на валу червяка;
Ка — коэффициент материалов (табл. 5.20);
/<т — коэффициент точности; при повышенной точности принимают
Кл = 1,1; при нормальной точности К? = 1,0; при понижен-
ной К1 = 0,85;
Кр — коэффициент режима (табл. 5.21).
б* 131
Если задана мощность N2 на валу
Nt определяют по формуле
червячного ко чеса, то значение
/Vj=^
Ч
где т] — к. п. д. червячной передачи.
Для передач, выполненных по ГОСТ 9369—66, значения а
следует назначать по табл. 5.14, выбирая ближайшее большее
значение.
Рве. 5.7 График для определения межоссвых расстояний глобогдн ах передач
132
5*28. Значения кож) »тта материала Кл
Материал колеса Материал червяка
Бр.ОФЮ-1; Бр.ОЯФ Бо.ОЦСб-6->; Бр.ОИ,С5-5-5; ЬР.СУН7.-2 Сталь (HRC 32—38) 1 0,9
Бр.АЖ9-4; Бр.АЖН 10-4-4, Бр.АЖМцЮ-3-1,5; ЛАЖМц 66-6-3-2; АМцС 58-2-2; АМцОС 58-2-2-2 Сталь (HRC 50—55) Сталь (HRC 28- 35) 0,8 —0,9 0,9—0,8
СЧ12-28; СЧ 15-32; СЧ18-36; СЧ21-40 Сталь (HRC 30—35) 0,5
1
5.21. Значения гоэффициетпт
режима Кр
Режим работы %
Непрерывная работ i в те- чение 8— 10 ч с кратко- временными перегруз- ками: 200% 125% 0.75 0,85
Круглосуточная спокой- ная работа без толчков 1.0
Периодическая работа в течет не 15 мин с пере- рывом 2 ч при спо. тон- ной нагрузке 1.4
Расчет основных геометрических параметров по ГОСТ 17699- 72
Исходными данными для определения основных геометрических
параметров передачи являются межосевое расстояние а и передаточное
число и. Ниже дана последовательность расчета геометрических пара-
мел ров червяка и колеса (рис. 5.8).
1. Число заходов червяка zt: zt = .
При а eg 630 мм Zgnun = 35, при а 2> 630 мм г2га1п = 49. Предпоч-
тительными являются значения г2, не кратные числу заходов червяка.
2. Коэффициент диаметра червяка q выбирают в зависимости от
чиста зубьев колеса г2;
До 40 От 41 до 50 От 51 до 60 Св. 60
От 6 до 8 От 7 до 10 От 8 до 11 От 9 до 13
Ч.................
4 •...............
3. Диаметр расчетной окружности червяка .
4. Диаметр расчетной окружности колеса d, = 2а —
[5]*. Ширина венца колеса
Ь = (0,6 -5-0,8) dt
[округляют до значений по ГОСТ 9369—66 (табл. 5.15)1.
6. Модуль
133
г
Рис. 5.8. Основные геометрические параметры глобоидной передачи
7. Расчетный обхват
k - г?
«С - 10
(округляют до ближайшего члена ряда 3,5; 4,5; 5,5; 6,5).
8. Теоретический обхват
^ = (1,14-1,2)^.
9. Половина угла теоретического обхвата
(уточняют после округления величины Dp).
Для передач, выполненных по ГОСТ 9369—66,
Sin V.r=-;-.
d2
10. Половина утла расчетного обхвата
180° ,
vc = —/гс.
* Прямыми скобками отмечены параметры, которые должны быть приведены на
рабочих чертежах червяков н червячных колес.
134
Для передач, шолненных по ГОСТ 9369->-66,
1 оло гт — 0,5
sin vc = 180° —--.
*2
[11 ]. Диаметр профильной окружности
T?p = d2 sin vT
(округляют до ближайшего целого числа).
Для передач, выполненных по ГОСТ 9369—66 (со стандартизован-
ными основными параметрами), Dp = pg- (с округлением до величина
25; 28; 31,5; 35,5; 40 и далее по.ряду межосевых расстояний).
12. Рабочая высота зуба колеса
h = ( 1,4 ч- 1,7) т.
Для передач, выполненных по ГОСТ 9369—66. значения /г следует
назначать по табл. 5.19.
13. Высота головки зуба колеса
/1о2 = (0,3 4-0,45) 1г.
Для передач, выполненных по ГОСТ 9369—66, значения 1га2 следует
назначать по табл. 5.19.
14. Высота головки витка червяка
=== Й ^а2 •
15. Радиальный зазор
с = (0,15 4- 0,25) т.
Для передач, выполненных по ГОСТ 9369—66 (со стандартизован-
ными основными параметрами), с1п1п = 0., Иг.
[16 ]. Радиус переходной кривой:
витка червяка р fl = с;
зуба колеса p f2 = с.
.[17]. Радиус притупления
Рл = С.
1181. Радпус впадин червяка в средней плоскости колеса
Rfi — 0,5 cf2 “Вс *Т йи2.
Для передач, выполненных по ГОСТ 9369—66 (со стандартизован-
ными основными параметрами),
/?и = 0,5do2 -J-c,
где б/,,2 по ГОСТ 9369—66.
119]. Диаметр вершин витков червяка
dal = di 2/?а1.
135
1201. Диаметр вершин зубьев колеса
d»* — 2 (/?р — с).
Для передач со стандартизованными основными параметрами значе-
ния dai следует выбирать по ГОСТ 9369—66.
121J. Радиус вершин витков червяка в средней плоскости колеса
/?а1 = <2 — 0,5dol.
[221. Диаметр впадин червяка
с^1 = 2(<2 — Rfi).
[23]. Диаметр впадин колеса
d/t = 2 (Rai — с)-
[241. Длина нарезанной части червяка
I = d-2 sin vc.
[251. Наибольший диаметр впадин червяка
dtl maI = 2 [о -1 (7?h - 0,5/)2].
[261. Угол фаски:
червяка Фг = 20° -е 45°; колеса Ф2 = 30° -е 45°.
[27]. Радиус вершин зубьев колеса в средней плоскости червяка
RaS 0,53dzl max-
128]. Глубина модификации
Д = (3-10-4 + 34-10-6и)о.
[29]. Срез:
глубина Ду = 0,03Л; высота hf = 0,5Л.
30. Завал:
витка £ = (0,00054-0,001) I;
профиля // = (0,005 4-0,01) ft.
Глава 6.
ВИНТОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 6.1. ПЕРЕДАЧА ВИНТ-ГАЙКА
С ТРЕНИЕМ СКОЛЬЖЕНИЯ
Передачи винт — гайка применяют для преобразова-
ния вращательного движения в поступательное.
Различают кинематические передачи, используемые в механизмах
настройки и измерительных приборах, и силовые — в грузоподъемных
механизмах, натяжных устройствах и т. п. В металлорежущих станках
передача винт — гайка, применяемая для перемещения суппортов,
одновременно кинематическая и силовая.
УгЛовая скорость (о связана со скоростью и поступательного движе-
ния зависимостью
© = v, (6.1)
Sn
где S — шаг резьбы;
п — число заходов резьбы.
К. п. д. передачи при ведущем вращающемся звене
tg ip
7|ет~ tg (ф+р) ’
здесь ip — угол подъема винтовой линии; р — приведенный угол тре-
ния.
G учетом дополнительных потерь в резьбе (из-за ошибок шага, ра-
диального биения и т. п.) и потерь в опорах
4„ = (n,90-:-0.95)JA(7. . (6.2)
К. п. д. передач винт — гайка в обычном исполнении невысок:
при чр от 2 до 20° и р = 5° получим
ти = 0,25-:-0,70.
Преобразование поступательного движения во вращательное воз-
можно при ip SS- 2р; в этом случае
= (0,90 -г-0,95) (6.3)
ч-i т
137
при ф = 10 -s- 20°, p = 5J получим rjJlu — 0,45 0,70; при ф -C p
Лвп 0> т- e- передача движения невозможна (cay рмозящая пере-
дача).
Свойства самоторможения используют в простых домкратах.
Для увеличения к. п. д. передачи применяют конструкции, в кото-
рых трение скольжения заменено трением качения (см. § 7.2).
В передачах винт — гайка с трением скольжения, как правило,
применяют трапецеидальную резьбу, а если осевое усилие постоянно
направлено в одну сторону, то упорную. Для уменьшения потерь на
трение в передаче применяют пару сталь — бронза. Винты делают из
сталей 45, 50 или А45 и А50 (без термообработки) и из сталей У10,
65Г, 40Х, 40ХГ (с термообработкой), а гайки — из бронзы ОФ 6,5—
0,15, ОЦС6-6-3 или антифрикционного чугуна.
Значения углов трения р и коэффициентов трения для различных
пар приведены в табл. 6.1.
6.1. Угол трения р и коэффициент трения f в передачах винт— гайка
Материал пары f р
винт гайка
Сталь Бронза оловянно-фосфорная ...... Бронза безоловянная Антифрикционный чугун 0,1 0,12 0,13 5°43' 6°51' га'
Упорные или радиально-упорные подшипники винтов, восприни-
мающие осевую нагрузку в обоих направлениях, обычно устанавливают
в одной опоре, вторую же делают плавающей. Длинные винты фикси-
руют в двух опорах так, чтобы при любом направлении осевой нагрузки
винт испытывал растяжение. Короткие винты имеют одну опору
в корпусе, а второй опорой служит гайка, скользящая в напра-
вляющих.
Гайки передач с постоянным по направлению осевым усилием вы-
полняют в виде втулок с одним опорным фланцем (рис. 6.1). При пере-
менном направлении осевого усилия применяют конструкцию по
Рис. 6.1. Конструкция
ганки прн постоянном
направлении осевого
усилия
Рис. 6.2. Конструкция
ганки при переменном
направлении осевого
усилия
138
рис. 6.2. Если г?”"ча неподвижна,
то от проворачи. .Аня в корпусе
она удерживается шпонками или
винтами.
Вращающиеся ганки обычно
устанавливают в корпусе на ша-
риковых упорных или радиально-
упорных подшипниках и радиаль-
ных подшипниках скольжения или
качения, охватывающие гайку
(рис. 6.3 и 6.4).
Гайки точных передач выпол-
няют сдвоенными, благодаря чему
боковой зазор можно устранить осе-
вым перемещением гаек относитель-
но друг друга с помощью резьбы
(рис. 6.5) или пружины (рис. 6.6).
Ганки ходовых винтов, периоди-
чески сцепляющиеся и расцепляю-
щиеся с винтом, делают из двух
половин с разъемом в диаметраль-
ной плоскости. Обе половины гай-
ки при сцеплении и расцеплении
Рис. 6 3 Установка вращающейся гай-
ки в корпусе
с бинтом перемещаются по напра-
вляющим, установленным перпендикулярно оси пары, и управляются
кулачками с фигурными прорезями, в которые входят штифты, за-
прессованные в половины гаек (рис. 6.7).
Расчет тередачи
Размеры передачи определяют из условного расчета на невыдавли-
вание смазки между рабочими поверхностями резьбы винта и гайки:
р
р =—Г7“^[рЪ
sidJu
(6.4)
где р и [р] — среднее (рабочее и допускаемое) давление между рабочими
поверхностями резьбы винта и гайки; [р] 12 Н мм2 для стали по брон-
зе или антифрикционному чугупу; [р] 6 Н/мм2 для стали по сером'
чугуну; Р — осевая нагрузка на передачу; d, — средний диаметр резь-
бы; /1 — рабочая высота профиля (для трапецеидальной резьбы 1г —
= 0,55); в — число витков резьбы в гайке: г = ~ ,. где Н — высота
гайки.
Подставляя в уравнение (6.4) значения h и г и выражая Н через
dg (Н = yd2), получаем формулу для расчета винта с трапецеидальной
резьбой:
2Р
л-у [р] ’
(6.5)
139
Рис. 6.4. Конструкция основных узлов винтового подъемника
с вращающейся гайкой:
/ — электродвигатель; 2 — корпус; 3 — шестерня; 4 — зубчатое ко-
леса; 5 — шарикоподшипник радиальный; б — гайка; 7 — роликопод-
шипник радиально-упорный; 8 — винт; 9 — шарикоподшипник упорный
Значения у = 1,2 -> 2,5 — для целых гаек и 2,5—3,5 — для разъем-
ных.
По d?, найденному из уравнения (6.5), подбирают ближайшие стан-
дартные значения параметров резьбы. Тело винта проверяют на проч-
ность в зависимости от вида нагружения. Если винт испытывает сжа-
тие, то во избежание продольного изгиба необходимо обеспечить запас
устойчивости
(6-в)
где [пу] Зг 4; по формуле Эйлера (при Л. — ^пред)
или по формуле Ясинского (при ^-о^^^^пред)
Р.Р-^(а-ЬК); (6.8)
здесь X — гибкость винта; р — коэффициент длины (значения р при-
ведены в табл. 6.2);
140
6.2. Знаке пня коаффидиента длявм р в завиопхеети от закрепления
/ — длина винта; i — радиус инерции сечения винта
Рис. 6.6. Установка пружины для
устранения бокового зазора в резьбе
Рве. 6.5. Регулирование осевого
зазора в резьбе осевым переме-
щением правой половины гайки
J41
Значения а, b, Хо и Хпред
Материал а, Н, мм3 ъ. Н/мм2 Ло ?‘пред
Стали СтЗ и 20 310 1,14 60 100
» Стэ и 30 345 1,24 50 90
Тело гайки (см. рис. 6.1) рассчитывают на растяжение (или на сжа-
тие) с учетом напряжении кручения:
ч-‘-ЗР ^МР- (6-9)
Размеры опорного фланца гайки (см. рис. 6.1) проверяют на срез и
на смятие:
(6-ю)
(6-11)
§ 6.2. ВИНТОВАЯ ШАР" КОВАЯ ПЕРЕДАЧА
По сравнению с обычными винтовыми парами трения скольжения
винтовые шариковые передачи харакгеризуются значительно большим
к. и. д., меньшим износом, большей точностью хода и повышенной дол-
говечностью. Их применяют в приводах станков с программным управ-
Рнс. 6.8. Винтовая шариковая пара:
а — схематичное изображение: 1 — винт: 2 — выход из возвратного канала: 3 — возврат-
ный канал в гайке: 4 — вход в возвратный канал; 5 — неподвижная ганка: — конструк-
ция винтовой шариковой нары с вращающимся винтом; I — шарики; 2 — ганка* '< — ринг:
4 — возвратный канал; 5 — планетарный редуктор; 6 — эчектродвшатель, вращающий
винт; 7 — упорный шарикоподшиьи...^
142
лением, в дозирующих и регулирующих механизмах и других устрой-
ствах.
В винтовых шариковых парах между рабочими винтовыми поверх-
ностями гайки и винта помещены стальные шарики (рис. 6.8). Скорость
перемещения этих шариков отличается от скорости ведущего и ведомого
звеньев, поэтому для обеспечения непрерывной циркуляции шариков
концы рабочей части резьбы соединены возвратным каналом.
Замкнутую цепь шариков условно делят на активную (рабочую
часть нарезки) и пассивную часть (возвратный канал).
При вращении винта (рис. 6.8, б) шарики благодаря трению пере-
катываются по нарезке и передают движение от винта на гайку, пере-
мещающуюся поступательно; от проворачивания относительно своей
оси гайка удерживается направляющими или шпонкой, зафиксирован-
ной относительно корпуса.
Основные параметры винтовой шариковой пары
Связь <вип выражена зависимостью (6.1).
Обычно винтовые шариковые пары выполняют одноходовыми с ми-
нимально возможным шагом, так как угол подъема почти не влияет на
к. п. д. пары.
Вращающий момент на гайке
М =P^tg(i|) + pK); (6.12)
здесь Р — осевая нагрузка; Пср — диаметр окружности, на которой
располагаются центры шариков; ф — угол подъема винтовой линии по
цилиндру диаметром £)ср; рк— приведенный угол трения качения.
Мощность (Вт), необходимая для передачи усилия Р (Н),
М = ~. (6.13)
Если шариковая винтовая пара нагружена радиальной силой Q,
то гайка при вращении должна преодолеть дополнительный момент
трения
(6.14)
где fK — приведенный коэффициент трения качения.
При закаленных винтовых поверхностях твердостью HRC 53
и стальных шариках твердостью HRC 63 принимают fK = 0,004
-r- 0,005, когда вращается винт, и fK = 0,006 -н 0,007, когда вращается
гайка.
К. п. д. при передаче от вращающегося звена к поступательно дви-
жущемуся
'’«Я- <6-15’
Так как р к ф, то к. п. д. винтовой шариковой пары даже при ма-
лых углах подъема винтовой линии достигает 80—90%.
143
При ф 2> 2е к. п. д. мало увеличивается, поэтов 1ыгодно подби-
рать малый угол, так как при этом снижается необходимый вращаю-
щий момент.
Активная часть винтовой шариковой пары обычно составляет
1—2,5 витка; при большем числе рабочих витков к. п. д. шариковой
пары снижается из-за увеличения тоения шариков одного о другой.
Чисто шариков гш в активной части
z.
(6.16)
где k — число витков в одной замкнутой рабочей цепочке:
d,a — диаметр шарика.
Если при расчете гш получается дробным числом, то следует прини-
мать ближайшее меньшее целое число.
Число шариков, находящихся в замкнутой цепи, не должно превы-
шать гш = 65. Увеличение гш ведет к снижению к. п. д. Если при рас-
чете окажется г 65, то следует уменьшить их число, увеличив диа-
метр шапиков.
Для равномерного распределения нагрузки на шарики надо под-
бирать их так, чтобы разность диаметров не превышала 3 мкм. Так как
шарики нормального класса точности выполняют со значительно боль-
шим полем допуска (до 50 мкм), то при сборке винтовой пары шарики
нужно сортировать на ряд групп. В соответствии с имеющимися груп-
пами шариков должны быть изготовлены винты с разными диаметрами.
Селекционным подбором винтов и соответствующих им групп шариков
достигается требуемая
точность.
На рис. 6.9 показа-
ны различные профили
резьбы. Преимуществом
профиля 6.9, а является
постоянство угла кон-
такта (45°), практически
не зависящего от нагруз-
ки. В профилях 6.9, бив
имеется пространство
под шариками, которое
может служить резер-
вуаром для смазки и
продуктов износа.
Радиус гж желоба
у винта и гайки для
уменьшения трения дол-
жен быть больше радиу-
са шариков: при d^^.
С 8 мм гж = 0,51; при
бш >8 мм гж = 0,53.
Рис. 6.9. Профили резьбы винтовой шариковой
пары:
а — треугольный; б — круглый: в — круглый с канавкой
Р.чс. 6.10. Схема для определения рабочей базы
гайки
144
Рабочая база галх )
Для уменьшения отклонения осевой линии винта в радиальном на-
правлении необходимо иметь рабочую базу гайки достаточной длины.
Обы“но такую базу обеспечивают созданием независимых замкнутых
рабочих цепочек шариков, расположенных одна от другой на опреде-
ленном расстоянии.
При заданной длине £3 выпущенной части винта (рис. 6.10),
предельных допускаемых значениях зазора Д и отклонения винта 6
можно определить необходимую длину Lx рабочей базы из выражения
^1=у£2. (6.17)
Величину радиального зазора Д (рис. 6.12) можно определить из
соотношения
А=Пн-(2Иш+Ови). (6.18)
Если технические условия на величину радиального зазора не уста-
новлены, то при расчете можно рекомендовать
А = 0,63 ч-0,12 мм.
Зависимость между осевым и радиальным зазорами выражается
формулой
С=/(2гж-<(ш)Д, (6.19)
где С — осевой зазор (рис. 6.12);
гж — радиус желоба (профиля резьбы).
Нагрузочную способность винтовой шариковой пары оппеделяют
расчетом на контактную прочность по методике, принятой для расчета
радиальных шарикоподшипников.
Detin к нагружение
Обозначения показаны на рис. 6.11, 6.12 и 6.13.
Р — осевая нагрузка, Н;
Q — радиальная нагрузка, Н;
Д —"радиальный зазор;
— диаметр шарика, мм;
гж — радиус желоба, мм;
Р — контактный угол давления, градусы.
Рис. 6.11. С уема нах руженИд вентовой шариковой пары
145
Радиальное нагружсни*
Максимальное контактное напряжение для вши-вой поверхности
винта
=890 |/5£в (А + - А.); (6.22)
S г ивн гж /
для винтовой поверхности гайки
(6.23)
где dm, DBBt D„, гж в мм, о в Н мм2.
6-3. Значения коэффициентов v и Е
V £ *3 V ь V 5 V с V 5
0.00(10 1.000 0.7332 1.182 0.8110 1,260 0,8699 1,354 0.9458 1,606
0.0466 1.001 0.7538 1.200 0,8! 50 1,266 0.8737 1,362 0,9488 1,6*23
и. 1075 1.003 0.7579 1,204 0,8190 1,270 0.8774 1,370 0.9517 1,643]
0.1974 1.008 0.7620 1,208 0.8'230 1,277 0.8811 1,378 0,9574 1 582
0.2545 1,0*25 0.770*2 1.215 0.8310 1.288 0.8849 1,388 0,970-5 1.808
0.3'204 1,025 0,770'2 1,215 0.8310 1,288 0,8885 1,39и 0,9818 1,985
0.3954 1.038 0,7743 1,220 0,8350 1.293 0,89'22 1 40Д 0,9909 2.;’68
0.1795 1.060 0,7784 1,223 0,8389 1,300 0,8958 1,416 0,9973 2,855
0.5342 1.078 0,7825 1.2'28 0,8428 1,306 0,8994 1,423 1,0000 •—-
0.5819 1,09'2 0.7866 1.232 0.8468 1.312 0.9030 1,432 — —
0 61 13 1,108 0,7907 1,237 0,8507 1,318 0,9065 1,444 — —
0Д521 1.1 ’8 0.7948 1,240 0,8545 1,325 0,91С0 1,455 — •—
Э.О716 1,140 0.7988 1.246 0.8584 1,332 0,9134 1,466 — —
0,7126 1.108 0,8069 1,256 0,8661 1,346 0,9428 1,588 —
Значения коэффициента £ приведены в табл. 6.3 в заьисимости от
величины v:
для винта
V- 4 S- ж. ; (6.24)
для гайки
2 , 1
~~DT~ + г5"
v= 4 -ВН—-И"• (625>
г*
LU oil /tk
Допускаемую радиальную статическую грузоподъемность опреде-
ляют по формуле
IQU = [<?!«* А (6.26)
148
где [<?]„ — допуг емая удельная статиче-
ская нагрузка, за*.. гящая от yjc-м. рис. 6.18).
При одновременном действии осевой и
радиальной нагрузок проверки на контакт-
ную прочность производят отдельно для
каждой нагрузки.
Пример 1. Требуется определять контактное
напряжение и допускаемую статическую нагрузку
шариковой винтовой пары, на которую действует
осепоа усилие Р = 20 000 Н.
Дано: Оср = 65 мм; DBH = 59,98; Ов= 70,02 мм;
Лш— 5 мм; шаг винта S = 6,15 мм.
Угловая скорость гайки <о = 1 рад/с.
Число замкнутых цепочек шариков на гайке
«= 2.
Решение:
Определяем угол подъема винтовой линии из
выражения
‘g ф=-4—== °-0302;
т пОср л 65
Рис. 6.18. Графики зависи-
мости удельной статической
радиальной <?ст и осевой рст
грузоподъемности от относи-
тельного зазора х
отсюда ф = 1°45'.
К. п. д. винтовой пары по формуле (6.15) Цв = 80%.
Число шариков в рабочей части цепочки по формуле (6.16)
nDcp/s
л-65-1
1 =---=-----1 «а 40.
Радиальный зазор
А=Da—(2с1ш + Овн)=70,02—(2 5 + 59,98) = 0,04 мм.
Относительный радиальный зазор
0,04
5
0,008.
Осевая удельная нагрузка
_Р
40-52-0,8.2 ~ ’
Н/мм2.
По рис. 6.16 при р — 12,5 Н/мм2 и % = 0,008 находим максимальное контактное
напряжение отах = 3000 Н/мм2.
По рис. 6.18 определяем допускаемую удельную осевую статическую нагрузку
{р)ст = 25 Н/мм2.
Допускаемая статическая нагрузка по формуле (6.21)
I Лст = [р]„гшс!^уи=25 • 40 б2 • 0,8 • 2=40 000 Н.
Конструкции винтовых шариковых пар
На рис. 6.19 показана винтовая шариковая пара с вращающимся
винтом и поступательно перемещающейся гайкой 1. Между винтовыми
поверхностями винта и гайки заложены шарики 3. Винт состоит из
обоймы 2а и вкладыша 26. При вращении винта шарики 3, пройдя весь
149
Рис. 6.19. Конструкции винтовой шариковой пары с возвратным ка-
налом в вннте
Рис. 6.20. Винтовая пара
с возвратным каналом в
гайке
Рис. 6.21. Винтовая шариковая пара с двумя гай-
ками
путь по резьбе обоймы 2а, попадают во вкладыш винта через возврат
ный канал 4, пе, атываются по его винтовой части и снова входят
в рабочую зону.
Гайка Для предотвращения проворота удерживается за проу-
шину.
На рис. Ь.20 показана винтовая шариковая пара с вращающимся
винтом 1. Возвратный канал 3 в этой паре выполнен в ганке 2. Для
направления шариков 4 из рабочей части в возвратный канал служат
упоры 5..
Для устранения в винтовой шариковой паре осевого зазора приме-
няют конструкцию с двумя гайками на одном винте (рис. 6.21): шари-
ки 1, перекатываясь на рабочей части винтовой линии гайки 2 и винта
6, попадают через паз в возвратный канал 5, приподнимаются над
выст] пающей частью винтовой линии, затем снова опускаются в вин-
товую канавку, проходя через противоположный паз канала. Таки и
образом образуется замкнутая цепочка. Осевой зазор регулируется
поворотом одной гайки относительно другой с фиксированием гайки
при помощи зубьев 4, входящих в обойму 3.
Порядок проектного расчета винтовой шариковой пары,
нагруж енной осевой силой
По заданной осевой нагрузке Р определяют из расчета на прочность
(см §6.1) внутренний диаметр £>вн винта. Для длинных винтов,
работающих на сжатие, необходимо произвести проверку на устой-
чивость.
Выбирают шарики стандартного диаметра dm из соотношения х
— (0,08—0,15) DBU.
Задаю-ся шагом винта из соотношения S = с!ш + (1 -ь 5) мм (с ок-
руглением до целого числа).
Определяют £>ср = £>„„ + Зш и округляют до ближайшего це юго
большего значения, уточняют Dbb.
Определяют угол подъема винтовой линии ф по формуле
Определяют к. п. д. шариковой винтовой передачи по формуле
(6.15).
Находят мощность двигателя, нужную для перемещения хо юного
винта с заданной скоростью и, м/с:
ПвЧпр
где р„р — к. п. д. привода.
Определяют необходимую угловую скорость гайки по Фор-
муле (6.1).
151
После предварительной конструктивной проработки винтовой ша-
риковой пары определяют число шариков в рабочей пи витка по фор-
муле (6.16), а в нерабочей — в зависимости от выбранной конструкции
и длины возвратного канала. Общий суммарный зазор между шариками
должен быть равен (0,7 -т- 1,2) dm.
Определяют удельную осевую нагрузку по формуле (6.20).
Исходя из выбранного радиального зазора А находят относитель-
ный радиальный зазор
Д
По рис. 6.14, 6.15 и 6.16 определяют контактное напряжение отах-
Если оно превысит допускаемое значение, увеличивают число замкну-
тых рабочих цепочек. —-
Глгча 7
РАСЧЕТ ВАЛОР
§ 7. 1. НАГРУЗКИ ВАЛОВ
Основными нагрузками, вызывающими деформаций)
изгиба валов приводных устройств, являются усилия в зубчатых и чер-
вячных зацеплениях, натяжения ветвей ремня или цепи соответствую-
щих передач. Собственный вес вала и насаженных на нем деталей в
. большинстве случаев можно не учитывать, исключение составляют
лишь мощные передачи, в которых вес зчбчатых колес, муфт, шкивов
и т. п. .выражается величинами того же порядка, что и основные
нагрузки.
Ниже приведены формулы и даны схемы нагружения валов оазлич-
ных передач.
Цилиндрическая чрямозубая передача
t
Силу взаимодействия между зубьями раскладывают на две взаимно
перпендикулярные составляющие, Р — окружное усилие; Т — ра-
диальное усилие (рис. 7.1):
= <71)
где Р в Н; N в Вт, v в м/с;
T = Ptga, (7.2)
а — угол зацепления (обычно 20°).
Цилиндрическая косозубая передача
Усилие, возникающее в зацеплении, дает три взаимно перпендику-
лярные составляющие (рис. 7.2): Р — окружное усилие; Т — радиоль-
нсе усилие; Q — осевое усилие:
n N 2М „
Г = Т = (7-3)
Т = р-^-; (7.4)
соьр * \‘-ч
153
rJ.a—угол зацепления в нормальном сечении (обычно <хп = 20°);
(5 — угол наклона линии зуба;
Q = /’tgp. (7.5)
Направление осевого усилия изменяется при реверсировании (пере-
мене направления вращения) передачи.
Надо также учитывать зависимость направления силы Q от направ-
ления наклона зубьев и от того, является ли колесо ведущим или ведо-
мым *. В частности, в двухступенчатых цилиндрических редукторах
с косозубыми колесами для уменьшения осевых нагрузок подшипни-
ков промежуточного вала следует выбирать направления зубьев колеса
первой ступени и шестерни второй ступени одинаковыми, как показано
на рис 7.3. При этом осевые усилия первой и второй ступеней при лю-
бом направлении вращения будут действовать в противоположные сто-
роны.
Цилиндрическая шевронная передача
Схема нагружения вала такая же, как для прямозубой передачи
(осевые усилия, действующие на каждую половину шевроча, уравнове-
шиваются).
Окружные и радиальные усилия вычисляют по формулам (7.3) и
(7.4), как для передачи косозубой.
Коническая прямозубая передача
Схема нагружения вала конической шестерни представлена на
рис. 7.4, а вала конического колеса — на рис. 7.5, где Р — окружное
* Направление осевого усилия на рис. 7.2 показано в предположении, что ко-
лесо является ведомым и его вращение происходит в направлении, указанном на
схеме.
р
Рис 7.3
Рнс. 7.4
154
усилие; Qj — осевое усилие на шестерне;
Т., — радиальное у не на колесе; Q, — осе-
вое усилие на колесе; Г, — радиальное уси-
лие на шестерне;
Р= 'V =
еср mz ‘
Qi = Tn = Р tg a sin 6г;
Qa = 1\=^Р tgasin6».
— угол зацепления (обычно 20е).
Углы и 62 определяют через передаточное число
(7.8)
Рис. 7.5
а
и. = tg б» = etg 61.
Направление осевых усилии в конической прямозубой передаче
не зависит от направления вращения — они всегда направлены от вер-
шин конусов к их основаниям.
Передача коническими колесами с косыми
или крг вол шейными зубьями
В отличие от прямозубой конической передачи направления
осевого и радиального усилий в рассматриваемом случае зави-
сят от направления вращения колес и от направления наклона
зубьев.
Окружное усилие Р определяют по формуле (7.6), в которую сле-
дует проставить среднее значение окружного модуля tn. Осевое и ра-
диальное усилия на шестерне определяют по формулам
Qi = — г (tg ап sin 6Х ± sin ₽ cos ЗД = Р ^ 61 (tg ссп ± и sin ₽); (7.9)
Л = (tg <*п cos 61 ± sin ₽ sin 61) = (U tg an ± sin p); (7.10)
здесь p — угол наклона линии зуба в середине ширины зубчатого
венца.
Знак перед вторым слагаемым в этих формулах выбирают в зави-
симости от направления вращения шестерни и наклона ее зубьев по
табл. 7.1.
Направление вращения определяют, как .показано на схе-
мах, т. е. при взгляде на колесо .от основания конуса к его вер-
ш ше.
Если осевое усилие Qi получилось со знаком минус, то оно должно
быть направлено к вершине конуса.
Если радиальное усилие получилось со знаком плюс, то оно долж-
но быть направлено от точки контакта зубьев к центру шестерни, т. е.
так, как показано на рис. 7.4.
Осевое усилие на колесе Q2 равно по величине 7\ и направлено в про-
тивоположную сторону.
Аналогично радиальное усилие на колесе Т2 равно по величине Qi
и направлено противоположно.
155
7.1. Выбор знаков в формула-(7.9) и (7.10)
Направление Знак пр.-. втором слагаемом
вращения шестерни наклона зубьев в формуле (7.9) в формуле (7.10)
По часовой с трелке Правое — +
Левое + —
Против часов Е ой стрелки е Правое + —
Левое —
S^Se+P/2;
S» = S0 —Р/2,
Червячная передача
Формулы для определения усилий, возникающих в зацепле-
нии, приведены в § 5.5, там же дана схема нагружения вала чер-
вяка.
Схема нагружения вала червячного колеса представлена на рис. 7.6.
Ременная передач-.
Нагрузка, изгибающая вал, равна геометрической сумме натяже-
ний ведущей и ведомой S, ветвей ремня:
(7-11)
(7.12)
где So - anF — усилие предварительного натяжения; ст0 — напряже-
ние от предварительного натяжения (см. гл. 10); F — площадь попе-
речного сечения ремня (в случае клиноременной передачи F = zFt,
где z — число ремней; Ft — площадь поперечного сечени" одного рем-
ня данного профиля).
Величину и направление суммарного усилия Q целесообразно
определять графически (рис. 7.7), но при углах обхвата ремнем малого
шкива а 5^ 150° с достаточной точностью можно вычислить это усилие
по формуле
Q^2S„sin^ (7.13)
и считать, что оно направлено по линии центров передачи.
15G
Цепная передача
Нагрузка вала звездочки определяется формулой
Q = P + 2kfqgA, (7.14)
где Р — окружное усилие; kf — коэффициент, зависящий от относи-
тельного расположения звездочек в пространстве (kf = 1,0 при верти-
кальном положении передачи; kt = 2 -5- 4 при наклонном до 40° к го-
ризонту; kf = 6,0 при горизонтальном положении передачи); q —- масса
1 м цепи, кг; А — расстояние между осями звездочек, м.
Приближенно можно принимать, что усилие Q направлено по линии
центров передачи.
§ 7.2. ПРОЕКТНЫЙ И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Методы расчета валов на прочность по степени их точности можно
разделить на ориентировочные, приближенные и уточненные.
Ориентировочный (предварительный) расчет
Этот расчет выполняют как проектный для предварительного опре-
деления диаметра вала. Расчет ведут на чистое кручение по понижен-
ным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба. Диаметр
вала в мм определяют по формуле
<715)
где Мк — крутящий момент, Н -мм; [т]к — допускаемое напряжение
на кручение, Н/мм2.
При ориентировочном расчете редукторных валов можно рекомен-
довать сначала определять диаметры выходных концов валов по фор-
муле (7.15), принимая [т]к = 20-5-25 Н/мм2 для валов из сталей 35,
157
40, 45 (пли Ст5, Стб). Полученное значение диаметра должно быть ок-
руглено по ГОСТ 6636—69 до ближайшего из ря диаметров: 10;
10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21:; 2х, 24; 25; 26; 28;
30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85;
90; 95; 100; 105; НО; 120; 125; 130; 140; 150; 160.
Примечание. Приведенные данные являются выдержкой из ГОСТ
6636—69 (ряд Ra 40); в ГОСТе приведены нормальные диаметры и длины до 20 000 мм.
В случае необходимости применяют следующие размеры:
в интервале 12 — 26 мм — кратные 0,5;
в интервале 26 — 30 мм — целые числа;
в интернате 50— ("О мм — оканчивающиеся на 2 и 8, а также размер 115;
в интервале Г20 — 260 мм — кратные 5.
После этого диаметры остальных участков вала назначают по кон-
структивным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшип-
ников качения, зубчатых колес и т. д. и необходимости фиксации этих
деталей на валу в осевом направлении заплечиками.
При подборе подшипников качения может оказаться (это в основном
относится к быстроходному валу редуктора), что диаметры потребуется
увеличить по сравнению с полученными при ориентировочном рас-
чете.
Для промежуточных валов редуктора следует определить ориенти-
ровочное значение диаметра вала в опасном сечении (в месте посадки
шестерни) по формуле (7.15), принимая [т!к = 10 -н 20 Н/мм2. Если
редуктор имеет один промежуточный вал (двухступенчатый редуктор),
можно принимать [т)к = 10 13 Н/мм2; в случае двух промежуточ-
ных валов (трехступенчатый редуктор) для более быстроходного из них
также можно принимать [т]к = 10 ч- 13 Н/мм2, а для второго 1т]к =
= 20 Н мм2. Остальные диаметры валов также намечают по конструк-
тивным соображениям.
Взамен расчета на кручение для предварительного определения
диаметров валов иногда применяют эмпирические формулы. В месте
посадки шестерен на быстроходный и промежуточный валы их диа-
метры определяют соответственно по формулам dE ~ 0,22 пБ и dn ~
~0,3ur„ где Об — межосевое расстояние первой (быстроходной) зуб-
чатой передачи. Для тихоходного вала в месте посадки колеса также
можно принимать ориентировочно dy~0,3ar, где ат— мсжосевое
расстояште тихоходной ступени.
Диаметр выходного конца быстроходного вала редуктора, соединяе-
мого с валом электродвигателя, независимо от результатов расчета на
прочность следует принимать в пределах d = (0,80 ч- 1,15) йд, где
d_, — диаметр вала электродвигателя.
Приближенный расчет
Этот расчет также обычно выполняют, как проектный. Предвари-
тельно намечают места посадкп колес, подшипников и прочих деталей
на нал. Определяют опорные реакции, строят эпюры крутящих и изги-
бающих моментов.
158
По характеру эпюр ориентировочно устанавливают местоположе-
ние опасного сечения та и находят его диаметр по формуле
» /~32М?Кв_- (7 16х
Л1О_!]И ’ ’
где /Иэкв— эквивалентный или приведенный момент, определяемый
обычно по гипотезе прочности удельной потенциальной энергии изме-
нения формы чз выражения
Л4ЭВВ = ]/Мй + 0,7Ж = VM2x+My + 0,75M'i , (7.17)
f
где Ма — суммарный изгибающий момент; 7ИЛ. и Ми — изгибающие
моменты в плоскостях гОу и иОг;
Л'1К = М- — крутящий момент
Допускаемое напряжение при приближенном расчете вы-
бирают невысоким *, что связано с необходимостью обеспечения доста-
точной жесткости ванов как устовия правильной работы зацепления
и подшипников. В среднем для указанных выше марок стали можно
принимать [cr-Jn = М э- 60 Н/мм2.
Приближенный проектный расчет вала целесообразно производить
параллельно с подбором подшипников качения, так как возможны слу-
чаи, когда по требуемой динамической грузоподъемности подшипника
возникает необходимость в увеличении диаметра вала по сравнению
с полученным из расчета на прочность.
Как следует из изложенного, для приближенною расчета вала не-
обходимо предварительно выполнить его схему и установить расстоя-
ния между колесами и опорами, без чего невозможно определить реак-
ции и построить эпюры изгибающих моментов. Методика составления
подобных предварительных расчетных схем изложена в примерах про-
ектирования педукторов (см. гл. 16), кроме того, целесообраз ю исполь-
зовать чертежи выполненных конструкций, аналогичных проектируе-
мой.
Приближенный расчет вала отнюдь не является обязательным.
Если в качестве завершающего этапа намечено произвести уточненный
расчет, то следуэт ограничиться расчетом ориентиоовочным, а после
окончательного конструктивного оформления вала Произвести уточ-
ненный **.
* Редукторные валы следует рассчитывать на жесткость, устанавливая значения
npoi ибов и углов поворота, исходя из отсутствия значительной концентпдцди лагртз-
кв по длине зубьев. Так как расчет на жесгкозть является более трудоемким, чем
расчет на прочность, то обычно ограничиваются линь последним, ио принимают
заведомо пониженные значения допускаемых напряжений с тем, чтобы диаметры
валов получились достаточно большими, т. е. чтобы они обладали необходимой
жесткостью.
*• Сведения о приближенном расчете валов приведены для студентов. изучав-
ши.-. курс сопротивления материалов по сокращенной программе, не сплержажей
раздела «Расчеты на прочность при напряженных переменных во времена-,.
159
-3 •
Уточненный расчет
Уточненный расчет выполняют, как проверочный, на основе кон-
структивного чертежа вала, он служит для определения расчетного
коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала *.
Общий коэффициент запаса прочности определяют из выражения
L = 1-|_JL. (7.18)
С точки зрения обеспечения прочности вала достаточно иметь
коэффициент запаса прочности п порядка 1,7, но, учитывая повышен-
ные требования к жесткости валов, рекомендуется п = 2,5 -ь 3. При
таких значениях п можно специального расчета на жесткость не про-
изводить.
В формуле (7.18) па — коэффициент запаса прочности по нормаль-
ным напряжениям, определяемый по формуле **
° 1
°» = А-----1---
"Ов + фаОт
где О-! — предел выносливости материала вала при симметричном
цикле изгиба, определенный при испытании лабораторных полиро-
ванных цилиндрических образцов малого диаметра (d = 5 -г- 10 мм)
без концентраторов напряжений; значения о^ определяют по данным,
приведенным в § 3.5; kg — эффективный коэффициент концентрации
нормальных напряжений; величины k„ приведены ниже; е„ — масштаб-
ный фактор для нормальных напряжений, принимаемый по данным
табл. 7.2.
При двух факторах концентрации, например шпоночной канавке
и напрессовке, следует учитывать тот из них., для которого величина
А- больше.
о„ — амплитуда цикла нормальных напряжении.
Можно считать, что
(7.19)
где аи — поминальное напряжение изгиба (наибольшее) в рассчиты-
ваемом сечении; от — среднее напряжение цикла нормальных напря-
* Во многих случаях не очевидно, какое сечение является опасным, поэтому
коэффициент запаса прочности определяют для нескольких сечений.
Опасным является то сечение, для которого коэффициент запаса прочности
имеет наименьшее значение: оно может не совпадать с сечением, где возникают мак-
симальный изгибающий и крутящий моменты.
* * Для некоторого упрощения расчета влияние качества поверхности вала на
нреле.11 выносливости не учтено. Точнее
О,
’
тЛ-Ов+фоОт
где 0 0,9 -т- 1,0 — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверх-
ности (указанные значения соответствуют шероховатости поверхности не ниже
5-го класса).
160
женпй. Если вал не испытывает действия осевой нагрузки (или ее дей-
ствием пренеорегг М, можно считагь, что цикл изменения нормальных
напряжении симметричный и а,„ = 0.
7.2 Значения масшт (бного ритора ея и ег в зависимости от диаметра вала
Вид деформации и материал (1. мм
15 20 зо 40 50 70 100 200
При изгиба для углеро- дистой стали При изгибе для высоко- прочной легированной стали и при кручении для всех сталей 0,93 0,85 0,92 0,83 0,88 0,77 0,85 0,73 0,82 0,70 0,76 0,65 0,70 0,59 0,61 0,52
При наличии осевой силы; вызывающей сжатие или растяжение
вала (например, вала червяка),
—ap(Q — >
Т"
где * N — продольная сила (для вала червяка N = Qr —
осевому усилию червяка);
зра = — -—— — коэффициент зависящий от соотношения пре-
°и
делов выносливости при симметричном и отну-
левом циклах изменения напряжений. Средние
значения его для углеродистой стали при ов —
— 350 4- 550 Н.мм2 фо ^0,15, при св =
= 650 4- 750 Н/ММ2 фц ~ 0,2; для легирован-
ной стали фо 0,25 4- 0,3;
пт — коэффициент запаса прочности по касательным
напряжениям *;
Пт = .-Г—. (7.20)
ьт
т_г — предел выносливости материала вала при симметричном цикле
кручения, определяемый при испытании малых (<1 = 5 4- 10 мм)
цилиндрических образцов без концентраторов напряжений; можно
принимать Т-! ~ 0,58 ci-f, kx—эффективный коэффициент концентра-
ции напряжений при кручении; ет — масштабный фактор для напря-
жений кручения (см. табл. 7.2).
При нескольких концентраторах напряжений учитывают тот из
них, для которого величина — больше; 2т-1—то — коэффи-
То
цпент, характеризующий соотношение пределов выносливости при
* См. примечание к формуле (7.19).
6 Зак 220
161
симметршпюм (т j) и синелевом (г„) циклах изменения напряжений
кручения.
Для углеродистой п легированной стали, применяемой для изго-
товления валов, в среднем можно принимать фт 0,1. т1Пах, тц, тт —
соответственно максимальное напряжение, амплитуда и среднее на-
пряжение цикла касательных напряжений кручения.
Поскольку момент, передаваемый валом, в большинстве случаев
колеблется по величине, исходят из наиболее неблагоприятного слу-
чая знакопостоянного цикла, принимая, что напряжения кручения
изменяются но отнулевому (пульсирующему) циклу, тогда
ттах
Т и Т,я — 0 -
(7.21)
№к — момент сопротивления кручению рассчитываемого сечения.
7.3. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с галтелями
ь. О Г ~d Коэффициент концентрации при изгибе kG Коэффициент концентрации при кручении kx для валов из стали, имеющей ов, кге/мм3
Для палов из стали. имеющей ай кгс/мм£
<50 во 70 80 so > 100 70 80 90 100
0 2.32 2,5 2.71 1.52 1,63 1,72 1,83
0,02 1,84 1.96 2.08 09 2.35 2,50 1,36 1,41 1,45 1,50
0.04 1.60 1.66 1,69 1,75 1,81 1.87 1,24 1.27 1.29 1,32
До 1.1 0,06 1.51 1,54 1.60 1,18 1,20 1,23 1,24
0.08 1,40 1.42 1,46 1.14 1,16 1,18 1.19
0,10 1.34 1. 17 1,39 1.1.1 ) 13 1,15 1,16
0.1 > 1 ,,1-) 1.27 1,30 1 07 1,08 1,09 1.Н
ОДО 1. 19 1, >2 1.24 1,05 1.06 1.07 1,09
OJ 0 2.85 3.10 ЗД9 1,85 2.04 2.18 2.37
о 0,0'2 2,18 2.34 2,51 2.68 2.89 3,10 1,59 1,67 1.74 1.81
пХ 0.04 1,84 1,92 1.97 2.05 2.13 9 9? 1,39 1,45 1.48 1,52
0,06 1. 71 1,76 1. 84 1,3.0 1.33 1.37 1.39
U.08 1,56 1.59 1.64 1,22 1,26 1.30 1,31
В 0,10 1,48 1.51 1,54 1.19 1,21 1.24 1.26
0.1.3 1,35 1,38 1.41 1.11 1.14 1,15 1,18
о 0,20 1,27 1,30 1,34 1,08 1.10 1.16 1,15
04 0 ЗДО 3.30 3.85 2.15 2.40 2.60 2Л5
О 0.02 2.40 3.60 2.80 3.0 3,25 ЗД) 1,80 1,90 2.0 2.10
04 0,04 2.0 2.10 2,15 2.25 2.35 2,45 1,53 1,60 1.65 1,70
0.06 1.85 1,90 2. 0 1,40 1.45 1.50 1,53
<Ъ> 0,08 1.66 1.70 1. /6 1,30 1,35 1,40 1,42
0,10 1,37 1.61 1.64 1,25 1,28 1,32 1,35
0.15 1 41 1.45 1,49 1 15 1 18 1,20 1,21
ОДО 1. *>9 1,36 1.40 1,10 1Д4 1,16 1,20
162
Если вал подвергается частому реверсированию, принимают, что
напряжения круче Л1 изменяются по симметричному циклу, тогда
тт= О;
То= Чпах
•Ик
(7.22)
Данные для определения к„ и kt
Галтель (рис. 7.8). Значения k„ и kx в зависимости от отношении
D Г -*''7 0
d и и предела прочности ов материала вала приведены в таол. /.о.
Выточка (рис. 7.9). Значения ka и приведены в табл. 7.4.
7.4. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов с выточками
t г г ~d Коэффициент концентрации при изгибе /?о для налов из стали, имеющей ав. кгс/мм3 D d г d Коэффициент концентрации кручении /гт для налов из стали, имеющей сгБ, кгс/мм3
i^-ЬЗ 7« 80 90 >100 1»5 70 80 90 >100
СО сГ I) 1.96 2.11 2,26 2.40 2.50 —Г __ —,
о ч >>.02 1.82 1.92 2.06 2211 •’.зо о 0,02 1.29 1,32 1.39 1.46 1.50
0,04 1,77 1,82 1,96 2,06 2.16 О! 0.04 1.27 1,30 1.37 1.13 1.18
сГ 0,06 1.7'’ 1.77 1.87 1.92 1.96 О 0,06 1.25 1,29 1.36 1.41 1.46
о 0,08 1.68 1.72 1.77 1.87 1.92 0,08 1. ’1 1. *5 1.3'’ 1,39 1.43
з 0,10 1.63 1,68 1.72 1.77 1,82 3 0.10 1.18 1.21 1.29 1.32 1.37
ад 0,15 1,53 1,55 1.58 1,63 1.68 0,15 1.14 1.18 1,21 1, '5 1.29
о о
0 2.0 2,15 2,30 2.45 2.55
о ч DJD2 1.85 1.95 2.10 2.25 2.35 — — — — — —
о 0,04 1.80 1.85 2,0 2.10 2.20
0.06 1.75 1.80 1,90 1.-95 2.0
(U ад 0,08 1.70 1.75 1.80 1.90 1.96 СЧ 0,02 1.37 1.41 1.50 1,59 1,65
3 0.10 1,65 -1,70 1,57 1,75 1,80 1.85 1 0,04 1,35 1.38 1 47 1,55 1.62 1.59
ад О 0,15 1,55 1,60 1,65 1,70 о ч 0,06 1,32 1.37 1.46 1.52
из ' 0 2,05 2.20 2.36 2.52 262 о ад 0,08 1.27 1,32 1.11 1.50 1.55
0,02 1.89 1.99 2.15 2.31 2,21 ад 0.10 1.23 1.27 1.37 1.11 1.17
ч 0,04 1,84 1.89 2.05 2.15 2.26 га (J 0.15 1.18 ' 1.23 1.27 1,37 1.37
0J)6 1.78 1,84 1.94 1,99 2.05
Ф ад 0,08 1.73 1,78 1.84 1.94 1.99
3 0,10 1,68 1.73 1.78 1.84 1,89
ад и 0,15 1,58 1,60 1,63 1,68 1,73
СЧ 0 2.09 2.25 2.42 2.58 2.69 -Д — —. — — — ——
Я 0,02 1,93 2.04 о > 2.37 2,17 о 0.02 1.40 1.45 1.55 1.65 1.70
to 0,04 1,87 1,93 2.09 2,2 2.31 ч 0,04 1.38 1, 12 1.52 1.60 1.68
0,06 1.82 1,87 1.98 2.04 2,09 0,06 1.35 1.10 1.50 1,57 1,65
о 0,08 1.76 1,82 1,87 1,98 2.04 04 0.08 1.30 1,35 1.45 1,55 1.60
ад 2 0.10 1.71 1.76 1.82 1,87 1.93 0,10 1.25 1.30 1 40 1.15 1.52
б 0,15 1,6 1.62 1.66 1.71 1.76 3 га О 0,15 1,20 1.25 1.30 1,35 1.40
163
Рис. 7.8
Рис. 7.10 Рис. 7.11
Поперечное отверстие (рис. 7.10) Значения k„ и kr приведены
в табл 7.5. Там же даны формулы для 1Гнетто и 1ГКЧРТТП.
Шпоночная канавка (рис. 7.11). ka = 1,5 4- 2,0; kr = 1,4 4-2,1 при
стп = 50 4- 100 кгс/мм2. Эти значения соответствуют расчету по
нет го-сечению.
7.5. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов
с поперечными отверстиями
Характер нагружения Отношение Предел прочности ав, кгс/мм2
70 80 90 100
При изгибе ka О,05 < а ~ tT s=0,15 2.0 2,02 2,12 2,35
1Г =е' " 3 ' 1 нетто —' з » 1 \\/ I 1 w к нетто 1 1 а |-з 1 1 0,15 s а = Z =S 0,25 1,80 1,82 1,90 2.10
При кручении Аг 0.05 - а * d д 0.25 1,75 1.83 1,90 2,0
При использовании значений k„ и Лт. указанных в табл 7.6,
номинальные напряжения изгиба и кручения определяют по сече-
нию нетто:
а
,l w •
и нетто
Т V—
К № к нетто
™ ТЙ3 _ be (d — c)3 _
'т нетто цо о j
nd3 _ be (d — c)3
•v к неттоKJ' 2d
(7.23)
(7.24)
(7-25)
(7.26)
Обозначения в формулах (7.25) и (7.26) — по рис. 7.11.
Шлице&яе валы. При прямобочных шлицах моменты сопротивле-
ния определяют по формулам;
1Г^^; ГК = 2Г,
164
где £ иоправочн- - коэффициент: для легкой серии £=1,09 4- 1,16;
для средней g — 1, *4-1,27; для тяжелой £ = 1,11 4- 1,39; d — внут-
ренний диаметр шлицевого участка вала. Для стали с а„ =
— 404-120 кгс, мм2 коэффициенты концентрации: kn = 1,35 4- 1,75;
^--2,104-2.80.
Коэффициенты концентрации напряжений от папрессовки на шли-
цевой вал зубчатых колес можно приближенно принимать такимп
же, как и для гладких валов с напрессовками.
Напрессованные детали. Значения — для валов с напрессованными
деталями при среднем давлении р 30 Н млг приведены в табл. 7.6.
*
7.6. Значения для валов с напрессованными деталями
еа
Ой, кгс/мм 2 d, мм
14 О') 30 40 50 100—200
40 1.75 2,0 2.25 2.5 2.8 2.85
50 1,85 2,15 2,35 2.6 2.9 3.4
СО 2.0 2.35 2.6- 2.7 3.3 3,7
!о 2.3 2,60 2.8 3.2 3,6 3,95
so 2.6 3,0 3.3 3,65 4,0 4.6
90 3,0 3,1 зл 4,2 4,5 5.1
100 3.3 3,8 4,2 4,6 4.8 5.6
11.0 •">,7 1^ 1.6 5,1 5.3 —
120 4,1 1,8 5,2 5,6 5,7 —
При давлении напрессовки 10—20 Н 'мм2 табличные значения —
Ей
следует снизить на 5—15%.
Для касательных напряжений значение можно приближенно
ет
определять по формуле
^-=1 + 0,6 Лг-1).
Ь'Г )
§ 7.3. КРАТКИЕ СВЕДЕНИЯ О КОНСТРУИРОВАНИИ ВАЛОВ
При конструировании вала следует обеспечить удобство монтажа
и демонтажа насаживаемых на него деталей, повышение прочности
вала путем возможного снижения концентрации напряжений, простоту
и экономичность изготовления.
На рис. 7.12 показана типовая конструкция тихоходного вала зуб-
чатого редуктора; отдельно вынесены те участки вала, на конструк-
тивное оформление которых следует обратить особое внимание.
При посадках Пр, Гр, Пл и Г на валах должны быть сдетапы
скосы (место /) с целью облегчения монтажа насаживаемых на вал
163
Рис. 7.12
деталей. С той же целью скосы (фаски) под углом 45’’ должны быть
выполнены везде (независимо от посадки), где вал проходит через
отверстия подшипников, втулок и т. д. (место II).
Рекомендуются следующие размеры скосов, мм:
Диаметр вала d
с
а
10- -15
)
1.5
15—30
1,5
30—45
2.5
3
45—70
70-100
3
100—150
4
8
Угол а принимают: .для валов d ~ 10 ч- 100 мм — 30°, для валов
d 100 ч- 150 мм — 10°.
В местах неподвижного соединения деталей входящие углы должны
иметь закругления радиусом г, а выступающие углы — скосы на вели-
чину с (место III). При этом для плотного прилегания торца втулки
или ступицы насаживаемой детали к буртику вала необходимо соблю-
дать неравенство с> г. Рекомендуются следующие соотношения раз-
меров, мм:
Диаметр вала d
10—15 30—45 45—70
1 1 1.5
1.5 2 2,5
70—100
3
100- 150
2.5
I
В зонах сопряжения подшипников качения с буртиками вала кон-
струкцию следует выполнять, руководствуясь указаниями пара-
графа 8.5.
В приведенной конструкции (см. рис. 7.12) у места посадки левого
подшипника (dll) нет заплечика — предполагается, что между зубча-
тым колесом, посаженным на вал диаметром d^FIi, и подшипником
установлена распорная втулка.
При переходе от диаметра d к диаметру D вала в тех случаях,
когда нет насаженных деталей, рекомендуется принимать следующие
радиусы R закруглений:
D d . . . .
Р............
2 5 8 10 15 20 25 30
12 3 4 5 8 10 12
1Ы>
1. Неуказанные предельные отклонения размеров: охватывающих по А7,
охватываемых по В7, прочих 1/2 допуска 8 кл.
2. Острые кромки притупить 7? 0.3 ми.
3. Термообработка нормализация НВ 140—187.
4. Обработка в центрах. Отверстие центровое В5 ГОСТ 14034—74. Центры со-
хранять ч двух сторон.
Рис. 7.13
В конструкции вала, показанной на рис. 7.12, часть вала дли-
ной I имеет при одном и том же номинальном диаметре (d., — d:i) два
учаетка, отличающихся допусками и шероховатостью поверхности.
Участок длиной /х обработан с отклонениями, соответствующими
пегкопрессовой посадке 2-го класса точности; на этот участок наса-
живают полумуфту или звездочку цепной передачи. Участок, обра-
ботанный с отклонениями, соответствующими скользящей посадке
4-го класса точности, не сопрягается ни с какими деталями, кроме
кольца манжетного уплотнения. Такое конструктивное решение по-
зволяет уменьшить число ступеней вала, отличающихся номиналь-
ными диаметрами, и, как следствие, несколько упростить обработку
вала и* уменьшить отходы при его обточке.
Пример оформления рабочего чертежа вала приведен на рис. 7.13,
угловой штамп не дан.
§ 7.4. ШПОНОЧНЫЕ И ЗУБЧАТЫЕ (ШЛИЦЕВЫЕ)
СОЕДИНЕНИЯ
В редукторах зубчатые и червячные колеса соединяют с валами
обычно с помощью обыкновенных призматических шпонок. Шкивы
ременных и звездочки цепных передач соединяют с валами обычно
также призматическими шпонками. Направляющие призматические
шпонки с креплением па валу применяют в тех случаях, когда наса-
женная на них деталь должна иметь возможность перемещаться вдоль
вала, например в коробках скоростей. Данные о размерах шпонок и
пазов приведены в табл. 7.7.
167
7.7 Шпонки призматические
Размеры сечений шпонок и пазов, мм, по ГОСТ 8788-
Диаметр вала
Св.
10
17
17
10
38
11
30
30
38
14
50
58
Глубина паза
Диаметр вала
втулки
вала t
Сечение
шпонки
6
8
10
16
8
8
9
10
3
зд
4
1.8
2.3
2.8
3.3
3.3
3.3
3.8
4,3
Св.
58 до 65
75
85
95
110
130
150
65
85
95
НО
130
Сечение шпонки Глубина пазз
b /1 вала t втулки G
18 11 7 4,1
’0 12 7^5 4,9 ।
22 14 9 5.4
25 14 а. .4,4
28 16 10 6.4
32 18 II 7.4
36 20 12 8,4
»
»
»
b
h
Ю
4
4
6
6
»
»
»
»
Примечания: 1. Длины физмятических шпонок выбирают из ряда ( то 'ОСТ 8719—
68' ) 0—8-10- 12-14—16—18—20—22—25—28—32 -36—40—45—50—56—63-70—80—90—
lltt 1:0—126—150— 0 -180-200.
2. П] вдельные отклонения шпонок и пазов — по ГОСТ 7227—58.
3. Таблица приведена с сокращениями против ГО( Т 8788—68* и 8789—68*. в которых
дань размеры сечений для ' а тов диаметром от 6 до 500 мм и длины шпонок до 500 мм.
Примеры словного обозначения призматических шпонок: (при Ь = 18 мм. h = 11 мм.
/ = 100 мм): со скр тленными торцами (исполнение 1): Шпонка ISyflxllO ГОСТ 8789 —68*;
с одним .лоскич н другим закругленным торцом (исполнение 2): Шпонка 2—1 xllx
У.1Ш) ГОСТ 8789—68 ; с плоскими горцами (исполнение 3): Шпонка 3—18x11 Х100 ГОСТ
8789—68*.
В тихоходных зубчатых пепедачах иногда применяют клиновые
шпонки. Существенным недостатком клиновых шпонок, ограничиваю-
щим область их применения, является практически неизбежный пере-
кос насаживаемой на зал детали. Поэтому в точно изготовленных зуб-
чатых и червячных передачах применение их недопустимо.
При валах небольшого диаметра (примерно до 40 мм) в редукторах
можно применять сегментные шпонки Данные о размерах этих шпо-
J0I4 н пазов для них приведены в табл. 7.8.
Материалом для изготовления шпонок служит конструкционная
углеродистая сталь с пределом прочности не ниже 60 кгс мм2; наиболее
часто применяют стали Стб, 45, 50. Легированную сталь применяют
редко.
Размеры сечения призматической шпонки b X h принимают в зави-
симости от диаметра вала по данным табл. 7.7.
Дойну шпонки I выбирают по длине ступицы соединяемой ею де-
тали (из 5—10 мм меньше) из ряда стандартных значений, указанных
в габл. 7.7. Выбранную шпонку проверяют на смятие:
о .4,1
°м J (Й-о /у ^с-1вд’ (7.27)
168
где Л-1 — передаваемый шпонкой момент, Н -мм;
d — тиаметр кла, мм;
/р — рабочая длина шпонки, мм;
[п|ся — допускаемое напряжение смятия; принимают: при сталь-
ной ступице 100—120 Н мм2 и при чугунной ступице, на-
саживаемой на вал детали, 50—60 Н.мм2.
Эти данные относятся к работе передачи без значительных толч-
ков п ударов. В случае резко неравномерной или ударной нагрузки
их следует .понизить на 25—40%.
Для шпонки с плоскими торцами полная длина шпонки I и рабо-
чая /р совпадают. Для шпонки со скругленными торцами
Если напряжения смятия получаются значительно ниже дону
скаемых, целесообразно взять шпонку на номер меньше, чем соответ-
ствующий диаметру вала, и повторить расчет. При превышении расчет-
ными напряжениями допускаемых следует поставить две шпонки
(обычно под углом 180° одна к другой) того же или на номер меньшего
сечения. При установке двух шпонок считают, что каждая из них
передает половину момента.
Сепйентную шпонку проверяют на срез, а соединение на
смятие
2М _ г 1
dlb WrP>
2М , г 1
(7.28)
(7.29)
Обозначения в формулах (7.28) и (7.29) — см. табл. 7.8. Допускае-
мое напряжение на смятие Iст]см можно принимать таким же, как для
призматических шпонок.
Допускаемое напряжение на срез [т]ср в среднем можно прини-
мать равным 60—90 Н,'мм2 (верхний предел при спокойной на-
грузке).
Если прочность шпонки оказывается недостаточной, следует
поставить по длине ступицы насаживаемой на вал детали две
шпонки.
Зубчатые (шлицевые) соединения по сравнению со шпоночными
имеют ряд преимуществ:
а) детали на шлицевых валах лучше центрируются и имеют луч-
шее направление при передвижении вдоль вала;
б) напряжения смятия на гранях шлицев меньше, чем на поверх-
ностях шпонок;
в) прочность шлицевых валов при динамических и переменных
напряжениях выше, чем прочность валов со шпонками.
Наиболее широко распространены прямоугольное (прямобочное)
(табл. 7.9) и эвольвентное зубчатое соединения (табл. 7.10).
169
7.8. Iiiohk t сегментные по ГОСТ 8794—68’
Размеры, мм
, L —ж-
1 ** S5 <
h-4-t 4s W rf-t .
Диаметр вала d Номинальные размеры шпошш Г чубина паза
Л /1 1 вала f втулки >1
Св. 10 цо 12 4 ccrjp? Vi Ci Vi 13 16 19 22 12.6 15.7 18.6 21.6 1,5 6.0 7.5 1,8
Св. 1? до 17 5 6.5 7.5 9.0 10 16 19 22 25 15.7 18.6 21.6 24,5 4.5 5,5 7,0 8,0 2.3
Св. 17 до 28 6 7.5 9 lO- ll 13 15 19 25 28 3° 38 18,6 21,6 24.6 27.3 31,4 37,1 5,0 6,5 7.5 8,5 10,5 1 2.5 оэ
Св. 22 до 30 8 9 11 13 15 28 32 38 21.6 27,3 31.4 37,1 6.0 8.0 10,0 12.0 з,3
Св. 30 цо 38 10 13 15 16 17 32 38 45 55 31.1 37,1 43,1 50,8 10 1? 13 11 3.3
Св. 38 до 44 12 19 65 59,1 16 3.3
11 р и м е я а ц н IE 1. Предельные отклонения шпонок и пазив по ГОСТ 7227 58. 2. Пример условного обозначения шпонки размерами / ь мм. /1 — 10 мм: Шпонка саем. 6 lu 1 ОСТ Х79,>- ба.
170
7.9. UfflatHta.ruum? пгкиивры зубчатых (шлицевых) прямобочвых соединений
мм (во ГОСТ 1 1—35)
Форни сечения
бала
Фор на сечения Исполнение Б
бтилки fxd.fi0
d Ь Ч if ело зубьев г dt не менее а не , менее 1 Г d D Ч исло зубьев, z ь не менее а не менее 1 Г
23 26 28 32 36 12 46 52 26 30 32 40 46 50 58 6 6 7 6 7 8 9 10 22.1 21,6 26.7 30.4 34,5 40,4 44,6 49.7 Соед! 3.34 3,85 4,03 2.71 3,46 5,03 5.75 4,89 гнен 0,3 ИЯ 0.2 :ред! 56 62 72 82 92 102 112 гей 62 68 78 88 98 108 120 серии 8 10 12 14 16 18 53,6 59,8 69,6 79.3 89,4 99,9 108,8 6.38 7.31 5,4о 8,62 10,08 11.49 10,82 Л 0,5 0,5
8 0,4 0,3 10
0,5
11 13 16 18 21 23 26 28 32 36 14 16 20 22 25 28 32 34 38 42 6 3 ЗД 4 5 6 7 6 7 9,9 12.0 1 1.54 16,7 19.5 21,3 23,1 25.9 29.4 33,5 Соед] гнев 0,3 ИЯ 0.2 дегк 42 46 52 56 62 72 82 92 102 11*2 ой 48 54 60 65 72 82 92 102 112 125 :ерии 8 8 9 10 12 14 16 18 39.5 42.7 48.7 52.2 57.8 67.4 771 87.3 97.7 105,3 2.57 2.44 2.4 3.0 4,5 6.3 4,1 0,4 0.3
0,5 0,5
1,95 1,34 1,65 1,70 1,02
.10
0,4 0.3
8
171
Продолжение табл. 7.9
d
D
Число
зубьев z
dt не
менее
а не
менее
Число
зубьев 2
dy не
менее
а не
менее
Ь
f
d
D
Ь
f
Соединения тяжелой серии
16 20 2,5 14,1 46 56 10 7 409
18 21 23 26 3 15,6 18,5 0,3 0,2 52 56 60 6а 16 5 47.0 50,6
23 29 20,3 62 72 6 56,1
26 32 10 1 23,0 — 72 82 7 65,9 — 0,5 0,5
28 За 24,4 82 92 6 75,6
32 40 28,0 0,4 0,3 92 102 7 85 5
36 45 31,3 !02 115 20 8 98,7
42 52 6 36,9 112 125 9 104
в д Д I
вляют че
Примечания: 1, Размер а дан для валов в исполнении А соединений легкой и сред-
не!! серии гоп изготлрлецпн сбквтыцеши
МЫ ’
ны быть II «ралле 1ьны осн i рнн
и>ьлг быть Тимс я с на
гл щи)
З’- бчагое соед, некие проверяют на смятие рабочих граней шлицев
в предположении, что по рабочим поверхностям давление распреде-
ляется равномерно, но в передаче усилия участвует 0,75 общего числа
шлицев:
°' ~ OJfe 7^7 '(7.30)
здесь F —расчетная птицадь смятия;
Р. .. — средний рам ус соединения;
[о]сг, — допускаемое напряжение смятия, принимаем е по дан-
ным табл. 7 11 (для стали со 50 кгс мм2).
Для прямобечного шлицевого соединения
где I — длина ступицы насаживаемой на вал детали;
Для эвольвентного зубчатого (шлицевого) соединения
F^ 0,8ml,
где т — модуль зубьев;
Обозначения в приведенных зависимостях взяты по табл. 7.9.
172
7.10. Размерный ряд эвольвентных зубчатых (шлицевых соединений)
D — номинальный наружный диаметр; т — модуль; г — число зубьев;
х—смещение исходного контура
Размеры, мм (по ГОСТ 6033—51)
12 13 15 17 11 12 14 16 0 —
20 18 0,5 12 0,25
22 20 11 — —
25 24 0 16 —0,25
28 26 18 12 1
30 28 0,5 0,75 0
32 30 20 14 1
35 34 0 22 0,25 16 0,5 12 1,25
38 36 0,5 24 0 0,25
40 38 26 —0,25 18 1 14 1,25
42 20 0 —0,25
45 28 0,75 22 —0,5 16
50 32 0,25 24 0 18
55 36 —0,25 26 —0,5 20
60 38 0,75 28 1 22
65 — — 32 —0,5 24
70 34 0 16
173
7.(1. Допускаемые напряжения смятия |oLM для боковых граней шлицев, Н/мм3
Соединения Условия эксплу- атации Термообработка материала
Рабочие поверхности шлицев не подвергнуты специальной термообра- ботке Рабочие поверхности шлицев подвергнуты специальной термообра- ботке
Неподвижное Т яжелые 35—50 40—70
Средние 60—100 100—140
Хорошие 80—120 120—200
Подвижное не под Т яжелые 15—20 ’0—35
нагрузкой Средние 20—30 30—60
Хорошие 15—40 40—70
Подвижное под Тяжелые —. 3—10
нагрузкой Средние — 5—15
Хорошие — 10—20
a im 8
ПРОЕКТИРОНА НИЕ
ОПОР ВАЛОН
ПА ПОДШИПНИКАХ КАЧЕНИЯ
§ 8.1. ПОРЯДОК ПРОЕКТИРОВАНИЯ
При проектировании подшипниковых узлов следует
учитывать характер нагрузки, ее величину и направление, частоту
вращения колец подшипника, требуемую долговечность, условия
эксплуатации и окружающую среду (температуру, влажность, запы-
ленность, кислотность), а также стоимость подшипников. Однако .даже
безупречно спроектированный подшипниковый узел может оказаться
недоЛговечным из-за нарушения правил монтажа и эксплуатации.
Поэтому конструктор должен обращать особое внимание на выполне-
ние этих правил.
Проектирование ведут в следующем порядке.
1. Намечают эскизную компоновку узла; на основании расчетной
схемы ориентировочно намечают расстояния между опорами (под-
шипниками) и закрепленными на валу деталями п определяют нагрузки
на опоры. В дальнейшем эти расстояния и нагрузки (реакции опор)
уточняют и расчетную долговечность подшипников определяют по
уточненным данным.
2. Предварительно намечают тип подшипника с учетом условии
эксплуатации, монтажа и конструкции узла.
3. Ориентировочно намечают типоразмер подшипника и проверяют
его теоретическую (расчетную) долговечность, сопоставляя ее с ре-
комендуемой.
4. В зависимости от требований, предъявляемых к работе узла,
назначают класс точности подшипника.
5. Назначают посадки на внутренние и наружные кольца (на вал
и в корпус), а также выбирают способ крепления колец подшипника.
6. Выбирают смазочный материал, систему смазки, дозировки,
конструкцию уплотнении.
7. Окончательно оформляют конструкцию подшипникового узла.
§ 8.2. ВЫБОР ТИЛА ПОДОИПНИКА
Радиальные однорядные шарикоподшипники (рис. 8.1) относи-
тельно дешевы; они могут воспринимать одновременно с радиальными
и осевые нагрузки в обе стороны в пределах до 70% неиспользованной
дошстпмой радиальной нагрузки; пригодны в качестве плавающих
опор.) Технические данные их приведены в табл. П. 26.
^Радиальные рсличопод пипнг.ки с короткими цилиндрическими
роликами (рис. 8.2 и табл. П. 27) могут воспринимать значительные
радиальные нагрузки, их грузоподъемность выше, чем у однорядных
шарикоподшипников тех же размеров. [В зависимости от наличия и
расположения бортов на наружных и внутренних кольцах различают
несколько разновидностей этих подшипников; некоторые из них спо-
собны воспринимать небольшие осевые нагрузки. При обработке поса-
дочных мест необходимо обеспечивать точную соосность; при ее
нарушении возникают значительные кромсчные давления роли-
ков на дорожки качения, что резко снижает срок службы подшип-
ников.
Роликоподшипники с длинными роликами (рис. 8.3) и с витыми
роликами (рис. 8.4) воспринимают только радиальные нагрузки,
не фиксируют вал в осевом направлении' их применяют в опорных
узлах тихоходных валдв^
ГГИгольчатые роликоподшипники (рис. 8.5) имеют минимальные
радиальные габариты при значительной радиальной грузоподъем-
ности. Осевые нагрузки эти подшипники не воспринимают, очень
чувствительны к прогибам валов и несоосности посадочных цестУ
В тех случаях, когда необходимо значительно сократить радиаль-
ные размеры узла, иглы устанавливают непосредственно на дорожки
176
качения (без коле \ Дорожками служат шлифованные поверхности
вадд_ц корпуса, преющие твердость не нпже HRC 60.
Шариковые радиальные двухрядные сферические подшипники
(рис. 8.6 и табл. ГТ. 28) могут воспринимать радиальные и небольшие
осевые нагрузки в обоих направлениях.
Внутренняя поверхность наружных колец выполнена сферической,
что обеспечивает нормальную работу подшипников при перекосе оси
внутреннего кольца до 3° относительно нар ужносоШэла годар я своей
способности самоустапавливаться сферические подшипники рекомен-
дуется устанавливать в узлах, где может возникнуть несоосность
опор, установленных в отдельных корпусах, не имеющих общей
плиты, а также при валах малой жесткости, когда возможны боль-
шие прогибы. Сферические шарикоподшипники с коническими отвер-
стиями внутреннего кольца устанавливаются на гладких валах без
защечиков с помощью закрепительных втулок (рис. 8.7).
Г Роликоподшипники радиальные сферические двухрядные (рис. 8.8)
могут компенсировать значительную несоосность и прогибы вала.
Рис. 8.7
Рис. 8.9
Рис. 8.8
Рпс. 8.11
Рис. 8.12
Рис. 8.13
способны самоустацавливаться; имеют большую радиальную грузо-
нодъемностъ по сравнению с подшипниками других типовд Они
могут также воспринимать и комбинированную нагрузку, если осевая
грузоподъемность составляет 25% от неиспользованной допустимой
радиальной нагрузкп. Устанавливать их только при действии
осевой нагрузки не рекомендуется. Установка в опоре двух сфери-
ческих подшипников рядом нерациональна, так как их свойство
самоустацавливаться полностью исчезнет.
( Шарикоподшипники радиально-упорные (рис. 8.9 и табл. П. 29)
могут воспринимать комбинированную радиальную и осевую нагруз-
ку; последнюю—только водном направлении, поэтому для двусторон-
ней фиксации вала подшипники необходимо устанавливать попарно.
178
I Роликоподшишп л конические (рис. 8.10 и табл. П. 30 и 31) могут
воспр’гпимать радии Зиме и осевые нагрузки; при монтаже и в про-
цессе эксплуатации необходимо регулировать осевые зазоры (за счет
перемещения наружного или внутреннего кольца).
Двухрядные конические роликоподшипники (рис. 8.11) не тре-
буется регулировать при монтаже. Зазор, который образуется
во время эксплуатации, устраняется подшлифовкой дистанционных
колеш—f—-
) / Шарикоподшипники упорные (рис. 8.12, 8.13 и табл. П. 32) способны
воспринимать только осевые нагрузки; однорядные в одном, а двойные
(рис. 8.13) в двух направлениях. ’^Упорные подшипники не допускают
больших частот вращения, так как под действием центробежных сил
шарики стремятся выйтн из беговых дорожек; возрастает сила трения,
что вызывает повышение температуры и быстрый износ шариков н
дорожек качения; на горизонтальных валах упорные подшипники ста-,
вить не рекомендуется. Для компенсации монтажных перекосов под
опорные кольца упорных подшипников помещают прокладки из кожи,
линолеума или мягкого металла. Для этих же целей служат упорные
сферические шарикоподшипники (рис. 8.14). Эти подшипники нестан-
дартные, их изготовляют по индивидуальным заказам.
§ 8.3. КОНСТРУКТИВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ
К ПОДШИПНИКОВЫМ УЗЛАМ
Детали подшипникового узла должны обладать достаточной проч-
ностью и жесткостью. Для уменьшения деформации валов следует
располагать опоры возможно ближе друг к другу. Во избежание за-
клинивания элементов качения вследствие теплового удлинения валов
и из-за дополнительной осевой нагрузки иногда одну опору делают
плавающей, оставляя между' наружным кольцом радиального под-
шипника и крышкой редуктора зазор ОД—1 мм.
Плавающим следует делать тот подшипник, который менее нагру-
жен радиальными усилиями, чтобы силы трения между' корпусом и
наружным кольцом подшипника были невелики и не препятствовали
его осевому' перемещению.
Типичные конструкции подшипниковых узлов с одной плавающем
опорой представлены на рис. 8.15—8.18. Второй подшипник здесь
жестко закреплен в корпусе и может воспринимать радиальные и дву-
сторонние осевые нагрузки.
В узлах с небольшими расстояниями между опорами и сквозной
расточкой корпуса подшипники можно устанавливать враспор, обес-
печивая при сборке осевой зазор, предохраняющий от заклинивания
при тепловом расширении (рис. 8.19).
Сквозная расточка корпуса без уступов (рис. 8.18 и 8.19) обеспечи-
вает большую точность посадочных мест, облегчает процесс их обра-
ботки с одной установки, число деталей в узле сокращается, монтаж
прост и удобен.
В конструкции на рис. 8.16 крыптки закладывают в пазы редуктора
при монтаже и не крепят винтами.
J79
Рис. 8.15
Рис. 8.18 Рис. 8.19
180
Рнс. 8.20
1
Рис. 8.21
Рис. 8.22
Рис. 8.23
Рис. 8.25
181
Рне. 8.27
Рпс. 8.28
Рис. 8.29
На рис. 8.г показала уста-
новка роликоподшипников с
одним бортом на внутреннем
кольце. Во избежание заклшш-
вания роликов между наружным
кольцом правого подшипника
и крышкой предусмотрен зазор.
Этот подшипник плавающий.
В конструкции узла на рис.
8.21 вал установлен также на
роликоподшипниках. Левый
подшипник жестко фиксирует
вал по отношению к корпусу.
Наружное кольцо правого под-
шипника закреплено в корпусе,
но так как оно не имеет бортов,
то опора плавающая.
Рассмотренные конструкции
подшипниковых узлов широко
применяют в редукторах с ци-
линдрическими зубчатыми коле-
сами.
Если узел монтируют па под-
шипниках регулируемого типа
(шариковые радиально-упорные
или конические роликовые), то
их обычно устанавливают по-
парно враспор и фиксируют по-
ложение вала в осевом направле-
нии в обе стороны (рис. 8.22—
8.25), расстояние между середи-
нами подшипников должно быть
не более 350—400 мм. Если тем-
пература узла при работе будет
не выше 70° С, то допускается
£ max 'С 450 мм. При увеличении
расстояния между опорами те-
пловое удлинение вала может
превысить осевые зазоры в под-
шипнике и вызвать заклинива-
ние тел качения. Осевой зазор
регулируется комплектом метал-
лических прокладок толщиной
каждая 0,05—0,5 мм (сталь,
фольга), устанавливаемых между
корпусом и крышкой.
При значительном расстоя-
нии между опорами или в тех
случаях, когда на одну из опор
182
действует значительна' радиаль-
ная нагрузка сонмесп. с осевой
переменного направленья, пли,
наконец, когда слетуст ожидать
большого теплового удлинения
вала, па одной нз опор устанавли-
вают врастюр два радиально-упор-
ных шарнко- или рол и ко подшип-
ника. Другую опору в этом случае
делают плавающей — с радиальным
шарикоподшипником (рис. 8.26)
пли с роликовым без бортов на
наружном кольце (рис. 8.27).
Если регулировка сдвоенных
подшипников в процессе их экс-
плуатации затруднена, то их уста-
навливают с точными дистанцион-
ными кольцами (рис. 8.28). Подшип-
ники жестко закрепляют в осевом
направ тении и на валу и в корпусе.
Другая опора плавающая.
Если наг узел действуют значи-
тельные осевые нагрузки перемен-
ного направления в сочетании
с радиальными н возможно значи-
тельное тепловое удлинение вала,
то радиально-упорные подшипники
не применяют, а используют кон-
струкции узла с двойным упорным
подшипником в сочетании с пла-
вающими радиальными (рис. 8.29).
Осевой зазор двойных упорных
подашганш ов необходимо регули-
ровать особенно тщательно; это
делают с помощью комплекта про-
кладок между? крышкой и бортом
стакана. При нагрузках перемен-
ного направления один ряд шари
ков разгружается, возникает осе-
вой зазор, и шарики под действием
центробежной силы стремятся
выйти из беговых дорожек.
Во избежание этого в некото-
рых конструкциях применяют пру-
жины, создающие необходимое да-
вление (рис. 8.30).
В случаях, когда возможны
нарушения соосностп (при монтаже
подшипников в отдельно стоящих
Рис. 8.30
Рис. 8.31
Рис. 8 32
183
корпусах) п появление значительных прогибов валов, следует
применять сферические шарикоподшипники. В одной из опор
(рис. 8.31, 8.32) подшипник жестко закрепляют на валу и в корпусе,
вал не может смещаться в осевом направлении, в другой опоре под-
шипник плавающий.
Некоторые конструкции подшипниковых узлов дают возможность
компенсировать деформации вала за счет соответствующего смещения
самого подшипника в корпусе.
На рис. 8 33 представлена конструкция литого корпуса с расточ-
кой по сфере. Наружное кольцо у подшипников выполнено тоже сфе-
рическим (по внешней поверхности); это дает возможность осущест-
вить самоустановку подшипника в соответствии с упругой линией
вала.
На рис. 8.34 показана конструкция с кольцом из вулканизирован-
ной резины, дающая возможность обыкновенным подшипникам само-
устанавливаться в корпусе.
§ 8.4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ОПОРНЫХ УЗЛОВ РЕДУКТОРОВ
Редукторы с цилиндрическими прямозубыми колесами
В этих редукторах осевых усилии нет, однако могут возникать
случайные осевые толчки, поэтому рекомендуется закреплять один
подшипник но внутреннему и наружному кольцам (см. рис. 8.15),
другой подшипник делать плавающим. Такой способ установки под-
шипников допустим при любом расстоянии между опорами, так как
возможность заклинивания тел качения исключена. При небольших
расстояниях между опорами (L sg 450 мм) можно ставить подшипники
враспор, предусмотрев необходимый зазор между крышкой и подшип-
ником. В тяжелых редукторах следует применять двухрядные
коническпе роликоподшипни ки.
Редукторы с цилиндрическими косозубыми
и шевронными колесами
В редукторах с косозубыми колесами на опоры всегда действует
осевая нагрузка, возрастающая с увеличением угла наклона зубьев.
Если угол наклона зубьев (1 9 ', то можно устанавливать радиаль-
184
ные шармкоподал ужи, а при
Р > 9° — радиалыю-упорные под-
шипники (шариковые или ролико-
вые).
Б передачах с шевронными ко-
лесами или сдвоенными косозубы-
ми колесами, образующими шеврон,
постоянно действующие осевые уси-
лия отсутс'гвуют.
В этих редукторах подшипники
тихоходного вала как более тяже-
лого фиксируют относительно кор-
пуса в осевом направлении. Другие
валы должны быть плавающими,
чтобы у них была возможность
самоустанавливаться по колесу
тихоходного вала. Для плавающих
валов следует применять ролико-
подшипники без бортов на наруж-
ном кольце (рис. 8.35); наружные
кольца подшипников закрепляют
в корпусе между крышкой и пру-
жинным кольцом, а в осевом на-
правлены! вал может перемещаться
вместе с внутренними кольцами и
роликами по отношению к наруж-
ным кольцам.
Если грузоподъемность одно-
рядных подшипников недостаточна,
то применяют сферические двух-
рядные шарикоподшипники, между
наружными кольцами которых
и крышками оставляют зазор
(рис. 8.36). В тяжелых редукто-
рах с шевронными колесами при-
меняют сферические роликопод-
шипники и двухрядные конические
роликоподшипники.
Редукторы с коническими
зубчатыми колесами
При конструировании подшип-
никовых узлов конических зубча-
тых редукторов необходимо учиты-
вать постоянно действующее осевое
усилие. Для быстроходных передач
небольшой мощности целесообраз-
но ставить радиально-упорные
Рис. 8.35
Рис. 8.36
Рис. 8.37
185
Рис. 8.38
Рис. 8.40
шарцкоподш пики (рис.*8.37),
а при средних мощностях и
меньших скоростях — коничес-
кие роликоподшипники (рис.
8.38, 8.39). Установку подшип-
ников на рис. 8.37, 8.38 следует
считать более рациональной,
чем на рис. 8.39, так как в пер-
вом случае осевая нагрузка вос-
принимается подшипником, на
который действует меньшая ра-
диальная сила.
При установке подшипников
по рис. 8.38 осевой зазор регули-
руют прокладками между флан-
цем стакана и крышкой. Внут-
ренние кольца ставят на вал
с натягом, и в установке закре-
пительных гаек нет необходи-
мости. При монтаже подшипни-
ков по рис. 8.39 необходимы
закрепительные гайки; при на-
греве вал может беспрепятствен-
но расширяться, и подшипники
гарантированы от заклинивания
даже при значительном повыше-
нии температуры вала и боль-
ших расстояниях между опора-
ми. Регулировка осевого зазора
осуществляется резьбовым коль-
цом со стопорной шайбой.
В отношении жесткости узла
конструкция на рис. 8.39 предпо-
чтительнее, чем на рис. 8.38, так
как при одинаковом расстоянии
между, опорами (размер Б) вели-
чина опорной базы /г больше 4-
В сравнительно небольших
конических редукторах входной
вал можно монтировать на двух
цилиндрических роликовых под-
шипниках без бортов на на-
ружных кольцах и одном ра-
диальном шарикоподшипнике
(рис. 8.40), наружное кольцо
которого установлено в корпусе
со значительным радиальным
зазором (этот подшипник воспри-
нимает только осевые усилия).
186
Рис. 8.41
Рис. 8.42
В подшипниковом узле (рис 8.41) радиальный шарикоподшипник
воспринимает радиальную и осевую нагрузки. Цилиндрический роли-
ковый подшипник (без бортов на наружном кольце) воспринимает
только радиальные нагрузки. Конструкция этого узла рекомендуется
для редукторов малой мощности. В некоторых узлах конических ре-
дукторов подшипники устанавливают без общего стакана (рис. 8.42).
Здесь роликовый сферический подшипник воспринимает только ра
диальныа нагрузки, а два радиально-упорных подшипника,
смонтированных в отдельном стакане, несут осевые и радиальные
нагрузки.
При проектировании подшипниковых узлов конических редукто-
ров следует предусматривать регулировку зазора в зацеплении. Обычно
эта регулировка осуществляется комплектом прокладок между флан-
цем стакана и торцом корпуса.
Червячные редукторы
В червячных редукторах широко используют радиально-упорные
шариковые или роликовые конические подшипники. При межосевом
расстоянии а ~ 150 -н 180 мм и L — 100 мм вал червяка можно уста-
навливать на радиально-упорных подшипниках враспор (см. рис. 8.25).
При L 450 мм оба радиалыю-упорпых подшипника следует ста-
вить в одной опоре, а .другую делать плавающей (см. рис. 8.26—8.28).
Если подобрать радиально-упорные подшипники не удается, то можно
применять конструкцию узла по рис. 8.29: двойной упорный подшип-
ник воспринимает осевые нагрузки, а шарикоподшипники — радиаль-
ную. В узлах по рис. 8.26—8.29 наружный диаметр червяка должен
быть меньше внутреннего диаметра борта стакана, тогда червяк легко
вынуть; положение червяка относительно колеса можно регулировать
в осевом направлении прокладками между фланцем стакана и корпу-
сом, в глобоидных червячных передачах так обеспечивают достаточ-
ное пятно касания.
Валы червячных колес монтируют на радиально-упорных шарико-
илп роликоподшипниках, поставленных враспор. Тяжелые консольно
нагруженные валы следует устанавливать на роликовых сферических
187
или двойных конических подшипниках. Совпадение осевой плоскости
червяка со средней плоскостью колеса (регулировка пятна касания) 1
осуществляют смещением колеса при помощи прокладок между тор-
цами корпуса и крышки.
Механизмы с вертикальными валами
Вертикальные валы, на которые действуют значительные осевые
нагрузки, направленные сверху вниз, следует устанавливать на сфе-
рических шарико- и роликоподшипниках в сочетании с упорным
(рис. 8.43), если нельзя гарантировать соосность посадочных мест.
В конструкции на рис. 8.44 соосность посадочных мест обеспечена,
так как вертикальный вал смонтирован в общем корпусе. Для компен-
сации небольших перекосов под упорные подшипники подкладывают
прокладки из линолеума или мягкого металла. Упорные подшипники
со сферическими кольцами, используемые
для этой же цели, изготовляют только по
особым заказам для ремонта старого обору-
дования.
Один из способов компенсации переко-
сов показан на рис. 8.45. Компенсирующее
устройство состоит из двух шайб, в одной
из них имеется канавка, в которую зало-
жена заполненная жидкостью резиновая
трубка, обеспечивающая равномерное да-
вление на все шарики.
Рис. 8.45
188
§ 8.i КЛАССА ТОЧНС ТИ И ПОСАДКИ подшипников
НА ВАЛ И КОК /С
ГОСТ 520—71 * установлены классы точности подшипников 0, 6,
5, 4 и 2 (в порядке повышения точности).
Для приводов общего назначения следует выбирать подшипники
класса 0.
Подшипники более высоких классов точности стоят дороже, и вы-
бор их для проектируемых опорных узлов должен быть соответственно
обое Нс за II.
Долговечность подшипников качения в значительной степени за-
висит от характера сопряжения его колец с валом и корпусом. Выбор
посадок зависит от величины, направления и характера нагрузок,
типа и размера подшипника, условий его эксплуатации, метода регу-
лирования радиальных и осевых зазоров и условий сборки.
Различают местное, циркуляционное и колебательное нагружения
неподвижных колец.
Местная нагрузка воспринимается ограниченным участком до-
рожки качения и передается на ограниченный участок корпуса.
Циркуляционная нагрузка воспринимается всей окружностью ю-
рожки качения и передается на всю опорную поверхность корпуса.
Колебательная нагрузка распределяется на определенный участок
невращающегося кольца, например, при качательном движении.
Для вращающегося кольца, передающего внешнее усилие, следует
назначать неподвижные посадки, например в редукторах внутреннее
кольцо подшипника насаживается на вал с натягом. Наружное кольцо
подшипника, сопряженное с неподвижной частью машины, должно
иметь посадку, обеспечивающую весьма малый натяг пли даже не-
большой зазор, дающий возможность кольцу при работе несколько
проворачиваться относительно своего посадочного меся 1, что обеспе-
чивает более равномерный износ беговых дорожек. Посадки внутрен-
8.1. Рекомендуемые посадки радиальных подшипников
в зависимости от вида нагружения колец
Вид на гр v женин кольца Посадки
Посадки внутреннею кольца на вал
Местное ^П' Л1> «^п» ^liP ^1п
Цирку тяшюнное ^п* Лг Г1а; Гщ;
Колебательное Я„: Я1а
Посадки наружного кольца в корпус
Местное Q1* ^1п» Сзи* ^11» 7п
Циркуляционное Ла / 1н» ^111» Н1П
Колебате тьное ^11» /Дп
Примечание. Посадку Н п следует назначать для корпусов из цветных металлов
При монтаже сдвоенных подшипников с предварительным натягом можно рекомендовать
плотную посадку Пщ по валу и скользящую Сщ вин Сц по корпусу. Как правило, для
подшипников класса точности о и 4 следует выоирагь посадки по 1-му классу точности..
189
них и наружных колец па валу и в корпусы в за* рнмости от видов
нагружения представлены в табл. 8.1, 8.2.
8.2. Рекомендуемые посадки радиально-упорных подшипников
в зависимости от вида нагружения колец
Калька и вид нагружения Посадки
Нерегулируемые циркуляциенно нагруженные кольца всех классов точности Регулируемые циркуляционно нагруженные кольца (вал должен иметь закаленную посадочную шейку, > корпусе должны >ытъ закаленные втулки) (Честно нагруженные кольца нерегулируемые или регулируемые, но не перемещающиеся непо- средственно но посадочной поверхности Рету тируемые местно нагруженные кольца Гп; Т„: Н„' Па вала и корпуса Пп Дп.» п вала и ДНц» Са корпуса Си; Ди вала и С„ корпуса
Посадки подшипников на вал осуществляют по системе отверстия,
а в корпус — по системе вала; отклонения наружных диаметров под-
шипников и их посадки в корпусы даны в табл. 8.3, отклонения внут-
реннего диаметра подшипников направлены в «минус» от номиналь-
ного диаметра, а не в тело кольца, как это принято по системе отвер-
стия для отверстия (табл. 8.4).
Поэтому посадки внутренних колец подшипников на валы, имею-
щие ноля допусков переходных посадок (Г, Т, Н), будут фактически
неподвижными с гарантированным натягом (посадки Гп, Тп, Нл).
8.3. Посадки шарико- и роликоподшипников 0 и 6-го классов точности в корпус
Допекаемые отклонения. мкм
Нипги-
ш+шшне
ДИД
метры.
М51
Допу-
скаемые
отклоне-
ния на-
ружного
тиаметра
подшип-
ника ,
ним
Предельные отклонения отверстия корпуса
IX
;ю
50
so
Г’О
I >0
180
18
30
50
80
120
150
180
2л0
+6+25
ПемН'
НДлЬкг-
1Щ£
диа-
метры,
мм
Дон \ <’К.<±й 1шс <>гк 'HXH-etui я, мкм
8.4. Поелдки ролике и "аркюшвд'мипниквя 0 и 6-го клаееок точности на вад
J Цш у- еккемые <л клоне- Ш1Я в ну- 'н / и 'Д Си х
трен него диаметра подшил- ника. Предельные отклонения вала
МКМ
120 180
180'250
-50 —90
-60 — 105
Поясним это числовым примером. Пусть посадочное место вала
с номинальным диаметром d — 50 мм обработано с допуском Я, соот
ветствующим напряженной посадке 2 го класса точности. Для этой
посадки верхнее отклонение 4*20 мкм, нижнее +3 мкм. Отклонения
внутреннего диаметра подшипника класса 0: верхнее 0, нижнее 12 мкм;
таким образом, минимальный натяг 3 мкм и максимальный 32 мкм.
Наружное кольцо подшипника (номинальный диаметр D—90 мм)
с нижним отклонением, равным— 15 мкм (см. табл. 8.3), устанавли-
вается в отверстие корпуса, обработанное с допуском С, соответст-
вующим скользящей посадке (в системе вала). Допуск на отверстие
в корпусе равен +35 мкм. Расположение полей допусков для рас-
смотренного примера представлено на рис. 8.46, 8.47. Посадка обеспе-
чивает максимальный зазор 50 мкм и минимальный 0. В том случае,
когда радиальные или радиально-упорные подшипники воспринимают
кольца
Чалв Зодиака
наруялщрд пода
Рис. 8.47
191
8.5. Примеры выбора посадок шарико- и роликоподшипников на вал
Режим работы Машины и подшипниковые узлы Диаметр подк Айков, мм Посадки ;
радиальных радиально- упорных.
шари- ковых роли- ковых шари- ковых роли- ковых
Ва. Легкий или нормаль- ный п не вращается, нагружени Ролики ленточных тран- спортеров, конвейеров и подвесных дорог для не- больших грузов е внутреннего кольца мести Подшипники всех диа- метров ое Да
Нормаль- ный или тяжелый Передние и задние ко- леса автомобилей, трак- торов, вагонеток д,.
Натяжные ролики, бло- ки, ролики рольгангов Си
Вал в Легкий или Нормаль- ный ращается, нагружение вну Сельскохозяйственные машины греннег До 40 0 КОЛЬ До 40 ца цир> До 100 (уляцис До 10 иное Ни, Дп> Дin
Центрифуги, турбоком- прессоры, центробежные насосы, вентиляторы, электродвигатели, редук- торы. коробки скоростей станков До 100 До 100 Св. 100 До 100 Д||, Дц, Д111
Св. 100 Та
Нормаль- ный или тяжелый Электродвигатели мощ- ностью до 100 кВт, станки, турбины, криво- шипно-шатунные механиз- мы, коробки передач ав- томобилей и тракторов, шпиндели станков, редук- торы До 100 До 40 До 100 До 100 Д(1
Св. 100 До 1оо Св. 100 До 180 TjQ
Св. 180 ^П» Д1п
Тяжелый, ударная нагрузка .Железнодорожные и трамвайные буксы, колен- чатые валы двигателей, электродвигатели мощ- ностью свыше 100 кВт, ходовые колеса мостовых кранов, ролики рольган- гов. шпиндели тяжелых станков, дробильные ма- шины Подшипники всех диа- метров г,. та
Железнодорожные и трамвайные буксы, валки прокатных станов- Подшипники на закре- пительно-стяжных втул- ках всех диаметров В3
Нормальный Трансмиссионные валы и у^лы, сельскохозяйст- венные машины Подшипники на кони- ческих закрепительных втулках всех диаметров В}
192
только осевую нагрузку, следует на посадочные шейки валов назна-
чать посадки Са и. 'Ли. При этом необходимо между наружным коль-
цом и корпусом обеспечивать зазор (см. рис. 8.40).
При посадке кольца упорного подшипника на шейку вала обычно
применяют посадку Па или //ft; для упорного ролшсоподшиппика —
посадки Нп и Тп.
8JS. Примеры выбора ноеадок шарчко- и роликоподшипников в корпус
(из чугуна или стального литья)
Режим работы Машины и подшипниковые узлы 1 Посадки
Корпус вращается, нагрухаише наружного кольца циркуляционное
Нормальный Ролики ленточных транспортеров, натяжные ролики сельскохозяйствен- ных машин Тп, нп-
Нормальный или тяже- лый Ролики рольганов, подшипники ко- ленчатых валов компрессоров, ходо- вые колеса мостовых кранов
Нормальный или тяже- лый (в точных узлах) Подшипники шпинделей тяжелых станков (расточных и фрезерных) Hla
Вал вращается Нормальный , нагружение внутреннего кольца местно Центробежные насосы, вентиляторы, центрифуги. Подшипники шпинделей металлорежущих станков Пп,
Нормальный или тяже- лый Конические роликоподшипники ко- робок передач и задних мостов авто- мобилей и тракторов ^п» П119 На
Нормальный или тяже- лый Большинство подшипников общего машиностроения, редукторы, железно- дорожные и трамвайные буксы Сп
Вал вращается, нс Легкий или нормаль- ный (разъемные корпусы) гружение кольца местное или колебател Трансмиссионные валы и узлы, сельскохозяйственные машины ьное Сзп
Нормальный или тяже- лый Подшипники шпинделей шлифоваль- ных станков, коренные подшипники коленчатых валов двигателей Нп, н1а
При осуществлении той или иной посадки подшипника необходимо
тщательно контролировать размеры шейки вала и корпуса. Ослабле-
ние посадки ведет к проскальзыванию вала по внутреннему кольцу и
7 Зак. 220
193
8.7. Дттчскаегпле эт слонения от поа-
'шльшш 'омеюической фермы
вала и чоснуеа
Класс точно- сти шарико-н .роликопод- шипников Овальность Конусность
в долях допуска на диа- метр посадочной поверх- ности
0 и 6 s£1/2 ’/а
5 и 4
Зора посадок подшипника на
табл. 8.5, 8.6.
Шероховатость повепхности
ных мест в
псвышепию температуры подшип-
ника. При унел 'дном натяге внут-
реннее кольцо и 'дшнлнпка расши-
ряется, радиальный зазор между
внутренним и наружным кольцом
уменьшает ?я и может произойти
заклинивание тел качения. Закли-
нивание может настчпить также
при увеличении натяга между на-
ружными кольцами подшипника и
корпусом.
Особенно тщательно следует
осуществлять посадки радиальных
шарикоподшипников. Примеры вы-
вал и в корпус приведены в
и геометрические формы постдоч-
значительной степени влияют на долговечность под-
шипников,
Овальность, конусность и биение заплечиков должны быть в пре-
делах установленных допусков (табл. 8.7, 8.8). Классы шероховатости
посадочных поверхностей приведены в табл. 8.9.-При проектировании
опорных поверхностей подшипников качения часто не уделяют внима-
ния галгелям и заплечикам валов и корпусов. Радиус галтели вала
должен быть несколько меньше радиуса фаски внутреннего кольца под-
ннпника. То же относится и к корпусу и наружному кольцу
(табл. 8.10).
При проектировании валов часто вместо галтелей де,”ают проточки.
Однако они ослабляют вал, вызывая концентрацию напряжений, и
поэтому ими -южно за менять галтели только в том случае, если вал
имеет значительный запас прочности.
В тяже тона груженных валах делать выточки и даже галтели не-
желательно. Зде'ъ рекомендуется осуществлять плавный конусный
переход и ставить специальную упорную шайбу (рис. 8.48).
Размеры заптечнков вала и корпуса должны быть такими, чтобы
при действии зпачпт“тьной осевой нагрузки торцы заплечика не сми-
нались. Однако бо^гьшие заплечики затрудняют демонтаж подшипни-
ков, так как в этом случае выел пающая над заплечиком часть кольца
подшипника может оказаться недостаточной для захвата съемником.
Нормальная высота заплечиков должна быть
равна 1/2 толщины внутреннего кольца. Устано-
вочные размеры на валах и в корпусах для
радиальных, радиально-упорных и упорных
подшипников приведены в табл. 8.11—8.13.
Если нельзя спроектировать заплечики нормаль-
ной высоты, то применяют кольца с наружным
диаметром ~ 1,2 d и шириной 4 —8 мм (большее
значение для подшипников тяжелой серии при
Рис. 8.48 d ^50 мм).
UliLuSa специальная
194
8.8. Чековое оценке заплечиков вала, мкм
Неминальныи диаметр вала, мм Класс точности подшипников
Се. До 0 6 5 4
50 20 10 7 4
50 120 25 12 8 6
120 250 30 15 10 8
250 315 35 17 12 —
8.9. Шероховатость поверхностей в местах посадки подшипников
Посадочные поверхности Класс точности подшипников Номинальный диаметр, мм
до 80 св. 80 до 500
Класс шероховато* пи. ГОСТ 2?S9—73
Валы 0 7 6
6 и 5 8 7
4 9 8
Отверстия корпусов 0 7 6
t 6, 5 и 4 8 7
Торцы заплечиков валов 0 6 Г>
и корпусов 6, 5 н 4 7 6
8.10. Радиусы галтелей и проточек вала и корпуса в завпеимоетя от координат
фасок подшипника, мм
7*
195
Продол жаше табл. 8.1 И
Г гнзиб /1 иорм ^иаим t 1 ’ О -- НЕТГб
1,5 1 «» 2.5 0,2 1,3 2 3
о 1 3.5 3 0,3 1,5 3
2.5 1.5 4.5 3,8 0.4 4 4
3,5 2 2 5 6 4.5 5 0,5 2.5 4 5
4 5 W го 7 9 5.8 6.8 3 4 5
с 4 11 8.5 0,6 5 8
8 5 14 11,0 6 6
8.11. Установочные размеры для радиальных и радиально-упорных шарика- и
роликоподшипников
Типы подшипников: 0, 1, 2, 3, €
О. = 0.2 (О 4- 44); О Г, = 0,16 (D + 5,254);
4г = 0,2(4 + 40); d]'=0,16 (4 + 5,250)
Размеры заплечиков, мм
d °1 найм
Св. До
50 3
50 120 5
120 200 6
di и D? следует выбирать только для роликоподшип-
Примечаиие. Диаметры t . . . . ____г__ _____ ___ ,_____
ников с безбортовыми кольцами (тип 2) или дли тонких бортов наруашых колец радиально-
упорных шарикоподшипников (тип б).
8.12. Установочные размеры для упорных шарикоподшипников
£г наиб = 0,4 (О+ 1,5 О); _ 30 + 54 5D+54 ^гнаим- g - "max ’ g 4j mln = 0,4 (О +1,54): 42 = © + a Размеры 4 и О по ГОСТ 6874—54* Размеры, мм
D
Св. До а
100 200 100 200 600 0,5 1 2
196
8.13. Устангааочеые рлт-^ры для копцчегдих одиерядггых рвлетапод"чг"1*чков
Обозначен не (10ДИ1Ш1Н икон а г>{ нанб. J, ня им. найм. 01 найм. нами. £>•
7202 — 15 19 29 32 2 •» 21
7203 — 17 23 33 36 ’3
7204 — 20 20 39 43
7205 — 25 31 43 48 <□ ;>)
• 7206 7506 30 37 52 58 3 . 8
7207 7507 35 43 61 67 44
7208 ( 7,508 40 48 68 75 Л 3.0 .10
7209 7509 45 53 73 80 5,5
7210 7510 50 58 78 85 58
7211 7511 55 63 87 94 4.5 65
7212 7512 60 69 95 102 5 72
7213 7513 65 75 105 112 78
7214 7514 70 80 108 117 6 5 82
7215 7515 75 85 ИЗ 123 88
7216 7516 80 90 122 132 — 95
7217 7517 85 96 130 143 6 100
7218 7518 90 102 138 150 7 105
7219 7519 95 108 146 160 7 115
7220 7520 100 114 155 168 8 Г>0
7304 7604 20 27 43 47 — — - 4 27
7305 7605 20 33 53 57 3 5 32
7306 7606 30 38 61 66 5,0 38
7,5
7307 7607 35 43 68 74 45
7308 7608 40 50 76 82 8 50
7309 7609 45 56 85 93 5о
7310 7610 50 62 94 102 5 9 62
7311 7611 55 67 103 111 68
7312 7612 60 73 112 120 75
7313 7613 65 80 121 130 11,5 80
7314 7614 70 85 129 140 85
7315 7615 75 91 138 149 6 1225 90
7316 7616 80 97 147 159 13 100
7317 7617 85 102 155 167 12 14 105
7318 7618 90 108 169 177 ПО
197
§ 8.6. МС1КАЖ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Для облегчения монтажа на шелке вала и у разочки корпуса или
стакана надо предусматривать йаски (тзбл. 8.14). Диаметр вала на
участке перед посадочным местом должен быть меньше диаметра шейки,
чтобы кольцо подшипника свободно проходило через это'" участок
(см. рис. 8.38 или 8.49).
8.14. Радагусы галтелей и /измени фасон обрабатываемых валов и хтчлок, мм
В отдельных случаях допускают равенство номинальных диамет-
ров шейки и расположенного перед ним участка вала, но обработка
должна быть выполнена с различными допусками так, чтобы нагретый
в минеральном масле до t ~ 100° С подшипник свободно проводил
на посадо1ное место. Например, шейка может иметь отклонения
по посадке Н, а предыдущая часть вала — по посадке Д или С
(рис. 8.49).
В отдельных конструкциях заплечики на валах и корпусах при-
ходится увеличивать. Чтобы при этом обеспечить демонтаж подшип-
ника с вала и из корпуса, необходимо предусмотреть на заплечиках
валов и в корпусах специальные пазы под лапы съемников (рис. 8.50,
8.51).
Если упорный буртик корпуса имеет такой размер, что наружное
кольцо подшипника невозможно захватить лапами съемника (а пазы
Рис. 8.50
делать звтрудияте.чьно), в корпусе предусматривают отверстия с на-
резкой (рис. 8.5J i выдавливают подшипник из корпуса винтами.
Посадочные места вала и корпуса, а также сопряженные с под-
шипником детали перед монтажом необходимо покрыть слоем смазки.
При монтаже подшипников качен! я необходимо избегать передачи
усилий пли запрессовке через тела качения, усилие следует приклады-
вать только к тому кольцу подшит гика, которое монтируется. Особо
следует проверять точность совпадения осей вала и корпуса. Демонтаж
подшипников производят при помощи винтовых прессов и гидравли-
ческих съемников*. Вращающееся кольцо подшипника не должно про-
ворачпза”ься относительно посадочного места. Это достигается гаран-
тированным натягом. Для предотвращения осевого перемещения кольца
закрепляют на валу специальными устройствами. При большом осе-
вом усилии и высокой угловой скорости крепление колец подшипни-
ков должно быть особенн. надежным.
Способ крепления подшипника на валу и в корпусе выбирает
е учетом величины и направления действующей нагрузки, угловой
скорости, условия монтажа и демонтажа. Способы крепления внут-
ренних колец представлены на рис. 8.53:
а — посадкой с гарантированным натпгом;
б — неразъемным упорным кольцом, насаживаемым на вал в на-
грето!, состоянии (нагрев в масляной ванне до t = 100° С), и допол-
нительно закрепляемым проволочным замком: конец незамкнутого
проволочного кольца заводят через отверстие упорного кольца в сто-
порное отверстие вала; на кольце имеется полукруглая канавка для
проволоки;
в — пружинным стопорным разрезным кольцом прямоугольного
сяениа, вставляемым в проточку вала (табл. 8.15);
г — гайкой и стопорной шайбой, внутренний зуб котооой входит
в паз вала, а один из наружных зубьев отгибают в прорезь (табл. 8.16,
8-17);
д — торцовой шайбой и корончатой гайкой со шплинтом;
е — упругой гайкой с прорезью готорая законтривается зажимным
винтом (табл. 8.18);
ж — фасонной гайкой, которая одновременно служит деталью
лабиринтного уплотнения;
з — разъемным кольцом (половинки вставляют в проточку вала
и стягивают проволокой);
и — плоской торцовой шайбой, которая крепится к торцу вала
одним или двумя винтами и стопорится специальной шайбой.
Для аалов диаметром от 30 до 100 мм крепление внутреннего кольца
подшипника осуществляют одним винтом (табл. 8.19), при диаметр*
от 100 до 150 мм — двумя винтами (табл. 8.20, 8.21). Размеры
центровых о^пепстий для валов с торцовым креплением приведены
в табл. 8.22.
Способы крепления, представленные на рис. 8.53, а, б, применяют
при незначительной осевой нагрузке и небольшой угловой скорости,
другие способы крепления рекомендуются при значительной осе.ок
нагрузке и небольшой угловой скорости.
199
4
Рис. 8.53
8.15. Кольца пружиня1 стой£**ные для креяченуч поиигипинкзв на валу
Размеры, мм
d & d, К ал т п DK Dt Ка льдо S ь я Г
12 15 17 20 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 11,5 14.3 16,2 19 23,8 ’8,6 33 37,5 42Л 47 52 57 62 67 72 76,5 1,1 1,5 13.6 16.8 19,2 22 27,8 332 38Д 44 49 54 59 65 70 76 81 88 11 13,8 15,7 18,5 23,3 27,9 322 36,5 41,5 45,8 50,8 55,8 60,8 65,5 70,5 74,5 1,7 1 1.8 о 7.2 8,е 9.7 и.з 14 16.4 19,3 21,8 24.5 27 29.5 32 34,5 37 40 42,5 2
*.35
2
1,3 1.2 2,95 3,45 3.9 2й
1,7 2,5 1,5 3
2
4,75
2,2 2 5,1 5.2
3,5
2,8 2Л
5.7
2,5
5,85 6.35 7,85
Примечания: 1. Кольца изготовляют из стали 65Г или из стали других марок
е ов = 127 4* 170 кгс/мм’ прн установленной для колец твердости.
2. Твердость колец в пределах: HRC 45—50 для d = 12 4~ 40 мм, HRC 4S—48 для
d = 40 4“ ЮС мм.
3. На поверхности колец не допускаются трещины, окалины н заусенцы
4 Неплоскоепюсть колец не более 0.1 мм
201
8.16. Размеры установочных гаек и предохранительных шайб, мм
Гайки установочные Шайбы предохранительные
Обозначение гайки с резьбой М20 Обозначение предохранительной
и шагом 1,5 мм: шайбы d = 20,5 мм:
Гайка установочная МЗОу.1,5 Шайба предохранительная 20,5
Резьба D Dt h t ь d. Dt D, e c i m n k f
М20Х1.5 36 27 20,5 30 36 18,5 2 18
40 30 10 5 22,5 34 40 20 5 19.5
М2 lx 1,5 42 33 3 3 24,5 36 42 4,5 4,5 22 21,5
М27х 1,5 45 35 27,5 39 45 25 3 24,5
М30Х1.5 48 39 5 30,5 42 48 28 27,5
МЗЗ.41,5 52 42 333 44 52 31 30,5
М36 <1,5 55 45 12 4 6 36,5 47 55 5,5 5,5 33,5 6 33
МЗОх 1.5 58 48 39.5 50 58 i 36,5 6 36
М42Х1.5 62 50 42,5 54 62 39,5 3 39
М45Х1.5 68 53 45,5 58 68 6,5 42,5 42
। М18 < 1,5 72 62 7 48,5 62 72 6,5 45,5 45
М52 1.5 78 68 52.5 68 78 50 49,5
М53 -: L5 85 72 5 55,5 75 85 53 4 52,5
М60 , 1,5 90 75 15 8 60.5 80 90 7.5 7,5 57 56,5
М64 ,1,5 95 80 64,5 83 95 60 8 595
/468X1,5 100 85 6 9 68,5 88 100 8,5 65 64,5
202
8.17. Рачмепь' kswhww на влл« над ячмток стотшпней и:забы. гаи
--------------------------------------------------------------
Диаметр отверстия под подшип- ник наиб а ь снанм е ^наим С ®ншим
17 ‘ 20 25 30 35 ’ 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 95 100 НО 120 15,75 18,75 23.5 28,5 33,5 38,5 435 48,5 53,5 58,5 635 68 73 77,7 82.7 87,7 92,7 97.2 107.2 117 1,5 2 2 6 3,5 1
3 4 1.5
2 5
8
2,5 3
6
5
3 2 J
10
7,5
35
12
Особое внимание следует обращать на закрепление внутренних
колец конических роликоподшипников. В этих подшипниках сепара-
тор выступает над торцом внутреннего кольца и не дает возмшкностп
завернуть гайку до торцовой поверхности внутреннего кольца, по-
этому необходимо между подшипником и шайбой ставить промежу-
точное кольцо (рис. 8.54).
Способы крепления наружного кольца в корпусе показаны на
рис. 8.55:
?оз
Рис. 8.54
а — кольца-'ч, привинчивае-
мыми к стенк корпуса;
б — пружинным разрезным
стопорным кольцом, встав-
ленным в проточку корпуса
(табл. 8.23); этот способ приме-
няют в тех случаях, когда не-
возможно осуществить в корпусе
упорный бурт;
в — крышкой и упорным
буртиком в стакане или кор-
пусе; такое крепление допускает
значительные осевые нагрузки;
применяется для радиальных подшипников; в случае радиально-упор-
ных подшипников упорный бурт в корпусе не нужен;
8.18. Провези с зажимным пиитом для стопорения установочных гаек
Размеры, мм
Резьба D, <21 di а С В В и«л.
№18x1,5 №20x1.5 №24x1,5 №27x1,5 №30x1,5 №33x1,5 №39x1,5 №42x1,5 №45x1,5 №48x1,5 26,5 27,5 33 37,5 39 44 495 535 56,5 60 №4x0,7 415 2 3 15 №4X8
18
20
№5x0,8 5,5 2,5 4 25 №5X10
30
№6X1 6,5 3 45 МбхЮ
204
8. IS. тм>Еййа'- крсвл -ny-’pettaero кольца падшилнйка одним анатом
Размеры, мм
Вал
Шайба торцо-
вая
ГГланка стопорная
Размеры
болта
D„ а dt *1 найм
30 35 10
40 5 5
45 15
50
55
60
65
70
75 20 6 6
80
85
90
*2 наваг D н
25 40 45 5
50
55
32 60 65 70 80 85 90 100 105 8
d. В / ь нам©
5 25 34 4,5
30 44
6 35 54 5,5
56
с S d
13 0,8 8 23
17 1,0 10 32
21 to ъ 42 16 42
Примечание. Материал шайбы — сталь СтЗ, материал стопорной планки —
сталь Ст2.
205
8.20. Ториевое крепление вегутреяяего кольца полки тоника тмя винтами
Размеры, мм
о; е)
Рие. 8.55
205
8.21. Торводое креплг >, внутреннего кольца подшипника проволочным падком
Размеры мм
Вал Шайба торцовая Размеры Солта
D. а D В С, d. 6 а е
60 t 20 25 70 75 80 85 90 100 105 7 16 12 0.1 10 20
65 70 75 30 12 25
17 11
80 85 30 40
8.22. Центровые отверстия для валов с торцовым креплением
Диаметр вала d 4, аг ^намя d
Крепление центральным болтом
30, 35 10 10,5 13 25 1.9
40, 45, 50 12 12,5 18 25
От 55 до 50 16 16,5 22 32 2.1
95, 100 20 20,5 30 35 3.0
Крепление двумя болтами
От 105 до 120 18 20 15 Ю
Резьба основная метрическая
207
8.23. Кольца пружинные стопорные для крепления подшипников в корпусе
Размеры, мм
Отверстие в корпусе Кольцо
D Dt т п DK ( о. S b 1 Г
__26 30 32 35 40 47 52 62 72 80 85 90 100 ПО 120 : 27,2 31,4 ' 33,7' 37 42,5 49,5 75 83,5 88,5 93,5 103,5 114 124 1,3 1,5 27,8 32,2 34,5 37,8 43,5 50,5 56,2 66,2 76,5 85,5 90,5 95,5 105,5 117 127 23,5 27,5 29,3 32,5 37,3 43,7 49,2 58,8 68 76 80,8 85 94 104 113 2 1,2 2,8 3 10,8 13 14 15 18 21 24,2 29,2 34,5 39 40,8 43,2 48,2 53,7 58,7 6,5 8 9 12 15 17 2,5
2
3,4 3
1,7 2,5 1,5
4 4,5 4,6 5 5,6 6,3 6,4 6,9 7,6 8,6 9,4
2,2 2
2,8 2,5 18 3,5
20
з,з 3 3
3
25
г — крышкой-стаканом; подшипники регулируют набором про-
кладок между крышкой и корпусом;
д — фасонной шайбой, перемещаемой винтом;
е — резьбовым кольцом (табл. 8.24).
Конструкции и рекомендуемые размеры крышек приведены в
табл. 8.25—8.28.
Винты для крышек показаны на рис. 8.56.
Установка наружных колец подшипников в стакан показана на
рис. 8.15, 8.18, 8.21, 8.26.
Крышки и стаканы изготовляют из чугуна не ниже СЧ 15-32.
Регулировка зазоров в подшипниках оказывает большое влияние
на их долговечность и точность работы машины. В процессе монтажа
208
подшипник имеет начальный
зазор, после установки подшип-
ника в узле — посадочный за-
зор, в процессе эксплуатации —
рабочий зазор.
Рабочий зазор в радиаль-
но-упорных подшипниках дол-
жен быть таким, чтобы осу-
ществлялось легкое вращение
вала и чтобы при температурном удлинении вала не защемлялись
тела качения.
Регулировку радиально-упорных и упорных подшипников часто
приходится осуществлять во время их эксплуатации, чтобы компен-
сировать зазоры, образующиеся от износа.
8.24. Размеры резьбовых колец для крепления наружных колец подшипников, мм
Л-А
D D, Вц. Паз dt Н h / d& d4 h2 б. /i
а С Число пазов
47 52 62 72 80 85 90 100 М52х1,5 M56XI.2 М68х1,5 М76Х1.5 M85XI.5 М90х1,5 М95х1,5 М105Х1.5 38 42 50 60 €8 75 78 86 4 5 6 4 5 10 6 20 6 8 Мб 6,5 3,5 5 18 20 25 28
7 25 7 10 30
15
209
8.25. Крышки прижгашые (по ГОСТ 18511—73)
Размеры, мм
Тип t Тип 2 ТипЗ
D D, О. Оз Отверстия под винты Н нг Лх ь
d Число
18—20 28 40 14 4,8 8 10 3 6 — — 2
21 —22 24—26 32 36 45 50 16 18 10 12
28—32 42 55 24 5,8 3 8 17 5 3
35—37 48 65 28 18 6
40-42 •14—47 51 60 70 78 34 38
66 82 44 7 12 14 4 10 20 5 4
55—58 60—6'2 75 95 48 52 22 7
65—68 70—7? 75 84 90 105 НО 58 62 64 9 15 20 4 12 26 8 4
.40—85 90—95 100 но 120 130 72 80 6
100 105—110 115—120 125—130 135—140 145 120 130 140 150 160 170 115 155 165 175 185 195 90 95 105 115 125 130 11 18 24 6 15 32 9 5
210
8.26. Крышки приж we (по ГОСТ 18512—73)
Размеры, мм
Л,
4 i t i 1
D D, D, Отверстия под винты н h В b s
d Чис- ло
36—37 48 65 28 35 5,8 10 12 4 14 4 8 12 3 4
40—42 17 52 55 60—62 54 60 66 75 78 70 78 82 95 95 34 38 44 48 52 40 47 50 50 60 7 12 14 4 15 5 10 13 4 5
65—68 70—72 75 84 90 90 105 110 no 58 62 64 68 72 72 9 15 20 17 6 12 15
80-85 90—95 100 110 120 1130 72 80 SO 92 6 28 6
100 105—110 115—120 125-130 135—140 145 120 130 140 150 160 170 145 155 165 175 185 195 90 95 105 115 125 130 100 110 120 125 135 145 И 18 24 23 8 15 20 5 7
150-155 160 180 190 210 220 135 145 150 160 13 20 26 28 10 18 25 6 8
211
8.27. Крышки прижЕкиые (пе ГОСТ 18513—73)
Размеры, мм
hr ? h
D D, с, С. Отверстия под винты н Л hi В S
d dt d, Число
28—32 35—37 42 48 55 65 24 28 5.8 10 12 3 18 4 8 16 4 .
40—12 44—47 52 55 60- 62 54 60 (Й5 75 78 70 78 82 95 34 38 44 48 52 7 12 14 4 5 10 5
65—68 70 75 80—85 90—95 84 90 100 НО 105 НО 120 130 58 62 72 80 9 15 20 19 6 12 6
6
21 18 23 23 25 25
100 105-110 115—120 125—130 120 130 140 150 145 155 165 175 90 95 105 115 11 18 24 26 8 15 7
28
Примечание. Размер а = 2 мм при О 95 мм: а = 3 мм при D 3>. 190 мм
212
8.28. Крышки прижг ые (по ГОСТ 11641—7:0
Размеры, мм
Г 1 1 J. I £ t t Г с 1 I 1 Непал it пенил! Ипаодпен 7i?? 7CT
j Г ? -h u
i /kJ Ru. j в J
г 1— f J
• i h *
7T“
> Dt £), D3 Отверстия под винты H h ft
d d. A. Число
28—32 35—37 40—42 44—47 50—52 42 48 54 60 66 55 65 70 78 82 24 28 34 38 44 5.8 10 12 3 12 4 3
7 12 14 4 15 5 4
55—58 60—62 75 78 95 48 52
65—68 54 105 58 9 15 20 18 6
70—72 75 go ПО 62 64
80—85 90—95 100 Г20 130 72 80 6
100 105—110 115—120 125—130 135—140 120 130 140 150 160 145 155 165 175 185 90 95 105 115 125 11 18 24 23 8 5
Прцмеча н и е. Профиги» кяагаякн — см. табл. 8JitL
213
Рис. 8.57
Если в узле обеспечена
Осевые и радиальные зазоры в ра-
диально-упор пых .р икоподшппниках
и в конических роликоподшипниках
связаны между собой зависимостью
(рис. 8.57).
й=_е_ = _С_
2 sin Р 2 tg р ’
где b — осевой зазор; f — радиальный
зазор; б — зазор в нормальном сечении.
Осевой зазор следует регулировать
очень тщательно, так как от него зави-
сят долговечность подшипников и точ-
ность вращения вала (табл. 8.29, 8.30).
высокая точность расточки посадочных
мест, расстояние между подшипниками невелико и нет опасения за-
щемления тел качения, то следует выбирать нижние пределы осевой
игры. Если вышеуказанные условия не выполняются, то пределы осе-
вого зазора выбирают с учетом теплового удлинения вала, как пока-
зано ниже.
8.29. Осевой зазор
для конических однорядных
роликоподшипников
8.30. Осевой зазор
для радиально-упорных
шарикоподшипников, мкм
Диаметр отверстия НОДШИП- НИК.З, мм Допустимые пределы осевого зазора при угле контакта а
ДО (Н 25—29“
Св Де Наим. Наиб. Наим. Наиб.
30 50 80 120 30 50 80 1’0 180 20 40 60 80 ПО 80 НО 140 170 220 20 20 30 40 50 40 50 60 70 90
Диаметр отверстия подшип- шика. мм Допустимые пределы осевого зазора при угле контакта а
12е
Св. До Наим Наиб. Наим. Наиб-
30 30 60 20 30
30 50 30 80 20 40
50 80 40 100 30 50
80 120 50 120 30 60
120 180 80 180 40 80
Пример. Червяк смонтирован на конических роликоподшипниках 7611 средней
широкой серии, поставленных враспор (см. рис. 8.25).
Расстояние между опорами Lx = 250 мм; температура вала во время работы =
= 65° С; температура окружающей среды /о — 20° С. При d = 55 мм осевой зазор
(ио табл. 8.30) b = 0,08 -г- 0,15 мм.
Тепловое удлинение вала
.,__1.13 (G— tg) L
100 000
1,13(65 — 20)250
— 100 000
= 0,127 мм.
Учитывая погрешности обработки и монтажа, следует выбрать верхний предел
b = 0,15 мм.
Осевой зазор регулируют различными способами: прокладками
между корпусом и торцом крышки; резьбовыми кольцами на валу или
в корпусе; специальной шайбой, перемещаемой винтом.
214
Рис. 8.58
Прокладками регулируют так: надевают комплект прокладок на
одну из крышек, устанавливают ее в корпус и зажимают болты до
отказа; вторую крышку (без прокладок) также ставят на место; не-
сколько недожав болты до конца, проворачивают вал. Затем сильно
зажимают болты крышки, добиваясь такого положения, чтобы вал
проворачивался туго (зазор полностью уничтожен). Далее замеряют
щупом зазор между фланцем и корпусом. К величине найденного
щупом зазора прибавляют величину необходимого осевого зазора.
Эта сумма размеров и составляет необходимую толщину комплекта
прокладок.
Зазор распределяют между двумя подшипниками. Крышку без
прокладок после измерения осевого зазора следует снять, подобрать
комплект прокладок и снова поставить с прокладками, зажав болты
до отказа. После этого несколько раз проворачивают вал от руки.
Если вал вращается туго, то необходимо добавить еще одну тонкую про-
кладку, после этого следует проверить индикатором или щупом вели-
чину полученного осевого зазора. При регулировании резьбовыми
кольцами (см. рис. 8.39) внутреннее кольцо подшипника зажимают
резьбовым кольцом до исчезновения зазора в подшипниках. Затем
резьбовое кольцо стопорят. Регулировать можно при помощи резь-
бового кольца (см. рис. 8.55, е) или специальной шайбы — чашки
с винтом и контргайкой (см. рис. 8.55, д).
При необходимости устранить зазор (например, в опорах шпин-
делей прецизионных станков) подшипники ставят с предварительным
натягом, создавая при монтаже осевую нагрузку пружинами (рис. 8.58,
а, б) нажимными шайбами или гайками (см. рис. 8.55).
§ 8.7. СМАЗКА И УПЛОТНЕНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Выбор сорта смазки
Для смазки подшипников качения применяют жидкие масла и
пластичные смазки. Первые по сравнению с пластичными смазкамп
более стабильны, могут быть заменены без разборки узла, хорошо про-
никают в узкие зазоры, хорошо отводят тепло от подшипника, вымы-
вают из подшипника продукты его износа, но при этом требуются
более сложные уплотнения, более тщательный- контроль и уход.
Пластичные (консистентные) смазки надежно удерживаются в узле,
при этих смазках не требуются сложные уплотнения; смазки выдер-
215
живают высокие давления и ударные нагрузки: меньшей степени,
чем масла, изменяют вязкость при изменении температуры. При вы-
боре смазки пользуются критерием dn, где d — внутренний диаметр
подшипника, мм; п —- частота вращения, об/мин.
Жидкие масла следует применять при значительных скоростях
{dn более 300 000 мм об/мин), при централизованной системе смазки,
для повышения отвода текла от подшипника, для снижения момента
трения в опорах. Пластичные смазки в подшипниковых узлах реко-
мендуется применять при dn <300 000 мм-об/мин; когда регулярное
наблюдение за узлом и смена смазки затруднены; если необходимо
изолировать подшипник от окружающей среды; в закрытых подшип-
никах, когда смазку закладывают при сборке на заводе.
Для выбора масла требуемой вязкости в зависимости от внутрен-
него диаметра подшипников, частоты вращения и рабочей темпера-
туры можно пользоваться номограммой (рис. 8.59). Искомую вязкость
216
определяют следу! км образом: через точку пересечения вертикаль-
ной линии (соответствующей внутреннему диаметру d подшипника)
с наклонной (соответствующей данной частоте вращения п) проводят
горизонталь до пересечения с вертикалью, которая соответствует
рабе.чей температуре t. Через эту точку пересечения проводят наклон-
ную прямую параллельно линиям частот вращения — до пересече-
ния с осью ординат, на которой нанесены величины вязкости в санти-
стоксах (сСт) при 50° С. Например, радиальный однорядный подшип-
ник (d = 60 мм при п = 1000 об/мин и t = 75° С) следует смазывать
маслом, имеющим вязкость 42 сСт при температуре 50° С.
Важными техническими характеристиками масел являются тем-
пература застывания и температура вспышки. Минеральные масла,
применяемые для смазки подшипников качения, приведены в табл. 8.31
и табл. 9.13.
8Д1. Минеральные масла, применяемые «для смазки подшипников качения
Марка масла Область применения
Велосит Л Вазелиновое Т Сепараторное Л Приборное МВП Индустриальное 12 Индустриальное 20 Сепараторное Т Индустриальное 30 Индустриальное 45 Индустриальное 50 Авиационные смажи: МС-14 МС-20 МК-22 МС-24 Легкие опоры веретен и других быстроходных валов Особо быстроходные шпиндели и электродвигатели Центрифуги и сепараторы Приборы, работающие при низких температурах Высокоскоростные шпиндели, веретена и электро- двигатели Станки, вентиляторы, обувные машины Центрифуги и сепараторы Токарные и фрезерные станки, ткацкие станки Насосы, двигатели, компрессоры Машины е большими нагрузками, но тихоходные Тяжелонагруженные быстроходные подшипники
Ниже перечислены пластичные смазки.
Кальциевые смазки (солидолы) имеют температуру плавления
i = 75 + 85° С, водоупорны, нерастворимы в воде, их рабочая тем-
пература t <z 50—60° С.
Натриевые смазки (конеталины) более тугоплавки, их можно
применять при температуре до 125° С, после расслаивания и после-
дующего охлаждения они не теряют своих свойств; чувствительны
к влаге, поэтому не рекомендуются при повышенной влажности окру-
жающей среды.
Натриево-кальниевые смазки обладают промежуточными свойст-
вами между натриевыми и кальциевыми; смазку 1.-13 часто применяют
для шарикоподшипников качения при t = 80 з- 100° С.
Литиевые смазки водоупорны, выдерживают низкую температуру;
смазку ЦИАТИМ-201 применяют при температуре от —60 до 4-90° С.
217
Смазку ЦИА ТИМ-202 применяют для высокое постных подшип-
ников в диапазоне от -—50 до 4-100° С; смазку Ц АТИМ-203 — при
t = —45 -s- +100° С.
Смазку ВНИИ НП-242 с противоизносной присадкой дисульфида
молибдена применяют при t « —35 -ь 4-110° С.
Смазку ОКБ 122-7 применяют при t — —60 -н 4-120° С, смазку
ЛЗ-31 применяют в подшипниках закрытого типа при t = —50 -ь
-ь 130"'С.
Алюминиевые смазки водоупорные АМС-1, АМС-3 и МС-70 приме-
няют в узлах, к) да может попадать морская вода.
Смазка ЦИАТИМ-221 имеет высокую химическую стабильность,
вызывает меньшее набухание резины (в уплотнениях), чем другие
смазки; выдерживают t от —60 до 4-150°С. Смазку ЦИА ТИМ-221С
применяют при t от —60 до 4-200° С. Смазка НК-50 (натриевая) со-
держит коллоидальный графит, ее можно применять при t ==g 180° С.
8.32. Ассортимент пластичных смазок
Наименование Марка ГОСТ или ТУ Температура приме- нения, °C
Солидол жировой УС-1 1033—73 До 40—50
УС-2 До 50
УС-3 До 60
Солидол синтетический УСс-1 До 40—50
УСс-2 4366—64 До 50
УСс-автомо- До 50
бильный
Консталин жировой УТ-1 1957—73 До НО
УТ-2 До 130
Консталии УТс-1 — До НО
УТс-2 До 130
ЦИАТИМ 201 6267—74 50—60
203 8773—73 — (45—50) 4-Ю0
221С 9433—60* —604-150
221С ВТУНП 18—58 -604-200
ЛЗ-31 — 5575—69*** -50-1-130
литая 24 ТУ38-1-285—69 —404-10
ОКБ 12? 7 ТУЕУ 169—59 —60-1-120
1 13 — 1631—61 До 100
Автомобильная ЯНЗ-2 9432—60 До 100
НК 50 НК-50 5573—67* До 180
НП (лишняя) ИПН-3 3257—74 До 60
АМС-1 — 2712—75 —
АМС-3 — 2712—75 -—
.МС-70 — 9762—61* —
Основные марки пластичных смазок даны в табл. 8.32. Избыток
смазки (как и ее недостаток) отрицательно влияет на работу
подшишгиксв: увеличиваются потери на трение, так как большие
объемы смазки вовлекаются во вращательное движение; повышает-
ся температура, нарушается структура и качество пластической
смазки-
218
Количество смазг \ зависят ст скоростного режима подшипника.
Для быстроходных .. Дшпппиксв (dn> 100 000 мм-об/мин) узел за-
полняется на 1/«—1/3 свободного объема узла; при средних и неболь-
ших старостях —1/2—-2/з объема. Если есть опасение, что в подшип-
ник может проникнуть пыль п скорость его вращении невелика, узел
полностью заполняют смазкой.
Способы смазки
Для подачи в узел жидкой смазки применяют масляную ванну,
капельные масленки, фитили, разбрызгивание, циркуляционную си-
стему, масляный туман.
Масляная ванна применяется в узлах с горизонтальными валами.
изолированными от общей системы смазки. Масло заливается в корпус
подшипника через масленки (рис. 8.60)
иди через резьбовые отверстие в кор-
пусе.
При п <3000 об/мин масло зали-
вается до центра нижнего ролика или
шарика. При п > 3000 об/мин уровень
должен быть ниже центра. Для контроля
служит масленка с откидной крышкой,
уровень Ласла в ней совпадает с уров-
нем масла в узле; масленки должны
быть заполнены до краев.
В узле (рис. 8.61) масло перетекает
ст меньшего диаметра ролика к боль-
Рис. 8.60
тему, а затем перетекает по каналам
в корпус.
Рне. 8.61
Рис. 8.62
219
Ряс. 8.65 Рис. 8.66
220
а другой прилегает к малому диаметру конуса (втулка, уступ вала);
масло, поступающее с фитиля на конус (за счет капилляров), под
действием центробежных сил отбрасывается к подшипнику.
(Другой способ подвода смазки показан на рис. 8.68—8.70: фитиль
подает масло на подшипники из маслосборника, который находится
ниже или выше их. Для контроля уровня служит масленка с крышкой
или кран (рис. 8.68, 8.69).
Смазка разбрызгиванием осуществляется там, где подшипники
не изолированы от общей системы смазки: от вращающихся деталей
(дисков, зубчатых колес) масло попадает в опорные узлы.
При сравнительно небольшой частоте вращения такой способ смазки
удобен, но он имеет тот недостаток, что в масло, которым смазываются
подшипники, попадают продукты износа.
На рис 8.71, 8.72 представлены подшипниковые узлы, в которых
поддерживается определенный уровень масла.
Различные варианты подачи масла к подшипникам вертикальных
валов представлены на рис. 8.73—8.75.
22!
На рис. 8.74 подача масла осуществляется в уовыми канавками;
на рис. 8.75 конические насадки нагнетают жидкие масло в направле-
нии от меньшего основания конуса к большему, и таким образом оно
попадает в подшипник.
Циркуляционная система обеспечивает непрерывную подачу масла
в подшипник под давлением с помощью форсунки; применяется для
тяжело.iarpуженных, быстроходных подшипников при dn 2,5 х
X 10в мм-об мин.
Смазка масляным туманом применяется для быстроходных легко-
нагруженных подшипников. Туман получается от распыления масла
специальными распылителями (инжекторами). Такая смазка обеспе-
чивает хорошее охлаждение подшипника при минимальном расходе
смазки; избыточное давление в узле препятствует проникновению в
подшипник пыли.
Уплотнения
Уплотнения должны предотвращать утечку смазки из узла и попа-
дание в него посторонних веществ из окружающей среды (влаги,
пыли, паров).
Уплотнения для подвижных деталей выполняют двух типов:
с контролируемыми зазорами и с контактом подвижных и неподвижных
деталей.
К первым относятся лабиринтные и щелевые уплотнения. Принцип
их работы основан на дросселировании жидкости в узких зазорах.
К недостаткам таких уплотнений следует отнести неполную сохраш
ность смазки в узле.
Рис. 8.71
Рис. 8.72
Рис. 8.73
222
Контактные уплотнения применяются там, где необходима полная
герметичность узла. При жидкой смазке уплотнения с контролируе-
мыми зазорами работают вполне эффективно. При пластичных (кон-
систентных) смазках можно выбирать любые уплотнения. Наиболее
просты уплотнения щелевого типа с небольшим зазором между крыш-
кой и валом (см. рис. 8.21, 8.26). Рекомендуемый зазор на сторону
0,2—0,5 мм; шероховатость поверхности вала не ниже 7-го класса.
8ДЗ. Размеры кольцевых проточек, мм
Размеры канавок приведены в табл. 8.33. Лабиринтные уплотнения
более сложны, но они лучше защищают подшипниковые узлы от за-
грязнения; они не имеют трущихся деталей, пригодны для любых
скоростей; их часто применяют в комбинации с уплотнениями других
типое. На рис. 8.75 показано осевое уплотнение, а на рис. 8.77 —
радиальное (см. также рис. 8.72 и 8.23).
Осевые уплотнения можно применять только при разъемных кор-
пусах; зазоры выбирают в зависимости от размеров подшипников
(радиальные 0,2—0,5 мм; осевые 0,8—2,5 мм). Размеры лабириптпо-
канавочных уплотнений приведены в табл. 8.34.
Для защиты подшипниковых узлов от попадания в них продуктов
износа и от утечки масла применяют шайбы различных конструкций.
Неподвижные защитные шайбы, закрепленные в корпусе, показаны
па рис. 8.78. Зазор между шайбой и валом 0,1—0,6 мм.
На рис. 8.79 показаны конструкции вращающихся шайб: под
действием центробежных сил жидкое масло и твердые частицы отбра-
сываются в корпус. В редукторах с косозубыми колесами такие шайбы
ограничивают проток масла в подшипники.
Если в подшипниковый узел уплотнения поставить нельзя,
устанавливают подшипники с защитными шайбами (рис. 8.80).
Консистентную смазку закладывают в него па заводе-изготови-
теле.
224
Чтобы отделить .онсп-
стентпую смазку подшип-
никового узла от общей
жидкой смазки, применяют
мазеудерживающие кольца
(рис. 8.81). Они вращают-
ся вместе с валом; кольцо
имеет две — четыре круго-
вые канавки треугольного
Рис. 8.79
б———U
Рис. 8.80
сечения; зазор между коль-
цом и корпусом (стаканом) 0,1—0,3 мм. Кольцо следует устанавли-
вать так, чтобы его торец выходил за стенку корпуса или торец
стакана на 1—2 мм.
На рис. 8.82, 8.83 показаны простые уплотняющие устройства
центробежного типа, которые служат для предотвращения утечки
жидкой смазки.
Под действием центробежных сил масло, скопившееся у грани
канавки или выступа вала, отбрасывается в полость крышки
корпуса и по каналу стекает обратно в корпус. Такие уплотнения
работают эффективно только при окружной скорости не менее
7 м/с. ।
Если подшипниковый узел работает в достаточно чистой среде,
можно применять конструкцию уплотняющих устройств с винтовыми
канавками. Эти уплотнения основаны на свойстве винта транспорти-
ровать смазку вдоль винтовой канавки. Если выполнить канавку на
валу нельзя, то ее нарезают на вспомогательной втулке. Такие
уплотнения могут работать при вращении вала в одном напра-
влении.
Для защиты подшипников от действия влажной сильно за-
пыленной среды применяют двусторонние винтовые уплотнения
с правой и левой резьбой. Контактные уплотнения в виде колец из
войлока или фетра
Рис. 8.81
(табл. 8.35) перед укладкой в гнездо про-
питывают маслом, нагретым до 80—90° С.
Войлочные уплотнения более надежны при
консистентной смазке; допустимая темпера-
тура от —50 до +120° С.
Чтобы увеличить срок службы ко-
лец и обеспечить хороший контакт между
8 Зак. 220
225
трущимися поверхностями, применяют под? м уплотнения (см.
рис. 8.27).
В манжетных уплотнениях давление между кольцами и валом соз-
дастся за счет упругости манжеты или кольцевой (браслетной) пру-
жиной.
Материал уплотнений — резина, кепка, синтетический каучук
(ссванит) и пр.
Манжетные уплотнения делят на кассетные и бескассстные; по-
следние подразделяют на каркасные и бескаркасные. Типовое кассет-
ное уплотнение (табл. 8.36) состоит из штампованного кожуха 1 с ман-
жетой 2, на которую надета пружина 3; манжета прижата к кожуху
кольцом 4 и снаружи закрыта шайбой 5; уплотнение устанавливают
в крышку пли корпус с натягом, и дополнительных креплений не
требуется.
Конструкции и размеры бескассетных и бескаркасных уплотне-
ний для разъемных и неразъемных корпусов приведены в табл. 8.37.
Если окружающая среда достаточно чиста, то манжету устанавливают
уплотняющей кромкой в сторону подшипника, в сильно загрязненной
среде манжету устанавливают кромкой в обратную сторону. Если же
необходимо, чтобы уплотнение удовлетворяло одновременно двум
требованиям, то ставят сдвоенное уплотнение кромками в разные
стороны (рис. 8.84).
8.35. Размеры войлочные уплотнений, мм
d D
10 11 9 23
15 16 14 28
20 21 19 33
25 26 24 38
30 31 29 43
35 36 34 48
40 41 39 59
45 46 41 64
50 51,5 49 69
55 56,3 54 74
6,5
9 60 61,5 j9 79 65 66,5 64 84 70 71,5 69 89 75 76.5 74 98 80 81,5 79 103 85 87 84 108 90 92 89 113 95 97 94 118 IGO 102 99 123 9
12
12
9 15
226
8.36. Размеры мапжеткых уплвтнев-ий, мм
Он
5 2 _L Г— — 3 1
гя • 4 ж
ь а,
d Du it ь d DH d\ ь
10 30 15 10 45 75 52 12
12 32 - 50 80
03 i 55 85 62
14 35 18 60 90
15 65 95 72
(16) 70 100
(П) 40 20 10 75 105 82 14
18 80 ПО
20 45 24 85 115 92
22 90 120
• 25 50 30 95 130 102
28 100 140
30 55 34 12 (705) 105 112
(32) 60 110 160
35 65 42 115 170 122
40 70 120 180
8*
8_37. I7eciчаесетш ie манжетные уплотнеп ts
Размеры, мм
d
вала
30
35
40
45
50
55
60
65
70
Для разъемного корпуса
di
без
Пру-
жины
d
вала
</,
без
пру-
жины
а
вала
rf,
Сез
пру-
жины
12,5
29
34
39
44
49
55
60
65
70
75
80
85
96
95
100
12,5
54
59
64
69
74
80
85
90
95
100
105
110
115
1/0
130
12,5
79
84
89
94
14
99
D
D
Н
D
Н
Для неразъемного корпуса
77-^.т
7?,
Нан» ета
танина [.
а вала D н Di без пружи- ны Масса манже- ты е пружи- ной., кг d вала D н Dt di без пружи- ны Масса манже- ты с пружи- ной.. кг
30 55 12 46 29 0,021 70 95 12 86 69 0,042
35 60 12 51 34 0,024 75 100 12 91 74 0,044
40 65 12 56 39 0,027 80 105 12 96 79 0,047
4.> 70 12 61 44 0,029 85 ПО 12 101 84 0.049
50 75 12 66 49 0Д32 90 115 12 106 89 0,052
55 80 12 71 54 0,034 95 120 12 111 94 0,054
60 8л 12 76 59 0,037 1G0 130 12 120 99 0Д87
65 90 12 81 64 0,039
Примечание. Материал манжеты — селенит 11; плотность 1,3-103 кг/м3. Цилинд-
рическая пружин-з: наружный диамсгр 3,5 мм прн диаметре проаолокн 0,7 мм для валов
диаметром до 10U мм.
223
Рис. 8.84
или металлическими эле-
В каркасных широАанаых) ман-
жетных уплотнениях уплотняющий эле-
мент из синтетического материала обра-
зует неразъемное сс^щшение с металл и-
чееким кольцом (табл. 8.38). Отверстие
под его установку может быть выполне-
но с меньшей точностью, чем для кас-
сетных, так как резина допускает при
установке некоторую деформацию (на
0,25—0,5 мм). Дополнительный выступ
(пыльник) защищаем подшипник и в
сильно запыленной среде.
Допустимая скорость ско тьжения
для кожаны: уплотнений — до W м/с,
для синтетических — до 15—20 м/с.
Уплотнения с графитовыми (рис. 8 I
ментами надежно работают при сравнительно высокой температуре,
болыпв к перепадах давления, во влажной, запыленной среде, содер-
жащей пары кис тот, при значительных скоростях. Но эти уплотнения
сложны в изготовлении.
На рис. 8.86 показано уплотнение с упругими разрезными кольцам!
из высжокачес ценного чугуна, допускаемая скорость скольжения
10 м/с.
Конструкции уплотнений для вертикальных валов обычно сложнее
чем для горизонтальных валов, что связано с большими трудностями
задал I подшипников от проникновения в их камеры жидкой смазки
из корпуса редуктора.
§ 8.8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
В зависимости от частоты вращения колец подшипников их подби-
рают либо по статической, либо по динамической грузоподъемности
(по долге вечности). Динамической грузоподъемностью называют на-
грузку (радиальную для радиальны, и радиально-упорных и осевую
для упорных и упорно-радиальньь подшипников), которую подшип-
ник может выдержать в течение миллиона оборотов без усталостного
229
8.38. Манжет'! резиновые •ч-иоиреввныые (пе ГОСТ 8752—7'*)
d D л. - D Л1 л»
8 24 26 7 8 — 32 6 __
35 8
20 S 20 37 8 12
10 26 28 7 8 —. за 8
40 10 14
12 26 8 42 10
:8 7 35
30 8 8 12
22 36 7 —
14 26 28 30 6 7 40 42 10 10 14 14
8
32 8 38 7
78 7 24 40 —
15 30 7 — 42 10 14
32 8 45
28 6 39 7 «—
30 7 25 <10 8 12
16 32 8 42 10 14
35 8 45 10 14
30 6 45
18 32 35 8 7 — 28 47 50 10 14
37 8
230
Продолжение тябл. 8.38
d D hl а О п,
30 47 50 52 10 14 55 75 10 11
80 82 г> 16
32 48 50 52 10 14
58 75 10 11
35 50 55 57 58 10 14
80 82 12 16
60 80 82 10 14
36 l 52 55 58 10 14
85 12 16
62 80 82 85 10 14
да t 58 60 62 10 14
65 9П 95 12 16
40 58 60 62 10 14
68 3S 12 16
42 62 65 68 10 14 70 95 100 12 16
75 95 КО ' 102 12 16
44 62 65 10 14
45 62 65 70 10 14 80 105 ПО 12 16
85 НО 115 12 16
48 65 70 72 10 14
90 115 120 125 12 16
50 70 72 75 10 14
95 Г>0 125 13L 12 16
52 72 75 10 14
100 125 130 135 12 16
80 12 16
231
разрушения поверхностей тел качения или беговых дорожек колец.
Для радиальных и радиально-упорных подин ikob это нагрузка,
действующая на подшипник с вращающимся внутренним кольцом.
8.38. Рекомендации по выбору типа подшипника
Отношение F а F г К онструктивное обозначение и угол кон- такта Осевая состав- ляющая ра- диальной на- грузки S в долях от F Примечание
<0,35 Сдвоенные радиальные шарикопод- шипники — В случае возможности использова- ния легкой серии получаются опти- мальные результаты по предельной быстроходности
От 0,35 до 0,7 36 000 а =12° 0.3 Fr Допустимо использование особо лег- кой и сверхлегкой серии
От 0.71 до 1,0 46 000 а = 26° 0,6 Fr При весьма высоких скоростях лег- кая серия предпочтительнее
Свыше 1,0 66 000 а=36° 0,6 Fr Для высоких скоростей подшипник с данным углом контакта непригоден
Примечание. При ~— >1,5 рекомендуется применять конические радиально- упорные подшипники или спаренные радиально-упорные шариковые.
Типоразмер подшипника намечают ориентировочно (табл. 8.39),
из каталога находят значение его динамической грузоподъемности
и вычисляют величину его теоретической расчетной долговечности
(L — в млн. оборотов, Lh — в ч). L определяют по формуле
(8-1)
где С — динамическая грузоподъемность подшипника, указанная
в каталоге (см. табл. П26—П32); Р — эквивалентная (приведенная)
нагрузка подшипника, определяемая, как указано ниже; р — показа-
тель степени, зависящий от вида кривой контактной усталости: для ша-
риковых подшипников р = 3, для роликовых р = 10 3.
Долговечность в часах Lh связана с долговечностью L в млн. оборо-
тов зависимостью
КМ
Ll,~ 60п ’
где п — частота вращения кольца подшипника.
Из формул (8.1), (8.2) следует
,Ов / с \р
Lfl~e6h\P) *
(8.2)
(8.3)
Долговечность подшипника, определенную пс формуле (8.3),
сравнивают с ж* ,аюй (требуемой), и при неудовлетворительном
результате выбирают другой т.пюразмер подшипника п повторяют
расчет. Для зубчатых редакторов ресурс работы подшипников можно
принимать равным ресурсу работы самого редуктора (по ГОСТ 36000 ч),
минимально допустимая долговечность подшипника 10000 ч. Анало-
гично для червячных редукторов их ресурс установлен в 20 000 ч,
желательно, чтобы расчетная долговечность подшипника была не
ниже; минимально допустимая — 5000 ч.
Эквивалентная (приведенная) нагрузка Р для радиальных и ради-
ально-упорных подшипников есть такая постоянная нагрч зка, которая
при приложении ее к подшипнику с вращающимся внутренним коль-
цам обеспечивает такую же долговечность, которую подшипник бу.дет
иметь при действительных условиях нагружения и вращения.
Для упорных и упорно-радиальных подшипников эквивалентной
называют такую постоянную чисто осевую нагрузку, которая при
приложении ее к подшипнику с вращающимся посадочным кольцом
на валу и неподвижным в корпусе обеспечивает такую же долговеч-
ность, какую подшипник будет иметь при действительных условиях
• нагружения и воащения.
Для однорядных радиальных шарикоподшипников и однорядных
радиально-упорных шарико- и роликоподшипников
P = (XVFr + YFc)XbKr. (8.4)
Для радиальных подшипников с короткими цилиндрическими
роликами
P = FrVK6Kr', (8.5)
для упорно-радиальных подшипников
P~(XFr+YFa)K6K,; (8.6)
для упорных подшипников
P = FaKGKT. (8.7)
В формулах (8.4) — (8.7) X — коэффициент радиальной нагрузки;
V — коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца
V = 1; при вращении наружного кольца V — 1,2); Fr— радиальная
нагрузка; Y — коэффициент осевой нагрузки; Fa — осевая нагрузка;
/<б — коэффициент безопасности (табл. 8.40) — отражает влияние на
долговечность подшипника динамичности действующей на него на-
грузки; /<т — температурный коэффициент, отражающий влияние
на долговечность подшипника повышения температуры.
Рабочая температуре подшипника... 125 150 175 200 225 250
Температурный коэффициент Дт .... 1,05 1,10 1,15 1,25 1,35 1,40
Значения коэффициентов X и Y для подшипников различных топов
приведены в табл, 8.41—8.44.
233
8.40. Значения коэффицгеат? Кг,
Характер нагрузки на подшипник '% / Примеры
Спокойная нагрузка без толчков 1,0 Ролики ленточных конвейеров
Легкие толчки; кратковременные перегрузки до 125% от номиналь- ной (расчетной) нагрузки 1,0—1,2 Прецизионные зубчатые пере- дачи; металлорежущие станки (кроме строгальных и долбеж- ных); блоки, электродвигатели малой и средней мощности; лег- кие вентиляторы и воздуходув- ки
Умеренные толчки; вибрационная нагрузка; кратковременная пере- грузка до 150% от номинальной (расчетной) нагрузки 1,3—1,5 Буксы рельсового подвижного состава; зубчатые передачи 7-й и 8-й степени точности, редук- торы всех конструкций
То нее в условиях повышенной надежности 1,5—1,8 Центрифуги; мощные электри- ческие машины, энергетическое оборудование
Нагрузки со значительными толч- ками и вибрацией; кратковремен- ные перегрузки до 200% от номи- нальной (расчетной) нагрузки 1,8—2,5 Зубчатые передачи 9-й степени точности, дробилки и копры; кривошип на-шатунные механиз- мы; валки прокатных станов; мощные вентиляторы
Нагрузки с сильными ударами, кратковременные перегрузки до 300% от номинальной (расчетной) нагрузки 2,5—в,и Тяжелые ковочные машины; • лесопильные рамы; рабочие роль- ганги у крупносортных станов, блюмингов и слябингов
Коэффициент Y для шариковых радиальных и радиально-упорных
подшипников зависит от параметра осевого нагружения е, который,
в свою очередь, зависит от отношения осевой нагрузки подшипника
Р
к его статической грузоподъемности ~ (ем. табл. П26—П32). Для
Со
радиально-упорных подшипников осевую нагрузку определяют с уче*
том осевых составляющих от радиальных нагрузок (см. ниже), а по-
следние зависят от параметра е. Поэтому приходится определять е
вначале приближенно, ориентируясь на отношение внешней осевой
силы (например, усилия в зацеплении), а не полной осевой нагрузки,
к статической грузоподъемности, следовательно, и коэффициент Y
вначале определяют приближенно. Затем уточняют все величины и
окончательно определяют расчетную долговечность.
При выборе двухрядных радиально-шторных шариковых или кони-
ческих роликовых подшипников следует учитывать, что при отношении
FJVFr^e динамическая грузоподъемность таких подшипников
равна динамической грузоподъемности однорядного подшипника, умно-
женной на 2я-7 т 1,625 для шариковых и на 2779 = 1,715 для ролико-
вых подшипников.
Если FaJVFr > е, то в этих двухрядных подшипниках будет рабо-
тать только один ряд тел качения, и величину динамической грузо-
подъемности следует принимать, как для однорядного подшипника,
следовательно, при FalVFr>e двухрядные (сдвоенные) подшипника
применять нецелесообразно.
234
8.41. Коэффициент! X и У для радиальных и /адлальиэ-упервь’”
шарнкоиоднип. Jcoa (пе ГОСТ LS37X—73)
У го л 'ОН' такта се» ! Ze_ С* >F. С. Од1шрчдвые Двухрядные • е
F
X v X Y X ¥
0 0.014 0,028 0.056 0,110 0,170 0,280 0,420 0,560 — 0,56 2,30 1,99 1,71 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00 1 0 0,56 ‘ 2.30 1,99 1.71 1,45 1,31 1.15 1,04 1,00 0.19 0Д2 0'6 0.20 0X4 0.38 0.42 0.44
5 t 0,014 0,0*8 0,056 0,085 0.110 0,170 ',Д85 0,420 0,560 0Д76 2.30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00 1 2.78 2.40 2.07 1.87 1,7.j 1,58 1,39 1,Хб 1,21 0,78 зл 323 2.78 236 2,19 1.78 (.(О 1,63 ОДЗ 0X6 0,30 0,34 0,36 0,40 0.45 0.50 0,52
10 — 0,014 0.029 0,057 0.986 0.110 С 170 0,190 0.430 0р70 0,46 1,88 *,71 1,52 1,41 1,34 1,23 1,10 1,01 1,00 1 2.18 1,98 1,76 1,63 1,55 1.42 1,27 1,17 1,16 0,75 3,96 2.78 2,47 2X9 о У 2X3 1.79 1,64 1,63 0X9 0,32 0,о6 сдз 0,40 0.44 0 19 0X4 0x4
12 — 0.014 0.029 0,057 0 986 0.1-0 0,170 0,290 0,430 0,570 0,45 1,81 1,62 1,46 1,34 1,22 1,’Тз 1.04 1,01 ’ 1.00 1 2X3 1.84 1,69 1,52 1.39 1,30 1,20 1,16 1,16 0,74 2X4 2.63 2.37 2.18 1,98 1,84 1,69 1.(4 1,6'2 0.30 I 034 1 037 0 41 0,45 0,48 0X2 0,54 0,54
15 — 0,015 0,029 0,058 1'087 0,120 0.170 0,290 0,440 (1,580 0,44 1.47 1,40 1,30 1,23 1,19 1,12 1,02 1.00 1,00 1 1,65 1,57 1,46 1,38 1.34 1.26 1,14 1,12 1,12 0,72 2X9 2,18 2.11 2.00 1.93 1,82 1.66 1,63 1,63 0.38 5.40 0,43 0.-16 0,17 0x0 0,55 0.о6 Орб
235
Продолжение табл. 8.41
Однорядные Двухрядные
Угол Ра /Fa Fa F“ >е
такта а1* Со С„ vi Г VPr VF> г е
к Y Х ¥ X 1 у
1R. 19,‘20 21,25.26 35. 36 40 — — 0,13 0.41 0,39 0.37 0,35 1.00 0.87 0,76 0.66 0,57 1 1,09 0,92 0,78 0,66 0,55 0,70 0,67 0,63 0,60 0,57 1,63 1,41 1.24 1,07 0,93 0,57 0.68 0,80 0,95 1,14
Подшипники сфериче- ские 0,40 0,40 cig а 1 0,42 ctg а 0,65 0,65 ctg а 1,50 tga
Примечания: 1. Со — статическая грузоподъемность радиальных и упорных подшипников. задиально- 0. ра -— опре- -о
3. Коэффициенты У и е для промежуточных деляют интерполяцией. величин отношений F * д И _ с„
8,42. Коэффициенты X н Y для
радиально-упорных роликовых
подшипников (по ГОСТ
18855—73)
8.43. Коэффициенты X и F для упорно-
радиальных шариковых
подшипников
Угол контакта аа Одинарные подшип- ники Двойные подшипники е
ра Fr > е г
X V X Y X Y
45 0,66 1,18 0,59 0,66 1,25
60 0,92 1 1.90 0,54 0,92 1 2,17
75 1,66 3,89 0,52 1,66 4,67
8.44. Коэффициенты X и Y для уперно-раднальиых роликовых подшипников
Одинарные псщтп путники Двойные подшипники е
F «9 V/ ф •V-
X Y X Y X У
tga 1 1,5 tga 0,67 tga 1 1,5 tga
236
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиалг»-
ных нагрузок возникают осевые составляющие S от радиальных реак-
ций, определяемые по формулам:
для радиально-упорных шарикоподшипников
S=eFr-, (8.8)
для конических роликоподшипников
S = 0,8SeFr. (8.8а)
При установке двух радиально-упорных подшипников по концам
вала (враспор) (рис. 8.87) результирующие осевые нагрузки каждого
подшипника определяют с учетом действия внешней осевой нагрузки
и осевых составляющих. Формулы для расчета осевых нагрузок приве-
дены в табл. 8.45, где Si и 5ц — осевые составляющие от радиальных
нагрузок, приложенных к подшипникам 1 и 2.
При определении осевых нагрузок двухрядных (сдвоенных) ради-
ально-упорных подшипников, когда нагрузку воспринимают оба
ряда тел качения, осевые составляющие S учитывать нет необходимости.
8.45. Формулы для определения осевой нагрузки
Схема нагружения Соотношение сил Результирующая осевая нагрузка
Fa CQ СО 1 ССО <0^ Л\Л VA -В г. в сои, со и. F ai = S1 F02=5x4-7,о
Fa " s2 5, а «Sj =^2: «So а а ~л о а <« <”* II II to И to t9 1 ч 0
237
При выборе радиально-упорных подшипнг в необходимо учиты-
вать, что радиальные реакции считаются приложенными к валу в точ-
ках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных
площадок. Расстояние а (см. рис. 8.87) между этой точкой и торцом
подшипника определяют по формулам:
для однорядных радиалыю-упорных шарикоподшипников
о = 0,5 tg aj; (8.9)
для однорядных конических роликоподшипников
7 1 (d-|-D)e in
а= 2 4-i—g-=—; (8.10)
для двухрядных радпалыю-упорных шарикоподшипников (работает
одип ряд тел качения)
_ г ГЗВ , (d+D) . 1 /о их
о = 0,5[ 2- + g tgcxj; (8.11)
для двухрядных конических роликоподшипников (работает один
ряд тел качения)
величины В- d\ D; а; Т выбирают из каталога (см. табл. П26—П32).
Если в двухрядных радиально-упорных подшипниках работают
оба ряда тел качения, то принимают, что радиальная реакция прило-
жена посредине подшипника.
В тех случаях, когда в подшипниковых узлах частоты вращения
и нагрузки изменяются во времени (коробки передачи, канатные бара-
баны и пр.), выбор подшипников производят поэквивалентней нагрузке
и условной частоте вращения. Если нагрузка меняется по линейному
закону от Pinin до Ртлк (при постоянной частоте вращения), то эквива-
лентная нагрузка
Р = />т1в+зЗРшах.. (8.13)
Если нагрузка и частота вращения изменяются по более сложным
законам, то
(8.14)
Здесь Plt Р2, Р3, ... , Рп — постоянные нагрузки, действующие в те-
чение соответственно Llt L2, Ls, ... , Ln оборотов; L — общее число
оборотов, в течение которого действуют указанные нагрузки.
Если кольцо нагруженного подшипника вращается с частотой
п 1 об/мин, то выбирать подшипник следует по статической грузо-
подъемности Со- При действии комбинированной статической нагрузки.
238
вводят понятие I эквивалентной статической нагрузке, которая
должна вызывать такие же остаточные деформации, как те, которые
возникают при действительных условиях нагружения. Для радиальных
и радиально-упорных подшипников эквивалентную нагрузку выбирают
как чисто радиальную, а для упорных и упорно-радиальных — как
чисто осевую.
Подшипники подбирают путем сравнения требуемой величины
статической грузоподъемности Ро (эквивалентной статической нагрузки
с ее 'табличным значением по каталогу) Со: -
Р о^= £&•
(8.15)
Для радиальных и радиально-упорных шарике- и роликоподшип-
ников величину эквивалентной статической нагрузки определяют
как наибольшее значение из двух выражении:
P^XoFr+Y'fc,
' р^рг;
(8.16)
здесь %о — коэффициент радиальной статической нагрузки (из ката-
лога): Fr — радиальная нагрузка; Уо — коэффициент осевой стати-
ческой нагрузки (из каталога); Fa — осевая нагрузка.
Для радиальных роликоподшипников с короткими цилиндричес-
кими роликами
P0 = Fr. (8.17)
Эквивалентная статическая нагрузка для упорно-радиальных ша-
рике- и роликоподшипников
P0=2,3Friga+Fa, (8.18)
а — номинальный угол контакта подшипника (угол между направле-
нием действия результирующей нагрузки на тело качения и плоскостью,
перпендикулярной к оси подшипника).
Проиллюстрируем методику выбора подшипников по заданной
долговечности на двух примерах.
Пример 1. При расчете первого вала редуктора были определены реакции опор
Fn — 360 кгс; Fr2 ==180 кгс; осевая нагрузка Fa = 140 кгс; подшипники установ-
лены по схеме а (см. табл. 8.15). Диаметр шейки вала d = 50 мм; п = 1440 об/мин;
Кб =1,4-
Решение. Осевая нагрузка действует на вторую опору, поэтому определяем
отношение FJFr для этой опоры:
= —=0,78.
Fn 180
Учитывая довольно большую величину этого отношения, выбираем шариковые
радиально-упорные подшипники. Первоначально принимаем подшипник легкой
серив 36210, для которого С = 3390 кгс, Сй = 2760 кгс (табл. П29)
F 140
Величине отношения £ = = 0.0509 соответствует значение е = 0 365.
239
Осевые составляющие реакций от радиальных наг; к:
первой опоры
X, = с/'Л1 =0,365 • 360 = 131 кгс;
второй
S-t—eFг2 =0,365 • 180 = 65,5 кгс.
Так как S, > Х2 и Fa > 0, то из табл. 8.41 следует
fol = S1=131 кгс;
F(ra = Sl+F„ = l31 + 140 = 271 кгс.
Проверяем отношение:
271
2760
0,098.
Уточняем (по габл. 8.41): е = 0,44.
Для первой опоры
Fox
VFrl
131
360-1
0,364 < е.
Следовательно (см. примечание к табл. 8.41), X = 1, Y = 0.
Приведенная нагрузка
Рх = XVFnK6K-t = 1 • 1 - 360 1,4 1 =504 кгс.
Для второй опоры
Ла-271
Wr2 180
= 1.51 > е.
Следовательно (табл. 8.41), X — 0,45; У = 1,25;
Р, = (.Y'/F rs4- УР оз) /<Гч/<т = (0,45 • 180+1,25 - 271) • 1-1,4=
= (81 + 340) - 1,4 = 590 кгс.
Так как Р2 > Pt, проверяем долговечность более нагруженной второй опоры:
, 10» / С \з 10» /3390\з
Lfl ' 60Й \ Р„ ) 60 • 1440 590 ) ~ °° 4 •
что явно недостаточно (см. стр. 233).
Проверим подшипник средней серии 36310, у которого С = 5920 кгс; Са —
— 4380 кгс.
Отношению /г — 7БЗК = 0,029 соответствует значение е = 0,34.
L f) ~tuJ5.U
Определяем осевые составляющие:
Х,= 0,34 - 360 =122 кгс;
Х_,=0.34- 180 = 61.2 кгс.
Из первого расчета следует, что более нагружена вторая опора. Для этой опоры
P„2 = 31 + 7'u = 122+140 = 262 кгс.
Уточняем: ^ = ^ = 0,0538.
Соответственно е я= 0,37.
Sj =0,37 - 360= 134 кгс; Fa2= 134 + 140=274 кгс,
F 974
,,61- — тип = 1.52 > е, при этом
Fr2 180
X = 0,45; Y == 1,46.
240
Приведенная на ми
Р,=(Х1'ЛГ, + УГЯ^ '<,Хб = (0,45-1 - 180-Ь 1.4G-274) 1 - 1,4 = 673 кгс.
Расчетная долговечность
. 10» 7 С \з 10в <5990дз
tk 6un\pJ ее. 1440 ( б7.з) ~7850 Ч-
Такая расчетная долговечность также недостаточна.
Рассмотрим вариант с шариковым радиально-упорным подшипником средней
еерин 46310, для которого С = 5630 кгс; Со = 448Йкгс (табл. П29).
Из табл. 8.41 имеем е = 0,68,
Fn 140 „ „„
так ><ак ,.Л- = 0, / 8 > е. то
г г 1OU
X = 0,41, Y = 0,87 (табл. 8.41).
Осевая составляющая St — eFrl — 0,68-360 = 245 кгс.
Осевая расчетная нагрузка на Вторую опору
5^^0 = 245 4-140 = 385 кгс.
Приведенная нагрузка второй опоры
Pt=(XVF„+ YFaz) ХтДб = (0,41.1 - 180 +0,87 - 385) -1,4-1 =570 кгс.
Ра! четная долговечность
(0» 7 С\з
L~Wa\p)
10»
60-1140
56301
570 /
з
= 11.0. IO® ч.
Такая раечетнаг. лолговечность приемлема.
Пнимер 2. Подобрать иоипл пники для вала редуктора, у тсторого реакции
оаор Fn = 360 кгс, Fr2 = 180 кгс, оси ая нагрузка Fa = 300 кгс, потшииникп
установлены по скаме а (см. табл. 8.45)
Диаметр шайки вала d = 50 мм; п — 400 об/мин; Кб = 1,4.
Решеиме. Определяем отношение
Fa ЗОС . ,
= ,= = 1,67 и намечаем конический роликовый подшипник легкой серии
Г 1 oU
7210 (табл. ПЗО), у которого угол контакта а = 14°; С — 5290 кгс; Св = 4060 кгс.
Определяем:
e=l,5tga=l,5-0,2493=0,374 (табл. 8 42);
«,=0,83 еЬл1=0,83-0,374 - 360=112 кгс;
Д'.=0,83 efr2 =0,83 - 0,374- 180 = 56 кгс;
Fai=S, = H2 кгс;
Fas=St+Fo = 112 +300 = 412 кгс.
Проверяем величину отношения:
Г < 112
" 360 = °’31,<е-
Vr'n
В этом случае X — 1; Y = 0 (табл. 8.42).
Приведенная нагрузка Р, = VXFrl КцКт = 1-1-360-1,4 = 505 кгс. Так как
F 412
отитам ие = 2,24 > е, та, следовательно, по табл. 8.42 Х= 0,4; Y =
Л г2
= 0,4 etg а = 0,4 etg 14° = 1,6,
Pi=(XVFr2+ YFK&Ki = (0,4.180 + 1,6- 412) • 1,4 1030 кгс.
241
Расчетная долговечность
. 10» / С \ю/з
Lfl~Wn\P)
10«
50 400
'5290\ Ю/З
ДозоУ
= 9000 ч.
этого недостаточно.
Возьмем подшипник легкой широкой серии 7510, а — 14° (табл. ПЗО); С —
= 5980 кгс; Со = 5450 кгс, е— 1,5 tg 14°= 0,374.
5г=0,83 <?Г,, = 0 S3 • 0.374 - 360= 112 кгс;
+ = 300 = 412 кгс;
412 X 0 40 У °’40 -16-
F„ 180>е’ л=°-40’ ^бжГ1'6’
Р = (0,4.180+1,6 - 412)- 1,4=1030 кгс;
_ 10« / С уо/З _ 10» /598Оуо/3 _ _
— 60л\Р/ — 60-4U0 .10307
Результат приемлемый,
Lh
лава 9
ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ
§ 9.1. ВЫБОР ТИПА ПОДШИПНИКА
Перед конструктором, проектирующим опоры осей
и валов, возникает прежде всего вопрос о том, какой, подшипник
зыбрать — качения или скольжения. Часто отдают предпочтение
гюдшигг.пгкам качения; благодаря массовому производству они недо-
роги и обладают ценным качеством — полной взаимозаменяемостью.
Задача конструктора упрощается и сводится к подбору подшипника
по каталогу в зависимости от диаметра шипа и требуемой долговеч-
ности. Однако такое простое решение не всегда возможно. Например,
для быстровращающихся валов трудно подобрать подшипник качения
нормальной точности, так как допускаемая частота вращения для них
ограничена относительно низким пределом. Стоимость же подшипников
высокой точности быстро возрастает с повышением класса точности;
в подобных случаях проектирование опор на подшипниках скольже-
ния вполне оправдано. Сравнительная экономическая оценка опор для
валов большого диаметра показывает, что при d > 200 мм опоры сколь-
жения дешевле опор качения и габариты их меньше. Надо учитывать
также и такие ценные свойства подшипников скольжения, какими под-
шипники качения не обладают; демпфирование колебаний, бесшум-
ность, работоспособность при высокой частоте вращения; подбором со-
ответствующих материалов можно обеспечить надежность их работы
в широком диапазоне температур и в химически активной среде. Нотерн
на трение и износ в подшипниках скольжения, работающих в режиме
жидкостного трения, не выше, чем в подшипниках качения. Благодаря
этим свойствам опоры скольжения широко применяют в турбинах,
электромашинах, центробежных насосах, центрифугах, шлифовальных
шпинделях, металлообрабатывающих станках, тяжелых редукторах.
Для конструирования и расчета опор скольжения большое значение
имеет исследование процесса трения, так как с трением связаны нагрев
и износ рабочих поверхностен.
Трение в опорах скольжения
Работа опоры скольжения зависит от многих факторов: нагрузки,
материалов трущихся деталей и состояния их поверхности, скорости
скольжения, теплоотвода, рода смазки, ее физико-химических свойств,
243
давления подачи, т-мпепатуры окружаю-
щей среды. Все эт факторы влияют на
работоспособность опоры, ее долговечность
и надежность; с ними непосредственно
связана важнейшая характеристика опоры
скольжения — величина потерь на трение.
Для. оценки этой величины служит услов-
ный коэффициент трения f, связанный с си-
лой трения Т и нагрузкой Р формальной
зависимостью
I р •
Для однотипных подшипников с одина-
ковым соотношением основных размеров
изменение величины f иллюстрируется кри-
Штрибека — Герен (рис. 9.1) в зависимости от безразмерной ха -
вой
рактеристики режима
Р
здесь р — динамическая вязкость смазки; w —угловая скорость
шипа; р — средняя удельная нагрузка. *
При очень малой скорости скольжения (порядка 1 см'мин) тру- .
щиеся поверхности непосредственно касаются друг друга, коэффи-
циент трения почти постоянен (у часто к/п— 1); если смазка отсутствует,
то трение называют сухим’, при очень тонкой масляной пленке (до
0,1 мкм) имеет место граничное трение.
С увеличением скорости скольжения коэффициент трения быстро
уменьшается (участок 1—2), при этом трение переходит в полужид-
Ksamtoe, характеризующееся тем, что поверхности скольжения еще
не полностью разделены слоем смазки, так что выступы неровностей
соприкасаются. В точке 2 начинается участок 2—3 жидкостного
трения: толщина смазочного слоя возрастает от минимальной, доста-
точной лишь для покрытия всех выступов, до избыточной, перекры-
вающей все неровности с запасом. При жидкостном трении рабочие
поверхности полностью отделены друг от друга, и сопротивление отно-
сите.,шному движению их обусловлено не внешним трением контакти-
рующих элементов, а внутренними силами вязкой жидкости. Теорети-
чески наилучшие условия работы подшипника обеспечиваются в точ-
ке 2 — здесь сопротивленце движению и соответствующее тепловыде-
ление наименьшие, но нет запаса толщины слоя; поэтому практически
оптимальные условия будут в зоне справа от точки 2. Расчет подшип-
ника, работающего в режиме жидкостного трения, выполняется на
основе гидродинамической теории смазки. Однако такой режим может
б jtb осуществлен лишь при достаточно большом значении характерис-
тики режима Л, > А.кр, где А,кр — значение характеристики режима
в точке 2. Для опор тихоходных валов это условие в большинстве
случаев не выполняется, а для быстроходных оно нарушается в периоды
пуска и останова, когда частота вращения вала мала.
244
§ 9.2. ЭЛЕМЕНТАРЧЫЙ РАСЧЕТ
П0ДН1ИГТН. JB СКОЛЬЖЕНИЯ
При недостаточной смазке, малой скорости скольжения и большой
удельной нагрузке подшипники скольжения работают в области
1ранпчного и сухого трения (участок /п— 1, рис. 9.1): коэффициент
трения наибольший, величина его постоянная. Критериями работо-
способности опоры служат следующие величины:
р
среднее давление р — , где F — проекция опорной повер-
хности на плоскость, перпендикулярную к вектору нагрузки Р;
произведение pv, где v —окружная скорость шипа (скорость сколь-
жения).
Это произведение связано с работой сил трения и с тепловыделе-
нием в подшипнике; в самом деле, сила трения при отсутствии смазки
может быть определена по закону Амонтона
T=fP=fpF;
секундная работа трения Ат = Tv — fpvF; удельная работа трения,
отнесенная к единице проекции поверхности, равна fpv.
При f ~ const удельная работа трення пропорциональна произ-
ведению pv; чтобы опора пе перегревалась и износ рабочих поверх-
ностей оставался в допустимых пределах, это произведение не должно
превышать допускаемого значения, устанавливаемого для однотипных
подшипников опытным путем. Аналогичное ограничение накладывается
и на величину р. Таким образом, при элементарном расчете опор
скольжения должны быть удовлетворены два условия:
1) ограничение среднего давления во избежание интенсивного
износа
(9.1)
2) ограничение произведения pv во избежание интенсивного нагрева
pn«S[pu|. (9.2)
Для цилиндрического подшипника, несущего ра-
диальную нагрузку Рг (рис. 9.2),
F — bd,
тогда выражение (9.1) примет вид
c-й- вд
Входящая в выражение (9.2) скорость
екольжения, м/с
где d в мм; п в об/мин.
Рис. 9.2. Подшипник с ра-
диальной нагрузкой
245
Диаметр шипа d обычно определяют не р егем на прочность, а
конструктивно — в соответствии с диаметром вала и с учетом необ-
ходимых буртиков или галтелей. Ширину вкладыша b принимают
равной (0,5 -е 1,0) d, в редких случаях, например для самоустанав-
ливающихся подшипников, до 1,5/1. Подшипник с выбранными разме-
рами b и d проверяют по формулам (9.2) и (9.3); если окажется, что
/’ 2> [pl или pv> Ipd, то надо соответственно увеличить b и d, сох-
раняя примерно ранее принятое отношение
При проверке шипа па прочность принимают, что нагрузка Р
Р ь
сосредоточена в середине шипа и изгибающий момент Ми — ~.
Для сплошного шипа расчетное напряжение
Л4„ Ргь
IF 2-0,143 — ^p\d) ‘ (9.5)
Из условия прочности ои Iо]„следует, что при р 0,2 [ст]0
проверять шип на изгиб не нужно; это неравенство всегда удовлетво-
ряется даже для шипа из стали Ст5 при р =с 10 Н/мм2 и -jsS 1. Для
шипов из более прочной стали предельные значения р и соответственно
повышаются. Так как в типичных конструкциях подшипников, раз-
рабатываемых в курсовых проектах, значения р обычно не превышают
10 Н 'мм8 и b d, то практически необходимость расчета шипа на изгиб
отпадает.
В табл. 9.1 приведены средние значения [р] и fpul; ими можно
пользоваться для предварительного расчета подшипников скольжения
тех машин и приводов, которые часто встречаются в заданиях на кур-
совое проектирование деталей машин. Более точные данные для раз-
личных подшипниковых материалов приведены в § 9.3.
Для подшипников точных механизмов и приборов существен-
ное зпаченве имеет момент трения, определяемый по формуле
М^-Т^ ^0,5fpbd2.
(9.6)
9.1. Средние значения CpJ и для подшипников
с чугунными или бронзовыми вкладышами
Тип машины [Р1. Н; ММ* Н, мм*
Редукторы общего казна че-
НИЯ 2—6 4—8
Редукторы тяжелого типа Трансмиссии и контрпри- 6—12 6—20
ВОДЫ . 1—4 3—8
Транспортеры ленточные и
цепные 2—5 2—8
Рис. 9.3. Kd.ibiieaaa
пята
246
С увеличение! йаметра шипа момент трспия возрастает пропор-
ционально квадрату диаметра, при этом чувствительность прибора
соответственно уменьшается. Отсюда следует, что опоры точных меха-
низмов и приборов надо проектировать с возможно меньшим диаметром.
Плеские подпятники
Давление плоской сплошной пяты на подпятник распределяется
по гиперболическому закону — в центре оно весьма велико (теорети-
чески стремится к бесконечности). Для выравнивания давления пяту
делают кольцевой (рис. 9.3); опорная поверхность ее
F = J(d* 8-dS).
Расчет ведут по среднему давлению р и произведению рт\, тогда
формулы (9.1) и (9.2) примут вид
рис«£[рп]. (9.8)
Расчетную скорость оС1 входящую в формулу (9.8), вычисляют на
приведенном радиусе /?пр пяты.
По определению
AlT = 7'^np = /pJ(d3-dp(?np;
отсюда
Kf* л
-J/p(d*-da
Для кольцевой пяты
M^~fp(d*-d$, (9.9)
где
1 43 _ ЯЗ
d2—dj • (9.10)
Расчетная окружная скорость на приведенном радиусе
Рс=®/?пр. (9.11)
Допускаемые значения [р] и 1рц1 для кольцевой пяты примерно
такие же, как и [р] и I/wl для подшипников.
В случае сплошной пяты dQ = 0, расчет ведут по условному сред-
нему давлению
(9.12)
4
247
и по произведению pvc [ро] [формула (9.8)], где су относится к при-
веденному радиусу; на основании формулы ЛЮ) получим
/?np = |d. (9.13)
Для момента трения на основании формулы (9.9) получим
M^^fpd3.
Гребенчатую пяту рассчитывают по тем же зависимостям, что и
кольцевую пяту, но с учетом числа гребней г; на основании формул
(9.7) и (9.9) получим
—^[Р1; (9.14)
pvQ sS [до].
Приведенный радиус /?пр и скорость ос определяют по формулам
(9.10) и (9 11).
Так как теплоотвод от сплошны'' и гребенчатых подпятнике^,
затруднен, то. значения [р] и [pv] для них надо брать на 20—40% ниже
значений [р] и [ри], указанных для радиальных подшипников.
При комбинированной радиальной и осевой нагрузках в подшипник
устанавливают вкладыш с буртом, воспринимающим осевую нагрузку;'
так как в данном случае.бурт играет роль кольцевого подпятника,
то для расчета его служат формулы (9.7)—(9.11).
§ 9.3. ПОДШИПНИКОВЫЕ МАТЕРИАЛЫ
Так как рабочие поверхности шипа и подшипника больше всего
изнашиваются в процессе работы в режиме сухого и граничного тре-
ния, то для уменьшения износа и увеличения долговечности споры
надо подбирать такие сочетания материалов трущихся пар, при кото-
рых коэффициент трения наименьший. Такие пары называют анти-
фрикционными: но так как валы, как правило, делают из стали, то
название «антифрикционные материалы» относят фактически к мате-
риалам, из которых изготовляют вкладыши. Номенклатура таких
материалов весьма обширна: в нее входят черные и цветные металлы
и сплавы, металлокерамика, древесно-слоистые пластики, синтети-
ческие материалы, специальные сорта резины; для опор приборов
применяют искусственные и естественные минералы. В этом пособии
приведен краткий обзор наиболее распространенных подшипниковых
материалов применительно к программе кускового проектирования
деталей машин.
Чугун серый и антифрикционный. Для опор тихоходных валов
при умеренном давлении р ~ 1 -е 2 Н/мм2 и спокойной нагрузке
можно применять вкладыши из серого чугуна марок СЧ 15-32,
СЧ 18-36, СЧ 21-40, СЧ 24-44 (по ГОСТ 1412—70); окружную сш>
рость цапфы рекомендуется ограничить величиной 0,5—2 м/с.
248
Для опор, работающих периодически с продо.пжителиными пере-
рывами, злачею b может быть увеличено до 3—4 Н/мм2 при v -С=
0,5 ho c. Однако во всех ответственных случаях рекомендуется при-
менять для вкладышей вместо обычного серого чугуна отливки из
специального антифрикционного чугуна (табл. 9.2).
9.2. Антифрикционный чугун для подшипников с коль жен ив (по ГОСТ 1585-70)
Марка Твер- дость Ив X арактернстнка Допускаемые значения
Р, Н, мм1 О, м,с pv. Нм
мм2-с
АСЧ-1 180—229 Серый чугун, легированный хро- 0.05 2 0.1
мом и никелем. Предназначен дли работы в паре с закаленный! 9,0 0~2 1,8
или нормализованным валом 0.3
АСЧ-2 190—229 Легирован хромом, никелем, тнта- 0,1 3
ном и медью. Для работы с зака- ленным и нормализованным валом 6,0 0,75 4,5
АСЧ-3 160—190 Легирован титаном и медью. Для 0,1 3 0.3
работы в паре с везакаленным 6,0 0,75 4,5
валом
АВЧ-1 210—260 Высокопрочный чугун, обработан- ный магнием (форма графита — 0.5 5 2.5
12 1.0 12
t шаровидная). Предназначен для работы в паре с закаленным или нормализованным валом
АВЧ-2 167—197 То же, но для работы с незакален- 0.5 5 2.5
ным валом 12 1.0 12
АКЧЛ 197—217 Ковкий чугут. Предназначен для 0,5 *“> 2.5
работы в паре с закаленным или нормализованным валом 12 1.0 12
АКЧ-2 167—197 То же, но для работы с незакален- 0,5 .5 2.5
ным валом 12 1,0 12
Примечания. 1 Предельные значения р и pv не относятся к режиму жидкост-
ного трепня. 2. Для увеличения долговечности опор должны быть соблюдены следующие
условия: тщательный монтаж в отсутствие перекоса; непрерывная качественная смазка;
повышение зазоров по сравнению с установленными для бронаы на 15—30 %, а в случае
значительного нагрева подшипника — до 50 %; приработка на холостом ходу и постепенное
повышение нагрузки до расчетной; недопустимость искрения,
Для уменьшения износа цапф следует подбирать марку антифрик-
ционного чугуна так, чтобы твердость его была ниже, чем у цапфы.
Бронза. Наиболее употребительные марки бронз для подшип-
ников приведены в табл. 9.3. Перечень этот не является исчерпываю-
щим, так как общее количество марок бронз, пригодных для узлсв
трения скольжения, весьма велико, и оно непрерывно пополняется
новыми сплавами, отвечающими повышенным требованиям эксплуата-
ции машин. О составе бронзы можно судить по марке ее, так как
буквы, входящие в обозначение, соответствуют компонентам сплава,
а цифры указывают на примерное содержание этих компонентов в про-
центах. Например, бронза Бр. ОЦС 6-6-3 содержит олова 6%, цинка 6%,
свинца 3%, остальное медь.
249
9.3. Бронза для «ннцвипни-лв
Название Марка X аракте рвет ика
Оловяннощшковое- виицовая Оловяннофосфорная литейная, обрабатыва- емая давлением Без Алюминиевоже пез- ная Алюминневожелезо- марганневая Алюминиевожелезо- свинцовая Свинцовая Оловянные лип Бр.ОЦС 5-5-5 Бр.ОЦС 6-6-3 Бр.ОЦС 4-4-17 (ГОСТ 613—65) Бр.ОФ 10-1 (нестандарт.) Бр.ОФ 6,5-0,15 (ГОСТ 5017—49 оловянные бронзы Бр.АЖ 9-4 (прутки и по- ковки) Бр.АЖ 9-4Л (литейная) Бр.АЖМц 10-3-1,5 (прутки, по- ковки, литье) Бр.АЖС 7-1.5-1,5 (литейная) Бр.СЗО (литейная) гейные бронзы Высокие антифрикционные качества, но умеренная прочность. Широко при- меняют при небольшой и средней удель- ной нагрузке (р 6 Н/мм2) и средней скорости (о =£ 5 м/с); pv^ ЮН-м/(мь^-е) Отличается весьма высокими анти- фрикционными качествами. Применя- ют в ответственных конструкциях при умеренных и значительных нагрузках (р =£ 15 Н/мм2) и средней и повышен- ной скорости; ро =£ 15 Н • м/(мм2 • с) (ГОСТ 493—54**) Высокопрочная бронза с хорошими антифрикционными и антикоррозион- ными свойствами. Применяют при зна- чительных нагрузках и средней ско- рости: р=£20 Н/мм2; ц<4 м/с, ро=£ =£12 Н м/ (мм2 • С) То же. Имеет более высокую плас- тичность но сравнению в предыдущей Применяют только как литейную бронзу при средних значениях р’=£ =£ ЗН/м№; о =£5 м/с; ра^ 12 Н-м/(мм2<) Применяют для подшипников, испы- тывающих значительную ударную на- грузку (до 25 Н/мм2) при понышенной скорости (ц~ до 12 м/с) в условиях жидкостного трения в паре с валом по- вышенной твердости (не менее НВ 250), во избежание износа. Отливка вкла- дышей должна производиться в ме- таллическую форму
Примечание. Значения р и pv, указанные в табл. У.З» не относятся к режиму жядк.остнш’о трения.
Алюминиевый антифрикционный сплав. Для подшипников, вос-
принимающих ударную нагрузку, например для тракторных подшип-
ников, применяют сплав AG4 (3,5—4,5% Sb; 0,3—0,7% Mg, осталь-
ное Al), успешно заменяющий свинцовистую бронзу: он отличается
высокой теплопроводностью, хорошо прирабатывается. Для увеличе-
ния прочности н жесткости вкладышей их штампуют из биметалличес-
кой ленты, получаемой совместной прокаткой полос АСМ и малоугле-
родистой стали типа армко (сталь ОД или 0,8). Наибольшая удельная
нагрузка р ~ до 25 Н/мм2; о до 10 м/с.
250
Латунь пр1' ’^няют л.пя подшипников при небольшой скорости
(до 2 м,с). На*. Jjiee распространенные марки литейной латуни для
вкладышей приведены в табл. 9.4.
8.4. Латунь литеиеея для вкладышей (по ГОСТ 17711—72)
Марка Техническая характеристика и область * применения
ЛАЖМЦ 66-6-3-2 ЛМиОС 58-2-2-2 Литье в кокиль, в землю или центробежное. Применяют при значительной нагрузке, в тихоходных передачах заме- няют оловянную бронзу: р Ж. 12 Н.мм2; pv zg, 10 Н • м,(мм--с)
ЛМнЖ 52-4-1 ЛМиС 58-2-2 Литье в землю. Применяют при легком режиме работы: р 4 Н/мм2; ро 6 Н м, (мм2 • с)
ЛКС 80-3-3 Литье в кокиль и в землю. Применяют для подппппти- ков экскаваторов, дробилок и других машин, работающих в тяжелых условиях с ударной нагрузкой; р до 12 H^ai2; о^2 м/с; pv 10 Н • мДмм2 с)
буквами обозначены компоненты сплава: А — алюминии, Ж —
железо, Мц — марганец, О — олово, С — свинец, К — кремний;
двузначное число показывает примерное содержание меди, последую-
щие цифры — содержание соответствующих компонентов в процентах
(остальное цинк).
Баббит. Сложные антифрикционные белые сплавы, объединенные
общим названием «баббита, характеризуются мягкой основой из олова
или свинца с вкрапленными твердыми зернами сурьмы, меди, щелоч-
ных металлов и пр. По механическим свойствам баббиты значительно
уступают бронзе и чугуну, например у оловянного баббита предел
текучести от = (8 ч- 9) Н.мм2, предел выносливости о_г — 2,5 И. мм2,
поэтому баббпт применяют только для покрытия рабочих поверхностей
подшипников тонким слоем порядка десятых долей миллиметра.
Такой слой предохраняет поверхности шипа и вкладыша подшипника
от заедания и задиров, снижает коэффициент трения и износ в период
пуска и останова машины, прочность же подшипника обеспечивается
достаточно жестким вкладышем из бронзы, чугуна или стали.
Область применения баббитов различных марок указана в табл. 9.5.
Металлокерамические материалы. Пористые' втулки и вкладыши
из медных или железных порошков с различивши присадками изготов-
ляют методом спекания при температуре 830—ПОО3 С и среднем
давлении 300—600 Н.мм2. В процессе изготовления детали, имеющие
пористость 20—30%, пропитывают минеральным маслом, солидолом
или маслографитовой эмульсией. Втулки запрессовывают в гнездо
с натягом, при этом внутренний диаметр уменьшается на 0,6—0,9
величины натяга. Окончательная доводка до расчетного размера долж-
на осуществляться калибровкой, а не резанием во избежание завола-
кивания пор.
251
Металлокерамические втулки применяю' для подшипников сель-
скохозяйственных машин, насосов, ролы., .гов, они выдерживают
высокую удельную нагрузку при малой скорости скольжения.Втулки,
пропитанные маслографитной эмульсией, могут работать продолжи-
тельное время без дополнительной смазки, тогда как втулки с обычной
пропиткой минеральным маслом выдерживают лишь кратковременную
работу без по чачи смазки. Для увеличения срока их службы следует
предусмотреть в конструкции подшипника масляную ванну или резер-
вуар с фитильной подачей смазки, а при повышенной скорости сколь-
жения (v > 1 м с) обеспечить подачу жидкой смазки такими же спо-
собами, как и в конструкциях обычных подшипников.
9.5. Баббиты для заливки подшипников
Марка баббита Область применения
Б83 Подшипники паровых турбин, турбогенераторов, двигателей внутреннего сгорания; выдерживают ударную нагрузку до р^2 Н мм2
Б16 Подшипники электродвигателей, тракторов, компрессоров, шаровых мельниц—при умеренной ударной нагрузке; pv^ 10 Н • м/(мм2 • с)
Б6 То же; ртг^5 Н-мДмм2-с)
БН Подшипники паровых турбин и электродвигателей средней мощности, поршневых и других машин, работающих с удар- ной нагрузкой; р ^20 Н.'мм2; Н-м/(мм2-с)
БК А БК2 Подшипники прокатных станов, металлообрабатывающих станков, редукторов, поршневых и других машин, работающих как при спокойной, так и ударной нагрузке; р ^20 Н/мм2; Н м/(мм2 с)
П р н м е ч тренин. а и и е. Значения pv не относятся к работе в условиях жидкостного
Основные характеристики подшипников с металлокерамическими
втулками приведены в табл. 9.6.
Графитовые втулки могут работать без смазки в широком диапа-
зоне температур и в химически активной среде, разъедающей металл.
Втулки, прессованные из чистого графита, отличаются значительной
пористостью. Поры могут быть заполнены свинцом или баббитом,
что позволяет значительно повысить нагрузочную способность под-
шипника. Для уменьшения пористости в графит добавляют фенол-
формальдегидную смолу; втулки, прессованные из такой смеси, назы-
вают пластиграфитовыми.
252
5.6. Металлокердмв”гише втулки
^4- е—у-- Хшг-мческкй состав Пористость, % Значения р (Н, ад2) при v (м/с), равной
0.5 1 2 3
Броязографит: 9—10% олова, до 3% • 15—20 7 6 5 3,5
графита, остальное медь 20—25 6 5 4 3
25—30 0 4 3 2.5
Желемграфит: 97—99% Fe; остальное 15—20 8,5 8 6.5 4,5
графгг 20—25 7 6,5 5,5 3,3
25—30 5,5 5 4 2.5
При работе без смазки коэффициент трения f ~ 0,15 4- 0,20;
с водяной смазкой он уменьшается до 0,06—0,10. Втулки с гладкой
поверхностью могут работать в режиме жидкостного трения с мине-
ральным маслом, а при большой скорости и малой нагрузке — с газо-
вой или воздушной смазкой. Основные характеристики графитовых
‘ втулок приведены в табл. 9.7.
9.7. Графитовые втулки
у Материал Марка Предельные значения удельной нагрузки р. Н,мм\
при и 1 М/С
без смазки С водой с маслом вид у стр Ш1ЛЬ- ным 45
Графат чистый 1,5
Графит со свинцом св 1—1.5 15 10
Графит с баббитом БН 1 — 1,5 14 10
П.иастсграфит' АТМ-1 1—1,5 13 8
Пластмассы. Исходным материалом для пластмассовых вклады-
шей и втулок служат термореактнвные и термопластичные смолы
е различными наполнителями. Термореактивные смолы затвердевают
в пресс-формах при определенной температуре и давлении и при пов-
торном нагреве не меняют формы; к их числу относится фенолформаль-
дегидная смола, получаемые из нее материалы известны под названием
карболит, бакелит, текстолит (с наполнителем из хлопчатобумажной
ткани), волокнит и пр. Термопластичные смолы при повторном наг-
реве снова становятся вязкими и плавятся, поэтому изделия из них
могут перерабатываться; для подшипников используются главным
образом полиамидные смолы, например капрон, нейлон, смолы марок
Пб, П68, АК7 и пр.
Пластмассы отличаются большой износостойкостью, имеют срав-
интельно низкий коэффициент трения в паре со стальным валом;
абразивные частицы, попадающие в подшипник, вминаются в пласт-
массу и не повреждают трущиеся поверхности. Для повышения анти-
253
фрикционных свойств в полиамидные смолы вводят специальные при-
садки — тальк, графит, дисульфид молибдена; при добавлении при-
мерно 1% MoS2 и работе без смазки коэффициент трения по стали
f « 0,06.
Подшипники с пластмассовыми вкладышами применяют в прокат-
ных станах, в машинах, работающих в пыльной среде, например
в цементной промышленности, в сельскохозяйственных машинах;
они хорошо работают в опорах с возвратно-вращательным движением;
удовлетворительно работают в узлах трения, смазываемых водой,
однако грузоподъемность и износоустойчивость их при этом снижаются.
Основные характеристики некоторых пластмасс приведены в
табл. 9.8.
9.8. Пластмассы для подшипников
Свойства Текстолит Полиамидные смолы
П6, П68 АК7 Капрон
Плотность, г/см3 Температура плавления, °C Твердость НВ Коэффициент теплопроводности, Вт/(м • °C) Допускаемая рабочая темпера- тура, °C Допускаемое давление р, Н/мм2 (при смазке маслом с услов- ной вязкостью 2—6 ’ВУ) Коэффициент трения по стали без смазки 1,3—1,4 30—35 0,18—0,35 До 80 При о = 2 м/с ps£ 10 При о=6 м/с р -г 4 pv 20 Н • м/(мм2 • с) '0,12—0,18 1,12 220 14—15 С Н При 6,5 1,14 240 15—18 ,29—0,34 е выше 0«и1-т- 20 1,10—0,1 1,13 215 10—12 90 4 м/с 7,5
Так как коэффициент теплопроводности пластмасс очень мал
(в 200—300 раз меньше, чем стали), то теплоотвод в корпус подшипника
весьма затруднен. Для улучшения теплоотвода вкладыши изготавли-
вают с металлическими наполнителями или же делают по возможности
тонкостенными.
Древесно-слоистые пластики (ДСП) применяют для вкладышей
подшипников гидротурбин, гидравлических насосов и других машин,
работающих с водяной смазкой. По техническим данным ДСП доволь-
но близки к текстолиту. Основные свойства — см. ГОСТ 8697—58**.
Пластифицированная древесина (лигностон) — из прессованных
брусков березы или бука с пропиткой — применяется для подшипни-
ков легких прокатных станов и транспортеров при удельной нагрузке
р не свыше 10 Н/мм2 и v 1 м/с.
Лигнофолевая (древесная) крошка. Цельнопрессованные вкла-
дыши применяют для подшипников мелких прокатных станов, опле-
точных машин кабельной промышленности и других механизмов
с легким режимом работы: р 6 Н/мм2, v 1 м/с.
254
Все древесные пластики лучше работают с водяной смазкой, от
минеральных масел они разбухают.
Текстолитовая крошка служит для изготовления вкладышей мето-
дом прессования — для тяжелонагруженных подшипников, работаю-
щих при небольшой скорости; из-за низкой теплопроводности тексто-
лита применение их ограничено. Подшипники с металлическими вкла-
дышами, облицованными текстолитовой крошкой, при смазке водой
и скорости v = 1 -т- 4 м/с допускают р = 9 <- 15 Н/мм2. Для вклады-
шей, облицованных текстолитовой крошкой с присадкой фторопласта-4,
при тех же условиях р = 15 -н 20 Н/мм2, f « 0,005, но при смазке
маслом р 11 Н/мм2, f ~ 0,008.
Резина применяется для облицовки рабочих’поверхностей вклады-
шей подшипников гидротурбин, турбобуров, водяных насосов и
других машин, работающих с водяной смазкой. Допускаемое среднее
давление р до 2 Н/мм2 для мягкой резины и до 5 Н/мм2 для твердой
вулканизированной резины. Вкладыш с мягкой резиной, имеющий
продольные канавки, хорошо работает даже в загрязненной среде:
абразивные частицы легко выносятся водой через продольные канавки
и не повреждают поверхность шипа.
§ 9.4. КОНСТРУКЦИИ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
Неразъемные подшипники наиболее просты по конструкции; их
отливают из серого чугуна марки СЧ 18-36 и выше. Растачивают обычно
для работы непосредственно с валом (без вкладыша) под посадку Х4,
но могут быть расточены и на больший диаметр для установки втулки
из антифрикционного чугуна или бронзы. Область применения: опоры
тихоходных валов с небольшой нагрузкой (в сельскохозяйственных
машинах, лебедках с ручным приводом, транспортерах) р 1 Н/мм2,
pv 0,5 Н/мм2 -с. Для подшипников с втулками значения р и pv
могут быть повышены в соответствии с материалом втулки и условиями
работы.
Разъемные подшипники с вкладышем широко применяют для опор
валов механических передач—ременных, цепных, фрикционных, откры-
тых зубчатых, а также для лебедок, транспортеров и пр. Корпус и крыш-
ку отливают из чугуна СЧ 15-32 или стали 35Л, вкладыши — из
антифрикционных материалов в соответствии с условиями работы.
В приложении (табл. П34— П36) приведены основные типоразмеры
разъемных подшипников и чугунных вкладышей к ним по нормалям
машиностроени я.
На рис. 9.4 показан разъемный подшипник с кольцевой смазкой
(по нормали электропромышленности); смазка осуществляется двумя
свободно висящими латунными кольцами (см. рис. 9.4). Подшипники
этого типа применяют для цапф диаметром от 100 до 500 мм при ок-
ружной скорости у от 2 до 12,5 м/с. При v <; 2 м/с надо подводить
Дополнительную смазку (рис. 9.5). При v > 12,5 м/с переходят к кон-
струкции подшипника с принудительной циркуляционной смазкой
под давлением, регулируемым калиброванными шайбами в пределах
0,25—0,50 бар (рис. 9.6).
255
Рис. 9.4. Подшипник с кольцевой смазкой
Рис. 9.5. Подшипник с комбинированной смазкой
256
Рис. 9 в. Подшипник с циркуляционной сказкой
Рис. 9.7. Редуктор с валом на подшипни sax скольжения
Зсероечлче подшчпрчки монтируют непосредственно в корпусе
ьшппт. Такое устройство характерно для подшипников редукторсз,
паровых туобин, турбогенераторов и электрических машин. На рис. 9.7
показана типичная конструкция опоры тихоходного вата редукторов,
предназначенных' для приводе® от электродвигателей мощностьд»
до 10 кВт при частоте вращения ведущего вала 760—’ООО об/мин;
втулка из антифрикционного чугуна устанавливается в корпус с не-
большн” натягом и удерживается от проворачивания ниппе тем для
9 Сак. 220 25’
Рис. 9.8. Стальной вкладыш с баббитовым слоем
колпачковой масленки.
УЗмазка консистентная,
'поступает в подшипник
периодически по мере
подвертывания крышки
масленки; режим жидко-
стного трения здесь,
конечно, не обеспечи-
вается.
Вкладыши. Наиболее
просты по конструкции
неразъемные вкладыши-
втулки, изготовляемые
из антифрикционного чугуна или из бронзы. Размеры гладких цплпв-
дрических втулок по ГОСТ 1978—73 приведены в приложении,
табл. П37. Втулки предназначены главным образом для неразъемных
подшипников, но могут устанавливаться и в разъемных конструк-
циях (см., например, рис. 9.7). На рис. 9.8 показана стальная
втулка с баббитовым слоем, с двумя канавками для смазки,
поступающей под давлением через боковые отверстия, просвер-
ленные с обеих сторон. Такие втулки применяют для тяжелонагру-
женных подшипников при условии обеспечения режима жидкостного
трения, например для прокатных станов. Для предохранения втулок
от проворачивания их ставят в корпус с натягом или фиксируют штиф-
тами, виндами, ниппелем колпачковой масленки.
Основной недостаток неподвижных втулок заключается в том, что
в процессе эксплуатации они изнашиваются неравномерно, причет
зазор между цапфой и вкладышем нельзя отрегулировать. Поэтому при
переменных нагрузках или при неполном вращении шппа (качательнсм
движении) рекомендуется устанавливать втулки, которые имеют зазор
не только в сопряжении с шипом, но и с корпусом. Под действием
переменной нагрузки такая втулка поворачивается относительно кор-
пуса. что и обеспечивает более равномерный износ ее. Для улучшения
смазки внутренней и внешней поверхности втулки служит ряд радиаль-
ных отверстий.
Разъемные вкладыши изготовляют обычно из двух частей со стыком
в плоскости разъема подшипника. Толщина стенки стального или брон-
зового вкладыша примерно
0,03 d + (1 — 3) мм, чугунного
примерно 0,03 d + (2 — 5) мм.
При значительной нагрузке
на подшипник деформация
вкладыша может привести к
защемлению вала; во избежа-
ние этого следует делать стык
половин вкладыша ступен-
чатым или устанавливать
штифты (рис. 9.9). Посадка
вкладыша в корпус обычно
258
AAA т
7i7' T' чадыш не проворачивался, ставят закрепительную
втулку или штифт (рис. 9.10), размеры которых даны в табл. 9.9.
9.9. Размеры закрепительных штифтов и втулок, мм (обозначения см. рис. 9.16,
D До 25 28-49 45-70 75—90 96—120
d 1 6—8 8—16 1 '1 О С4! 12—14 16—30 16—18 20—40 18—20 30—45
На рис. 9.11 показана конструкция опоры вала редуктора для ра-
диальной нагрузки: вкладыши без буртов удерживаются от провора-
чивания и осевого перемещения штифтом. Смазка поступает из корпуса
редуктора по каналам, профрезерованным в плоскости разъема,
попадает в кольцевую проточку под вкладышем и через сверления
в последнем — в зазор между шипом и вкладышем. Для обеспечения
смазки в начальный момент пуска имеется отверстие в крышке с нарез-
кой под колпачковую масленку.
Рис. 9.11. Конструкция подшипника редуктора при ра-
диальной нагрузке
Рис. 9.10. Фиксация вкладыша;
а — втулкой; б — штифтом
А-А
Рис. 9,12. Вкладыш
для радиальной и
осевой нагрузок
9»
259
Рис. 9.13. Конструкция опоры для радиальной и небольшой осевой
нагрузки
При наличии осевых усилий вкладыш делают с буртиками, воспри-
нимающими осевую нагрузку (рис. 9.12); размеры вкладышей из брон-
зы или чугуна без заливки: ~слщина s = 0,03 d 4- 2 -е 5 мм; высота
буртика Н = (1,1 4- 1,3) s 4- 5 мм; ширина буртика h = 0.5Я.
Если осевая нагрузка чепелика, то буртики можно делать не на
в кладыше, а на самом валу (рис. 9.13).
Если на опору девствует постоянная по направлению значительная
осевая нагрузка, как в ред> кторах с коническими зубчатыми колесами
или в нереверсивных червячных редукторах, то буртик на вкладыше
делают с одной стороны, с другой же стороны вкладыш упирается
в крышку (рис. 9.14). Точная установка вкладыша регулируется ка-
либрованными стальными прокладками, располагаемыми между крыш-
кой и корпусом подшипника. На рис. 9.15 представлены конструкции
Рие. 9.14. Конструкция спорь, для радиальной и односторонней
осевой нагрузок
260
Рис. 9.15. Конструкции вкладышей
подшипников редукторов
вкладышей с баббитовой заливкой для подшипников редукторов:
’тип а — вкладыш без бурта только для радиальной нагрузки: тип и —
вкладыш с одним буртом, имеющим торцовую заливку баббитом,
воспринимает радиальную и одностороннюю осевую нагрузку. Вкла-
дыши Для подшипников с принудительной циркуляционной смазкой
пед давлением показаны на рис. 9.16; тип а — для радиальной наг-
рузки; тпп б —для радиальной и осевой нагрузок, действующих
в любом направлении.
Толщина слоя баббита должна быть возможно меньше — порядка
0,1—0,5 мм, так как с увеличением ее усталостная прочность слоя
баббита уменьшается. В справочной литературе нередко рекомендуется
определять толщину слоя заливки в зависимости от диаметра вала,
Рис. 9.16. Конструкции вклады-
шей зля подшипников е цирку-
ляционной смазкой под давде-
НИРМ
261
Рис. 9.17. Расположение смазочной канавки
порядка 0,01 d 4- (0,2 ч- 0,5) мм и предусматривать для лучшего сцеп-
ления пазы или нарезку на поверхности вкладыша глубиной 0,5—0,8
от толщины слоя баббита или же оставлять поверхность вкладыша
грубообработанноп со следами резца. Такую рекомендацию можно до-
пустить только в случае заливки антифрикционным сплавом, плохо
пристающим к матер налу вкладыша (например, баббит по чу-
гуну).
Для распределения смазки по длине вкладыша на его внутренней
поверхности делают канавки или выемки (карманы). Их располагают
в месте подвода смазки. При постоянной нагрузке и постоянном нап-
равлении вращения ограничиваются одной канавкой, при переменном
вращении необходимы две канавки. Расположение канавок в разъем-
ном вкладыше схематически показано на рис. 9.17. Чтобы ограничить
поток масла в направлении к торцам вкладыша, канавки не доводят
до торцов, оставляя расстояние а ~ (0,06 0,1) Ь; ширина канавки
ft (0,15 0,25) d, рекомендуемые размеры канавок приведены в
табл. 9.10.
9.10. Размеры смазочных канавок, мм (обозначения см. рие. 9.17)
Диаметр а Л е
До 60 5 14 6
Св. бе до so 6 16 8
» so > 90 S 20 10
» 90 » ПО S 25 12
» 110 » 140 10 32 11
» 140 г 1S0 12 40 16
» ISO » °60 15 60 20
» 260 » 380 20 80 24
» 380 » 500 25 100 32
262
§ 9.5. СМАЗОЧНЫЕ Г ’ ""ХЛЫ
Для смазки подшипников, работающих с большой удельной на-
грузкой при малой скорост и скольжения, можно применять консистен-
тиьи смазки. Для смазки подшипников скольжения, работающих
в любом режиме — от жидкостного до граничного трения, служат
главным образом жидкие нефтяные масла и в особых случаях — син-
тетические масла.
Для оценки жидких масел большое значение имеют два показателя:
смазочная способность (или маслянистость) и вязкость. Смазочная
способность характеризует свойство масла уменьшать трение и износ
при работе в режиме граничного и отчасти полужидкого тоения. Это
свойство связано с прочностью тонкой адсорбированной пленки,
образующейся на поверхностях скольжения; при повышении темпе-
ратуры в рабочей зоне подшипника до некоторой критической величи-
ны зта пленка разрушается: возникает сухое трение, что влечет за
собой дальнейшее повышение температуры и схватывание трущихся
поверхностей. Критические температуры для некоторых сортов
масел приведены в табл. 9.11 .Для повышения критической температуры
и улучшения смазочных свойств масел применяют различные присадки,
содержащие серv, хлор, барий, например пр1гсадки АзНИИ-ЩйАТИМ
(ГОС” П89—54), Щ1АТИМ-339 (ГОСТ 8312—57*) и пр.
9.11. Критическая температура
текотогинх масел
Марка масла Вязкость кинемати- ческая, сСт Критическая темпе- ратура, СС Температура вспыш-
при БО °C при 100 °C
11 ндустриалыюе 12 — 165 165
Тупбнг юе 22 22 — 120 1X0
Турбинное 30 ю — 140 180
И ндустп и „ль ное 50 50 — 140 180
Автотрактоьног ЛК 10 — 10 150 210
Авиационное МС*20 — 20 165 250
9.13. Температурная поправка
Плот- ность, г/ем3 Темпера- турная nonpaiita на 1° Плот- ность. г/емд Темпера- турная поправка на 1°
0,80—0.81 ОД 1—0.82 0,82—0,83 0.83—0.84 0,84—0.85 0.85—0,86 0,86—0.87 0,87—0,88 0,000765 0ДО1752 0'100738 0,000725 0,000712 0.00069!) 0Д00686 0,000673 0.88—0.89 0.89—0,90 0,90—0,91 0.91—0,92 0Д2—0,93 0.93—0,94 0,94—0,95 0,95—0,96 0,000660 0.00Ы.47 О.ОгОгЗЗ 0,000620 0,000607 0,060591 0.000581 O.OUOJ67
В гидродинамические расчеты входит динамическая вязкость р,
Н -с/м2.
В технических условиях на смазочные пасла указывают обычно
кинематическую вязкость v, Ст или сСт.
Для перехода от кинематической вязкости в сСт к динамической
в Н -с/м2 служит формула р, = 10 8pv, где р в г/см:‘.
263
Плотность масла зависит от температурь1
Рл = Рго — М* — 20),
где р»в — плотность масла при t = 20° С;
Л — температурная поправка, указанная в табл. 9.12.
Основные технические характеристики некоторых марок масел,
применяемых для смазки подшипников скольжения, приведены в
табл. 9.13.
9.13. Нефтяные масла для смазки подшипников скольжения
Марка масла Вязкость кинематическая, сСт
при 50е С при 100 °C
Индустриальные масла (по ГОСТ 1707—51): индустриальное 12 . » 20 > 30 > 45 50 Турбинные масла (по ГОСТ 32—74): турбинное Т.» Тзо • > т4в * Tf>7 Автотракторные масла (по ГОСТ 1862—63): автотракторное АК-20 . » АК-15 трансмиссионное (по ГОСТ 542—50): зимнее летнее Авиационные масла (по ГОСТ 1013—49*): авиационное МС-14 » МС 20 » МК-22 » МС-24 10—14 17—23 27—38 38—52 42—58 20—23 28—32 44—48 55—59 5=70 S= 135 5s 92 =>157 Ss 192 3=192 5=10 3=15. 17.9—22.1 28,4—32,3 5s 14 3=20 5s 22 =5 24
Вязкость масла при повышении температуры уменьшается. На
рис. 9.18 представлены кривые, выражающие зависимость динами-
ческой вязкостп от температуры для индустриальных и турбинных
масел. Можно также пользоваться приближенной зависимостью,
дающей достаточно точные результаты в интервале температур от
50 до 100° С:
/50\«»
I1/— ,
где t — рабочая температура масла, ° С;
т — показатель степени, зависящий от сорта масла; средние
значения его в зависимости от кинематической вязкости
(сСт) следующие:
при v50 = 20 30 40 50 70 90 120 и более
т = 1,9 2,5 2,6 2,7 2,8 2,9 3,0
264
/ — турбинное 46; 2 — индустриальное 45; 3 — турбинное 30, ин-
дустриальное 30; 4 — турбинное 22; 5 — индустриальное 20
С возрастанием давления в смазочном слое вязкость масла увели-
чивался; для практических расчетов пользуются эмпирической фор-
мулой Баруса
Рр = рве“₽,
где ро — вязкость при атмосферном давлении; е = 2,718; р в Н/мм2;
а — 1ьезокоэффициен'- зависящий от copra масла, температуры
и давления в масляном слое. Для нефтяных масел принимают а =
= (2 я- 3) IO-8. При давлении до 5 Н мм2 изменение вязкости обычно
не учитывают, но при р = 6 Н/мм2 вязкость возрастает примерно
на 20%, а при р = 10 Н мм2 на 25—35%. Следовательно, при расчете
подшипник ж с большой удельной нагрузкой надо принимать во вни-
мание зависимость р от р.
§ ДА. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИ;’' РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
В условиях жидкостного трения в смазочном слое, находящемся
между двумя поверхностями (рис. 9.19), возникают гидродинами-
ческие силы, зависящие от скорости движения, вязкости и плотности
масла и толщины слоя в рассматриваемом сечении. Эта зависимость
для ламинарного потока вязкой жидкости выражается обобщенным
уравыщием Рейнольдса
jpf'/r* = 12рИ+б5-(рС//1) + 6^-(р^А)+12Л^,
ox \ р. dxj * dz \ ц dz ] ‘ ах х‘ 7 dz 4 1 dt ’
(9.15)
Где U, V и W — компоненты скорости элемента Л относительно
элемента Б в направлении осей ох, оу и ос; р —
динамическая вязкость; р — плотность масла;
й — толщина масляного слоя.
2G5
Рис. 9.19. Движение плоской пласти-
ны по смазочному слою
Для ус повившегося движения
с постоянной скоростью в направ-
лении оси аг имеем U = const;
V = 0; W = 0; если не учитывать
течение масла в направлении осн
Ог, т. е. предположить, что длина
элемента А в направлении этой
оси бесконечно велика, то = 0;
усредняя значения р и р по всей
нагруженной зоне смазочного слоя
и считая их постоянными, получим
^ = 0-
dt ’
дх \ дх/ дх' 7
h3^ = 6fiUh+C.
Постоянная интегрирования определится из условия; при ртах
толщина слоя h = hm, — следовательно,
С = —
и окончательно
dp__
(9.16)
это выражение может быть применено
нику. Шип, несущий радиальную
нагрузку Рг и вращающийся с угло-
вой скоростью ш, под действием
гидродинамических сил всплывает
в смазочном слое, смещаясь в сто-
рону вращения. Положение его в
подшипнике определяется эксцентри-
цитетом в и углом между линией
центров и направлением нагрузки
(рис. 9.20).
Начало несущей зоны определяется
углом <рь а конец — углом ф», отсчи-
тываемыми от линии центров; да-
вление достигает максимума в сече-
нии, расположенном под углом фга
к линии центров. Толщина смазоч-
ного слоя в произвольном сечении
иод углом <р к линии центров (см.
рис. 9.20) определится из уравнения
и к цилиндрическому подшкп-
Рие. 9.20. Положение шипа в под-
шиннике при жидкостном трении
h = R — г cos у — е cos (180 — ф),
266
где R и г — радиусы подппптппка и шипа; так как угол у весьма мал,
то можно пр hi b
R — г cos у «й R — г = 6,
где 6 — радиальный зазор; обозначив отношение у = X (относительный
эксцентрицитет), получим
/г = 6 (1 +xcos ср); (9.17)
при <р = <рт, т. е. для сечения, в котором р = ргаах, имеем
Л,а = 8 (1 + х cos <pm). (9.18)
Наименьшая толщина будет в сечении, совпадающем с линией
центров, т. е. при ср = 180°, следовательно,
^ = 6(1-х). (9.19)
Возвращаясь к выражению (9.16) и переходя к полярным коорди-
натам, заменим h и hm в соответствии с уравнениями (9.17), (9.18);
dx — rdq>; U = гы;
обозначим у=i|5 (относительный зазор); для цилиндрического под-
ппшника получим
dp _g [>ы х (cos lP — cos 'Pm),
dip -ф3 (l+ycostp)3 ’
отсюда давление на единицу поверхности в сечении под углом <р
<р
л _r!^£ С у. (coscp —cos срт) Ит.
/ ф Ф* J (14-х cos ср)» ч’
Ф1
давление на бесконечно малую поверхность brdtp будет
ф
pjr dtp = 3 bd d<p.
'Т Т -Ср2 ,) (14-V cos ср)3 *
Т1
По условию равновесия сумма проекций элементарных сил па
направление внешней нагрузки должна равняться этой нагрузке:
<р, <р
3 njH' $х (^+Фх7м У1 d(p сО!Нл ~+т«) J d(p=(9-2°)
Ф1 ф>
Обозначим
Фя Ф
3 S j KJ+y^ZJ<m)dcpГ-cos(<р + фв)1 = Фр,
Ф, Ч>1
где ФР — безразмерная величина, называемая коэ-.ЭДтциентом иагру-
женности подшипника; уравнение (9.20) примет вид
(9.21)
267
Рве. 9.21. Схема 120°-ного подшип-
Коаффициент нагруженностп Фр
находят денным интегриро-
ванием с учетом конечной длины
подшипника и границ <рь <р2 сма-
зочного слоя. Подшипник назы-
вают полным, если он охватывает
шип по всей окружности и смазка
подается в зону максимального за-
зора; при дуге охвата 180° и под-
воде смазки в плоскости, перпен-
дикулярной к вектору нагрузки,
подшипник называют половинным;
если в месте подвода смазки сде-
ланы выемки (карманы), уменьшаю-,
щие эффективный угол обхвата до
120° (рис. 9.21), то подшипник
называют 120°-ным и т. д.
ника В табл. 9.14 приведены значе-
ния ФР для полного, половинного и
120°-ного подшипников в зависимости от относительного эксцентри-
цитета е и отношения bid.
При расчете подшипника нагрузка Рг и угловая скорость<визвестим,
смазка выбрана, размеры Ь и d определены в процессе расчета шипа,
относительный зазор ф назначен в соответствии с требуемой посадкой;
на основании уравнения (9.21) вычисляют
Фр
fibtbd
(9.22)
Далее, определив по соответствующей таблице величину %, находят
минимальную толщину смазочного слоя /гга4п по формуле (9.19).
Для обеспечения жидкостного трения должно быть удовлетворено
ftmln
условие 1, где — критическая толщина слоя:
^кр = Rzl Rz2 + Уо< (9.23)
где и R.2— средние значения неровностей рабочей поверхности
шипа и подшипника по ГОСТ 2789—73 в зависимости от шероховатости
поверхности; ув — прогиб шипа, определяемый по формуле
Уо = 1 ДУтах (9.24)
гае ушая — максимальный прогиб вала; b — ширина вкладыша (длина
шипа); L — расстояние между серединами опор.
Трение в подшипнике. Смазочный слой оказывает сопротивление
вращению шипа, зависящее от вязкости жидкости и градиента скорости
dU dh; удельное сопротивление или сила вязкого сдвига по закошу
Ньютона
268
9.14. Безразмерный коэффициент Фр пагруженности подшипника
Подшип- ник ъ d г
0,3 ’ 0,4 0.5 0.6 0,65 0,7 0,75 0,8 0,85 0,9 0,926 0,95 0,975 0.99
0,4 0,070 0,110 0,174 0,267 0,333 0,423 0,551 0,767 1,169 1,951 3,133 5,330 13,23 45,32 '
0,5 0,106 0,166 0,263 0,399 0,106 0,627 0,821 1,121 1,688 2,773 4,396 7,320 17,59 57,0с
0,6 0,149 0,232 0,363 0,547 0,677 0,851 1,093 1,496 2,227 3,598 5,630 9,188 21,46 66,48
0,7 0,196 0,303 0,171 0,704 0,867 1,082 1,381 1,877 2,758 4,286 6,779 10,90 24,77 73,06
0,8 0,216 0,380 0,584 0,865 1,060 1,316 1,667 2,247 3,2.54 5,195 7,818 12,41 27,55 79,00
Полный 0,9 0,299 0,458 0,609 1,025 1,252 1,544 1,943 2,599 3,737 5,775 8,742 13,67 29,88 84,64
1,0 0,354 0,539 0,814 1,184 1,437 1,764 2,203 2,928 4,156 6,466 0,553 14,78 31,82 88,55
1,1 0,109 0,619 0,927 1,333 1,615 1,971 2,4.50 3,231 4,556 6,889 10,26 15,73 33,47 91,75
1,2 1 0,461 0,608 1,036 1,482 1,778 2,163 2,676 3,509 4,807 7,353 10,88 16,55 34,86 94,45
1J 0,518 0,775 1,141 1,617 1,940 2,345 2.884 3,762 5,224 7,862 11,43 17,27 36,05 96,73
1,5 0,622 0,921 1,336 1,868 2,221 2,664 3,218 4,198 5,760 8,447 12,33 18,42 37,97 100,39
0,1 0.089 0,1 И 0,216 0,339 0,431 0,573 0,776 1,179 1,775 3,195 5,055 8,39 21,00 65,26
Половин- ный 0,5 0,133 0,209 0,317 0,193 0,622 0,819 1,098 1,572 2,428 4,261 6,615 10,71 25,62 75,86
0,6 0,182 0,283 0,427 0,655 0,819 1,070 1,418 2,001 3,036 5,214 7,9,56 12,64 29,17 83,21
0,7 0,231 0,361 0,538 0,816 1,014 1,312 1,720 2,399 3,580 6,029 9,072 14,14 31,88 88,90
В 0,8 0,287 0,430 0,647 0,972 1,199 1,538 1,965 2,754 4,053 6,721 > 9,992 15,37 33,99 92,89
§
Продолжение таэл. 9.14
Подшипник ь а Z
О 3 0.1 U.Б 0,6 о« 0.7 0,75 ол 0,85 0,9 O.J2& 0,95 0,975 0,99
0,9 0,339 0,515 0,754 1,118 1,371 1,745 2,248 3,067 4,459 7,291 10,75 16,37 35,66 96,35
1,0 0,391 0,589 0,853 1,263 1,528 1,929 2,469 3,372 4,808 7,772 11,38 17,18 37,00 98,95
Половил- U 0,440 0,658 0,917 1,377 1,669 2,097 2,664 3,580 5,106 8,186 11,91 1 7,86 38,12 101,15
ный 1,2 0,487 0,723 1,033 1,489 1,796 2,247 2,838 3,787 5,364 8,533 12,35 18,43 39,04 102,90
1,3 0,529 0,784 1,111 1,590 1,912 2,379 2,990 3,968 5,586 8,831 12,73 18,91 30,81 104,42
1,5 0,610 0,891 1,248 1,763 2,099 2,60 3,242 4,266 5,947 9,304 1 3,34 19,68 41,07 106,84
0,4 0,072 0,132 0,198 0,325 0,448 0,602 0,846 1,259 2,050 3,706 5,497 9,73 25,73 83,10
0,5 0,103 0,188 0,261 0,463 0,620 0,826 1,144 1,676 2,674 4,717 6,880 12,57 29,33 90,50
ч 0,6 0,135 0,245 0,364 0,592 0,788 0,979 1,120 2,052 3,209 5,556 7,991 13,55 32,72 95,52
0,7 0,166 0,209 0,441 0,709 0,935 1,221 1,656 2,365 3,654 6,213 8,849 14,80 34,30 99,03
0,8 0,195 0,349 0,512 0,815 1,068 1,385 1,862 2,632 4,013 6,749 9,537 15,78 35,86 101,, и
120°-ный 0,9 0,221 0,395 0,576 0,909 1,184 1,525 2,043 2,856 4,312 7,181 10,08 16,56 37,19 103,79
1,0 0,245 0,436 0,633 0,992 1,235 1,641 2,185 3,042 4,540 7,508 10,53 17,22 38,08 105,47
1,1 0,276 0,473 0,633 1,064 1,372 1,749 2,311 3,206 4,766 7,800 10,90 17,70 38,90 106,84
1,2 0,286 0,506 0,722 1,126 1,148 1,838 2,419 3,335 4,941 8,075 11,21 18,13 39,58 107,98
1,3 0,303 0,535 0,766 1,181 1,513 1,914 2,519 3,150 5,089 8,283 11,47 18,49 40,15 108,93
1,5 0,332 0,583 0,831 1,271 1,622 2,041 2,663 3,667 5,328 8,618 11,89 19,06 41,06 110,48
Сила трепля по всей поверхности шипа
7'=\ Ьс1Фт,
где Фг—безразмерный коэффициент сопротивления вращению: для
расчета подшипника удобнее пользоваться условным коэффициентом
трения
и отношением
/ Фг
Ф ~Фр’
Значения приведены в табл. 9.15. При % 0,8 достаточно точные
результаты дает формула Орлова
^ = 0Р+°'55(гГ: |9'25)
при ’’ d множитель принимают равным 1. Эта формула удобна
тем, что входящие в нее множители — безразмерные величины.
Мощность, затрачиваемая на преодоление трения в подшипнике, Вт
Nr = fPru. (9.26)
При установившемся режиме работы количество тепла, выде-
ляющегося в единицч ее жени. выражается Teh. же уравнением (9.26).
Для теплового равновесии необходимо, чтобы выделяющееся тепло
непрерывно отводилось от подшипника. Если пренебречь отводом
тепла по валу, то уравнение теплового баланса будет иметь вид
= + (9.27)
где 1ЕП — количество текла, отводимого через корпус подшипника
в окружающую среду, Вт; Фф — количество тепла, отводимого цир-
кулирующим маслом, Вт.
Теплопередача представляет собой сложный процесс теплообмена
конвекцией, теплопроводностью.и излучением. Так как при сравни-
тельно низкой температуре подшипника, не превышающей обычно
100“ С, доля теплоизлучения весьма мала, то для определения й"п поль-
зуются формулой
= (ZM-/B), (9.28)
где k — коэффициент теплопередачи, Вт/м2 -СС;
F — наружная поверхность подшипника, омываемая воздухом, м2;
t,, — средняя температура смазочного слоя-
tB — температура воздуха, омывающего подшипник.
271
9.15. Значение отпошешгя —= Jl-
Подшип- ник ь X
d о.з 0.1 0.5 0.6 0.65 0.7 0.75 0.8 0.85 0,90 0.925 0.95 0,975 0.99
од 47.35 31,34 21.25 14,95 12.67 10,64 8.89 7,10 5,33 •3,90 2.87 2.08 1,20 0,58
0,5 31,25 20,82 1 1.02 10,08 8,59 7.27 6.12 4,94 3.77 2.85 2.11 1.56 0,93 0,48
0,6 22.25 15,02 10,22 7.42 6.37 5,42 4,42 3,77 2,93 2.26 1,69 1,28 0,79 0,43
•X 0,7 16,96 11.47 7,92 5.83 5.02 4,32 3.70 3,06 2,41 1,94 1,44 1,11 0,70 ода
я ж 0.8 1352 9.20 6.42 4,78 4,15 3,60 3,12 2,60 2,08 1,63 1,28 0,991 0,65 0,37
0.9 11.15 7.66 5,40 4.07 3,56 3,11 2.72 2.28 1,85 1,50 1,17 0,92 0,61 <К35
с 1.» 9.43 6.о4 4.69 3,56 3.13 2,75 2,43 2,05 1,69 1,36 1,08 0,86 0,58 0,34
1.1 8.19 5,71 4.10 3,19 2,81 2.49 2,21 1,89 1,56 1,30, 1,02 0,82 0,56 0,33
1,2 7,23 5.09 3.72 2,89 2,58 2.29 2,05 1,76 1.48 1,23 0,98 0,79 0,54 0,33
1.3 6.49 4.60 3,39 2,67 2.38 2.14 1.92 1,66 1,40 1,16 0,94 0,76 0,53 0,32
1,5 5.42 3.90 2,93 2.35 2 12 1,91 1,73 1,51 1,29 1,10 0,89 0,73 0,51 0,31
ОД 36.95 21,45 16,95 11,78 9,80 7.90 6,34 5.07 3,57 2,48 1,80 1,36 0,79 0,42
0.5 24,85 16.55 11.61 8,18 6,87 5,59 4.54 3.55 2.67 1,88 1,42 1.09 0,67 0,33
•X 0.6 18.28 12.25 8.69 6,21 5Д6 4,32 3,57 2,83 2.18 1,57 1,12 0,95 0,61 0,35
3 я 0,7 14.19 9.66 6J14 5.02 4,30 3,57 2.98 2,41 1,88 1,39 1,07 0,87 0,56 0,33
X S 0,8 11.61 7.97 5,79 4,25 3,66 3,08 2.64 2,12 1,68 1,27 0,99 0,81 0,54 0,32
св о 0,9 9.85 6,81 4,98 3.72 3,23 2.74 2,33 1,95 1.55 1,18 0,94 0,77 0,52 0,31
Ч о 1.0 8,54 5,97 4,44 3.28 2,92 2,49 2.14 1.71 1,45 1,12 0.90 0,74 одц 0,31
с 1Д 7.62 5.36 4,02 3.05 2.69 2.32 2.01 1,68 1,37 1,08 0,86 0,72 0,49 0,30
1,2 6.88 4,98 3.70 2,84 2.51 2,17 1.89 1,60 1,32 1,04 0,84 0,70 0,48 ОД!
1.3 6.34 4.52 3.44 2,67 2,37 2,07 1,81 1,54 1,28 1,01 0,82 0,62 0,48 0,29
1,5 5,53 4,01 3,09 2.44 2,18 1,97 1,69 1,44 1,21 0,97 0,79 0,67 0,47 0Д9
ОД 0,5 45.81 32.09 26.12 18.39 18,41 14,05 12,26 8,63 9,37 6,83 7,49 5,51 5,79 4,33 4,33 3,29 3,09 2.40 2,11 1,69 1,66 1,36 1,17 0,93 0,66 0,59 0,35 0,32
0,6 21.48 14,12 10,11 6,79 5,42 4,68 332 2,73 2,03 1,46 1,19 0,88 0,53 0,31
0,7 19.93 11.58 8,31 5,71 4,58 3,78 3,04 2,39 1,81 1,32 1,09 0,82 0,51 ОД)
я 0,8 16.96 9.95 7,23 4,98 4,04 3.35 2,73 2,17 1,66 1,23 1,02 0,78 050 ОД!
о 0.9 14,98 8,81 6,43 4,48 3,66 3,06 2.50 2,01 1,56 1,17 0.98 0,75 0,48 0Л
»-ч 1,0 13.55 7,98 5.87 4,12 3,39 2,86 2.35 1,90 1,49 1,12 0,94 0,72 0,47 0Л
1.1 1 .’.49 7.37 5,46 3,86 3,18 2.70 2.57 2,23 1,81 1,43 1,09 0.91 0,70 0,46 0Л
1,2 11,62 6,90 5,17 3,65 3,03 2,14 1,75 1,38 1,06 0,89 0,69 0,46 0Л
1,3 10,96 6.53 4,88 3,48 2,90 2,47 2,06 1,70 1.35 1,03 0,87 0J58 0,46 0Л
1,5 10,03 6.01 4,52 3,25 2 72 2,33 1,96 1,60 1,30 1,00 0,85 0,67 0,45 ода
Для определения k удобно пользоваться обратной величиной
Я — у-, называемой термическим сопротивлением теплопередачи; для
плоской многослойной стенки (рис. 9.22)
= б/ + _1.
л» (Хд
1
272
(9.29)
Рис. 9.22. Схе-
ма теплопереда-
чи через много-
слойную пло-
скую стенку
Рис. 9.23. Схема те-
плопередачи через
многослойную ци-
линдрическую стен-
ку
Рис. 9.24. Схе-
ма теплопереда-
чи через ребри-
стую стенку
для многослойной цилиндрической стенки (рис. 9.23)
+ + <9-29з>
I
для ребристой стенки (рис. 9.24) при расчете па единицу ребристой
поверхности •
здесь ам и ав — коэффициенты теплоотдачи соответственно от сма-
зочного слоя вкладышу и от подшипника воздуху;
— коэффициент теплопроводности стенки,
Вт/(м -СС); 6/ — толщина стенки, м; Ти Е — глад-
кая и оребренная поверхности, м2.
Значения <хм для масел, соприкасающихся с металлическим вкла-
дышем, изменяются в широком диапазоне — от 100 до 1800 Вт. (м~ • Q
в зависимости от вязкости масла, скорости движения, температуры,
коэффициента теплопроводности и ряда других факторов. Для ориенти-
ровочных расчетов принимают для минеральных масел с кинемати-
'ческой вязкостью от 20 до 50 сСт при скорости скольжения от 1 до
10 м/с ам = 600 -н 1200 Вт/(м2 -°C); большие значения — при меньшей
вязкости и большей скорости.
Значение коэффициента теплоотдачи ав от поверхности корпуса
подшипника воздуху тоже колеблется в широких пределах — от 1 до
60 Вт/(м2 -°C). Для шероховатой поверхности чугунного или стального
подшипника при скорости воздуха до 1 м/с принимают аи = 12 л-
-н 18 Вт/(м2-сС), при обдуве со скоростью v> 1 м,с значение ац —
= 18 ]'гй Вт/(м2 -°C).
73
Значения коэффициента теплопроводности X основных подшитгни-
новых материалов приведены в табл. 9.16
9.16. Значение Л, Вт(м-°С), в интервале температур 10—100 "С
Чугун серый ............56—64
Сталь углеродистая.......47—56
Алюминий.................5’00—210
Дюралюминий .............165—180
Бронза оловянная.........52—70
Бронза алюминиевая .... 75—87
Баббит оловянный.........40—64
Баббит свинцовый.........29—47
Текстолит . ..........0,23—0,35
Капрон ..................0,29—0,34
Для подшипников с металлическим вкладышем величины—- и 4-
«м Л.
значительно меньше величины—, поэтому для приближенных расчетов
термическое сопротивление теплопередачи в основном определится
величиной —; с достаточной для практических целей точностью При-
ста
нимают
fe = 9 ч-1G Вт/(м2 °C),
а при обдуве со скоростью с, м/с
1г =16ф v Вт, (м2-°С).
Тепло, отвозимое циркулирующим через подшипник маслом, •опре-
деляют но формуле
E,V?M = cpQ(/2 — Zj), (9.30)
где с—удельная теплоемкость масла, Дж/(кг-°С); р—плотность
масла, кг, м3; Q — объем масла, протекающего через подшипник;
t, — температура масла, вытекающего из подшипника, °C; tj — темпе-
ратура масла, поступающего в подшипник, °C.
С увеличением температуры плотность масла р уменьшается, а
теплоемкость увеличивается, однако для минеральных масел с вяз-
костью v = 20 50 сСт при средней температуре 40—80е С произве-
дение Ср ~ const.
Средние значения:
р 890 кг/м3;
с 1,92 • 103 Дж/(кг • °C);
ср лг 1,7 • 10е Дж/(м3 • °C).
Расход масла, м®/с
Q=^qbd*. (9.31)
274
9.17. Безразмерный коэффициент дх торцового истечения смазки из нагруженной зоны подшипника [ё]
Подшипник ь d X
0,3 0,4 . 0,5 0,6 0,16 0,70 0,75 0.30 0,85 0,90 0.9J5 0,95 0,975 0,99
0,4 0,115 0,162 0,209 0,258 0,282 0,306 0,334 0,348 0,366 0,378 0,380 0,376 0,365 0,314
0,5 0,113 0,158 0,203 0,249 0,271 0,292 0,318 0,330 0,343 0,351 0,348 0,340 0,317 0,261
0,6 0,110 0,152 0,196 0,238 0,259 0,278 0,302 0,310 0,320 0,323 0,318 0,306 0,280 0,230 "
. 0,7 0,107 0,148 0,189 0,228 0,247 0,264 0,283 0,291 0,297 0,297 0,289 0,275 0,248 0,200
0,8 0,104 0,144 0,181 0,217 0,234 0,249 0,267 0,272 0,275 0,273 0,263 0,248 0,222 0,177
Полный 0,9 0,100 0,138 0,174 0,206 0,222 0,235 0,250 0,254 0,255 0,250 0,240 0,225 0,199 0,158
1,0 0,097 0,138 0,166 0,196 0,209 0,221 0,235 0,236 0,237 0,230 0,220 0,205 0,188 0,142
1,1 0,094 0,128 0,158 0,186 0,198 0,208 0,220 0,221 0,220 0,212 0,203 0,188 0,165 0,129
1,2 0,090 0,122 0,150 0,176 0,181 0,106 0,207 0,206 0,205 0,197 0,187 0,174 0,151 0,119
1,3 0,087 0,117 0,143 0,143 0,167 0,185 0,194 0,193 0,191 0,183 0,174 0,160 0,140 0,110
1,5 0,080 0,108 0,130 0,150’ 0,158 0,164 0,172 0,171 0,168 0,160 0,152 0,140 0,122 0,095
0,4 0,114 0,141 0,174 0,206 0,220 0,232 0,240 0,247 0,242 0,235 0,223 0,207 0,174 0,135
Половин- ный 0,5 0,109 0,135 0,166 0,194 0,206 0,217 0,222 0,224 0,218 0,208 0,194 0,178 0,145 0,110
0,6 0,105 0,129 0,156 0,182 0,192 0,200 0,203 0,203 0,196 0,184 0,170 0,153 0,123 0,093
0,7 0,100 0,122 0,147 0,169 0,178 0,185 0,186 0,185 0,176 0,163 0,150 0,134 0,107 0,089
0,8 0,095 0,115 0,138 0,158 0,165 0,170 0,172 0,168 0,158 0,146 *. . 0,133 0,118 0,099 0,070
§
Продолжение табл. 9.17
Подшипник Ь ~d X
0,3 0,4 0,5 0,6 0,65 0,70 0,76 0,80 0,85 0,90 0,925 0,95 0,075 0,99
0,9 0,090 0,107 0,129 0,146 0,153 0,157 0,156 0,153 0,143 0,131 0,119 0,106 0,084 0,062
1,0 0,085 0,102 0,121 0,136 0,141 0,115 0,143 0,138 0,130 0,119 0,108 0,096 0,075 0,0.56
Половин- 1,1 0,081 0,006 0,113 0,127 0,131 0,139 0,132 0,128 0,119 0,109 0,098 0,087 0,068 0,050
ный 1,2 0,076 0,091 0,106 0,118 0,122 0,124 0,122 0,119 0,110 0,100 0,090 0,080 0,063 0,046
1,3 0,072 0,086 0,100 0,111 0,114 0,117 0,114 0,110 0,102 0,092 0,084 0,074 0,058 0,043
1,5 0,065 0,076 0,088 0,008 0,101 0,101 0,099 0,096 0,088 0,080 0,072 0,064 0,050 0,037
0,4 0,078 0,094 0,106 0,115 0,122 0,127 0,131 0,132 0,129 0,122 0,115 0,104 0,079 0,049
0,5 0,072 0,087 0,098 0,106 0,111 0,115 0,117 0,117 0,113 0,105 0,098 0,087 0,064 0,039
0,6 0,067 0,080 0,080 0,096 0,100 0,103 0,104 0,103 0,098 0,090 0,084 0,074 0,054 0,033
0,7 0,062 0,074 0,082 0,087 0,090 0,093 0,093 0,092 0,086 0,079 0,073 0,064 0,046 0,0'^
0,8 0,057 0,068 0,075 0,079 0,082 0,084 0,084 0,082 0,077 0,070 0,064 0,056 0,041 0,025
120°-иый 0,9 0,053 0,062 0,069 0,072 0,074 0,076 0,075 0,074 0,069 0,062 0,057 0,050 0,036 0,022
1,0 0,048 0,058 0,063 0,066 0,068 0,069 0,069 0,067 0,063 0,057 0,052 0,045 0,032 0,020
1,1 0,045 0,053 0,058 0,061 0,062 0,063 0,063 0,061 0,057 0,052 0,047 0,041 0,030 0,018
1,2 0,042 0/)50 0,054 0,056 0,058 0,058 0,058 0,056 0,052 0,047 0,043 0,038 0,027 0,016
1,3 0,039 0,046 0,050 0,052 0,053 0,054 0,054 0,052 0,048 0,043 0,040 0,035 0,025 0,015
1,5 0,034 0,040 0,044 0,046 0,046 0,047 0,047 0,044 0,042 0,038 0,034 0,030 0,022 0,013
В этой формул^ b и d в м; q—полный безразмерный ко. риннеит расхода масла, равный сумме трех безразмерных коэффи- циентов: Я — Qi + Яч + <7в, (9.32) где д1( д, — коэффициенты расхода масла через торцы нагруженной и соответственно не- нагруженной зоны; да— коэффициент расхода масла через канавки. Значения дг приведены в табл. 9.17; вели- чину д« определяют по формуле »-зз> где р — коэффициент, определяемый по табл. 9.18; рк — давление масла, подаваемого в подшипник; р — среднее удельное давле- СП ст> о' ГОЮ1Л о 'Ч >1 хг О °. ООО о
из GO о со о о т— — О СО О СО СО -О О О О о о
(О СП о” СО OI •>» СО О 00 — О СО ц?- о — о" о о о
3 0,299 0,563 0,592 0,113
сэ О1Л CQ —> О! u’5 iQ —• о" о о" о
л 00 о" со о со со Г- се со OI СЧ ЧТ Щ —* ООО <5*/
со сэ СО ТР ЩЩО СО см ’Т 11- — О о о o'
(ние на подшипник. Величину % определяют в зависимости, от числа и расположения канавок; для наиболее £ с* 0,240 0,417 0,468 0,132
типичного случая — половинного подшипника с двумя закрытыми канавками, расположен- ными в плоскости разъема (см. рис. 9.17), да определяют по формуле 4(5~ 2)>; (9.34) значения й приведены в табл. 9.18; размеры а и h см. на рис. 9.17 ив табл. 9.10. Порядок гидродинамического расчета под- шииника. Входящие в расчетные формулы ве- личины ФР, р, со, ф, Z, b, d, hmin, f, WT и другие взаимно связаны, и изменение одной сэ 0,226 о,зн 0,437 0,131
$ о СО СО ОС о . U0 о СМ СМ СО —> о о o' о
ш о 0,200 0,323 0.3SO 0,125
Л о ю со о со — 03 СО, ООО о
о со г- ю г*. L0 СЧ СО О — О1 О1 — ООО* о
их них влечет за собой изменение других. Поэтому при гидродинамическом расчете под- ф шинника обычно выбирают соотношения па- х раметров примерно такие же, как и в анало- гичио выполненных конструкциях, учитывая g при этом технологические и эксплуатационные | особенности проектируемой опоры. В общем Й случае исходными для расчета подшипника величипамп являются внешняя нагрузка Pr, S задаваемая по величине и направлению, „ и частота вращения шипа; диаметр шипа ® определяют, как правило, не из расчета на | прочность, а конструктивно — в соответ- д ствии с размерами вада, найденными пред- шествующим расчетом, учитывая необходимые 2 со со д СЧ "ЧТ со г- СО О -ЧТ о — —, о» о оо‘о о
[ {(Оэф- ф ииент cc.cn.oa. Ф
Подшипник Полный Полозишшй 1203-ный . С двумя продольными канавками
т
радиусы галтелей, размеры бу ртиков и пр, При выборе отношения^
следует отдавать предпочтение короткому .пу, так как он меньше
деформируется; неточности изготовления и монтажа влияют на работу
опоры меньше, чем в случае длинного шипа; с уменьшением отношения
увеличивается поток масла, проходящего через подшипник, что
благоприятно влияет на теплообмен; с другой стороны, одновременно
снижается несущая способность смазочного слоя, т. е. при прочих
равных условиях относительный эксцентрицитет е увеличивается —
это повышает вибро устойчивость шипа в подшипнике, по уменьшает
-•min-
В выполненных конструкциях отношение у имеет следующие зна-
чения:
Зубчатые и червячные редукторы............................... , 0,8—1,3
Тихоходные передачи . . .....................................1,0-^4 2
(до 1,5)
Паровые турбины и турбогенераторы............. ................. . 01)—1
Электродвигател 1 . ........ ......................0,8—1,2
Воздуходувки, центробежные иасасы и компрессоры при малых нагрузках
и I ольшой скорости . .... 0.4—0,8
Относительный зазор ф выбирают в зависимости от удельной на-
грузки и скорости: чем меньше нагрузка и больше скорость, тем боль-
шее значение принимают для ф. Для выполненных конструкций,
характерны такие значения ф:
Тяже.топагруженные подшипники при малой скорости . , . 0.0003—;0,001
Средние и небольшие редукторы при умеренной нагрузке на под-
шипник ч небольшой скорости.......................... 02)005—0,0015
Элр-т ро двигатели и генераторы............... ............U.U01—0,002
Паровые турбины, турбогенераторы .......... ............ 0.0013—0 0025
Турбовоздуходувки, вентиляторы при небольшой нагрузке, и значи-
те иной скорости........................................ 0 СОЗ—0.005
(при малых
диаметрах
цапфы—до 0Д1)
При выборе ф следует учитывать фактически получающиеся зазорн
пр!! той или иной посадке.
Вязкость маета р, зависит от сорта масла и от его рабочей темпера-
тут ы в подшипнике. Чем больше удельная нагрузка и меньше скорость,
гем большей вязкостью должно обладать масло.
Технические характеристики масел для подшипников скольжения
приведены в предыдущем параграфе.
Температура масла оказывает весьма существенное влияние на
вязкость масла, поэтому температурный перепад А/ = /2 — /, огранн-
чнвают узкими пределами. Так, для подшипников с кольцевой смазкой
(см. рпс. 9.4) выбирают А/ «= 8 -ь 15°С, для подшипников с принуди-
те гыюй циркуляционной смазкой (см. рис. 9.6) А/ ~ 10 -е 25° С,
для подшипников паровых турбин и турбогенераторов А/ ~ 8 -ь 1?°С.
Температура входящего масла Ч в большинстве случаев не ниже
278
35—4(ГС, темпера- р выходящего масла tt ~ 60 ч- 80°С (до 100°С
для масел высокой вязкости).
Выбор способа смазки зависит от общей системы смазки; например,
для редукторов, зубчатые колеса которых смазываются окунанием,
смака подшипников осуществляется разбрызгиванием. В турбинах
и генераторах, имеющих общую систему циркуляционной смазки,
подшипники включаются в ту же систему. Для отдельно стоящих
подшипников рекомендуется выбирать способ смазки по следующим
эмпирическим зависимостям:
если J pt’3< 16, то может быть применена смазка свободно вися-
щими кольцами;
если } pvJ 16 ч- 32, то применима смазка свободно висящими
пли закрепленными кольцами (или дисками) при условии искусствен-
ного охлаждения;
если ]/ pv3 > 32, то необходима циркуляционная смазка под дав-
лением;
здесь р — среднее давление, Н/мм2; v — скорость, м/с. Приведен-
ные зависимости являются ориентировочными; в процессе расчета
надо уточнять систему смазки и вносить соответствующие коррективы.
Шероховатость рабочих поверхностей шипа и вкладыша назначают
в зависимости от требуемой точности, условий эксплуатации и предпо-
лагаемых значений h.min или %.
Пример 1. Рассчитать подшипник вала цепной передачи при следующих усло-
виях: нагрузка иа подшипник Рг = 22 000 Н; частота вращения вала п = 500 об/мин;
диаметр шипа d — 150 мм; расстояние между серединами опор L — 750 мм; макси-
мальный прогиб в середине вала j/fl = 0,05 мм.
Передача должна работать в закрытом помещении при температуре воздуха
tB = 20" G
Решение. Принимаем отношение -^-= 1; b — d — 150 мм. определяем сред-
нюю удельную нагрузку:
Р оо 000
р = .л = ,ГА = 0,98 Н/мм»=0,98 • 10“ Н/м2.
bd 150 150
Определяем скорость скольжения:
ndn. 3,14- 150 - 500 „„
“”60-1000“ 60-1000 “3’93 М/С;
углевая скорость
v 3-93 со л >
в=7 = 75П0=5 = 52’4 раД/С:
проверяем критерий:
)' /га2 = 1'0,98 3,933 = 7,8;
при К pip < 16 допустима кольцевая смазка. Выбираем тип подшипника по рис. 9.4.
Задаемся относитетьну.ш зазором ф — 0,001 -ь- 0,002 и подбираем ближайшую
подходящую посадку 0 150 отверстие 0150**“*“; вал 0 150_J;l/J;
наибольший зазор
8^ = 0,040-f-0,210 = 0,250 мм;
279
наименьший зазор
5Ш1И=0’150 мм;
следовательно,
О
*тах = -Т^- = 0.00167;
♦-.-тй9-»•«" I
Вкладыш чугунный с заливкой баббитом Б16. Назначаем 8-й класс шерохова-
тости поверхности шипа и вкладыша, высота неровностей R, — 3,2 мкм. Прогиб
шина в подшипнике по формуле (9.24)
/> 150
*« = ‘.6 £ Утах= 1,6 0,05=0,016 мм.
Критическая толщина масляного слоя — по формуле (9.23)
ЛКр = -J- =3,2 + 3,2 +16 s= 22,4 мкм.
Выбираем для смазки масло индустриальное 45 с кинематической вязкостью
= 45 сСт. Динамическая вязкость масла при той же температуре (см. рис. 9.18)
1’so — 6,04 Н-с/'м2. Для расчета подшипника надо знать вязкость масла при рабочей
температуре, определяемой из уравнения теплового баланса; но величины, входящие
в это уравнение, в свою очередь, тоже зависят от температуры. Такие задачи решают
методом последовательных приближений или графическим способом.
Для подшипника с кольцевой смазкой без принудительной циркуляции масла .
условие теплового равновесия выражается формулой
^г=^м = й7п> (Э-3^
т. е. все тепло трения отводится маслом, протекающим в зазоре между шипом и
вкладышем, н это же количество тепла должно передаваться корпусом подшипника
в окружающую среду. Расчет подшипника следует проводить для двух предельных
случаев — при минимальном и максимальном зазорах. Последовательность расчета
и численные результаты приведены в табл. 9.19, из анализа которой следует, что
в случае фщ1п уравнение (9.35) справедливо при <ср 65° С; при этой температуре
Лпйп 36
X = 0,52; hmin= 36 мкм; 1,6.
кр >
Аналогичный расчет, выполненный для максимального зазора 3^3=250 мкм н
соответственно ф,пах = 0,00167, дает / = 62° С; % = 0,73; ftmln =34 мкм;
₽ «кр
— 1.5. Найденные значения X и (ср вполне приемлемы.
Если расчет покажет, что уравнение (9.35) при выбранных параметрах под-
шипника не может быть удовлетворено, то следует -просчитать другие варианты,
например, заменив марку масла, выбрав иное отношение —, взяв другую посадку.
Для снижения и стабилизации температуры масла в резервуаре подшипника приме-
няют охлаждение или термостат; расчет охлаждения масляной ванны с помощью
змеевика приведен в гл. 10.
Расчет подшипника скольжения с принудительной смазкой под
давлением. При подаче масла в подшипник насосом циркуляционный
расход его может быть значительно увеличен в зависимости от давления
масла на входе /у,. Увеличение расхода оказывает существенное
влияние на температуру масляного слоя и на те величины, которые
от этой температуры зависят.
280
9,19. Расчет подшинни ;ри ф1В]и = 0,001; sra;n = 150 мюа
Определяемые величины Сбеаи»це*тие к расчетная фораггла Численные значения
Средняя температура сма- зочного слоя в подтип - нике /ср °C (задаемся) 50 53 60 65
Динами чеекая вязкость ц Н • q/м2 (по рис. 9.20) 0,04 0,032 0,025 0.02
Безразмерный коэффи- рф2 Фп—- 0047 0,585 0,75 0.93
циемт нагруженности подшипника р ро)
Относительный эксцентри- цитет X (по табл. 9.14) 0,35 0.40 0,46 0252
Минимальная толщина слоя, мкм Лт1п = ф-(1-Х) 49 45 40 36
Коэффициент запаса ^ПЙП ^кр о 2 2.0 L8 1,6
Безразмерная характери- стика трения f 2- (по табл. 9.15) ф 7,25 5.97 5,10 4,2
Коэффициент трения \Ф/ 0.007 0.006 0.005 0,004
Тепловыделение от тре- ния, Вт Г т = fPrv 590 510 420 350
Безразмерные коэффи- циенты q-i (по табл. 9.17) 0.094 0,102 0.112 0,120
[, (по габл. 9.18) 0,210 0227 0,250 0.28U
0,011 0,013 0,019 0.027
Количество масла, про- <7 = <714-<7з „ М-фсо 0,105 0,113 0,131 0.146
текающего через под- шипник, М3/£ Q = 9—г-- 0,009 0,010 0.012 0.013
Разность температур на вьСходе и входе масла в зазор [при с„ =«1,7 X X Ю« ДжДмЗ-°С)| Ф<9 38 30 ”9 16
Температура масла в ван- не t -t-t *М А1 *ср () 31 40 50 57
Теплопередача от корпуса подшипника в окру- жающую среду, Вт [Л = = 16 Вт/(м2 • С'С); F = = 0,59 м2—приближен- но по чертежу; (я = = 20- С] = kF /в) 104 189 283 354
2?1
Методика расчета варьируется в зависимо от того, какие пара-
метры заданы или выбраны конструктором и какие подлежат опре-
делению. На практике обычно встречаются следующие случаи:
а) даны Рг, и, b, d, ip, сорт масла, t и А/; требуется определить
давление масла на входе р„, при котором обеспечивается жидкостное
трение и удовлетворяется уравнение теплового баланса;
б) давление масла рм задано, известны и остальные необходимые
для расчета параметры, за исключением /, которую надо найти из
теплового расчета, после чего проверить и %.
Значительно реже приходится определять оптимальные значения
относительного зазора, так как в практике проектирования узлов
трения выработались определенные рекомендации для тр в зависимости
от типа машины; то же можно сказать и в отношении выбора сорта
масла, величины А/ перепада температур и средней температуры
масляного слоя. Поэтому ограничимся рассмотрением двух примеров
расчета подшипника с постоянной нагрузкой. О расчете подшипников
жидкостного трения при переменной по величине и направлению
нагрузке см. работу [23[.
Пример 2. Определить требуемое давление масла на входе в подшипник генера-
тора при следующих данных: нагрузка на подшипник Рг — 19'200 Н; частота враще-
ния п = 1500 об/.мин; диаметр шипа Н= 200 мм; -j = 0,8; относительный зазор
т]1 = 0,002; смазка осуществляется маслом турбинным 22; средняя температура tcp —
50° С; М — 10° С. Класс шероховатости поверхностей шипа и вкладыша — 8-й.
Прогиб вала ушах = 0,11 м»м = 110 мкм. Расстояние между операми L = 1600 мм
Решение. Определяем среднее удельное давление:
Р 19 Q00
Р = bd = шо “д ю = °-6 н/мм2 = °>6 •1 н-*2-
На?;одпм угловую скорость вала:
л/( 3,14-1500 ,г„
и = дтг =--------= *5' рад/с-
о0 оО
Для масла турбинного 22 имеем при I— 50° С: м-п — 22 сСт; по рис. 9.18 на-
ходим и-,» — 0,02 Н-с/м2.
Определяем коэффициент нагружениости подшипника;
. /4- 0,6-10«.22-10-«
= 2~0<Ц,7 =°’'6Ь-
Находим по табл. 9.14 и рис. 9.25 х = 0,54. Тогда
Amin = y(‘-X)=^^|L^(1-0.54) = 0,092 мм=92 мкм.
Для определения /iKp находим н0 по формуле (9.24):
^ = ’.6 £-4'тах= 1-6^-110 = 17-6 мкм
(в случае самоустанавливающегося подшипника прогиб у0 не принимается в расчет);
^=/?д4-^.а-у 1/„ = 3,2J-3,2-f-17,6=24 мкм
282
Ко=ффвииент на" "(.веста
Ч ~24-ЗЛ
Из табл. 9.15 или рис. 9.25 находим
=5,1; / = 5,1-0,002 = 0,0102;
Ф
У r=[Prv = 0,0102- 19200-15,7 =
= 3020 Вт;
я пись
v=0,5dco=0,5-0,2-157 = 15,7 м/с.
Примем (см стр 274)
ер st 1,7 10е Дж/(м8 • °C).
Определяем по формуле (9.30)
=ср MQ = 1,7 • 10» . 10Q = 1,7 • 107Q Вт.
Вычисляем по формуле (9.28)
n~kFn Um — ^в)>
здесь Fo — часть поверхности корпуса
подшипника, примыкающая к вкладышу и
омываемая снаружи воздухом; принимаем ориентировочно по рис. 9.6 Fo — 0,15 м2;
при охлаждении в спокойном воздухе принимаем k = 9 Вт/(м2 ‘С);
/„ = ^=50^; („=20°С.
Следовательно,
lVn = 9-0,15-30=е 40 Вт.
Так как
то
IV м = Г т — Л-1 п = 3020 — 40 = 2980 Вт.
Отсюда по формуле (9.30)
но по формулам (9.31) и (9.32)
Q — (<7t + Яч + <?з) —g— 1
вычисляем
М=фю 0,16 - 0,2® - 0,002 -157 „ ПП1 ,
—у-=—----------—о"2-----------«=0,001 мз/с;
следовательно,
, 0,175-10-з „
<?1 + ?г + ?з= роо1----=0,175. (9 36)
По табл. 9.17 (см. также рис. 9.25) находим при расчетном х — 0,51 значение
<?i = 0,147; по формуле (9.32) определяем
Ф,=₽Фр — = °.294 ’ °.766 ffSi Г Р" = 0,352 •
\ ^ / Р \*Ь0/ р р *
здесь р = 0,294 (см. табл. 9.18 и рмс. 9.25).
По форму те (9.54)
принимаем h = 0,15 d- а — 0,1 b; по табл. 9.18 (см. также рис. 9.25) находим С —
= 12, тогда
<73 = 0.12- 0,766^^0,15(10 — 2) ^^=0,172^.
Подставляя найденные значения </ц Чг и % в уравнение (9.36), получим
0,1474-0,352^ 4-0 172 — = 0,175,
Р Р
отсюда
р!Л 0,175-0,147
р 0,352-|-0.172
=0,052.
Искомое давление масла на входе
рм = 0,052р=0.052-0,6 = 0,031 Н/мм2.
Одна из кс нструкций подшипника с принудительной смазкой под давлением
р„ = 0,25 = 0,о0 бар показана на рис. 9.6. Давление масла регулируют калиброван-
ной шайбой, устзнавлив юмой на линии подачи масла. Вк"адыш самоустандвливаи-
щийся с иабоитом
Пример 3. Рассчитать подшипник скольжения турбогенератора при еледутпапгт
шных. Рг— 36 500 Н; п = 1500 об/мин; d= 250 мм; £> = 200 мм; ф = 0,0®.
Смазка маслам турбинным 22, рм — 1 бар. Допускаемый температурный перепад
А/ = 10 = 15° С. Расстояние между опорами L — 1800 мм; максимальный прогиб
ршах = 0,18 мм = 180 мкм.
Решение. Определим температуру масляного слоя в подшипнике по уравне-
нию теп.ювого баланса 1ГГ = 1Р'м + IF . Так как IF в данном случае весьма мала
по сравнению с IFm, то с достаточной точностью можно принять WT = IFM. Ход
решения такой же, как и в примере 1, т. е. задаемся рядом значений t и сгроим кри
вые Wr и 1Р'м в зависимости от t, точка пересечения этих кривых определяет ла о-
кьш режим работы подшипника. Предварительно вычистим параметры, не свята:-
ные с температурой:
РГ
р-=ьа
36 500
0,20 0,25
0,73-10“ Н/м2;
<а -
лп
3,14-1500
30 ~
157 рад,'с;
o=0,5Jtu 9,5 • 0,25 • 157= 19,6 м/с.
Как и в предыдущем примере, примем произведение ср — 1,7-10“ дж'(м3-°С).
Для определения ;; в зависимости от Фр, а величин i, qL, р и О в зависимости
от 7 ‘ложно воспользоваться рис. 9.25 (см. пример 2), так как и в данном примере
отношение -^ = ^- = 0,8. Последовательность расчета и результаты вычислений
приведены в табл. 9.20.
Строим кривые WT и TF в зависимости от t и для точки пересечения находим
(рис. 9.26) t = 45° С;
WT = W =7220 Вт; v=0.53;
Л1П1П=0,5з (1—7) =0,5 - 0,002 - 250 (1—0,53) =0,117 мм=117 мкм.
284
6.20. Гидре?иаааипес расчет кишишьди птлкя^мм (пв данным примера 3)
Определяемые пелнчиаы Средняя температура масла. ГС
40 45 50 55
р, Н-с/м2, по рис 9.18 0,033 0,025 0,020 0.016
0,56 0,74 0,93 1,16
X ве рис. 9.25 0,46 0,53 0,59 0,64
~ по рис. 9.25 6,50 5,15 4Д5 3,65
0,013 0,0103 0,0085 0,0073
^тР=/Пс, Вт 9120 7230 5980 5150
fa во рис. 9.25 0,128 0,146 0,156 0,163
Р но рие. 9.25 0,235 0,296 0.316 0.344
по формуле (9.33) 0,03’ 0,046 0.063 0,086
.0 по рис 9.25 0,112 0,113 0 124 0,128
& ао формуле (9.34) 0,016 0.023 0.030 0,03?
?= Qi + fe 0,175 0,215 0,249 0,287
Q, и^/с 'по формуле (9.31) 0,000345 0,00042 0.00049 0Э0056
Вт. по формуле (9.30) 5900 7250 7950 9650
Для определения йкр находим прогиб шипа
1 е ь
’6 /. ^tnaxl
Л= ^6Тйпв 180 = 32 мкм.
1CUU
Высота неровности Rn = R^ = 3.2 мкм;
Л^ср=/?£1 Д^2_1“^о==г3.2 +3,2-р32 = 38,4 мкм.
Коэффициент надежности
__ 117 ц
Ti~~ 38A ~
Приведем вариант расчета при -том же перенаде Д/ = 10° С, но пои Давлении
масла на входе вдвое меньше’'1. рм = 0.5 бар. В этом случае все коэффициенты оста-
нутся прежними, аа исключением q, и qz, которые
уменьшатся вдвое, как и давлен"е
t 40 45 5fl 55
% 0,016 0,023 0,032 0.053
Чз 0,008 0,012 0.015 0,019
9 = 91 + <?2 + % 0,152 0,181 0,203 0225
Q 0,30 0Д5 0,40 0,44
5140 5980 6850 7500
Рис, 9.26. График к примеру 3
285
Построив крггвтта ТГм (рис. 9.26), накдем в точке • ресеченич ее с кривой ff'y
t = № Q
ГГ = 1Г =6,53-103 Вт;
Х = 0,57;
Лт!п =0,250 (1—0,57) = 110 мкм;
ftmin ИО.
Акр 38,4
/, = 43° С; /г = 53°С.
Аналогично рассчитывают подшипники и в тех случаях, когда
требуется найти оптимальные значения ip или подоирать сорт масла.
Г JM /Г
КО НС ТРУ И РОВ А МНЕ
ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРОВ
И КОРОБОК ПЕРЕДАЧ.
СМАЗКА ЗУБЧАТЫХ
И ЧЕРВЯЧНЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЙ
§ 10.1. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУ5ЧАТЫХ
И ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС И ЧЕРВЯКОВ
Типовые конструкции металлгческпх колес
При конструировании зубчатого колеса следует у^п-
тывать материал, из которого оно будет изготовлено, требуемый дпа-
*метр и способ получения заготовки.
Стальные зубчатые колеса диаме-ром до j 50 мм обычно изготов-
ляют из круглого проката, но предпочтительнее применять копан >ie
или штампованные заготовки, имеющие более высокие механтешее
характеристики.
Шестерни делают часто за одно целое с валом, если расстояние
х от впадины зуба до шпоночного газа меньше 2,5mz для цилиндричес-
ких и l,6mzc для конических йестерен (рис. 10.1, а, и).
Цилиндрические зубчатые колеса диаметром до 400—500 мм (з от-
дельных случаях до 600 мм) можно выполнять коваными, штампованны-
ми, л гтыми или сварными.
Типовые конструкции зубчатых колес и основные ссгтцсчченг 1
их элементов даны на рис. 10.2—10.11. Конструкцию кованых зубча-
тых колес (рис. 10.2) применяют при наружном диаметре колеса
da aS 200 мм или при нешироких колесах (% 0,2) диаметром d„.
до 400 мм. Кованые и штампованные колеса даны нЯьрис. 10.3, а и б,
а л'-пые — на рис. 10.4—’.0.6. Форма и соотношения элементов спиц
для литых •колес приведены па рис. 10.7. Спицы эллиптического сечения
применяют в малонагруженных, спицы древообразного и таврового
сечения — в средненагруженных, .а спицы двутаврешэго сечения —
в тяжелонагруженных передачах. Зубчатые колеса большого джаметр i
(d, > 6С0 мм) иногда делают бапдажироваяными (рис. 10 8): венец —
стальной кованый (бандаж), а колесный центр—из стального или
чугунного литья. Еенец сопрягается с колесным центром посадкой
с гарантипованным натягом. Для большей надежности в плоскости
соединения венца с центром ставят винты; соединения проверяют
на смятие по материалу колесного центра: при стальном колесном
центре [о!си 0,3 ог, при чугункам [о!см 0,4 п и.
При индивидуальном изготовлении колеса иногда де тают сварными
(рис. 10.9).
237
Рис. 10.1
Рис. 10.2. Кованое цилиндр ичс~кое зубчатое колесо:
dj deT = 1-8 dв! 1ст 6 при соблюдении усло-
вен 'ст = (12 + 1.5) dH; 6П = 2.5 тп, ио не менее 8—10 мм:
я = 0.5 mn; DOTB = 0,5 (DQ + dCT); ''отв = 12 + 20 мм; при
малых da отверстия не выполняют
Рис. 10.3. Цилиндре*'
сдие зубчатые колеей
а — штампованное; б — кова-
ной da 500 мж d^ =“
= 1,6 dB; /ст > Ь при со&нв-
дении условия /ст ®
= (1.2 + 1,5) dB; 6„ =
= (2.5 + 4) тп, но не менее
В—10 мак л = 0.5 т„. Dam^
= 0.5 (£> + d„ ' d™.
’ o' CT <JTn
15 -ь 25 мм; c=^(0.2 •*- 0,3)b
для штампованных и с
=» 0J3 b для кованых колее
Рис. 10.4. Литое цилиндрическое зуб-
чатое колесо с прямым диском:
dn 500 мм; dCT = 1.6 dB для стального
лктья; — 1.8 dB для чугун наго литья;
/ст b при соблюдакпк условия /ст
>(1.2 н- 1.5) (1^ 6о = (2.5 ч- 4) но
не менее 8—15 та п = 0.5 ООТЪ =
= 0.5 (Do + dCT); dOTB = 0.25 IDB - dCTl;
с 0.2 b
Рис. 10.5. Литое цилиндрическое зуб-
чатое колесо с наклонным дютпдг.
da G00 та Размеры элементов см. на
рис. 10 4
288
Рис. 10.6. Литое ши рнчеекое зубча-
тое колесо:
da <*=* 409 -ь 100© msk b 200 мж dCT «= 1,0 dB
для еталышго литья: d^ = 1,8 dB для чугун-
hgpg лнть-я; 7СТ > & при соблюдении усло-
вна /^ = (1.2 -+- 1.5) rfn;
яа не менее 8—15 мм; я
не менее 10 ми; я = ~t
6
е~-0,8 6; Н= 0.8 d„;
О о
; б. = (2.5 * 4) тп,
— 0.5 mn; с — но
но не менее 10 ми:
Ht = 0,8/7: И —
ввисанная дуга окружности
а~(0,4—0.5)Н С=Г-^ c-s=^ М**
3 0 3 0 э з
Рис. 10.7. Формы сечения спиц литых зубчатых колес.
а — эллиптическая: б — тавровая: в — крестообразная: г, д — двутавровая
Вмаант для прямозиВых
Рие. 10.8. Бандажиро.
ванное зубчатое ко-
лесо:
da свыше 000 м«с tlcj, =
= l.J5dB для сталыияч»
литья, dCT= 1,8 tig для
чугунного литья: 1а 1>
при соблюдении уеле«
ВИЯ (ст== (1.2 -Ь 1,5) d№
о = 0.15 &; 6 =4 т„,
О F*'
но не менее 15 мае t =
= 6о; е~ 0,8 6 ; d
(0,05 -1-0,1) ? =п
= 3 dt. При b 30® мм
нрЕшеняют 2 беадажа
10 Зак. 22S
289
Рис: 10.9. Сварное зубчатое колесо:
^СТ ' Р6 ^В* ^СТ ** 1-^) =
== 2J5 тп, но не менее 8 мм; х = 5 мм;
с = (0.1 н- 0.15) Ь, но не менее 8 мм;
s= 0,8 г; Дотв= 0,5 Юп + dCT); ъ
15 + 20 мм. Катеты швов: К г^ — 0,05
= 0.1 dG, но не менее 4 мм. Ребра
приваривают швом Kg.
При диаметре зубчатых колес
dn 1500 ' яся удобства сборки
их делают разъемными — из двух
половин.
Конические зубчатые колеса
изготовляют коваными, штампо-
ванными (рис. 10.10) и литыми
(рис. 10.11).
Б'.пдажировзнные и сварные
конические зубчатые колеса при-
меняют сравнительно редко, по-
этому конструкции их не приво-
дятся.
В дисках цилиндрических и ко-
нических зубчатых колес предус-
матривают отверстия (dGTE), исполь-
зуемые для закрепления при обра-
ботке на станках и при транспор-
тировке.
Неметаллические зу бчатые кв-
леса из пластмасс (текстолит, дре-
вопластчкч, полиамиды и т. и.) работают бесшумно, что имеет особое
значение при больших скоростях. Чтобы понизить коэффиглент
трения между зубьями, одно зубчатое колесо делают из пластмассы,
а второе выполняют металлическим. Пластмассы обладают сравнитель-
но небольшим сопротивлением срезу и смятию, поэтому в большинств
случаев для передачи момента применяют стальную втулку — ступицу,
прочно соединяемую с телом колеса. В небольшие колеса ступицу
устанавливают при формовании. Для лучшего сцепления наружную
поверхность ступицы делают рифленой (накатанной) (рис. 10.12).
Для предотвращения выкрашивания и откалывания отдельных слоев
Рис. 10.10. Котичеиж зубчатые колеса:
а — штампованное; б — кованое: dae да 500 мм; — 1,6 dB;
Zct = U2) dB; б0 = (3 + 4) mn, но не менее 10 мм; с =
= (0,1 -ь 0,17) Размеры PGTB и dOTB определяют конструктивно
290
Рис. 10.12. Зубчатое
колесо из пластмассы
со стальной втулкой
(ступицей), установ-
ленной при формо-
вании колеса
Рис. 10.1L Литое коническое зубчатое
колееог
dae зао btMi L6 ^в ~ стальное литье;
/2ет — I-»8 — чугунное литье; iCT = (1 -ь
** dB; бл = (3 + 4) «а. но не менее 10 миг
е~ (0.1 0.17) Re, но не менее 10 мм; s =»
- 0,8 с, но не менее 10 мм; D отв и J0TB по
конструктивным соображениям
Рис, 10.14. Сборное зубчатое колесо
Рис. 10.13. Зубчатое колесо (шестерня)
из пластмассы со стальной сборной сту-
пицей
/ — венец из секций древесного пластика;
2 — колесный центр; 5 — прижимное колы»
10*
291
пластмассы края зубьев защищают стальныг дисками (рис 10.13).
Толщину диска рекомендуется принимать р^ дой половине модуля,
ио не более 8 мм и не менее 2 мм. Материал дисков — сталь Ст2, СтЗ.
Зубчатые колеса больших размеров обычно делают сборными из
отдельных секций (рис. 10.14).
Ширину зубчатого колеса из пластмасс принимают равной ширине
сцепляющегося с ним металлического колеса или несколько меньше
во избежание местного износа и выработки зубьев.
Червяк в большинстве случаев делают за одно целое с валом;
витки червяка могут быть получены фрезерованием, если de > dfl
(рве. 10.15, о), или нарезаны на токарном станке, если de <dfl, т. е.
имеется свободный выход резца.
Червячное колесо для закрытых передач в большинстве случаев
выполняют составным из бронзового венца и чугунного центра, соеди’
няемых посадкой с натягом (рис. 10.16, а и б), либо болтами, постав-
Рис. 10.15. Конструкция червяков:
а — с фрезерованными нитками; б — с витками, нарезанными на токарном сташш
Рпе. 10.16. Конструкции червячных колее:
а и б — с напрессованным венцом; в — с привернутым венцом; £ — цель-
нолитое червячное колесо из чугуна; д — фиксация напрессованного
венма болтом; б, = = 2m, не менее 10 мм; (1.0 1,8)
^ст:== 0*2 -в 1,8) * 1,8) mi z~ (0»8 и- 0,4) Ьа
232
Рис. 10.17. Венец, отлитый на чугунном колесном центре:
а — е боковыми скосами; б — с прорезями
ленными без зазора (рис. 10.16, е). В первом случае в плоскости стыка
обычно устанавливают 4—6 винтов, как показано на рис. 10.16, а.
Иногда вместо винтов устанавливают болты, причем выступающую
часть их спиливают (рис. 10.16, 5). Соединение по рис. 10.16, а, д
проверяют на смятие по материалу ненца (бронзе) при стальном колес-
ном центре и по материалу колесного центра, если он выполнен из
чугуна. Допускаемое напряжение смятия 1<т)сы ~ 0,3 от для бронзы
и ldCM = 0,4 om для чугуна. Болты по рис. 10.16, в проверяют на срез
Ыер = 0,25 от и стенки отверстий на смятие I <г1си = 0,3от для бронзы,
а при чугунном колесном центре |сг)си = 0,4 о,.и.
Венец соединяют е центром червячного колеса без болтов — от-
ливко3" бронзового венца в литейную форму, в которую заранее уста-
навливают чугунный центр колеса (рис. 10.17, а и б). Для гарантии
против проворота венца на боковых поверхностях чугунного центра
делают пазы, заполняемые металлом венца при его отлпвке.
Форма обода для червячного колеса, выполняемого из чугуна без
насадного венца, показана на рис. 10.16, г. Остальные данные о разме-
рах венца приведены в § 10.2.
Примеры выполнения рабочих чертежей
При выполнении рабочих чертежей особое внимание следует обра-
щать на полноту и правильность простановки размеров с указанием
соответствующих допусков и чистоты обработки отдельных поверх-
ностей. Правильный и рациональный выбор класса шероховатости
для той или иной поверхности детали представляет довольно сложную
задачу и требует значительного опыта.
Для облегчения этой задачи в табл. 10.1 дана связь классов шеро-
ховатости с назначением обрабатываемой поверхности, а в табл. 10.2
дана зависимость классов шероховатости поверхности от методов
обработки. При выполнении чертежей литых деталей необходимо преду-
смотреть литейные уклоны, определенной величины радиусы скругле-
ний, переходы и т. п. Соответствующие рекомендации приведены
в табл. 10.12 и 10.13.
На чертежах зубчатых колес, червяка и червячного колеса тре-
буется определенная система простановки размеров. Кроме того,
чертеж должен иметь характеристику и допуски на зацепление. На
рис. 10.18 и 10.19 приведены рабочие чертежи с учетом требовании
ЕСКД (ГОСТ 2.403—75) цилиндрического и конического колес, а на
293
10.1. Ппжяе-ты назначения шепсгииттоетп ппнчхнтч» деталей г [ангин
К । их ш.е- рихивач ОС- ТИ Об оз±ш чение * , Характеристика поверхности
— Черные, по ровные поверхности отливах, шжо- вок, проката
1-й 2-й RzЯй/ Зачищенные поверхности отливок и покдвпк и пр.
3-й Поверхности отверстий из-под сверла, зенкетш, фасок и пр. Нерабочие поверхности деталей. Посадочные, нструщиеся поверхности изделий не выше 5-го класса точности (Л5> С5, Л5)
4-й Точно пр" "ел ющие поверхности. Сгверетия после черновой азвертки. Поверхности под шаб- рение. Посадочные нетруншеея поверхности изде- ‘ лий не выше 3-го класса точности (Ад, Сд, Лд, 1 А4, Cit Xi)
5-й Отверстая в неподвижных сосдпгсниЯа веех классов точности Отверстия в трущихся соедине- ниях 4-го и 5 го классов точности Зоковые по- верхности зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й сте- пени -очнести
6-й 2^/ 1 Отверстия в трущихся соединения:: 2-го и 3-rt классов точности. Отверстия под подшипники ка- | чения. Поверхности валов в тру цихся соединяю- । ях 4-го и 5-го классов тачное ги. Потер хн~сги чер- вяков н ходовых винтов. Боковые -оверхноети зубьев зубчатых колес 7 й с генени т «пости
294
Продолжение табл. 10.1
А
Класс ше- рохова- тости Сйозш^енве * Характеристика поверхности
7-й Поверхности валов в трущихся соедипениях 2-го и 3-го классов точности. Поверхности налов под подшипники качения класса точности 0. Бо- ковая поверхность зубьев зубчатых колес 7-й н 6-й степени точности
8-й То же, для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения 2-гЬ- класса- точности
Т 9-й /** Ц32/ Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей
* Сбозшзчейае шероховатости приведено по ГОСТ 2.309—73. В оиаанячешгн класса шерекялатастн приведены максимальные значения параметров шероховатости для данного клееее согласна приложена© 1 ГОСТ 2789—73. * * Значение параметра шероховатости для 9-го класса.
рис 10.20 и 10.21 — червяка и червячного колеса. На рис. 10.21 пока-
зано, какие размеры необходимо поставить для обработки венца после
его сборки с червячным'центром и для нарезания зубьев. Остальные
размеры червячного центра и венца указывают на рабочих чертежах
этих деталей.
Размеры конических зубчатых колес, необходимые для рабочего
чертежа, определяют по формулам, приведенным в гл. 3.
Комплекс контролируемых параметров зацепления указывают
согласно ГОСТ 2.403—75. На приведенных здесь чертежах (рис.
10.18—10.21) эти параметры не даны.
§ 10.2. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСОВ РЕДУКТОРОВ
И КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
Корпус служит для размещения в нем деталей передач, для обес-
печения смазки передачи и подшипников, предохранения деталей
от загрязнения и для восприятия усилий, возникающих при работе;
он должен быть достаточно прочным и жестким, так как при зпачи-
295
Продолжение табл 10.2,
Ьласс шерохо- ватости Обозна- а 1 чение * 1 Метод обработки
Стро- 9 г ан не Точеные и растачива- ние Сверление и зенке- ров а ине Фрезеро- вание ци- линдриче- ское Фрезеро- вание торцовое Раз- вер- тыва- ние Зубо- фрезе- рова- ние Слесарная обработка Протяги- вание и прошива- ние Шлифова- ние Хо- ни иго- Ванне Полиро- вание и доводка
азэзн dab 1вавйа П»Ю г ГН h И £ и й чер- новое чисто- вое 1в часто-; вое 4 ? и Й8 h чисто- вое сое -etetd 4ЙП£ОО шаб- рение за- шку- рнва- нне рядо- вое UICTQ- Еое h й h ё И 1 >3 С2.Ч !У 17 га О га Й Ж
8-й 9-й 10-й 11-й 12-й 13-й 14-й * Цбз/ г 0,0^/ RiO^/ RjQfis/ См. примечав че к та! >л. 1 0.1. X X X X X < X X X X
Z Неуказанные предельные отклонения размеров:
охватывающих по А7, охватываемых по В71
прочих ij допуска 8 м.
2. зермооВрадотка- нормализация ttB209...22S
Рис. 10.18 Рабочий чертеж цилиндрического зубчатого колеса
ai53t25C,
Sb
7Г
вив А повернуто
М2-1
и_ Равоччй протиль
85
3x45°
|/ И g~b
2 фаски
82
2фаски §
Зв,7
___У у
эд?
W>.
V(V)
Мовуль торцовый л;г 2,5
Число зуйзе! 1 S0
Тип зуба - Пркмой
Исховный контур ГОСТ Hisi-Si
Коэффициент смещения ишеноео контура 0
Угон Селитебного конуса в ПЧ'з^
Узор впавин конуса Зе 6S401
Степень точности по T0CTI7S3-5S - Ст.вХ
с9озна tenue чертежа со оря#! иной шестерни - ....
l Неуказанные пр-Пельные отмоне.чия размера):
охватывающих по А,, охватываемых по 8?J
прочих j Попуска в кл.
2. Острые кромки притупить R*0,3.
3.1ермообработка-нормализация носов. гго
Рис. 10.19. Рабочий чертеж конического зубчатого Колеса
§
МоВусь
~«иш (йткё2Гчер$яка
тип черша_________'
фа поОЫыа линии симка
ПлВаШнй^Титка
Ш Витка,
т __1____
1й-А_-
- АрШНЫМ
Т~ li0 яб''з<в"
- hpaeoe
Al 34»
Параметры у;м г/ро/риля
nctupuan--------- -—
битков Высота te.^a
го-
h, 11
Cm.su!
320
охватывающих по А,, охватываемых по 8?,
прочих j допуска Зка.
2. Острые хромки притупить 8^0,3..
з. обработки в центрах. Отверстие центровое BS
гост/Ш4-И сверх сторон, центры сохранить.
ТермооВработка-Витку кстт/ть т,^- 1)5 W
г^оты- т>)а Орша
/ж
КьчЬулЛ.
Рис. 10. 20. Рабочий чертеж червяка
ЧврдЯК
Ставь »<Г
Рис. 10.21. Рабочий чертеж червячного колеса
Рис. 10.22. Основание и крышка литого корпуса редуктора
тельных деформациях корпуса возможны перекос валов и вследствие
этого повышение неравномерности распределения нагрузки по длине
зубьев.
Для повышения жесткости корпуса его усиливают ребрами, рас-
полагаемыми снаружи, у приливов под подшипники. Для удобства
монтажа деталей корпус обычно выполняют разъемным. Плоскость
разъема проходит через ось валов (рис. 10.22). В вертикальных цилин-
дрических одноступенчатых редукторах обычно делают разъемы по
двум плоскостям, а в двухступенчатых даже по трем. Однако в короб-
ках передач, в отдельных конструкциях червячных редукторов, лег-
Рнс. 10.23. Корпус зубчатого цилиндрического редукто-
ра, выполненный целыюлитым без разъема
варианты лапы корпуса
без бобышки с бобышкой
кпх зубчатых редукторах (рис. 10.23) и в мото оедуктсрах (см. гл. 2)
применяют целые корпуса со съемными кры .а ми.
Корпус с одной плоскостью разъема состоит из основания и крышки
(см. рис. 10.22). Корпус обычно изготовляют из чугунного литья,
а в тяжелонагруженных редукторах — из стального литья. При инди-
видуальном изготовлении крупные корпуса выполняют сварными
из листовой стали Ст2, СтЗ. Толщина стенок сварных корпусов на
20—30% меньше, чем чугунных.
На рис. 10.24 показаны литые основания и крышка корпуса одно-
ступенчатого цилиндрического редуктора, на рис. 10.25 — червяч-
ного редуктора. Конструкция сварного корпуса цилиндрического
одноступенчатого вертикального редуктора представлена на рис. 10.26.
Специализированные заводы по производству редукторов при кон-
струировании корпусов предусматривают возможность использова-
ния одного и того же корпуса (при постоянном межосевом расстоянии)
для ряда передаточных чисел. При конструировании следует соблю-
дать также техническую эстетику.
Ориенторовочные размеры основных элементов литого корпуса
приведены в табл. 10.3; отчасти ею можно пользоваться также при
конструировании сварных корпусов. Размеры лап и фланцев даны
Рис. 10.25. Корпус червячного редук- Рис. 10.26. Сварной корпус ре-
тора дуктора
304
10.3. Соотношения р еров основных элемеитов ковпгея на чугуиивго литья
(см. рис. 10.24 «0.25)
Параметры Орменттфово-чшйе соотношения (размеры, мм)
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора: одноступенчатого цилиндрического Во всех случаях 6 и 6t 3? 8 мм 6 = 0,025а4-1; 6г=0,02д4-1
одноступенчатого конического 6=0,0ЗДе4-1; 6, =0,04/?е-|-1
оядоступенчатого чер вечного 6 = 0.04д4-2; 6 =0,032д-|-2
двухступенчатого 6 = 0,025^4-3; 6t=0,02aT4-3
Толщина верхнего пояса фланца кор- пуса - 6=1,56
Толишна нижнего пояса (фланца) крыайси корпуса 61 = 1,56,
Толщина нижнего пояса корпуса: без бобышки при наличии бобьникп р = 2Д56 Pi = 1,56; pt = (2,25 -4- 2,75) 6
Толщина ребер основания корпуса т = (0.85 4- 1) 6
Толя ина ребер крышки т, = (0,85-4- 1)6,
Дижнетр фундаментных болтов di = (0,03 -4- 0.0315) а -|- 12 мм
Диаметр болтов: у подшипников соединяющих основания корпуса с крышкой da=(0,74-0,75)d| ds = (0,5 -4- 0,0) d.
крепящих смотровую крышку d5 = (0,34-0,4) dt или по рис. 10.28
Расстояние от наружной поверхностн стенки квриуеа до оси болтов da, ^3 ci выбирают по табл. 10.4
Ширина нижнего и верхнего пояса основания корпуса Л'( выбирают по табл. 10 4
Раясер q, определяющий положение болтов tlj 9*2:0,5do -J-
Высота бобышки 6g под болт cl. hq выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку балга и гайку
Размеры элементов бобышка /?5 = 0,5Р1 (Z?i по табл. 10.5); rt:=»0,15^6
30S
Продалжевие табл. 10.3
Параметры С рнент про водный соотношения (размеры, мм)
Размеры опорной поверхности /2, и h под головки Солтов и гайки Принимают по табл. 10.5
Гнездо под подшишшк Диаметр отверстия Dn — по наружному диаметру подшипника или стакана
Винты крепления крыш- ки подпишпика d4 Число винтов п Диаметр окружности расположения винтов оа Принимают по ГОСТ 18511—73 Ч- 18514—73
Диаметр гнезда Длина гнезда £>K=D2-)-2-i-5 мм О2—диаметр фланца крышки; 1 ** = б-|-х-р-с24-/?б-]-3 ч- 5 мы
Диаметр рым-болта dp выбирают по ГОСТ 4751—73 в зависимости от массы редуктора по табл. 10.6 (масса редукторов по табл. 10.7)
Размеры штифта Диаметр Длина dm^dg (размеры по ГОСТ 3129—70; табл. 10.6) /ш =&= мм
Нан-меныпий зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой кор- пуса: до диаметру по торцам Л = 1,26 Лг = 6 (на чертеже не показаны)
* Следует проверить также размер е (1 ~ 1.2) dfi. * * Для удобства механической обработки терщзе бобьпием. и проверки перекоса осей отперсли размер Е обычно принимается одинаковым для всех опор, поэтому и размер 1 принимается для всех гнезд одинаковым.
в табл. 10.4 и опорных поверхностей под крепежные детали в табл.
10.5. Рым-болты выбирают по ГОСТ 4751—73 (табл. 10.6) в зависи-
мости от массы редуктора (табл. 10.7).
Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют
двумя коническими штифтами, устанавливаемыми до расточки гнезд
под подшипники; размеры штифтов берут по ГОСТ 3129—70.
Для предотвращения вытекания масла через плоскость разъема
места разъема смазывают спиртовым лаком или жидким стеклом.
Прокладки в плоскости разъема не ставят, так как при этом наруша-
ется посадка подшипников в корпус. У редукторов, имеющих гори-
зонтальный разъем, на плоскости разъема основания корпуса иногда
зее
10.4. Размеры лап и вннев редукторов (см. рис 10.24 и 10.25), мм
Параметры Болты
Мб МВ М10 Ml 2 М16 М20 М24 М27 мзв
К/ 22 24 28 33 39 48 54 58 65
С/ 12 13 16 18 21 25 34 36 40
вах 5 5 5 5 8 8 10 10 10
Ггпах 3 3 3 3 5 3 8 8 8
10.5. О юрнме поверхности над крепежные детали (ГОСТ —67*)
Размеры, мм
Назначение поверхности D при диаметре резьбы d
6 8 10 | 12 14 16 18 20 22 24 27 | 30
Под болты с шестигранной голов-
кой. под ганки шестигранные, под
шайбы пружинные, стонорные с на-
ружна ми зубьями,
тренннми зубьями
стопорш ю с вну-
20
14
18
20
24
14
18
26
30
24
28
28
34
26
30
30
34
32
36
32
38
34
40
36
42
38
42
40
45
40
45
42
48
42
48
45
52
:0
52
60
55
til)
60
65
6d
Примечания: 1. Предельное си—<иьда рг инет= D по Л7.
2. Размер'Л уегша iab st конструктор (часто е&ра&гтка до шероховатости ч-го класса).
337
10.6. Рым-бвлты и гнезда над ши (па ГОСТ 4751—7ф
Условное обозначение рым-болта с резьбой M10:j
Рым-болт MJ0 ГОСТ 4751—73
Диаметр резьбы d ма I М10 М12 М16 М20 М24 мао
Рым-болт d. 36 45 54 63 72 90 108
da 20 25 30 35 40 50 60
ds 8 10 12 14 16 20 24
20 25 30 36 40 50 63
b 10 12 14 16 19 24 28
h 12 16 18 20 24 29 37
Л> 6 8 10 12 14 16 18
I 18 21 25 32 38 45 55
l1t не менее 12 15 19 25 29 35 44
Г 2 3
fl 4 6 8 12 15
Масса 1 шт., кг 0,05 0,12 0Д9 031 0,5 0,87 1,58
Гнездо под рым-болт dR 13 15 17 22 28 32 38
Ла 5 6 6 7 9 10 11
/а 19 22 26 33 39 47 57
303
Продол женке табл. 10 6
.. рулжедъешиаеть на 1 рьда-белт, кг
Днаметт) резьбы d MS мю MI2 М16 №!0 М24 мзо
При на- ира вле- ш® строя по вер- тикаль- ной оси рым- болта [Н> 120 200 300 550 850 1250 2000
под углам 45е от верти- кальной осн рым- болта в плс зекостн кольца 80 125 175 250 325 500 700'
с отклонением от плоскости кольца 40 65 90 125 150 250 350
Примечание. При подъеме груза направление строп под углом от вертикальной оса
рым*болта свыше 45° не Допускается
10.7. Массы некоторых типов редукторов
Зубчатые цилиндрические одноступенчатые редукторы
Межосевое расстояние аю, мм Масса редуктора, кг 100 45 160 85 200 140 250 250 315 330
Зубчатые цилиндрические двухступенчатые редукторы
Межосевое расстояние awx X ХОда, ММ -Масса редуктора, кг 100x160 100 125 X 200 200 160X250 зоб 200 x315 400 250 X400 700
309
Прадсшкение табл. 10.7
Зибчстые цияиндрыиеекие det/xaittm iH-мпые ikl 1е редукторы
Межосевсе расстояние а,ш, мм Масса редуктора, кг 100 90 130 180 200 280 250 380 315 500
Зуочатые конические редукторы
Конусное расстояние RL, мм 100 160 200 250
Мвесз редуктора, кг 50 60 109 190
Зубчатые коническо-цилиндрические редукторы
Конусное расст ыние Re, мм 100 100 160 200
Медгосевое расстояние aw, мм 160 '200 250 315
Масса редуктора кг 170 200 400 300
Червячн^ редукторы
Межосевое пассгоЯ1Ше aw, мм 80 100 125 160 180 225 250
Масса редуктора, кг 30 60 70 120 170 210 270
фрезеру ют канавку для сбора масла, которое стекает обратно в кор-
пус (см. рис. 10.24, разрез но Г —Г). На поясе крышки часто уста-
навливают два отжимных болта (см. рис. 10.24) для облегчения раз-
борки редуктора. Для захватывания редуктора при его подъеме к осно-
ванию корпуса у верхнего пояса его прилиты крюки (у легких редук-
торов крюков не делают).
Для подъема крышки оедуктора иногда вместо рым-болтов делают
в литье крюки или петли (рис. 10.27). На крышке корпуса для осмотра
механизма и залпвики масла имеется окно (люк). Его закрывают
О
Рве. 10.27. Крышки ковпуса редуктора:
а — с крюка ив; б — с петлями для подъема
310
А В, с С, к я Размер винта Число винтов
SSS 75 L00 150 150 190 250 100 140 200 125 175 23и 130 100 120 180 12 12 15 MSX22 М8Х22 М1ЙХ22 4 4 6
Рис. 10.28. Крышка смотрового отверстия редуктора:
1 — крышка: 2 — ручка-етдушина: 3 — прокладка (картон) 4 — винт
крышкой, примерные размеры которой даны на рис. 10 28. Литая
крышка для небольших редукторов показана на рис. 10.29. Во избе-
жание попадания посторонних примесей в масло при заливке его
в редуктор пекомендуе^ся устанавливать в люке съемной фильтр-
сетку (рис. 40.30). В нижней части корпуса имеется отверстие с резь-
бой для спуска масла и промывки редактора (см. рис. 10.24). Отвер-
стие закрывают пробкой (табл. 10.8) с прокладкой из маслостоикой
гезины или кожи.
Диаметр прокладки принимают равным диаметру буртика пробки
а толщину 2—4 мм в зависимости от диаметра.
Применяют также пробки с трубной конической резьбой, обеспе-
чивающие rep len r ность соединения без прокладок. Конструкция
в размеры таких пробок приведены в табл. .10.9.
Редукторы с большим тепловыделением (например, червячные)
должны иметь отдушину, устанавливаемую на крышке корпуса (или
на крышке смотрового отверстия).
Вследствие разбрызгивания масла быстровращающимися деталями
воздушная среда внутри корпуса имеет взвешенные частицы масла
(масляный туман) Наличие отдушины предотвращает повышение
311
Рис, 10.29. Литая крыш-
ка-отдушииа
Рис, 10.30. Фильтр-сетка:
! — крышка; 2 — ручка; 3 — сетка (фильтр)
10.8. Размеры пробок к маслоспускным отверстиям, мм
d ь т а / L £ Q D S /
M16xl,5 12 8 3 23 2 13J8 16 26 17 19,6
М20Х2 М22х2 15 9 10 3 28 29 2,5 17,8 19,8 21 30 32 22 25,4
М27х2 18 12 4 34 35 24 255 38 27 31,2
М30\2 14 4 36 27 30,5 45 32 36,9
М33\2 20 3S 4 30 48
МЗбхЗ 25 16 5 6 45 4,5 31,5 34 50 36 41,6
312
давления воздушной среды и просачивание воздуха со взвешенными
частицами масла через стык корпуса и уплотнения валов в крышках
подшипников.
Простейшие отдушины для небольших редукторов выполняют
в виде ручки крышки люка со сверлеными внутри нее отверстиями
(ем. рис. 10.28, 10.29), в виде отдельной пробки с отверстиями (рис.
10.31) или же в комбинации с жезловым маслоуказателем, см. рис.
10.80). Более совершенная конструкция отдушины приведена в табл.
10.10.
На рис. 10.32 дана конструкция отдушины, применяемая в круп-
ных редукторах.
При конструировании литого корпуса следует соблюдать допу-
стимые минимальные значения толщин стенок (табл. 10.11), необхо-
димые сопряжения и переходы (табл. 10.12), линейные уклоны
(табл. 10.13), радиусы галтелей.
Ю. Размеры пробоя с конической трубной резьбой к маелоспуекнъии
отверстиям, мм
Щввияр резьбы d / D D, $ h
VZ—19н 16 13,5 11.5 10 5
19н 18 17 13,8 12 6
/;-нн 21 21,4 16.2 14 7
3/4"—14н 25 26,9 19J5 17 9
1"—11Н 30 33,8 25.4 22 10
«/«"—Пн 38 48,3 41,6 36 16
2"—Пн 44 60,1 53,1 46 20
Примечание. Резьба комическая трубная по ГОСТ 6211-69 *
313
10.to. Разяхры отдушины, msi
10.11. Минимальная толщина стенок литых заготовок
при отливке в земляные формы
Материал Минимальная толщина стенок заготовок, мм
мелких средних крупных
Ч угун 3-5 8—10 12—15
Сталь 6 10—12 15—20
Бронза Хлюминин 3-5 5—8 —
Радиусы закруглений в литых деталях принимают по следующим
данным: при толщине стенок до 25 мм — примерно равным ’/3, а при
толщине стенок 25 мм — равным х/б средней арифметической толщины
сопрягаемых стенок.
Ряд радиусов R для галтелей следующий: 1; 2; 3; 5; 8; 10; 15; 20;
25; 30; 40 мм.
В зависимости от назначения и конструктивных особенностей
редуктора возможны те или иные отклонения размеров элементов
корпуса по сравнению с указанными в табл. 10.3 в целях уменьшения
массы. Экономии металла можно достичь уменьшением сечения эле-
ментов корпуса (но не за счет его жесткости) или изменением кон-
структивных форм корпуса редуктора. На рис. 10.33 показаны раз-
личные формы корпуса. Масса корпусов редукторов по отношению
к типу а составляет: для типа б — 77%, типа в — 74% иг — 67%.
314
10.12. Гоирпже'тте в литых деталях
Эскизы сопряжений
Характер сопряжений
Примечания: I. Значения х и
yt мм:
2. Указанные размеры переходов реко-
мендуются при h (2 ~ 3)6. При > 36 таб-
личные значения следует увеличить, а при
h < 26 переходы необязательны.
Толщина стенки» мм X У
10—15 3 15
15—20 4 20
20—25 5 25
315
Рис. 10.33. Различное конструктивное выполнение разъемных корпу-
сов цилиндрических зубчатых редукторов
В корпусе типа в применен наклонный разъем, позволяющий умень-
шить емкость мает иной ванны, обеспечить одинаковое погружение
колес в масло и снизить потери мощности на перемешивание масла.
Однако косой разъем усложняет механическую обработку корпуса.
10.13. Рекомендуемые литейные уклоны
Уклон Величина угла Рекомендуемое применение
.О, 1 :5 11 “30' Для стали h до 25 мм
1:10- 1 : 20 б'ЗО1 г h = 25-J-500MM
4^'z Л 1 : 50 1“ h > 500 мм
1* 1 : 100 30“ Для цветных металлов —
Редуктор и электродвигатель обычно устанавливают на обцдай
сварной раме, реже на литой плите. Количество и диаметр фупдав^т-
пых болтов, крепящих редуктор, выбирают по табл. 10.3. После
размещения фундаментных болтов следует проверить их на проч-
ность. Ест и болты окажутся недогруженными, уменьшать их диа-
метр или количество не следует. Если же напряжения в болтах ока-
316
жутся выше допускав
мых, то необходимо уве-
личить их диаметр (или
количество).
Растет ведут в пред-
положении, что усилия
в болтах прямо пропор-
циональны их расстоя-
ниям от ребра опроки-
дывания (ось х на рис.
10.34, а) и сумма момен-
тов от усилий в болтах
уравновешивает внешний
опрокидывающий момент.
Этот момент равен
алгебраической сумме
трех моментов; Мб —
активного, приложенно-
го к быстроходному ва-
лу; Мт — реактивного,
прилаженного к тихо-
ходному ваЛу, и Mq —
момента от веса редук-
тора:
х = Мб 4*Мт Mq.
(Ю.1)
Рие. 10.34. Схема нагружения фундаментных бел-
тов корпуса редуктора
При проверке проч-
ности болтов в легких
и средних редукторах
моментом Mq обычно пренебрегают, что увеличивает запас надежности.
При вычислении опрокидывающего момента следует учитывать отно-
сительное направление моментов МБ и Мт. Например, в одноступен-
чатом цилиндрическом редукторе они направлены в одну сторону'.
Усилие в наиболее нагруженном болте от момента MonpJf опреде-
ляют по формуле
Ах
М опр х^х
2(^+^+-+^)’
(10.2)
На редуктор может действовать также опрокидывающий момент
относительно оси у (или уг). Например, в горизонтальных конических,
червячных, коническо-цилиндрических редукторах один из моментов
(например, Мб) опрокидывает редуктор вокруг оси у, а другой (на-
пример, Мт) — вокруг оси х.
Усилие в наиболее нагруженном болте от момента
Р1У = Ч+2^+2^+-+^ ’ (10’3)
317
гае п — число болтов, расположенных по одной из сторон нижнего
поаса параллельно осн опрокидывания (рис. К 1, б).
Годнее усилие, растягивающее наиболее нагруженный болт hum
из угловых болтов),
Ртах — Рlx Ч- Ply
Условие прочности этого болта
1.30
(10.4)
(10.5)
Допускаемое напряжение [о]р для болтов из стали СтЗ в зависи-
мости от их диаметра принимают равным:
d болта, мм............................................. 12 16 18 24 30 и пьппе
1°1р» Н/мм2 ............................................ 45 55 65 80 90
Для расчета редукторов с вертикальным валом эта методика не-
приемлема. В этом случае следует рассчитывать болты на затяжку
так, чтобы момент сил трения па опорной поверхности редуктора урав-
новесил момент А1т-
§ 10.3. КОНСТРУКЦИИ МЕХАНИЗМОВ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ
СКОРОСТЕЙ В КОРОБКАХ НЕРИДаЧ
Угловую скорость валов в коробках передач с зубчатыми коле-
нями изменяют переключением муфт (кулачковых или зубчатых)
(рис. 10.35, а) или шестерен (блока шестерен) (рис. 10.35, б), или
их совместным применением (рис. 10.36, г). На рис. 10.36 представ-
лены некоторые конструкции зубчатых колес в зависимости от числа
ступеней скоростей.
Ширину b шестерен принимают одинаковой. Для облегчения ввода
зубьев в зацепления предусматривают боковой скос на всю высоту
а) а
Рис. 10.35. Схемы коробок передач:
а — с переключением ски“юстей муфтами б — с переключением скопаетеД блог
шестерен
31&
зуба (см. рис. 10'36, а) и округление кромок профиля зубьев на ско-
шенном торне шестерни. При нарезании зубьев на зубодолбежном
станке следует предусмотреть кольцевую проточку шириной q и высо-
той h (см. рис. 10.26). Размеры q и h принимают по ГОСТ 14755—74.
При компоновке зубчатых передач следует учитывать нейтральные
положения муфт (см. рис. 10.35, а) или блока шестерен (см рис. 10.36,
а, в) при их переключении. Между выступами кулаков незамкнутых
муфт (см. рис. 10.35, а), а также между торцами шестерен подвижного
блока и неподвижно закрепленных шестерен (см. рис. 10.36, а, в, г)
должен быть зазор Л ~ 1 -г 3 мм.
В несложных по устройству коробках передач ставят ручное пере-
ключение. Наиболее распространены рычажные механизмы'переклю-
чения и механизмы, в которых переключение осуществляется пол-
зуном с вилкой. Первые представлены на рис. 10.37 и 10.38. Конструк-
ция, изображенная на рис. 10.38, имеет усиленный (вильчатый) рычаг
и-зубчатую передачу с и > 1, обеспечивающую большее усилие вклю-
чения.
319
Рис. 10.37. Рычажный механизм переключения муфт и ше-
стерен:
а — конструкция механизма; 1 — переводной камень; 2 — рычаг;
3 — валик; 4 — рукоятка; 5 — ступица рукоятки; 6 — блок шесте*
реи; Z — шариковый фиксатор; б, в — схемы положения рычага
при двух- и трехступенчатых передачах
Рис. 10.38. Механизм переключения с зуочатой передачей:
1 — перевод ч камень; 2 — рычаг-вилка; 3 — валик; 4 — зубча-
тый сектор; 5 — шестерня; 6 — валнь; 7 — шари 'Ы*й фикс чтох
в — рукоятка
320
Рис. 10.39. Конструкции подвижного блока шестерен:
а — варианты расположения кольцевого паза под переводной камень; б, в — конструкции
переводных камней
Муфта и подвижные шестерни имеют кольцевые пазы шириной
В для соединения с рычагом (рис. 10.39, а) или ползуном (рис. 10.41).
Переводные камни в основном изготовляют из серого или антифрик-
ционного чугуна, а также из текстолита и бронзы. Конструкции кам-
ней представлены на рис. 10.39, б, в.
На рис. 10.40 показаны переводные вилки. Применение их целе-
сообразно при небольших диаметрах шестерен, так как возможно
заклинивание под действием момента М — Рвг (Рв — усилие вклю-
чения, см. рис. 10.40). При относительно большом ходе, особенно
при малом радиусе рычага R (см. рис. 10.37, а и б), имеет место зна-
чительное радиальное перемещение Дг переводного камня, и он может
выйти из кольцевого паза муфты или блока шестерен. Допускается
Аг 0,3/7, где Н — высота переводного камня. Если Аг 2> 0,3/7,
то применяют конструкции со скользящим ползуном и вилкой (рис.
10.41, 10.42, 10.43). Ползун перемещается по неподвижной направляю-
щей (см. рис. 10.41 и 10.42) или
его закрепляют на поступательно
движущейся скалке (см. рис. 10.43).
На рис. 10.44, а, б представлены
часто применяемые способы креп-
ления неподвижных направляю-
щих ползунов.
На рис. 10.45 показана кон-
струкция с двойным рычажным
механизмом. Для предотвращения
самовыключения муфт или бло-
ков шестерен применяют фикса-
торы, установленные непосред-
ственно в рукоятке рычага
(рис. 10.46) либо на промежуточ-
ных деталях (рис. 10.47), см.
также рис. 10.38, 10.41, поз. 7;
Рис. 10.40. Конструкции переводных
шью к
11 Зак. 220
321
(рис. 10,4.3, поз. 4). В конструкции на рис. 10 18 показана фиксация
блока шестерен на валу.
Размеры поперечного сечения рукоятки механизма управления
переключением назначают конструктивно. В момент включения руко-
ятка подвергается действию изгибающего момента от усилия, при-
лагаемого рабочим на ее конце. Это усилие становится наибольшим
в момент ввода в зацепление зубьев шестерни или кулачков муфты.
Усилие рабочего ориентировочно может быть принято равным 100—
150 Н. Допускаемое напряжение изгиба принимают пониженным
(loin ~ 20 л- 30 Н мм*), чтобы обеспечить жесткость рычага.
Рис. 10.41. Механизм переключения муфт и шестерен при
помощи ползуна с вилками:
1 — ползун-вилка; 2 — направляющая ползуна; 3 — рейка; 4 — зубчатый сектор; 5 — валик;
6 — рукоятка; 7 — шариковый фиксатор: 8 —блок шестерен
7
Рис. 10.42. /Механизм переключения муфт и шестерен при
помощи ползуна-вилки, перемещаемой рычагом:
1 — направляющая; 2 — ползун-вилка; 3 — вилка; 4 — рычщ; 5 — ва-
лик; 6 — рукоятка; 7 — шариковый фиксатор; Й — блок шестерен
322
Рис. 10.43. Механизм переключения с подвижной направляющей
* * ползуна:
1 — шариковый блксатор: 2 — рукоятка: 3 — ползун-вилка; 4 — напра-
вляющая скалка); 5 — блок-шестерня: 6 — синхронизатор
Рис. 10.44. Способы крепления неподвижных направляющих
4 ползунов
Рис. 10.45. Двойной рычаж-
ный механизм переключения
Рис. 10.46. Фиксатор
11*
Рис. 10.47
Рис. 10.48. Фиксация блока ше-
стерен на валу
§ 10.4. СМАЗКА РЕДУКТОРОВ
Смазка подшипников качения в редукторах рассмотрена в гл. 8
и подшипников скольжения — в гл. 9.
Вопрос о способе смазки следует решать при компоновке редук-
тора, так как это часто отражается на конструкции деталей редук-
тора.
По способу подвода смазки к зацеплению различают картерную
и циркуляционную смазку.
Картерная смазка осуществляется окунанием зубчатых и червяч-
ных колес илн червяков, или же вспомогательных деталей (смазоч-
ных шестерен, колец и т. п.) в масло, заливаемое внутрь корпуса
Рис. 10.49. Редуктор с брызговиками на валу черияка
Рис. 10.50. Редуктор со смазочной шестерней
но не выше центов нижнего шарика или
редуктора; ее обычно при-
меняют для зуб -ых пе-
редач при окружных ско-
ростях в зацеплении до
и < 12 м/с, а для червяч-
ных передач при окруж-
ное скорости червяка до
о 10 м/с. При большей
скорости масло сбрасывает-
ся со смазываемых дета-
лей, значительна возра-
стают потерн мощности на
перемешивание масла и
температура его. Большая
скорость колес вызывает
чрезмерное разбрызгива-
ние масла и его окисление.
Зубчатые и червячные
колеса погружают в масло
на высоту зуба, а червяк
(при нижнем его располо-
жении)— на высоту витка,
poailka подшипинзка качения вала червяка. Если по условию нор-
мальной работ ! подшипников качения вала червяка установленный
уровень масла не позволяет погружать червяк в масло или не обеспе-
чивает достаточную высоту погружения витка червяка, то применяют
брызговики (целые или разъемные), забрасывающие масло на червяч-
ное колесо, чтобы оно входило в зацепление уже со смазанными зубьями
<рис. 10.49). Обычно устанавливают два брызговика, чтобы обеспечить
смазку зацепления при изменении направления вращения червяка.
В конических редукторах рекомендуется погружать зубья колеса
на всю длину. В многоступенчатых и комбинированных редукторах
часто не удается погружать зубья всех колес в масло, так как для
этого необходим очень высокий уровень его, что может повлечь за
собой слишком большое погружение зубчатого колеса тихоходной
етупенй, а в вертикальных зубчатых редукторах могут оказаться
погруженными в масло также и подшипники. В этих случаях при-
меняют смазочные шестерни (рис. 10.50), смазочные диски (рис. 10.51),
смазочные, кольца (рис. 10.52), раздельные ванны и другие устройства.
Смазочные шестерни часто делают из текстолита или других неметал-
лических материалов, применяемых для изготовления зубчатых колес,
при этом ширина шестерни должна быть значительно меньше ширины
колес зубчатой пары, которую она смазывает (до 0,3 й). При неболь-
шой окружной скорости (порядка 0,5—0,8 м/с) предельной высотой
погружения колеса в масло следует считать 1/в его радиуса, а для
тихоходных передач — до */3 радиуса колеса. При смазке окунанием
объем масляной ванны редуктора определяют из расчета 0,4—0,8 л
масла на 1 кВт передаваемой мощности. Меньшее значение прини-
мают для крупных редукторов.
325
9<"Е
Рис, 10.51. Редуктор со смазочными дисками:
/ дисля, 2 анналы для смазан пидшидникив^ j — уплотнение
Рис. 10.52. Редуктор со смазо ...ь.м кольцом
Рис. 10.53. Принципиальная схема циркучяционной смазки:
/ — манометр; 2 — трубопровод напорный; 3 — отвод масла на прочие агрегаты;
4 — клапан редукционный (перепускной); 5 — обратный клапан; о — трубопровод
для заполнения бака; 7 — сбросный пружинный клапан; 8 — насос; 9 — трубо-
провод всасывающий; 10 — пусковой ручной насос; 11 — обратный клапан; 12 — бак
для масла; 13 — ель --ной трубопровод; 14 — регулировочный вентиль; 13 — термо-
метр: 16 — фильтр-охладитель; 17 — воронка; 13 — охлаждающая вода
Рис. 10.54. Смазка зацепления с по-
мощью сопла: а — расположение соп-
ла; б — форма сопла
Рис. 10.55. Смазка широких
колес с помощью коллектора
327
Основные размеры плунжерных насосов, мм (по данным ЭНИМСа)
Диаметр плунжера. d, мм Произвол пгтель- ГШСТЬ, П/ мин н наиб н, д Впяиб а ь k dt О d, л 1 и
8 0.003 80 — 78 115 15 56 10 9 14 32 — 38 35 20
12 0,006 16
18 0.014 90 118 100 142 20 76 12 11 17 48 25 45 55 30
25 0,026
Рис. 10.56. Плунжерный насос ЭНИМСа:
о — с креплением вертикальным; б — с креплением горизонтальным; 1 — корпус; 2 — пру-
жина: а — прокладка; 4 — направляющая втулка; 5 — плунжер; 6 — плунжер с роликом;
7 — шпилька; 8 — втулка; 9 — ролик; 10 — палец
Циркуляционная смазка применяется при больших скоростях
передачи (и > 12 м/с), а в тяжелых редукторах — и при меныпей
скорости. Ее применяют также и в редукторах небольшой мощности
и скорости, если конструкция не позволяет осуществить картерную
смазку. Принципиальная схема циркуляционной смазки показана
на рис. 10.53. Масло из картера редуктора или специального бака
подается насосом в места смазки по трубопроводу через сопла (рис.
328
Риг. 10.57. Номо-
грамма производл-
тельиоети плунжер-
ного насоса в занн-
енмеети от хода S
плунжера, его диа-
метра и числа двой-
ных ходов (для
плунжера d = 25 мм
Q совмещена с осью
ординат графика)
t
v>
Рис. 10.58. Шестеренчатый насос:
а — с присоединенном трубопровода сбоку; б — с присоеднаемнем
трубопровода с торца
329
Рис. 10.59. Номограмма производи-
тельности шестеренчатого насоса
(по рис. 10.58). Высота всасывания
10С0 мм
10.54, a, 6) i при широких коле-
сах через коллекторы (рис. 10.55).
Для очистки и охлаждения масла
устанавливают фильтры, охладители в
другие устройства. В небольших ре-
дукторах схема циркуляционной смаз-
ки упрощается — исключаются охла-
дители, специальные фильтры, ручные
пусковые насосы и т. п. При окруж-
ных старостях до 20 м/с для прямозу-
бых и до 45 м/с для кссозубых и
шевронных передач масло подается со
стороны входа зубьев в зацепление,
а при больших скоростях вс избежа ше
значительных потерь мощности на вы-
жимание избытка масла и возможного
гидравлического удара — с прстивспо-
ложной стороны. Если передача ревер-
сивная, то масло к месту зацепления
подводят с двух сторон (см. рис. 10.54).
Смазочные насосы и их харак-
теристики приведены на рис. 10.56—
10.61. Насосы приводят в действие либо от отдельного электродви-
гателя, либо ст одного из валов редукторов (рис. 10.62, 10 63). Коли-
чество масла, необходимого для смазывания (поливания) зацепления,
из условия охлаждения зубчатых талес и допустимого нагрева масла
определяют по формуле
Qsau
corp ’
(10 6)
где фяаЦ — количество тепла, выделяемого в зацеплении, ккал/ч
с ~ 0,4 -и 0,45 ккал/кг-° С — удельная теплоемкость масла; р г»
Рнс. 10.60. Лопастной насос, предназначенный для встройки в механизм
330
Рис. 10.61. Номограмма произ-
водительности лопастного на-
соса (по рис. 10.60)
Рис. 10.62. Привод от вала редукто-
ра шестеренчатого насоса, встроен-
ного в крышку подшипника:
1 — насос: 2 — крышка: 3 — вал
= 0,9 — плотность масла; Л/,. = 5 -н 10° С — допустимое повышение
температуры масла; цм = 0,5 ч- 0,8 — коэффициент использования
мас^а.
Этим коэффициентом учитывают, что не все масло, поливаемое
на зубчатые колеса, одинаково участвует в теплообмене, так как часть
его отбрасывается центробежной силой или потоком воздуха; вели-
чина 1]м зависит от места подвода масла и скорости вращения колес.
При подаче.масла снизу вверх и больших скоростях следует брать
меньшее значение коэффициента использования масла. Количество
тепла, выделяемого в зацеплении, ккал/ч
0^ = 860^, (10.7)
где А\р — потеря мощности на трение в зацеплении;
^=^(1-11). (Ю.8)
где /Vj — мощность, подводимая к зубчатому зацеплению, кВт;
И —общий к. п. д. редуктора,
Рпс. 10.63. Привод плунжерного насоса от вала редуктора;
/ — насос; 2 — втулка с эксцентриситетом; 3 — нал; 4 — винт для
крепления втулки на валу; 5 — шарикоподшипник; 6 — кольцо за-
мом ное
331
К. п. д. одной зубчатой пары
может бып ределено по формуле
(10.10)
здесь f = 0,08 <- 0,1 — коэффи-
циент трения в зацеплении;
гш и zK — числа зубьев шесте-
рен и зубчатого колеса; знак
«минус» в формуле относится
к случаю внутреннего зацепления.
Пример. Определить количество масла, необходимого для смазки зубчатых
зацеплений и подшипников коническо-цилиндрического редуктора (рис. 10 64),
и подобрать гип насоса.
Дано: ;Vl — 4 кВт — мощность на ведущем валу редуктора; п, = 960 об/мия
ведущего вала. Коническая пара имеет г, = 25 и г» = 75; цилиндрическая пара гя =
= 20 и г, — 80; зубья приработаны.
Принимаем )' — 0,07;
|)п = 0,995 — коэффициент, учитывающий потери пары подшип-
ников качения.
К. п. д. конической пары
9 ivfi. кон =1 ~ ^.3 • 0,7 =ss 0,992.
К. п. д. цилиндрической пары
т1зуб. цил = 1 3.3 0,7 goj = 0,99.
Общий к. п. д. редуктора
П = 0згб. конПауб. ЦИЛ Т|п = о,992 0,9 - 0,9953 = 0,97.
Потеря мощности на трение
1Утр = Л\ (1—т)) = 4(1—0,97)=0,12 кВт.
Количество тепла, выделяющегося в зацеплении при работе редуктора,
Qam — 860Л'тр = 860 - 0,12 =5= 103 ккал/ч.
Количество масла, необходимого для поливания зубчатых зацеплений, при
Л/„ = 5’ С в зуд, = 0,8
Q.,,, 103 . ,
—, -у*.---= —. 1 05 л/мин.
СОсп Д/„1)н 60 • 0,45 • 0,9 • 5 • 0,8
Выбираем тпп иасоса Привод удобно осуществлять от промежуточного ила
ведомого валов редуктора, поэтому определим частоты вращения этих валов:
ла = ”- = 9^=320 об/мин;
здесь
Zo
/12
Ш,= -
“ц
75__ 3.
25 ~3'
320
--=—=80 об/мин,
(де
_г,_ 80-А
М|1~ г3 ~ 20 ~4,
332
Pne. 10.67. Маслорас-
пределителъ регули-
руемый
Рие. 10.65. Предохра-
нительный клапан
Рис. 10.66. Обратный
клацан
Приняв избь.. энное давление масла 0,5 кгс,'см2, находим по рис. 10.59, что при-
годен шестеренчатый насос с приводом от промежуточного вала редуктора (/г, =
= 320 об/мин). Можно применять также и лопастной насос, но он имеет большие
гябарк ы.
Для сграличенйя давления применяют предс хранительные кла-
паны (рис. 10.65), которые отводят часть масла в бак (или внутрь
корпуса редуктора), пока давление в маслопроводе не упадет до необ-
ходимого значения.
Если насос расположен выше уровня масла в резервуаре, тс для
обеспечения его бесперебойной работы устанавливают обратный кла-
пан (рис. 10.66); при остановке насоса он препятствует маслу, нахо-
дящемуся во всасывающей трубопроводе, стекать обратно в резер-
вуар. При подводе смазки ко многим местам иногда оказывается
удобнее, чтобы масло пост,пило сначала от насоса в промежуточный
резервуар, а из него самотеком по трубкам отводилось к месту смазки.
Для подвода масла к насосу и ст насоса к местам смазкп в небольших
редукторах применяют медные (ГОСТ 617—72) или латунные (ГСС1
494—69) трубки и различные спелннительные устройства к ним: лип
пели, 'анидные- 'айки, угольники, тройники.
При необходимости регулирования расхода масла применяют
дозаторы и маслораспределители (рис. 10.67).
Масла для редакторов
В зависимости от назначения различают масла инду стпиальпые,
автомобильные и тракторные, авиационные, турбинные и др. Техни-
ческие характеристики их приведены в табл. 9.13.
333
10.14. Цилиндровые масла, применяемые для смазки тяжел' '(ружеиных редукторе»
Наименование и марки гост Кинематичес- кая вязкость при lUtr’C. сСг Темпрату- ра »асты- вднни» °C», не выше
Цилиндровое 11 (цилиндровое 2) . . . . — 9—13 4*5
Цилиндровое 24 (вискозин) . . . . . — 20—28 —
Цилиндровое тяжелое 33 (цилиндровое б) 6411—52* 3'2—44 4-17
Цилиндровое тяжелое 52 (вапор) . . . . 6411 —52* 44—59 — 5
0.15. Рещдиендуемые значения кинематической вязкости масел для зубчатых колее
Материал зубчатых колес ав, Н/мм* Кинематическая вязкость vBn (vl()e), сСт. при окружной скорости, м, с
ДО 0,5 ; 0,5 — 1 1 -2.5 , 2.5—5 5--12,5112.5—25! 25
Плжстмасса, чу- гун, бронза — 177 (20,5) 118 (11.4) 81,5 59 44 32,4 —
Сгаль До 1060 Св. 1600 до 1250 Св. Г?50 то 1GC0 266 (32.4) 177 (20,5) 118 (11.4) 81,5 59 44 32.4
266 (32,4) 177 (20,5) 118 (И,4) 81,5 59 44
444 (52) 266 (32,4) 177 (20,5) 118 (11,4) 81,5 59
Сталь цементо- ванная и ш с поверх;’сети ой закалкой —
Примечание. Для смазки зубчатых колес из хромоникелевых сталей (ненемвато-
виицых) при ов _ slik) Н, мм следует орать масла вазкосаь кторы. на одну ступень гра-
дации выше, чем указано и таблице для данной скорости.
13.13. ’-комендуемые значения кинематической вязкости масел для сгазхл
червячных передач и способы смазки
Характеристики Скорость скольжения иск. м/с
до 1 1-2.5 ДО > о—ю- 10-15 15-25
Ус-то вия раооты К в нематическая вязкость v,„ (vloo), сСг Тяж 444 (52) елые 266 (32,1) С ре. 177 (20,5) дане 1 18 (П.4) 81,5 59
Способ смазки Окунанием Струйная или окунанием Стрviil да вл 0,07МПа (—0.7 КГС; СМ2) шая под гнием 0.2МПа (~2 кгг.’см2)
334
Индустриальные масла широко применяют для смазывания раз-
личных машин. Д.' Циркуляционной смазкп редукторов рекомен-
дуется масло индустриальное 45 (выщелоченное).
Турбинные масла благодаря их высоким качествам наиболее при-
годны для циркуляционной смазки быстроходных зубчатых передач.
Из автотракторных масел для смазки редукторов применяют
масла АК10 и АК15.
Трансмиссионные автотракторные масла могут быть использованы
для смазкп тяжелом груженных цилиндрических и червячных редук-
торов. Для циркуляционной смазкп эти масла непригодны, так как
содержат смолистые соединения.
Масла цилиндровые (тля паровых машпнТ смеют большую вяз-
кость. Они пригодны и для смазки тяжел онагруженных редукторов,
цилиндровые 11 и 24— для циркуляционной смазки, но лишь при
небольшой протяженности трубопроводов; цилиндровое тяжелое 52
Рте. 10.68. Подвод масла к подшипни-
кам редуктора при помощи желоба на
фланце корпуса
(вапор) вследствие иолыпои вязт
кости можно применять только
для картерной смазки. Техниче-
ские данные цилиндровых масел
приведены в табл. 10.14.
Для выбора сорта масла сначала
следует установить необходимую
вязкость масла (для зубчатой пе-
редачи по табл. 10.15 п для
Рис. 10.69. Подвод жидкой смазки
к подшипникам ведущего вала кони-
ческо-цилиндрического редуктора при
помощи лотков
335
Рис. 10.70. Подвод жидкой смазки
к подшипникам вала червячного
колеса редуктора при помощи
скребков с лотками
червячной передачи по табл. 10.16).
Затем по тзб 9.13 выбирают сорт
масла в зависимости от вязкости.
Для многоступенчатых редукто-
ров сорт масла выбирают по сред-
нему значению вязкости, определяе-
мому для первой и последней сту-
пени.
Смазка подшипников качения рас-
смотрена в гл. 8. Здесь ограничимся
указанием на некоторые способы по-
дачи жидкой смазки в подшипники.
Если попадание масла в камеры под-
шипников затруднено, то применяют
дополнительные устройства в виде
желобов на фланцах корпуса зубча-
того редуктора (рис. 10.68), лотков
на внутренних стенках корпуса
(рис. 10.69). Масло, попав на стенки
корпуса при разбрызгивании, стекает
в желоба или лотки, а из них само-
теком поступает в камеры подшипни-
ков. Для смазки подшипников вала
червячного колеса применяют специальные скребки, подающие масло
к подшипникам непосредственно (рис. 10.70) или по желобам на фланце
корпуса (рис. 10.71). В высокоскоростных и тяжелонагруженвых
передачах применяют принудительную подачу масла от общей системы
(см. рис. 10.53 и 10.72).
Контроль уровня масла
Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют
различными маслоуказателями.
На рис. 10.73 показан крановый маслоуказатель, на рис. 10.74, а
даны конструкция и размеры фонарного маслоуказателя с гладким
глазком, а на рис. 10.74. б — с рифленым глазком, выполненным
из стекла или прозрачной пластмассы. Глазки с рифлением удобны
при установке редуктора в слабаосвещенных местах. Размеры глаз-
ков с рифлением даны на рис. 10.75. Размер h выбирают в зависимости
от /\1г — /гтах — Лт1п, где hmBX и hmin — наибольший и наименьший
допускаемые уровни масла в корпусе редуктора.
На рис. 10.76 приведена конструкция фонарного маслоуказателя
из оргстекла.
Трубчатый маслоуказатель со стеклянной трубкой и металличе-
ским кожухом с необходимыми размерами показан на рис. 10.77.
На рис. 10.78 приведена конструкция трубчатого маслоуказателя
с трубкой из оргстекла. Жезловый маслоуказатель показан на рис.
10.79; для возможности контроля уровня масла во время работы
маслоуказатель размещают в трубке, ввернутой в корпус (рис. 10.80, а),
33fi
А-А
Рис. 10.71. Смазка
подшипников червяч-
ного редуктора:
J — лоток для подвода
масла к шзданини икая
чеэняка; 2 — скребок для
съема масла с торцуй» чер-
вям наго колеса; 3 — же-
лоб на фланне корпусе
редуктора для подаада
масл а к подшили н кам
вала червйчнего колеса
Рис. 10.72. Подвод масла
к подшипникам при цирку-
ляционной системе смазки
редуктора
Рис. 10.73. Крановый масло-
указатель:
1 — контргайка; 2,3 — кольца
уплотнительное; 4 — корпус кра-
на; 5 — кран
337
Рис. 10 74. Круглый маслоуказатель (фонар-
ный):
а — е г падким глазком; б — с рифленым глазком;
1 — прокладка; 2 — экран; 3 — глазок; 4 — кольцо;
5 — винт Мб X 15
Размеры. мм (к рис. 10.75)
Размер глазка D ot Б 1 '1 /1 Число канавок (рифлений.)
ЙО 28 20 8 3 1.5 6 6
40 30 10 3 1.5 8 8
50 60 50 12 4 2 12 10
Рис. 10.77, Трубчатый масюуказатель:
1 — корпус (сталь СтЗ); 2 — кожух (сталь
СтЗ); 3 — трубки; 4 — прокладка (кар-
тон или кожа — 2 шт.); 5 — колпачок
(сталь СтЗ)
Рис. 10.78. Маслоуказатель с
трубкой из оргстекла
Рис. 10.79. /Кезловый маслоуказатель:
й — установка в нижней части корпуса редуктора; б — установка в крышке
корпуса; и — примерные размеры маслоу казателя для небольших редукторов
339
Рис. 10.80. /Кезловый маслоуказатель с проб-
кой-отдушиной
или г' •’еляют перегородкой
(рис. .'80, б). Иногда в не-
больших редукторах масло-
указатель совмещают с про-
стой по конструкции отдуши-
ной (рис. 10.80, б).
Смазка открытых зучбатых
передач
Открытые зубчатые пере-
дачи обычно смазывают пе-
риодически — наносят смаз-
ку на рабочие поверхности
зубьев. Для этих целей
используют смазку графит-
ную УСА (ГОСТ 3333—55),
полугудрон и шестеренную
мазь (полугудрон 80 % и
нефтебитум 20?и, ГОСТ
1544—52*).
Периодичность смазки определяется в основном условиями экс-
плуатации и сортом смазки: от 1 раза в смену (тяжелые условия ра-
боты) до 1 раза в 10 дней (передачи, работающие периодически).
§ 10.5. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРОВ
Потери мощности при расчете редуктора, вызванные трением
в зацеплении и в подшипниках, разбрызгиванием и перемешиванием
масла, вызывают нагрев деталей редуктора и масла. При нагреве вяз-
кость масла резко падает, что приводит к нарушению режима смазки,
а в отдельных случаях даже к заеданию зубьев и преждевременному
износу подшипников. Нормальная работа редуктора будет обеспе-
чена, если температура масла не превысит допускаемой. Таким обра-
зом, задачей теплового расчета является проверка температуры масла
в редукторе при установившемся режиме работы. Принципиально
рассматриваемый ниже метод расчета применим к редукторам всех
типов, по практически для зубчатых редукторов малой и средней мощ-
ности он является излишним, так как к. и. д. их высок, а следо-
вательно, тепловыделение невелико. Для червячных и комбиниро-
ванных зубчато-червячных редукторов этот расчет обязателен.
Количество тепла (Вт), выделяющегося в редукторе в секунду,
определяют по формуле
Qx = 1V1(l -п), (10.11)
где Л\ — мощность на ведущем валу, Вт; г) — к. п. д. редуктора.
Это тепло передается окружающей среде (воздуху). Количество
тепла, отводимого с поверхности корпуса редуктора, Бт,
Q2 = KS(/U-Q, (10.12)
340
где К—коэффициент теплопередачи корпуса редуктора, Вт,'мг-°С;
в среднем при е< Угветпюм охлаждении К ~ 10 -ь 16; большее зна-
чение выоирлот при хорошей циркуляции и малой запыленности воз-
духа в помещении и свободной циркуляции масла внутри корпуса
редуктора; S — площадь теплоотдающей поверхности, соприкасаю-
щейся с воздухом и омываемой внутри корпуса маслом, м2; при опре-
делении этой площади в расчет вводят также 50% ребер и бобышек,
а также площадь днища, если обеспечивается достаточная циркуля-
ция воздуха у дна корпуса; tM — температура масляной ванны, “С;
/в — температура окружающего воздуха, °C (принимают в среднем
20° Q.
При установившемся режиме работы редуктора все выделяющееся
тепло отдается через его стенки окружающему воздуху (t2i = (У-
Следовательно, перепад температур между маслом и окружающим
воздухом
A( = /M-ZB=-^. ПОЛЗ)
Условие нормальной работы редуктора А/-с (Л/], где | А/]
л-i 40 -5- 60° С — допускаемый перепад температд р между маслом и
окружающим воздухом (меньшее значение — для редуктора с верх-
ним расположением червяка).
При повтопно-красковремеиной работе редуктора (при естествен-
ном охлаждении) проверку па нагрев производят по формуле
"де ST — сумма рабочих пепиодов в течение 1 ч, выраженная в мип.
Если А/ > [Л/1, то определяют требуемую поверхность охлажде-
ния исходя из допускаемого перепада температур и принятого зна-
чения Л’ и сравнивают с фак гическс й поверхностью охлаждения редук-
тора.
Для улучшения теплоотвода корпус редуктора делают с ребрами
(рис. 10.81).
Существенный эффект дает обдув корпуса струей воздуха от вен-
тилятора (крыльчатки), устанавливаемого на валу червяка снаружи.
Если оба способа оказываются недостаточ-
ными для необходимого теплоотвода, то приме-
няют циркуляционное водяное охлаждение
масла в редукторе (рис. 10.82).
Установка вентилятора с кожухом, напра-
вляющим поток воздуха вдоль ох таждаемых
поверхностей, показана на рис. 10.83. Располо-
жение ребер в зоне, обдуваемой вентилятором,
должно соответствовать направшнию потока
воздуха. Обдувать удастся лишь часть по-
верхности корпуса, теплообмен в остальной его
части будет происходить естественным путем.
Если на необдуваемои частп корпуса для уве-
личения поверхности охлаждения требуется
1 H^-VS; aS. г 35S
^0^.56 ; Ь
Рнс. 10.81. Профиль
охлаждающих пеоер
341
Рпс. 10,82. Червячный редуктор со змеевиком для охлаждения масла. Узел
/ — уплотнение трубки змеевика при выводе ее из корпуса
сделать ребра, то их располагают вертикально для обеспечения
естественной циркуляции (рис. 10.83).
Коэффициент теплопередачи для обдуваемой поверхности, Вт/м2 °C,
Л'п^1бКн, (10.15)
где v — скорость воздуха; принимают v (но не более 8 м/с);
пл — частота вращения червяка, об/мин.
Полное количество тепла, отводимого с обдуваемой и необдувае-
мой поверхностей, Вт,
Qs = (А О3О + Л Sи) (/„ — /в),
(10.16)
где So и Su — соответственно площади теплоотдающей обдуваемой
и необдуваемой поверхности корпуса редуктора, м2.
При установившемся тепловом режиме Q2 = из формулы (10.16)
следует
д/ = t —f =-------21____
м Knso-i-Ksa-
(10.17)
Количество воздуха, омывающего редуктор, м3/с,
ТвСв V® ^в) Чв
(10.18)
342
где Q2o — количе< 1) тепла, от-
водимого с обдуваемой поверх-
1ЮСТП редуктора, Вт;
^ = /(о5оМ (10.19)
?в— плотность сухого воздуха;
у, ж 1,29 кг.'м3; с„ — теплоем-
кость воздуха при постоянном
давлении; св ~ 1000 -jfo,- (или
0,24 -*3^; пв — коэффициент
использования воздуха — около
0,8; I', — температура воздуха,
отходящего от редуктора; в'рас-
четах . принимают на- 3—6° С
больше температуры воздуха в
помещении.
Вентилятор выбирают по таб-
лицам или рассчитывают по
ггалуч^нным значениям скорости
воздуха и количества его. Рас-
чет вентилятора рассматривается
в специальном курсе, здесь же ограничимся определением указанных
выше величин. При конструировании вентилятора можно восполь-
зоваться, например, конструкцией, представленной на рис. 10.84;
Рис. 10.83. Червячный редуктор _ прину-
дительным воздушным охлаждением кор-
пуса:
1 — вентилятор: 2 — нагграплякацпи кожтх;
3 — предохранительная решетка; 4 к 5 —
ребра в обдуваемой части корпуса; 6 верти-
кальные реора в иеобдуваемон части корпуса
Рис. 10.84. Конструкция вентилятора:
1 — кожух; 2 — крыльчатка; 3 — решетка
343
Рис. 10.85. Конструкция корпуса редуктора без охлаждающих ребер:
J — ориентировочная граница зоны, омываемой внутри маслом; 2 — граница
зоны обдува; 1—2 — зона необдуваемон теплоотдающей поверхности
принимают диаметр крыльчатки DB я= (0,6—0,8) d2 с условием, чтобы
высота ребер корпуса (см. рис. 10.84) перекрывалась полностью.
Пример. Произвести тепловой расчет червячного редуктора (рие. 10.85) для
привода сборочного конвейера, работающего непрерывно в две смены. Потребляемая
мощность на валу червяка — 5 кВт при частоте вращения nt = 960 об/мин.
Основные данные передачи а = 180 мм; т — 8 мм; q = 8; у = 7°7'30"; а = 20е;
г3 — 37; Zj = 1; и = 37. Редуктор расположен внутри помещения со средней темне-
ратурой воздуха /в = 20° С. Материал венца — бронза Бр. АЖ 9-4, червяк шли-
К. п. д. редуктора
Tlp^0,96 tgly+p) =0>96 tg(7'7%r+?5e-) яв0’*’
где fl — arctg f — arctg 0,05 s= 2°50'; f = 0,05 — коэффициент трения для стали
по бронзе при наличии смазки.
Количество тепла, выделяющегося при работе редуктора, по формуле (10.11)
Q1 = .V1(l-T)p)=5- 103(1— 0.69)== 1550 Вт.
Теплоотдающая поверхность редуктора (без ребер) (рис. 10.85) с учетом дна в
50% поверх пости бобышек S я= 0,5 м2.
При разности температур масла и воздуха Д7 = 55е С и коэффициенте геплсии*-
,, ,, Вт
редачи — 14 -2 необходима поверхность корпуса
1550
14-55
полученное значение существенно превышает поверхность гладкого
0 5 м2, то следует применять оребрение корпуса и обдув.
Hi 960
скоростью воздуха о = 4,8 м/с ; определяем коэффициент
•i rpeS- д-л/
Так как
корпуса S =
Задаемся
теплопередачи для обдуваемой поверхности редуктора;
--- Вт
Яо=16( о=16| 4,8 = 35-й1-.
м2 С
344
При определении с'' чн.лемса
поверхности принимаем 1к> по-
верх наетъ ребер (ем. рис. 10.8),
так как сии полностью омываются
потоком воздуха; из чертежа имеем
So ск 0,75 м2.
Требу ема-я поверхность необ-
дувземой части редуктора по фор-
муле (17)
с Qi—KOSOA7
“ ~ КМ ~
1560 - 35.0,75.55 „ . . „
14-5о
Располагаемая поверхность
(с учетом 50% поверхности бобы-
шек) составляет S’H « 0,15 м2;
условие 5'и > Зн выполнено.
Для расчета вентилятора опре-
деляем количество отводимого
тепла:
Q1B = K0SaM = 35- 0,75- 55 =
= 1440 Bir
Требуемая производительность
Рис. 10.86. Червячный редуктор с охлаж-
дающими ребрами и вентилятором
вентилятора по формуле (10.18)
Ув =---- fa -------------0,27 №/с.
Y^Ub-Zb)^ 1,29-103 (25 — 20) 0,8
Конструкцию вентилятора выполняем по рис. 10.84. Общий вид редуктора
представлен на рис. 10.86.
Охлаждение масла змеевиком
Методика расчета, приводимая ниже, применима к редукторам
всех типов.
Количество тепла, отводимого змеевиком при заданной темпера-
туре масла в редукторе, Вт,
Q^Qi-Qz- (Ю.20)
Секундный расход воды У7вд для охлаждения, м3/с, определяем
по формуле, аналогичной (10.18):
(10.21)
1 ВДСЙД
где Д/пд = 2-е10°С — повышение температуры воды в змеевике,
у =1000 ‘fa; свд = 4,187-Ю3—^ .
м3 ? вд кг С
Температура воды при выходе из змеевика'
^2 — Л 4* ^вд>
(10.22)
345
где температура веды на входе в змеевггк которую при отсут-
ствии сссСых указаний принимают равной 2С >.
10.17. Сортамент краспомедных труб для змеевика
Наружный диаметр, мм (но ГОСТ (>17—72) Толщина стенки, мм Наружная поверх- ность 1 м трубы, /т, МЭ Масса I м трубы, кг
13 1.5 11,041 0,49
1 ' 1.5 (1,047 0.57
18 9 0,0э6 0,895
9 0,069 1.13
?*s 2 0,082 1.36
30 2,5 0,94 1.94
tjj’j 3 0,13 2,8
Выбрав внутренний диаметр трубы d для змеевика (табл. 10.17),
находим скорость потока воды в трубе, м, с:
г1е м3/с. d в м. Гак как в справочные таблицах приводят зна-
чения 1Г'ВД в дм3, мни, a d в мм, то из предыдущего выражения получим
ид
°1,2П%Д
(10.23)
Отсюда требуемый внутренний диаметр трубы
d = 4,6 ' -* вд мм.
Г С'вд
задаваясь скоростью воды в змеевке, можно определить диаметр
трубы ио табл. 10.18.
10.18. Расходы воды В7 вд, дм-’/мин, в зависимости от d трубы и скорости с’вд
d, мм Расход воды, дма,мни, при скорости о, , м,с ьд
0.1 0.2 0.3 0,4 0,5 0.6 0.7 0.3 0.9 1.0
10 0,17 0,94 1,41 1,88 2,35 2,82 3,29 3,76 4,23 4,7
1'2 0,65 1,30 1,95 2.60 3.25 3,90 4,55 5,20 5,85 6,5
14 0.92 1,84 2,76 3,68 4,60 5,52 6,44 7,36 8Д8 9,2
16 1,20 2.10 3,60 4,80 6.00 7,20 8,40 9,60 10,8 12.0
18 1,52 3,04 4,56 6.08 7.60 9,12 10,64 12,16 13.68 15,2
20 1,88 3,76 5,64 7,5'2 9,40 11,28 13,16 15,04 16.92 18,8
2.27 4,84 6,81 9,08 11,35 13,62 15,89 18,16 20,43 92,7
25 2.94 5,88 8,82 11,76 14,70 17,64 20,58 23,52 26,46 29,4
28 3.68 7,36 11,04 14,72 18,40 22,08 25,76 29,44 33,12 36,8
30 4,23 8,46 12,69 16,92 21,15 25,38 29,61 33,84 38,07 42,3
346
Перепад температур масла и воды в начале змеевика при уста-
новлешюй (желаемс температуре масла
-6^. (10.21)
Конечный температурный перепад
А/К = /М-/,°С. (10 25)
Средний температурный перепад
A/tp = 0,5(A/H + A/K)cC. (10.26)
Наружная поверхность охлаждения змеевика
е Очм °ЗМ 7Z •./ Э где /\зм — коэффициент теплоотдачи, определяемый (10.27) по табл. lO.K
в зависимости от окружной скорости зубчатого колеса пли червяка.
10.19. Значение К„ для змеевика из чоасномеднон трубки,
Вт
м’ С
Окружная скорость зубчатого колеса нлн кфвяка. м/с Скорость воды, м/с
0,1 0.2 0,1 и более
До 4 146 157 165
4 — 6 153 163 174
6 — 8 162 174 186
8—10 168 180 195
12 174 186 203
По найденной величине S3M определяют длину трубы и конструк-
цию змеевика, минимальный радиус оправки при изгибании труб
на 186“ рекомендуется принимать для краеномедных труб 2^ 1,5 d,
а для латунных 2= 2d (d — наружный диаметр).
Пример. Рассчитать змеевик для охлаждения масла в червячнс... pejp кторе,
представленном на рис. 10.82. Передаваемая мощность на валу червяка A'j = 10 кВт;
частота вращения червяка пх — 960 об, мин, передаточное число и = 30; и = 210 мм,
т = 8 мм; q = 8; zt = 2: z2 = 60.
К. и. д. редуктора Цр = 0,8, тешюо-дающая повер? ность редуктора S = 0.6 м2.
Редстстор расположен гнури помещения с температупой окружающего возд” <а
ta — 20° G Количество воты не ограничено. Режим работы — непрерывный с по-
стоянной нагрузкой.
Определим количество выделяющегося тепла;
Ql=,Vl(l_T)p) = 10.103(1— 0,8')=2000 Вт.
При температуре масла в редукторе = 65° С, Л/ = /м — tB — 65° — 20° =
= 45е С и коэффициенте теплопередачи К = 14 Вт/м2-°С количество тепла, отво-
димого поверхностью редуктора, по формуле (10.12)
Q2=SKAt = 0,6- 14-45 = 380 Вт.
Так как Qx > Q>, го установим для охлаждения масла змеевик из красномед-
ных труб.
347
Количество тепла, которое доджей отводить змеевик.
= <21 ~<2- = 2000 —380 = 1620 Вт.
Потребное количество воды для охлаждения — по формуле (10.21)1
1Г“Л = ТвдСВдД<вд = 1000-4,187- 10». 5 °’078',0-3—«= V дм»/мин,
где Л/8Д = 5° С — повышение температуры воды в змеевике.
Температура воды при выходе из змеевика
б=*1+Л/вд = 20° + 5" = 25° С.
б — 20° С — температура воды на входе в змеевик.
Из табл. 10.17 выбираем для змеевика трубу 18 Х2 (d = 14 мм), fr = 0,056 м»/и.
Скорость потока воды в трубе — по формуле (10.23):
21 и!?7 о] о ат
^ВД=-^-55 = -- 74й ' ** 0,52 м/с.
По табл. 10.18 проверяем при найденных значениях снд и d расход воды:
Г 8Д 4-8 ДМ3/ мин.
Перепад температур масла и воды в начале и в конце змеевика
ДД, = /м—/г = 65° — 20° = 45 "С;
Д4К = /„ — = 65° — 25° = 40 °C.
Средний температурный перепад
Л/ср = 0,5 (Д/н+Л/к) = 0,5 (45° + 40°) = 42,5 °C.
Наружная поверхность змеевика
с _ Фзм_____________1620______Q „о „,
“ 165-42,5 -23 ’
Вт
здесь Км — по табл. 10.18 при ti < 4 м/с; 7<3W = 165 ..
м7 С
Длина трубы
с о
а~"7Г = од5б=5=4,1
Если расчетная длина трубы окажется слишком большой и змеевик не поме-
стится в корпусе, то следует увеличить диаметр трубы.
§ 10.6. ПОСАДКА ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРОВ
Типичные сопряжения основных деталей редукторов приведены
в тайл. 10.20.
При назначении посадок на шпоночные соединения следует руко-
водствоваться ГОСТ 7227—58, выдержки из которого принесены
в табл. 10.21.
§ 10.7. ФУНДАМЕНТНЫЕ ПЛИТЫ
Общая фундаментная плита дает возможность обеспечить при
монтаже соосность валов механизмов привода, облегчает демонтаж
и повторный монтаж привода при ремонтных работах. Фундаментные
плиты выполняют сварными из листовой стали (рис. 10.88), из про-
фильного проката (рис. 10.87) или же отливают из серого чугуна (рис.
10.89).
348
10.20. Сопряжения оепвв 1 деталей редуег'трев
Название посадки Примеры применения Условия сборки и разборкл
Прессовая А Пр Зубчатые колеса на валы при тяже- лых и ударных нагрузках; большие осевые усилия воспринимаются без дополнительных креплении Сборка и разборка под прессом
Лег «.опрессовал А Пл Венцы червячных колес на центры. Зубчатые колеса и зубчатые муфты на валы. Умеренные осевые нагрузки воспринимаются без дополнительных креплений Под прессом
Глухая А Г Шестерни на валах электродвигате- лей, фрикционные и кулачковые муф- ты, червячные венцы. Для восприя- тия осевых сил требуется дополни- тельное крепление Под прессом; съемниками, молотками
Тугая Конические шестерни и колеса при частых съемах (для уменьшения из- носа посадочных мест) Под прессам; съемниками, дере- вянными ручниками
А С Стаканы под подшипники качения в корпус редуктора От руки
А са Крышки торцовые узлов на подшил - никах качения
4з Сэ Распорные кольца, сальники, валы под подшип ники на конических зак- репительных втулках
Ходовая Л Хз Валы в подшипниках скольжения, сальники
10.21. Допускаемые отклонения ширины шпонок и пазов для соединений
с призматическими и сегментными шпонками (по ГОСТ 7227—58)
Вид соединения Предельные отклонения размера Назначение
Шпонка Паз вала Паз втулки
Неподвижное напря- женное на валу, скользя- щее во втулке в„ ПШ Лз Для индивидуально- го и серийного произ- водства
Неподвижное плотное на валу, ходовое во втулке Аз Для напр авл яюпшх шпонок
349
Рис. 10.87. Сварная фундаментная плита из проката
Рас. >0.88. Установка привода иа сварной плите из ли-
стовой стали:
Л — электродвигатель; 2 — упругая муфта: 3 — червячный ре-
дуктор; 4 — сварная плита
350
на
Рис. 10.90. Размещение
крепежных деталей
раме
Рис. 10.91. Стык швел-
леров, усиленный при-
варенными накладками
Рис. 10.93. Установка косых на-
кладок в местах расположения фун-
даментных болтов
Рис. 10.94. Ребра жесткости
Рис. 10.92. Кон-
струкция соеди-
нения швеллеров
351
Рис. 10.95. График для определения толщины стен-
ки чугунной фундаментной плиты;
2/ + л + h ,
Л =----------„ / — длина; о — ширина; п — высота от-
ливки, м
Рис. 10.96. Креп-
ление механизма
к раме шпильками
Рнс. 10.97. Кре-
пленне механиз-
ма крана бол-
тами
Форма и размер фундаментной плиты определяются размещением
устанавливаемых на ней механизмов — электродвигателя, редуктора
и др. В сварных плитах из профильного проката применяют в основ-
ном швеллеры. Номер швеллера определяется главным образом раз-
мерами головок болтов крепления механизмов и размерами гаек
фундаментных болтов крепления рамы (рис. 10.90), а также разме-
рами лап механизмов, опирающихся на полки швеллера. Для удоб-
ства постановки болтов швеллер плиты располагают полками наружу.
Места стыка швеллеров обваривают по контуру, а в тяжелонагру-
женных плитах их усиливают накладками (рис. 10.91).
В случае расположения полок швеллеров внутри рамы их сты-
куют, как указано на рис. 10.92.
В местах расположения болтов применяют косые шайбы (габл.
10.22). Для усиления полки швеллера в местах установки фундамент-
ных болтов приваривают косые накладки (рис. 10.93).
В плитах с небольшой высотой швеллера фундамент-
ные болты проходят через обе полки швеллера, уси-
ленные ребрами жесткости (рис. 10.94). В местах
расположения опорных площадок механизмов обычно
приваривают накладки, поверхности которых обра-
батывают.
Поверхности фундаментной плиты, на котор
монтируют механизмы, фрезеруют или строгают для
обеспечения правильного взаимного расположения
(соосности) механизмов.
Литые плиты меньше распространены вследствие
дороговизны их изготовления; при конструирова-
нии следует предусматривать легкость и жесткость
конструкции, поэтому литые плиты делают пусто-
телыми с ребрами жесткости. Толщину стенки
ориентировочно можно выбрать по графику (рис.
10.95).
Для механической обработки опорных поверхно-
стей плиты должны быть предусмотрены припуски.
Места расположения фундаментных болтов усили-
Orc)
вают приливами. Л*-ханизмы крепят к плите шпильками (рис. 10.96)
или болтами (рис. ’.97).
10.22. Шайбы коеие (по ГОСТ 10308—lift**)
* > 16% для плоских швеллеров и 12% для полок двутавровых балок.
** Размер для справок.
Размеры, мм
Номинальный диаметр резьбы болта t а В справ. н Наименование номера профилей, для которых рекомендуется размер шайбы
швеллеров по ГОСТ ,<'40~-72 балок двутав- ровых по ГОСТ 4239—72
10 11 20 5,1 5 8 14
12 13 10 18
14 15 30 5J 6 12
16 17 14 18а
18 19 16 22а
20 22 40 6,2 7 18 24а
22 24 20а 30а
24 3 26 50 6Л 9 22а 40
Пример условного обозначения косой шайбы для болта номинальным диаметром 20 мм,
из материала группы 01, без покрытия: Шайба 20.01 ГОСТ 109-0-6—66.
Примечания: 1. Допускается вместо радиуса делать фаску 1.6x45°.
2. Размер Н рекомендуется при получении шайб способом механической обработки или
ГМТ.'Йа-ГДДККИ
Для удобства монтажа головки болтов часто располагают в спе-
циальных пазах (рис. 10.97), предотвращающих проворот болта при
сборке.
При конструировании плит следует предусматривать литейные
уклоны, галтели, переходы и т. п. (см. § 10.2).
12 Зак. 229
Глава И
РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДА ЧИ
§ 11.1. ВЫБл1? ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ
ПЕРЕДАЧИ
В механических приводах ременные передачи поп-
мепчют главным образом для увеличения вращающего момеита
на приводном валу (t > 1), значительно реже — для увеличения
частоты вращения (i< 1), например, в приводах центрифуг, центро-
бежных и icocoB и др. В том и в другом случае место ременной пере-
дечи в общей кинематической схеме привода выбирают так, чтобы
скорость ремня не превышала значений, приведенных в табл. 11.1.
11.1. "’аибольшая допускаемая скорость ремня, м/с
Тип ремня Способ соединения
Все плоские ремни Сшитые внахлестку . . . До 10
Го псе Сшитые встык » 20
J> Шарнирное проверочное » 25
Плоские: кожаные Склеенные 40
прорезиненные Бесконечные 30
хлопчатобумажные 20
тканые синтетические > 100
Клиновые 30
Выбор передаточного отношения i зависит от расположения ремен-
ной передачи (рис. 11.1), условий экеилуЛтажни и способа регулиро-
с)
Рис. 11.1. Схемы ременных перед яд
а — открытая; б — перекрестная; в — пол у перекрестная
354
нИЯ натяжения ремня. В табл. 11.2 приведены значения для пони-
жающих передач.
11.2. Значения передаточного числа i для ременных передач
Способ регулирования натяжения ремня Тип передач 1
среднее наибольшее
Периодическое регули- Открытая 2-5 7
рование изменением дли- Перекрестная 1-3 5
иы ремня или межосево- Полуперекрестная .... 1-2 3
го расстояния С направляющими роли- ками 1-3 4
Автоматическое регули- Самонатяжная 2—5 8
рование С натяжным роликом . . 3—6 10
Выбор типа ремня
Плоские кожаные ремни (табл. 11.3) обладают высокой упру-
гостью, допускают кратковременную перегрузку на 50% и перемен-
ную нагрузку с частыми переключениями, надежно работают в пере-
крестных и полуперекрестных передачах. Сравнительно высокая
стоимость ограничивает область их применения.
11.3. Ремни кожаные (по ГОСТ 18697—73)
Размеры, мм
Ширина b Толщина б Ширина b Толщина б
оди- нар- ных двой- ных оди- нар- ных двой- ных 1
20, 25, 30 (35), 40, (45), 50 60, 70, (75), 80 3 3,5 4 — 100, 115 4,5 7,5
125, 150 175, 200, 225, 250 (275), 300 5 5,5 9 9,5
(85), 90, (95) 4,5 —
Хлопчатобумажные ремни (табл. 11.4) допускают кратковремен-
ную перегрузку на 40%, удовлетворительно работают при значитель-
ных колебаниях нагрузки, не разрушаются под действием паров
щелочей и нефтепродуктов, но непригодны для работы в помещениях
с повышенной влажностью и с парами кислот.
Прорезиненные ремни (табл. 11.5) допускают кратковременную
перегрузку на 30%, но при резких колебаниях нагрузки пробуксо-
вывают; ремни с двусторонней резиновой обкладкой пригодны для
работы в помещениях с повышенной влажностью и с парами кислот,
по под действием паров нефтепродуктов расслаиваются.
12*
355
11.4. Ретега хлввчвтебтмажиые тельи&тмакые правит.” уе (по ГОСТ 6982—75)
Размеры, мм '
Ширима ремая b Число слоев Толщина в
30, 40, 50. 60, 75, 90, 100 4 4.5
30, 40, 50, GO, 75, 90, 100. 115, 125, 150, 175 6 6,5
50, 75, 90, 110, 115, 125, 150, 175, 200, 225, 250 8 8.5
11.5. Ремни провезиаенные (по ГОСТ 101-54*)
Ширина ремия £>. мм Число прокладок г
Тип ремкя Тип ремня
А в в А | Б В
ОГГБ-5, ОПБ-12 уточная шнуровая из бельтинга Б-8 20
— 20, 25. 30, 40, 45 20, 25, 30, 40 — — 2 3
20, 25. 30, 40, 45. 50, 60, (65), 70, 75 — 50, 60, (65), 70, 75 — 3—5 — 3—5
80, 85, 90, 100 — 80, 85, 90, 100 — 3—6 — 3—6
(115), (120), 125, 150. (175). 200, (225), 250 150, 200, 250 125. 150, 200, 250 3 4—6 4—6 4—6
250, (275), 300,350 250, 300 250, 300 3 4—8 4—8 4—8
400, 450 375, 400, 425, 500 375, 400, 425, 450 3—4 5—8 5—8 5—8
500 500 500 3—4 5—9 5—9 5—9
(550), 600, 700 — — 5 — — —
800, 900, 1000, 1100. (1200) — — 5—8 — — —
Толщина одной прокладки, мм: с резиновой прослойкой без резиновой прослойки 2,00± ±0,25 1,75± ±0,25 1.50-Ь ±025 1,25± ±0,25 1.50± ±0.25 1,25± ±0,25 1,50±
1,25± ±0,25
Примечание. Ремни типов А и В могут изготовляться бесконечными.
356
Ремни типа А применяют при скорости v 20 м/с; они имеют
нарезной карк ]С резиновыми прослойками между всеми проклад-
ками, кромки ил защищены водоупорным составом. Ремни типа Б
предназначены для тяжелых условий работы с прерывной нагрузкой
при v до 20 м/с, имеют послойно завернутый каркас гак с резиновыми
прослойками между прокладками, так и без прослоек.
Ремни типа В имеют еппральнозавернутый каркас без резиновых
прослоек между прокладками, v до 15 м, с.
Прорезиненные ремни всех типов могут иметь резиновые обкладки
е одной или с обеих сторон.
Дашгые о клиновых ремнях приведены в § 11.3.
§ 11.2. РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕЯНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Геометрические параметры открытой плосксременпой передачи
(см. рис. 11.1):
угол обхвата малого шкива
а;=180°-60-^=Ь-; (11.1)
/1
длина ремпя (без припуска на соединение)
£A2A + f (В1 + В2)+-Ря--£^; (11.2)
диаметр ведущего шкива определяют по формуле М. А. Саверппш
3 Т7”
D, МИО 4-130)]/ ~ мм,
(11.3)
где Л' в Вт, с последующим округлением по ГОСТ 17383—73.
Диаметр ведомого шкива D3 вычисляют предварительно без учета
скольжения е в соответствии с заданным передаточным числом: D.
^ Dii; затем, после округления его по ГОСТу, уточняют:
а, _ Dg
<а» Ьг (1 —е) ’
(11.4)
Р»(1-е)
£^ = 011
П2= П1
(Н-5)
Принимают межосевсе расстояние А — (1,5 4- 2) (Z\ + D2).
Определив далее скорость ремня и = Л^у"- (гДе Di в м) и окруж-
/V
ное усилие Р = — (где N в Вт, а Р в Н), рассчитывают площадь попе-
речного сечения ремня по критерию тяговой способности:
F = M = ~ (11-6)
357
ne |fe| — лопускэрмсп ухслы чя тяговая способность ремня (так пазы-
ргемсе «допускаемое полезное напряженно);
J А । = киСчС^СрС^, (11,7)
—оптимальная удельная тяговая способность, определяемая
по эмпирической формуле
= (Ц.8)
'* НИН
Значения величин а н аэ г панбельшего допускаемого отношения
б приведены игл различных ремней в табл. 11.G в зависимости
< । б„ — наяря:ксш;я, возникающего при предварительном натяжении
[ емня.
I i 6. Значения величин а, ш и отношения —----
Lunin
i (апря'кенне пт предвари- тельного чатчжения *»п. 11,-и- а, Н/мма для ремней
кожаных прорезиненные хлопч&тсйумажвых
из 2.7 2.3 2.0
1.8 2.» 2.5 2.1
2.0 3.1 2.7 2^2
30 10 15
6 1 1 1
ле иолее 10
Uiuin Я5 30
Кри м.е ч а н и е. /!лн открытых периодически регулируемых передач принимают оп = l.(j г 1,8 II .:j9; для автоматически регулируемых о0 = 2.0 Н/мм2.
Коэффициенты С„, Съ, Ср и Сн, входящие в формулу (11.7), учи-
тывают влияние угла обхвата а, скорости и, режима работы и угла 8
наклона линии центров к горизонту; их определяют следующим обра-
зом:
Са= 1 -0,003(18')°-ct!);
Си = 1,04 - 0,0004 и2;
Ср —по табл. 11.7;
Со — по табл. 11.8.
(Н.9)
(11.10)
По найденной величине F подбирают ширину b и толщину б ремня
пс соответствующему стандарту, соблюдая условие, чтобы отнони ние
б nmin не ппевышало допускаемого значения. Следует иметь в виду,
что с уменьшением 6/Drain ресурс работы ремня возрастает.
Рассчитанный ремень рекомендуется проверить на прочность
и на долговечность.
S58
11.7. Коэффициент режима Ср для одиеемеипен работы (при передаче от
электрод вига да: пеетояннято тока, переиеаваго тока, асинхронных
с кирсткозам, „утым ротором)
Характер нагрузки Приводимые в движение машины СР
Пусковая нагрузка до 120%. Рабочая нагрузка постоянная Вентиляторы и воздуходувки, цен- тробежные насосы и компрессоры; станки токарные, сверлильные и шли- фовальные. Ленточные транспортеры 1.0
Пусковая нагрузка до 150%. Рабочая нагрузка с небольши- ми колебаниями Станки фрезерные и револьверные. Поршневые компрессоры и насосы. Пластинчатые транспортеры ОД)
Пусковая нагрузка до 200%. Рабочая нагрузка со значитель- ными колебаниями Реверсивные приводы: станки стро- гальные и долбежные. Прессы винто- вые и эксцентриковые. Стайки ткацкие н прядильные. Транспортеры винто- вые н скребковые; элеваторы , 0.8
Пусковая нагрузка до 300%. Рабочая нагрузка весьма не- раЬшмерная ударная Бегуны и глиномялки. Лесопильные рамы. Ножницы, молоты, дробилки, шаровые мельницы. Подъемники и экскаваторы 0,7
Примечания: I. Для приводов от электродвигателей переменного тока синхрон- ных, а также асинхронных с контактными кольцами, от поршневых двигателей значения снижать ня 0,1. 2. При работе в 2 смены значения снижать на 0,1, при работе в 3 смены — на 0,2.
11.8. Значение Со
Тип передачи Угол циклона к горизонту О®
0—G0 60—80 60—00
Периодически регулируемая: открытая перекрестная полу перекрестная . Автоматическая регулируемая 1 0,9 0,8 1 0,9 0.8 0,7 1 0,8 0,7 (j,6 1
Для выполнения первого условия спределяюг максимальное панрЯ’
жение в сечении, набегающем на ведущий шкив:
бтах — ~Ь 4“
(11 11)
где
01
Sa + O.&P
F
°о + 2F ’
(11.12)
**
F
359
So
f =o„ — напряжение от предварительного ь гження. оптималь-
нее значение о0 = 1,8 Н/мм2;
о„ = Еи-^-; (11.13)
'uiin
для прорезиненных ремней модуль упругостп при изгибе
£„ =« 80 ч- 100 Н/мм®;
для хлопчатобумажных
£в = 40ч-50 Н/мм2.
Напряжение от центробежной силы, Н/мм®
о„ = ри2-10-8. (11.14)
Здесь плотность р в кг/м3, и в м/с.
Условие прочности:
Отах [О]р,
для ремней прорезиненных
|о|р^»6ч-8 Н/мм2;
для ремней кожаных
[о|р««5ч-7 Н/мм2;
для ремней хлопчатобумажных
|o]p«a4-i*5 Н/мм2;
для ремней клиновых
9ч-10 Н/мм2. ""
Расчетную долговечность ремня определяют по рабочему числу
циклов:
Г^в, (11.15)
\ итах/
где т = 5 — для плоских ремней; т = 8 — для клиновых: базовое
ЧИСЛО ЦИКЛОВ /УцЕ = Ю7.
Предел выносливости для прорезиненных ремней с прослойками
оу = 6 Н/мм2;
для прорезиненных ремней без прослоек
Оу = 7 Н/мм2;
для хлопчатобумажных ремней
оу = 4 5 Н/мм2.
360
Так как за к. щй пробег ремень испытывает два цикла нагру-
жения, то рабочее число циклов за /г рабочих часов составит
№„ = 2-3600Лг,
где v = у— число пробегов в секунду.
Расчетная долговечность
f оу \т 1О’С(СН
UmaJ
(11.16)
Здесь С; — коэффициент, учитывающий влияние передаточного чиыа:
при i = 1 2 4
С( = 1 1,7 1,9
Св — коэффициент, учитывающий непостоянство нагрузки: при посто-
янной нагрузке Са = 1, при изменении нагрузки в интервале
от 0 до расчетной величины С„ = 2.
В заключение расчета определяют силу давления на валы Q.
ДЛя передач с автоматическим регулированием натяжения ремня
принимают
Q = 2Sesin-^-,
(11.17)
где So — Ь5 — предварительное натяжение каждой ветви ремня.
Если принять для приближенного расчета коэффициент тяги
Ф=^-^0,5, то S0^P и Q^2Psin-^-.
ZOo z
Для передач с периодическим регулированием начальное натяже-
ние примерно в 1,5 раза больше и
Q^3Psin^’-.
Шкивы для плоскоременной передачи
Материал для шкивов выбирают в зависимости от скорости ремня;
при v 25 м/с применяют шкивы из чугуна СЧ 12-28; при v = 25 ->
4- 30 м/с — из чугуна СЧ 15-32; при о = 30 ч- 35 м/с — из чугуна
СЧ 18-36 и СЧ 21-40; при о до 45 м/с — шкивы стальные литые или
сборные сварной конструкции из сталей СтЗ—Ст5. Для быстроход-
ных ременных передач’применяют шкивы из легированной стали или
дюралюминия.
Конструкции чугунных литых шкивов показаны на рис. 11.2
и ИД. Основные размеры их по ГОСТ 17383—73 приведены в табл.
зщ
Рис. 11.2. Конструкция чугунных литых шкивов:
а — с одним рядом спиц; б — с двумя ряда!..и спиц
Рис. 11.3. Разъемный чугунный шкив
11 9. Остальные размеры определяются в зависимости от диаметра:
толщина обода у края s = 0,0050 + 3 мм; высота рифта е = s 4-
+ 0,02В; диаметр ступицы Ост = (1,8 -г 2) dMia; длина ступицы
L„ ~ (1,5 -ь 2) d, но обычно ле больше В. Число спиц г = 4 при
ширине обода В 300 мм и О sg 500 мм; г = 6 при D от 500 до 1600;
при D > ЮОО мм г = 8; если В > 300 мм, то число спиц удваивают
и располагают их в два ряда. Сечение спиц — эллиптическое с отно-
36?
шепнем осей о : й = 0,4 (по 0,5); W7 — ah", спины рассчитывают
- \ " 1 г.
на изпто от окру;; го усилия, причем в расчет принимают „г. При
этих допущениях размер большой оси в условном сечении на продол-
жении спицы до пересечения с диаметральной плоскостью определяют
из условия прочности на изгиб
по Л,и
о [п]и
РО .
2 ’
следонательно,
40PD
, . мм.
z Ми
(11.18)
Здесь Р в Н, D в мм, [о!н в Н/мм2.
ПЛ. Оспенные размеры шкивов, мм (по ГОСТ 17383—72)
Диаметр О
4-в 80 160 315 630 1250
45 90 180 355 710 1400
50 100 200 400 800 1600
56 112 224 450 900 1800
63 125 250 500 1000 °000
71 140 280 560 11 20 —
Ширина обеда шкива В в зависимости от ширины ремня b
Ь В ъ В
40 50 140 160
50 63 160 180
63 71 180 200
71 80 200 221
80 90 224 250
90 100 250 280
100 112 280 315
112 125 315 355
125 140 355 400
400 450
К ободу размеры а и й уменьшают на 20%. При D sg 300 мм шкивы
отливают без спиц с диском, толщина которого дд «(0,8 *- 1) з. При
и > 30 м/с шкивы выполняют дисковой конструкции при любом
диаметре.
263
11.10. Гршпсп расчета ременной передачи
(N = 7 кВт, П1 —900 об/мин, i 3)
Параметры Расчетные формулы Числовеи результат Пркяачдагие
Диаметр ведущего шкива. мм 3 Г N’ ^ = (110-4-130) |/ (Ч-З) 220-260 Л’ в Вт
Ближайший диаметр но ГОСТ 17383—72, мм £>1 (по табл. 11.9) 250
Диаметр ведомого шкива, мм Ближайший диаметр по ГОСТ 17383—72, мм 7>2 = Di i (1—е) Ds (по табл. 11.9) 742 710 При 8=0Д1
Уточненное передаточное число ,=_£2- Di(l-e) (11.4) 2,87 -
Частота вращения ведо- мого шкива, об/мин Медшсевое расстояние, мм г. °00 . 2.87 Д=« l,5(Di-|-Бг) 313 1400
Угол обхвата меньшего шкива, град Коэффициент Са Скорость ремня, м/с Коэффициент скорости Коэффициент режима Коэффициент угла накло- на передачи а, —ISO 60 D| 160 0,94 12,5 0,98 03 1
А Сга=1—0,003(180 —а,) nDiHi 3,14 • 250 (119) 900
60-1000 60-1000 = 1,04 -j- 0.0004c2 Cp (по табл. 11.7) Сй (по табл. 11.8) S 1 D,' 40
/е0, И; мм2 “= 1сГ О 7 СЧ II (11.8) 2,25 При
[Л], Н/мм2 (11-7) 1,86
Окружное усилие, Н N 7-Ю2 ~ v ~ 12,5 560 (V в Вт
Требуемая площадь попе- речного сечения ремня, ММ2 Тип ремня по ГОСТ 101—54* (табл. 11.5) Число прокладок Толщина ремня Ширина ремня, мм '-«-ЙГ в г 6=l,25z b (Н-6) 300 3 3,75 80
Длина ремня, м £=2Л + у (D>+D2) + 4Д5
, (Рз-Р1)а 1 4.4 (Н-2)
304
Предо лжеиис
Параметры Расчетные формулы Числовой ' результат Приш^чанпе
Напряженке от Slt Н/мм2 Напряжение нагиба, Н/мм2 Нав ряжение от центро- бежной силы. Н/мм2 Полное напряжение, Н/мм3 Число пробегов в секун- ду Долговечность, ч Сила давления на вад, Н Ot = °o+-27r (1112) °и=£«Д =100^ (Н13> от,=роа-10~в (11.14) °тах = 01 + °и + ао V V~T / ov \б Ю’С,СН Чо J 2 - 3600V Q=2oqF sin у (П.17) 2,73 1,5 0,19 4.52 2,9 9000 1060 При л0 = = 1,8 Н/мм2 При Еа = = 100 Н/мм* При р = = 1200 кг/м* .Ченее допу- скаемого [о]L>^64- -j-8 Н/мм2 Неньше М=51- При сц.= = 7 Н/мм2; С,-= 1,8; Сн=1
Для удобства монтажа шкивов, в особенности при крупных раз-
мерах их, применяют конструкцию с разъемом по спицам (рис. 11.3),
прнчеи размер Нг — 1,4 /г, а малая полуось берется того же размера,
что и у неразъемной спицы.
Диаметры болтов у обода
dn = 0,45 ]/бвВ -}- 5 мм при одном болте
в стыке;
da = 0,35 У б^В 4- 5 мм при двух болтах;
у ступицы
dc = 0,15d + (8-i-15) мм при одном болте;
dc = 0,12d + (8-r-15) мм при двух бол-
тах, где d — внутренний диаметр сту-
пицы; 60 — толщина обода.
Пример 1. Расстилать для привада пластин-
чатого транспортера (ряс. 11.4) плоскоременную
передачу от электродвигателя к редуктору по сле-
дую анч данным; передаваемая мощность N =
= 7 кВт; частота вращения п = 960 об/мин; пере-
даточное число i ss 3; расположение передачи
горизонтальнее. Последовательность и результаты
расчета приведены в табл. 11.10.
Рис. 11.4. Схема привода
(к расчету пдоскорьменнон
передачи);
1 — аскяхрсиный элеатродактп»
тель; 2 — передача;
3 — редуктор 4 —
тый грааепортер
365
Расчет передачи с натяжным роликом
При проектировании открытых ременных передач приходится учи-
тывать, что с уменьшением межосевого расстояния и с увеличением
z уменьшается угол обхвата и возрастает скольжение ремня. Поэ-
тому плоскоременные передачи с большим передаточным числом
(i > 5) и сравнительно малым межцентровым расстоянием А <; 1,5х
X(Dt + DA проектируют с натяжным роликом, обеспечивающим зна-
чительное увеличение угла обхвата щ > 180G. Однако следует иметь
в виду, что применение натяжного ролика усложняет и удорожает
передачу и не дает возможности использовать ее в качестве реверсив-
ной.
Геометрические соотношения рекомендуются следующие (рис. 11.5).
Диаметр ролика Do = (1 до 0,8) £\.
Расстояние между малым шкивом и роликом в свету
D,.
2 ’
а.2 ах.
Уменьшение ал, доводимое иногда на практике до 35—50 мм, заметно
снижает долговечность ремня. Наименьшее межцентровое расстояние
Итш = 0,5 4* DA) A~Do 4*4*сз =& 0,52?! (1 4- !)•
Длину ремня L выбирают с таким расчетом, чтобы угол 2ср был
равен примерно 120°. Для предварительной компоновки передачи
центр ролика сначала помещают на линии, соединяющей центры
шкивов, а затем вносят необходимые коррективы. Углы обхвата
и ос», а также полную длину ремня L (без учета припуска на сшивку)
определяют непосредственно по чертежу. Для уменьшения нагрузки
на ослик его пасполагают на ведомой ветви. Наименьшее расстояние
Рис. 11.5. Схема ременной передачи с на-
тяжным роликом
между ветвями ремня в свегу
Amin = 50 ММ.
Сечение ремня определяют
по формуле (11.6), но с учетом
следующих особенностей: коэф-
фициент Cfi = 1 при любом рас-
положении передачи: Са =
= 1 4- 0,005 (а?— 180°); величи-
ну полезного, напряжения /г*
определяют по формуле (11.8)
и табл. 11.6 при Оо = 2 Н/мм2.
Расчетная площадь поперечного
сечения ремня для передачи е
натяжным роликом при равных
условиях получается меньшей,
чем для открытой передачи. Но
в отношении долговечности рем-
ня передача с натяжным роли-
ком находится в более тяжелых
366
Рис. 11.6. Натяжной ролик с едким рычагом
условиях, так как за один пробег происходит три цикла нагружения,
причем при набегании на ролик ремень подвергается перегибу с пере-
меной знака напряжений. Поэтому рекомендуется уменьшать число
пробегов v до 2 в секунду и выбирать отношение 6/Dmin на 20%
ниже значений, указанных в табл. 11.6. Расчетную долговечность
определяют по формуле (11.16), заменяя в знаменателе 2 на 3.
Массу груза G находят из условия равновесия ролика — равен-
ства нулю суммы моментов всех приложенных сил относительно оси
качания рычага ролика. Например, для рис. 11.5 получим
л Rh— —63I3
и . ;
величины h и lt определяют непосредственно по чертежу передачи;
массы рычагов и роликов подсчитывают по их объему и плотности.
Силы давления на ролик и на валы определяют графически,
вычислив предварительно натяжения ветвей:
для ведущей ветви
Sx = n0F-|- “2'’
для ведомой ветви
S? = o0F—2”.
При 2ф — 120° сила на ролик R = 25, cos <р = 5,.
Сила давления на вал малого шкива
Qj = ]/ 5{ Sg — 2SiS3 cos ccj.
Сила давления на вал большого шкива
Q, = У S'i‘ + 5j-25i52cosa,.
Типичные конструкции натяжных роликов представлены на рис. 11.6
и 11.7. Одпорычажные ролики применяют при диаметре малого
шкива £>i ==g 400 мм, при ширине шкивов В 260 мм и массе груза
6’^ 30 кг; размеры рычагов и оси назначают из условия жесткости
и проверяют на изгиб, а рычаг ролика (в однорычажнон конструк-
ции) — на изгиб и кручение.
367
§ 11.3. РАСЧЕТ КЧИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
I Ochgbi.ce преимущество кликовых ремней — липшее сцепление
их со шктвом и относительно ма юе скольжение по сравнению с пло-
скими ремнями; благодаря этому можно осуществлять передачи
с большим i (до 10) и меньшим аь причем габариты передачи полу-
чаются значительно меньше, чем при плоском ремне. При выборе
минимального межссевого расстояния принимают
71 mln — 0,55 (Dy 4 А)2) T" »i
где h. — толщина ремня. Угол обхвата малого шкива [по формуле
(11.1)] должен быть не менее 120°, а при огибании трех шкивов 70°,
Наибольшее межосевое расстояние
71 пах — D\ D2.
Из формулы (11.1) при cq '20° и iraax = 10 следует А 2г 0,92).,;
поэтому часто в предварительных расчетах принимают А = (0,8 -е
-ь 1)Z>2. Так как клиновые ремни имеют стандартную длину, то окон-
чательно ме кпентровое расстояние после подбора ремня должно
быть уточнено по формуле
А -n(D1+^+Vl2L--4(D1+D2)}--8(D9- . (11.19)
8 ’
t
здесь L — расчетная длина ремня, измеряемая по нейтральному
слою. Для удобства монтажа и смены ремней должна быть предусмо-
'рена возможность уменьшены А
на величину <-^0,0152., а для созда-
ния натяжения — увеличения А на
<-Л),03Л. Это достигается установ-
кой электродвигателя на
Рис. 11.9. Установка чтектродвигателя
на шарнирном плите
Рис. 11.8. Устаповха электрс
двигателя на салазках
369
или па шарнирной плите (рис. 11.8, 11.9). Нужные ролики при-
меняют лишь в крайнем случае, так как пр том в сечегши ремня
возникают знакопеременные напряжения изгиба и долговечность
ремня уменьшается.
Основные размеры клиновых ремней приведены в табл. 11.11.
tl.l 1. Клвновь-е чевви (по ГОСТ 1284—68)
Р 13меры, мм
Обозна- чение Сечение ремня
0 А Б в г а Е
Г , , -| V : . . '[ Е; Я с*.—। —1 Т, ЛтХ Y Л hP 10 6 8,5 V 13 8 И 17 10,5 14 22 13.5 19 32 19 27 38 23,5 32 50 30 42
F, мм2 47 81 138 230 476 692 1170
Интервал тли а ремня 400 до 2500 560 до 4000 800 ДО 6300 1800 до 10 000 3150 до 15 000 4500 до 18 000 6300 до 18 000
Стандартный р^т чтив: 400 /425) 450 (475) 500 (530) 560 (600) 630 (670) 710 (750) 800 (850) 900 (950) 1000 (1060) 1120 (1180) 1250 (13201 1400 (1500) 1600 (1700) 1800 (1900) 2000 (2120) 2240 (2360) 2500 (2650) 2800 (3000) 3150 (3350) 3550 (3750) 4000 ( 4250) 4500 (4750) 5000 (5300) 5600 (6000) 6300 (6700) 7100 (7500) 8000 (8500) 9000 (9500) 10 000 (10 600) 11 200 (11 800) 12 500 (13 200) 14 000 (15 000) 16000 (17 000) 18 000
Примечания: 1. Площадь поперечного сечения ремня F в стандарте не укааааа -* они инре-делснд по размерам и h при (рл='10°. 2. Р b относится к 'нейтральному слою.
11.12. Выбор сечения ремня
Передаваемая мтицлисть /V, кВт Сечение нем-ия при ско- рости о, м/с Передаваемая мощность N, кВт Сечение ремая при еш> peer и о. м/с
де 5 св. 5 до 10 св. 10 ДО 5 св. 5 до Ю св. 10
До 1 вкл Св. 1-2 » 2-4 » 4—7.5 » 7,5-15 0. А 0, А, Б А, Б Б, В В 0, А > 0, А О, А. Б А. Б Б, В б 0, А 0, А А, Б Б, В Св. 15—30 » 30—60 > 60—120 » 120—200 » 200 1 1 1 1 1 S, Г г, д д Д. Е в, г в, г Г. Д г, д Д,Е
370
При расчете тнопемеиисй передачи предварительно выбирают
сечение ремня с лппс’люсти от передаваемой мощности и предпо-
' лагаеь'он скорости ремня по табл. 11.12.
Так как для передачи заданной мощности могут подойти 2—3
сечения релля, то при проектировании клиноременной передачи
рекоменд) етсч просчитать соответствующее число вариантов и выбрать
оптимальное решение.
Шкивы для клиповых ремней изготовляют с канавками стандарт-
ного профиля; размеры их приведены в табл. 11.13, там же указаны
расчета.^ диаметры шкивов, относящиеся к окружности, проходя-
щей через центры тяжести сечений ремня.
Конструкции шкивов для клиновых ремней показаны на рис.
11.10 и 11'11.
11.13. Шкрят для клиновых ремней (по ГОСТ 1284—68)
Размеры, мм
Расчетные диаметры окруж- ностей, проходящих. через центр тяжеегч сечении ремня 63 71 80 90 100 112 125 140 1'30 180 зОО 2>4 250 280 315 355 400 450 500 5fc0 ьЗО 710 ЧЧ) 900 1000 1120 1250 1400 1ЫЮ 1800 2(100 2240 2500 2800 3150 3S50 4000
Сече- ние релия Размерит кдшшшк Расчетные диаметры шкиротз при ф®
с е 1 ' 1 s k 34 | 36 1 38 iu
О А Б В Г д Е 2.5 3,5 5 6 8,5 10 12,5 10 ГД5 16 21 28,5 21 43/ 12 16 20 26 37,5 44,5 58 8 10 12,5 17 24 29 38 '5,5 6 7.5 10 12 15 18 63—70 90 -11? 125-160 200 80— (СО 125—160 180—224 224—315 315—«0 500—560 112—11» 180—400 250—500 35.’—630 500 -200 620—1120 800—1400 1-80 450 560 710 1000 1250 160С
примечание. Разм_£Ы с, е. t, я не распространяю ся на шкивы для передач с вер-
тикалъ ае-ш валами в по^утерекроетш-t, а также на шгивы саарнь , Ширина шиияа
В = (г — 1) t -J- 2s..
871
Рис. 11.10. Литой шкив для клиновых рем-
ней
Рис. 11.11. Свар-
ной шкив для
клиновых ремней
Методика расчета. В основе своей она
в предыдущем параграфе, но имеет особенности: расчет начинают
с выбора сечения ремня по мощности и предполагаемой скорости
(табл. 11.12), затем выбирают расчетный диаметр Dr меньшего (веду-
щего) шкива (табл. 11.13). Не следует обязательно придерживаться
наименьшего допускаемого значения лучше взять его на 1—2
номера больше, это обеспечит большую долговечность ремней. Далее
определяют О2, уточняют i и п», задаются предварительно величиной
А и вычисляют длина7 ремня L. Округлив ее по стандарту (табл. 11.11),
уточняют А по формуле (11.19). Коэффициент Са находят по формуле
(11.9), Ср — по табл. 11.7; Се при любом расположении передач при-
нимают равным единице.
Коэффициент
Ст= 1,05 —0,0005ц2. (11.20)
Значения k0 приведены в табл. 11.14; [А] = квСаСъСр.
Определив окружное усилие, Н
Р = ?-.
V
сходна с рассмотренной
находят требуемое число ремней
г = 'Щ7г’ О1-21)
Если оно окажется слишком большим (свыше 6—8), то надо уве-
личить диаметры шкивов или выбрать ремни большего сечения.
Полное напряжение находят по формуле (11.11), в которой
<*1 = ^ + ^-, <Н-22)
а„ = ДИр7- (11.23)
372
11.14. Значения для кляпавых ремней
Дшааетр малшча шкива, мы Сечение p-ewtfl На, 11 ИМ*
По 0,9 15 мм По = 1,2 Н мм1 По -’ 1, П/ййиа
71 80 90 и более 0 1.18 1.28 1,45 1,57 1,65 1.62 1..’4 1,86
100 112 125 и более А 1,23 1.31 1.31 1.61 1.70 1.67 1.80 1.91
110 160 180 и более Б 1,23 1,36 1,51 1.67 1.74 1,67 1Л8 2.05 -
200 224 250 280 и более В 1,23 1,38 1.51 1.69 1,84 1,91 1.67 1.89 2.07 2Д’4
t 315 355 100 450 и более Г 1,23 1.40 1.31 1.72 1,9! 1.92 1.67 1.93 2,16 1.24
500 560 630 и более а 1,23 1,40 1.51 1.72 1,92 1.67 1.93 2.24
900 800 1000 и более Е 1,23 1.51 1,73 1,92 1,67 1,95 2.24
Примечание, При числе пробегов v ^5 в секунду рекомендуется принимать Оо = = 1,5 Н/м№; при v свыше 5 до 10 в секунду рекомендуется принимать ой = П2 Н,мма: при у> 10 1/с следует принимать ов = 0,9 Н/мм“.
Расчетную долговечность клиновых ремней можно определять
по формуле (11.16) при т — 8; оу = 9 Н/мм3, Л’цБ = 10т.
Сила давления на валы
Q = 2<Vzsin у. (11.24)
Для разгрузки вала от изгибающего момента при консольном
расположении шкива применяют конструкцию, показанную на рис
11.12. • '
373
Рис. 11.12. Установка клиноремеиного
шкива на разгрузочной втулке
Рис. 11.13. Схема привода
(к расчету клино ременной пе-
редачи):
1 — асинхронный электродвига-
тель: 2 — клиноременная пере-
дача; 3 — реду ктор; 4 — ленточ-
ный транспортер
Пример. Для привода, схема которого представлена на рис. 11 13, требуется
рассчитать клиноремешр'ю передачу по следующим данным:
передаваемая мощность N — 6 кВт;
частота вращения вала электродвигателя (асинхронная) п — 960 об/мин;
передаточное число от электродвигателя к редуктору i as 3.
Решение.
Для заданных условий подходят ремни сечений А, Б нВ (см. табл. 11.12).
Чтобы найти оптимальное решение, рассчитываем все три варианта.
Ре’учьгаты расчета сводим в табл. 11.15.
Из грех рассмотренных вариантов останавливаемся окончательно на сред-
нем — с ремнями сечеиия Б, так как для первого варианта число ремней велико,
а для последнего ремень сечения В не подходит по скорости (сы. табл. 11.12). Для
выбранного варианта определяем расчетную долговечность. Находим по формуле
‘ 11.22)
О1=о0-}~=1,5+ 9^138- =2,12 Н/мм2;
по формуле (11.11)
оа=ре- -10-»= 1,2 Юз . 72. 10-3=0,06 Н/мм*
ио формуле (11.23)
оа = £и А-= 80-^. = 6,0 Н/мм2.
Полное напряжение
атах = о, + о, + ои = 2,12 + 0,06+6,0=8,18 Н/мм2
(при допускаемом [о|р = 9 Н/мм2).
Число пробегов в секунду
у= ^ = ^ = 4,12 1/0.
(при допускаемом до 10 1/с).
J/4
11.15. Пример рг та КА-иепевкипвй передача (<V = 6 кВт, nt = LGO об.-.шн,
1^3)
О пр еде л немые не личины Расчетные формулы Сечение рек.чя
л 1 Б в
Ширина ремня tu, мм По табл. 11.11 13 17 22
Толщина ремня Л, мм , То же 8 10Д 13.5
Площадь поперечного сечения Г, мм2 81 138 230
Диаметр малого шкива Dlt мм , По табл. 11,13 100 140 200
Диаметр большого шкива О», мм О2 =s= Dii (1 —е) 300 420 600
Ближайший .диаметр по стандарту По табл. 11.13 280 400 . 60
Расчетное передаточное число при е = 0,01 - О2 2.83 >88 2,83
Л (1-е)
Скорость ремня, м/с я D.zi, Л — *—‘ 60 . юоо 5 7 10*
Межосевое расстояние, мм Д=5=П2 280 4С0 —
Расчетная длина ремня Lp, мм По формуле (11.2) 1185 1690 —
Ближайшая стандартная длина ремня L, мм По табл. 11.11 1180 1700 —
Межосевое расстояние А, мм По формуле (11 19) 278 406 —
?гол обхвата малого шкива По формуле (11.1) 142 140 —
Коэффициенты Са = 1—0,003(180—at) (11.9) 0,89 0,88 —
C^= 1,05 — 0,0005с'2 (11.20) 1.04 1.02 —
Ср —по табл. 11.7 1.0 1,0 —
fe„, Н/мма, при а0=1,5 Н/мм2 По табл. 11.14 1,67 1,67 —
Окоужпое усилие Р, Н р _N_ _ 6000 V V 1200 860 —
Число ремней р koCaCvCpF 11 5 —
* При /V 7.5 кВт и v 2> 5 м/с ремень сечения В применять не рекомендуется (см. табл. 11.12).
Расчетная долговечность по формуле (11.16) при т = 8 и ov = 9 Н/мм2; Q =>
= 1,8 и Сн= 1
I °v \Ml
—— •io’CA
, ' ° max / ( 9 \а . 1,8 ючпи
Л“ 2•3600v “ 8,18J ' ’ 2-3600-4,12 ~ 250 ’
Сила давления на валы по формуле (11.24)
Q=2oe?f sin -^-=2 1,5-5-138-0,94=1950 Н.
Вычисленная по формуле (11.6) долговечность ремня 1250 ч ниже минимальной
рекомендуемой для ременных передач общего назначения (2000 ч).
375
Чтобы повысить расчетный ресурс работы, следуе- леньшию максимальное
напряжение в опасном сечении ремня.
Анализ величия, влияющих на о,пат, показывает, что желаемый эффект Межет
быть получен, если взять редущий шкив большего диаметра.
Выполним вариант расчета, приняв Dt = 160 мм (вместо 140 мм), сечение ремня
С, как и ранзше.
• 'пределяем диаметр ведомого шкива при i т 3:
£>» iDj 3 - 160 = 180 .ли.
Ближайший диаметр но стандарт)' (табл. 11.13)
D2 — 450 мм.
Уточняем передаточное число, принима: е = 0,01:
£>г 450 „
' ~ 0,(1—е) ~ 160(1-в) ‘
Скорость ремня
лОрц 3.14-1G0-960 ,
60- 1000 = 60-1000 — 8 м'с‘
Принимаем предварительно межосевое расстояние
А — D2 = 450 мм.
Расчетная длина ремня по формуле (11.2)
£р = 1905 мм.
Бди кг иная стандартная длина по табл. 11.11
L = 1900 мм.
Уточняем межосевое расстояние по формуле (11.19);
А = 448 мм.
Угол обхвата по формуле (11.1) ах = 141°.
Q,= 1 —0,003 (180— 141)=0,88:
С,,-- 1,05 — 0,0005- 82= 1,02;
Ср== 1 (беа изменения).
Находим из табл. 11.14 при сь, = 1,5 Н/мм2
Л(,= 1,88 Н/мм2;
[fc]=ftBCeCBCp=l,8S.0,88.1,02 = 1,69 Н/мм'.
Окружное усилие
750 Н.
v 8
Число ре* ей
____Р 750 ЧО
г“ |Й]Г “ 1,69-138 ’
Принимаем г = 4. Так как число ремней на 25% больше расчетного, то доау-
-тимс соответственно уменыють напряжение от пред зрительного натяжения,
ивиняв Ofl = 1,2 Н/мм2.
Тогда feo= 1,67 Н/мм2 (по табл. 11.14),
[fe] = 1,67.0г88- 1,02=1,5 Н/мм2,
376
Проверим снова
750
= 3,6, скругляем до 4.
1,5-138
Определяем напряжение в опасном сечении:
ct —oe~H~9^-~',2 ~Ь 2Лгё8.4' = 1’87 Н/ММ*
o„=pu2- 10-в=1,2- 10з. 82.10*8=0,08 Н/мм2;
=-^F-=5’25 Н/ьш2;
omsx = 1,87 + 0,084-5,25 = 7,2 Н/мм2.
Число пробегов
о 8
“° 1,9
Расчетная долговечность при тех же значениях С,- = 1,8 н Сн = I
'' / Оу у» Ю^Са
'2-3600V
4,2 1/с.
10? • 1,8
-2 - 3600 4,2 3500 4
9
7j
что вполне приемлемо.
Увеличение диаметра ведущего шкива со 140 до 160 мм (примерно в 1,14 раза)
и соответгт вуквцее изменение всех величин, связанных с ним, позволило повысить
расчетную долговечность ремня до 3500 ч против 1250 ч по предыдущему варианту,
т. е. прийерио пргшорциавально отношению £ f J •
Сила давления на валы
()=2в^г sin—==2.1,2-138 - 4 - 0,94= 1250 Н.
Сравнение результатов расчетов по двум вариантам показывает явное преиму-
щество поглотает варианта: число ремней уменьшилось, долговечность сущест-
венно возросла, давление на валы снизилось. Некоторое увеличение габаритов пере-
дачи, об- славленное увеличением D, н связанных с ним геометрических параметров,
можно овеяить как умеренное и вполне допустимое.
Глава 12
ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 12.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ.
ТИПЫ ПРИВОДНЫХ ЦЕПЕЙ
В приводах сельскохозяйственных машин, транспор-
теров, металлообрабатывающих станков и других цепные передачи
применяют в основном для понижения угловой сксрое.и и со-
ответствующего увеличения вращающего момента ведомого вала.
На рис. 12.1—12.3 показаны наиболее распространенные типы
приводных цепей, а в табл. 12.1—12.6 приведены их технические
характеристики.
При проектировании передач с пластинчатыми цепями peKowrH-
дуется располагать линию центров звездочек под углом не более 45°
к горизонту. При этом условии провисание цепи обеспечивает необ-
ходимсе натяжение ее; ведущую ветвь следует иметь верхнюю, в про-
тивном случае возникает опасность соприкосновения ветвей. При
большем угле следует предусматривать устройства для регулирования
натяжения.
12.1. Цепи ирвводвые .аликовые типа ПР (по ГОСТ 10947—64* и 15568—й
Размеры, мм (обозначения см. рис. 12.1)
t В Ввн S D d ь 1 Q, кгс Q- кг/«
Р 70 8.90 5,40 1,65 8,51 4.45 П,8 15,5 1 Е00 0V
1'2,70 11 30 7,75 1,65 8,51 4,45 Н,8 17,9 1 800 (VI
5.875 10,78 6.48 1,65 10,16 5,08 IV 19,0 2 300 ОДО
13.875 13.95 9.65 1 65 10,16 5.08 14.7 23,2 2 j00 0Д6
19.05 17.75 12.70 2,20 11,91 5,96 18.1 30,6 2 500 1,52
23.Ю 22.80 15,88 3.25 15,88 7.95 24,1 38,5 5 000 2.57
31,75 27,50 19.05 4.20 19.05 9.55 30,2 46,0 7 000 3J3
38.10 35.50 25.40 480 22.23 11,12 36,1 56,9 10 000 5Д0
41.15 37.19 25.40 5,60 25,40 12,72 42.2 61,3 13 000 150
j0,80 45,20 31,75 6,40 28.58 14,29 48,3 72,0 16 000 9J0
Обозначения: t — шаг. В — ширина внутреннего звена: Ввп — расстояиче Ызеду
пластинами внутреннего мшг. s — толщина п.~аеп н: D — дв шато
ролика: d —диаметр валика; Ь — ширина пластины; I —длина нали-
ка; Q — разрушающая нагрузка, кгс; q — масса 1 м цени, кг'м.
Приме; >боз< чеши ip вводной роликовой цепи с нагом = 25,4 мм н разрушающей
нагрузкой Q = 5000 кгс:
Цепь ПР — 25,4—5000 ГОСТ 10947—64 и ГОСТ 13565—65.
378
Рис. 12.1. Цепь роликовая однорядная:
1 — соединительное звено; ? — переходное звено
Рис. 12.2. Цепь роликовая трехрядная:
/ — соединительное звено; 2 — переходное звено
Рис. 12.3. Цепь зубчатая с шарнирами качения
379
12.2. Цепи прнзодаые роликовые тнва ПРУ (по ГОСТ 10947—64*, 13633-—88*)
Размеры, мм (обозначения см табл. 12.1, рис. ’ )
t В D d b I Q, КГС КГ/М
19.05 17.75 12.7 2.2 11,91 5.96 18.1 30,6 3 200 1,52
25.4 22 8 15.88 3.25 15.88 7.95 24.1 38.5 6 000 2Д7
31.75 27.5 19.05 4,2 19.05 9.55 30,2 46.0 8 900 3,73
38.1 35,5 25.4 4.8 22,23 11,12 36,1 56.9 12 700 55
44.45 37,19 25.4 5.6 25,4 12,27 4Q2 61,3 17 200 Z5
50,8 45,2 31,73 6,4 28,58 14,29 48.3 72,0 22 700 9,7
Пример сбозиачения ценя с шагом t = 25.4 мм и разрушающей нагрузкой Q = кпе
Цепь ИРУ 25,4 — 6000 ГОСТ 10947 —64, ГОСТ IS56S—66.
12.3. Цепи приводные роликовые двухрядные типа 2ПР (по ГОСТ 10947—64)
Размеры, мм (обозначения см. табл. 12.1, рис. 12.2)
t В Вяя S D а Ь 1 Q. кге кг/т
12.7 н.з Т 75 1,65 8.51 4,45 11,8 34,9 3 200 1,35
1 i,875 13.28 9.65 1,65 10,16 5,08 1 V 40,3 4 500 1.85
19.05 17,75 12.7 2,2 11.91 5.96 18,1 53.4 6 400 2.90
25,4 22,61 15.88 3.25 15,88 7.95 24,1 67,8 11 400 5J)
31,75 27,46 19,05 4,2 19.05 955 30,2 81,8 17 700
38,1 35,46 25.40 4.8 22,23 11,12 36,1 102.4 25 400 11,0
4-4,45 37.19 25,40 5,6 26,40 12,72 42,2 110,2 34 400 14Д6
50,4 45.21 31,75 6,4 28,58 14,29 48,3 130,5 45 400 19,1
Пример оосаначеаня цени двухрядной с шагом 25,4 мм и разрушающей нагруеюЛ Q= 11 lot) кге: Цепь 2ПР 75,4—11400 ГОСТ 10947—64.
12.1. Цепи приводные роликовые трехрядные типа ЗПР (по ГОСТ 10947—64)
Размеры, мм (обозначения см. табл. 12.1, рнс. 12.2)
t В Ввн S D d Ь 1 Q, кге кг/м
12.7 Н.з 7,75 1,65 8,51 4,45 11.18 48,8 4600 2,0
15.875 13.28 9.65 1,65 10,16 5.08 14,7 56Р 6800 25
19.05 17.75 12,7 2,20 11.91 5,96 18,1 76.2 9 600 4,3
25.4 22.61 15.88 3.25 15.88 7,95 24,1 97,1 17 100 7,47
31,75 27,46 19,05 4,2 19.05 9,55 30,2 117,1 26 000 11,01
38.1 33,46 25.40 4,8 2‘Д23 11,12 36,1 147,8 38 100 16,50
44,45 37.10 25,40 5,6 25,40 12,72 42.2 159.1 51 600 21.70
50,8 43.21 31,75 6,4 23,58 14,29 48.3 189,1 58 100 28J0
Пример обахмечения трехряднеш Uenn ЗПР цени с шагом 25.4 25 4—17106 ГОСТ ми и Q ~ 17 100 кге 10947—64.
380
12.5. Цепи приводные тетывекаодкые (по ГОСТ 10547—64)
Размеры, мм (обо .чепяя см. th6jl 12.1, рие. 12.2)
t В Ввн ч D d ь / Q. кгс 9- КГ/М
10® 25,4 31,75 38,1 4-1,45 508 17.75 23,61 27,46 35,46 37,19 45/21 12.7 4 15.88 •19.05 25.4 25,4 31,75 2.2 3.25 4,2 4.8 5,6 6,4 11,91 15.88 19.05 22.23 25,4 28,58 5,96 7.95 9.55 11,12 12.72 14,29 18.1 24.1 30.2 36,1 42.2 48^3 101,9 129.9 157.5 197,1 212.2 252,3 12 800 22 800 35 500 50 800 68 800 90 000 5.75 10.40 14,74 22.0 29Д 38,0
rtpTwrfi обозначения Цепи четырехрядной с шагом 25,4 мм и Цепь 4ПР 25,4—22 800 ГОСТ 10947- Q = 22 800 кгс: -64.
Скорость цепей ограничивают во избежание появления больший
динамических нагрузок: так, .тля роликовых цепей допускают v до
6—8 м/с в открытых передачах, до 10—12 м/с в закрытых (до 15 м/с
в приводах к металлообрабатывающим станкам). Большие значения
относятся к цепям малого шага, примерно до 25,4 мм; для зубчатых
цепей предельные значения скорости примерно в полтора — два раза
больше.?
К. п. д. цепных передач — порядка 0,92—0,98 в зависимости
'от условий монтажа и эксплуатации; меньшие значения — для откры-
тых передач, например в сельскохозяйственных машинах.
§ 12.2. ВЫБОР ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Межосевое расстояние Д (рис. 12.4) рекомендуется выбирать
в пределах 30—50 шагов:
Л = (30-ь 50)7. (12.1)
Допускаемые предельные значения:
Лшы = 0,6 (Del -f- Dga) -f- (30 -t- 50) mm; (12.2)
Л[Ш« = 80/. (12.3)
Здесь Del и De3 — наружные диаметры звездочек:
для роликовой цели
= —i^r+°,6(;' (12.4)
tg~r
для зубчатой
D' = ~Tstf' 02.5)
tg__
381
12.С. Зубчатые цепи (по ГОСТ 13552—68)
Размеры, мм, см. рис. 12.3
Параметры цепи в 1 Q. кгс кг/м
/=12,7; b = 13,1; bi = 7,0; s = l,5; « = 4,76 22,5 28,5 34,5 40,5 46,5 52,5 30 36 42 48 54 60 2 400 2900 3 400 4 000 4 700 5 300 1Л 1,6 2.0 23 2.7 3,0
/=13,875; b=I6,7; bi = 8,7; s = 2; u = 5,95 30 38 46 54 62 70 39 47 55 63 71 79 3 900 4 800 5 700 6 700 7 800 8 9С0 2.2 2.7 за 35 4.4 55
/=19,05; b=2o,l; bi = 10,5; ^=3; « = 7,14 45 57 69 81 93 56 68 to 96 104 7 200 8 700 10 300 12 200 14 100 35 45 55 7.0 8.0
/=25,4; b = 26,7; bi = 14,0; s = 3; u = 9,52 57 69 81 105 68 80 92 104 115 11 000 13 800 16 300 18 900 21 600 65 75 95 105 125
/=31,75; b=34,4; bi = 17,5; s = 3,0; « = 11,91 69 81 93 105 117 82.5 945 106.5 118.5 130,5 17100 20 200 23 500 28 600 30 300 10 11.6 135 15.0 16,7
Обоз и а че и н я: t — шаг цепи; В — ширина цепи в сборе: b — высота пластины; />» — расстояние от вершины зубца цепи до оси отверстия под шарнир» ные призмы; s — толщина пластины; 1 — габаритная шприца цени по шарнирам; Q — разрушающая нагрузка; q— масса 1 м цеди, кг/м.
12.7. Рекомендуемое число зубьез г1 малой звездочки
Тип цепи Передаточное число 21 tnia
до 2 2-3 3—4 4-5 5-6
Число зубьев
Роликовая Зубчатая 29—27 35—33 27—25 33—29 25—22 29—25 22—19 25—23 19—17 23—19 9—0,2/ 15—05 /
382
Передаточ^гэе
Диаметр лелг ’лыюй
окружности ззездо' .4
—ШТ’.- (!26)
sin---
г
число и =
= (оно не равно отно-
шению диаметров : <4)
выбирают из ряда предпоч-
тительных чисел в интер-
вале от 1 до 7,1.
Число зубьев гг малой звездочки рекомендуется выбирать по табл.
12.7.'
Наибольшее число зубьев г, ведомой звездочки роликовой цепи
120, зубчатой — МО. Эти ограничения накладываются во избежание
опасности соскакивания цепи.
Длина цепи
L = 2A + 0,5гс/+-^-, (15-7)
t _
где гс = гх + z9; Д=
Разделив обе части выражения (12.7) на / и обозначив у = Lt,
y — At, получим формулу для определения числа звеньев цепи
Ъ = 2А + 0г5гс-1-~. (12-8)
Найденное значение Lt следует округлить до целого числа, жела-
тельно четного, чтобы можно было обойтись без соединительного
звена.
После округления Lt следует пересчитать Лд
п _ —0,oz, ~Р 1 Гб,.— 0,5гс)~—8Д^ (1 ° 9)
Полученную величину А округлять не следует. Расчетное меж-
c.севае расстояние
A — Att.
Так как холостая ветзь цепи должна свободно провисать на вели-
чину f «0,01 Л, то при монтаже цепной передачи предусматривают
возможность уменьшения А примерно на 0,5/. Средняя скорость
цепи v, м/с
Р==_Л1!51_
v 60.1000’
(12.10)
где t в мм, п в об 'мин.
383
Так как с увеличением скорости вазраг рт динамические на-
грузки на цепь (примерно по квадратично*. зависимости) и износ
шарниров (примерно по кубической зависимости), то в приводах
общего назначения ограничивают скорость: для роликовых цепей —
не больше 10 м. с, для зубчатых — до 15 м/с.
При особо благоприятных условиях эксплуатации и точном монтаже
допускается повышение предельных значений отал в полтора — два
раза.
Предельные значения частот вращения пг малой звездочки, вычис-
ленные в соответствии с указанными ограничениями, приведены
в табл. 12.8.
12.8. Допускаемые значения пг, обыин, малой звездочки
Тип цепи 2, Шаг цепи t. мм
12.7 15,875 19.05 25.4 31.75 38.1 44.45 5ОД
15 1250 1000 900 800 630 500 400 302
Роликовая 19 1300 1040 940 840 650 520 420 310
23 1350 1080 980 880 680 540 430 320
5:25 1400 1100 1000 900 700 550 430 330
Зубчатая =>17 2000 1600 1300 1000 800 — — —
По опытным данным наибольшие значения /it не должны превы-
шать
Птах = (14-г- l?)-^1-• 103 об/МИН. (12.11)
Здесь меньший множитель перед корнем относится к роликовым
цепям, больший — к зубчатым.
Расчетное число ударов цепи при набегании на зубья звездочек
и сбегании с них
GOL,
(12.12)
Допускаемые значения v приведены в табл. 12.9,
12.9. Допускаемое число ударов v в секунду
Тип цепи Шаг цепи /, мм
12,7 15.875 19.05 '>5.4 31.75 | 38.1 44.45 50Л
Роликовая 40 30 25 20 16 14 12 10
Зубчатая ... ... 60 50 40 25 20 — — —
384
Основным критерием пригодности цегш для данных условий экс-
плуатации передачи )итается среднее давление в шарнирах, опре-
деляемое из выражения
р = -ф-. . (12-13)
Здесь Р — окружное усилие; F — проекция опорной поверхности
шарнира скольжения на плоскость, проходящую через его ось;
для роликовых цепей F - Bd; А'о — коэффициент, учитывающий
конкретные условия монтажа и эксплуатации передачи; его опреде-
ляют как произведение шести коэффициентов:
(12.14)
йд — динамический коэффициент; его принимают в зависимости
от колебаний нагрузки от 1 до 3 (меньшее значение — при спокой-
ной нагрузке, например в передачах к ленточным транспортерам,,
большее — при ударных нагрузках, например в передачах к дро-
билкам); kA учитывает влияние межосевого расстояния: при А
^25/ kA = 1,25; при А до 60/ kA = 1, при А ^60/ kA = 0,8;
отражает влияние угла наклона линии центров к горизонт)" если
он не превышает 60°, то kH = 1; при вертикальном расположении
передачи k„ = 1,3. Для передач с автоматическим регулированием
натяжения цепп kK= 1 при любом угле наклона; kp = 1,25 при перио-
дическом регулировании натяжения цепи; kp = 1 при автоматическом
регулировании; /гс учитывает способ смазки цепи: при периодической
смазке kz = 1,5; при капельной /гс = 1,2; при непрерывной kc — 0,8;
Д учитывает продолжительности-работы в сутки: при односменной
работе kn — 1; при двух сменах kn = 1,25; при трех kn = 1,5.
Формула (12 13) служит для проверки цепи: если расчетное зна-
чение среднего давления р не превышает допустимого [/Я, указан-
ного в табл. 12.10, то цепь считается пригодной. Можно пользоваться
этой формулой и для подбора цепи при проектировании передачи:
наметив шаг цепи ориентировочно, проверяют р, и в случае несоот-
ветствия его величине [/Я вносят необходимые коррективы (например,
изменяют число зубьев, назначают иной шаг, увеличивают рядность)
и повторяют проверку.
Однако для проектного расчета передачи удобнее определять шаг
цепи непосредственно. Заменим в формуле (12.13)
Р Л = = (12.15)
v di Zjt ' '
л
, Zit
Здесь принято di^i—.
Для роликовых цепей
Г^0,28/а.
Следовательно, условие пригодности цепи примет вид -
13 Зак. 229
385
12.1ft Двпускаем&е давленое [р] (Н/мм2) для роли новых цепей типа ПР в зависи-
мости от шага цепи t и частоты врацения л, ^мкв) меньшей звевдвчки
при Zj —17
Частота вращения nt, об/ мин Шаг цепи
12 J 15,875 19.05 25.4 31.75 38.1 44.45 зал
До 20 52,0 52,0 52,0 49.0 45.6 42.8 40,8 39
51) 45,0 42.5 40.0 36.2 3 1.0 32.0 30,0 29,0
100 36.2 34.0 32,0 29.0 27.0 25.1 24.0 23,5
200 28.8 26.5 25.0 22.7 21.2 20.0 19,0 18,0
300 25.0 23.2 22.0 20,0 18.5 17.3 16.5 15,5
400 22.7 21,2 20,0 18.0 16.8 15.8 15.0 IV
500 21.2 19.6 18.4 16.8 15.6 14,6 13,9 133
750 18,5 17.2 16.1 14.6 13,6 12.7 12.2 11,5
1000 16.8 15.6 14.6 13.3 12.6 11.6 11,0 —
1250 15,6 1-1,4 13.6 12.3 11.5 10,8 — —
1500 14,6 13,6 Г’.7 11,6 10,8 — —
2000 Н.4 10,4 9.8 — — — — —
При м е ч а н и и: 1. Если г -fz 17, го табличное 'качение [/>) надо умножить на Л, — 1Д
| 0.01 (гА 17);
при г, -- Н 13 15 21 23 25
к =0.94 0.96 0.9В 1.02 1.04 1.00 1.08.
2. Для цепей ПРУ табличное значение [/>] умножить на 1.2.
Отсюда искомый шаг цепи
(12.18)
1>- 2,8 Г (12.17)
1 м l/j| '
Все величины, входящие в эту формулу, должны быть выражай
в соответственных единицах; применительно к международной системе
для того, чтобы получить значение t в мм, надо выразить [р] в Н/мм8,
/И — в Н -мм.
Полученный по формуле (12.17) результат округляют до ближай-
шего стандартного значения шага, проверяют среднее давление в шар-
нирах по форму те (12.13) и определяют коэффициент запаса проч-
ности
„________9______
р^+р^+Р/'
Полученное значение п должно быть не меньше допускаемого
п>[л], приведенного в табл. 12.11; Q — разрушающая нагрузка
(см. габл. 12.1—12.6); она и величины, входящие в знаменатель,
должны быть выражены в одинаковых единицах. Так как в дальней-
ших расчетах за единицу силы принят ньютон, то табличные значе-
ния Q, выраженные в кгс, надо переводить в ньютоны; Р — окружное
усилие; /гд— динамический коэффициент, указанный выше Цсм.
пояснения к формуле (12.13)1; Pv— нагрузка, испытываемая цепью
or центробежных сил, Н: Pv ~ qir, где q — масса 1 м цепи, кг; v —
скорость цепи, м.с; Pt — усилие от провисания цепи, Н:
Р, — ktqgA = 9,81 kt qA;
386
(12.19)
здесь kt — коэффии "Щт, учитывающий влияние угла наклона линии
центров звездочек: , - 1 при вертикальном расположении цепи;
kf = 6 при горизонтальном расположении.
J2.11 Коэффициент J/i| запаса прочности пеней в зависимости от и /ц
Шаг мм Частота вращения пх меньшей твеэдочки. об/мин
50 100 1 200 300 400 500 600 адо 1000
Значения [/;] для роликовых цепей ПР ц ПРУ
12.7 7.1 7.3 7.6 7.9 8/2 8,5 8.8 9.4 10
15.875 7.2 7.4 7.S 8.2 8.6 8.9 9.3 10.1 10.8
19,05 7.2 7.8 8.0 8.4 8.9 9,4 9,7 10,8 11.7
25.4 7.3 7.6 8.3 8.9 9.5 10.2 10,8 12.0 13.3
21,75 7.4 7.8 8.6 9,4 10,2 11,0 11,8 13.4 —
38,1 7.5 8.0 8.9 9.8 10,8 11.8 12,7 — —
44.45 7.6 8,1 9.2 10,3 11.4 12.5 — — i .
50,8 7.6 8,3 9.5 1И.8 12.0 — — — —
Значения [/г] для зубчатых цепей
12.7 20 21 ю 23 21 25 26 уч .30
13.875 20 21 4‘> 21 25 26 *7 30 32
'9.05 21 40 23 21 26 28 29 35
‘J5.4 '21 22 24 26 28 30 36 - 40
31.75 21 22 25 28 30 32 35 40 —
Звездочки цепных передач. При умеренной скорости (о до 4 м/с)
звездочки цепных передач общего назначения (в том числе и сельско-
хозяйственных машин и приводов) допускается изготовлять из анти-
фрикционного lyryna марки АВЧ-1 и высокопрочного чугуна ВЧ 45-0
с отбеленной рабочей поверхностью на глубину от 2 мм до 1 3 ширины
зуба.
При ударных нагрузках для звездочек рекомендуются стали
45, 45Г, 50Г; крупногабаритные звездочки — из стального литья
45Л, 50Л; термообработка — закалка с последующим отпуском,
твердость рабочих поверхностей HRC 45—50.
Для обеспечения высокой износостойкости рабочих поверхностен
звездочек рекомендуется изготовлять их из легированных сталей 15Х
20Х с цементацией, закалкой и отпуском до твердости HRC 55—60; из
сталей 40Х, 40ХН, 45Х, 45ХН с закалкой и отпуском до HRC 50—55.
Профилирование зубьев звездочек стандартизовано (см. ГОСТ
591—69).
§ 12.3. ПРИМЕР РАСЧЕТА ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Рассчитать цепную передачу к ленточному транспортеру (рис. 12.5).
Исходные данные: тяговое усилие на барабане транспортера Рй —
= 2000 Н; скорость ленты д- = 2 м с; диаметр барабана О,; -- 360 мм;
передаточное число от редуктора к барабану 1= 2,5; режим работы —
в одну смену; смазка цепи и регулирование натяжения цепи — перио-
дические; расположение цели — горизонтальное.
13*
387
Рис. 12.5. Привод к ленточному транс-
портеру (к примеру расчета)
Расчет. Вь раем цепь роли-
ковую по табл, л2.1. Число зубьев
малой звездочки принимаем из
табл. 12.7:
гг = 25; число зубьев ведомой
звездочки г2 = zti = 25 • 2,5 = 62,5;
округляем г3 — 62 и уточняем
*'=$ = S=2-48-
Так как при уменьшении переда-
точного отношения частота враще-
ния барабана и скорость ленты возрастают, то пересчитываем vQ =
— 2-^^ = 2,02 м/с. Отклонение от заданного значения составляет
1% , что меньше допускаемого (до 3%).
Определяем значения коэффициентов, входящих в формулу (12.13):
для привода к ленточному транспортеру — 1; если не выходить
за пределы рекомендованного А = (30 — 50) t, то /?д = 1; при гори-
зонтальном расположении цепи kH — 1; при периодической смазке
fec = 1,5; при периодическом регулировании натяжения цепи kp =
= 1,25; при односменной работе kn == 1. Результирующий эксплуа-
тационный коэффициент
К, = k!lkAkllkckpk„ = 1,5 -1,25 = 1,88.
Определяем вращающий момент на валу барабана:
/И6 = Р6-^= 2000-^ = 360-103 Н-мм.
Принимаем к. п. д. передачи р = 0,94 и вычисляем вращающий
момент на валу ведущей звездочки
— 2,48-0.94 — 1° Н-ММ.
Частота вращения ее
tii — = 2Л8 -107 = 265 об/мин.
Здесь
«б
__ 6fc'6
л£>б
60-2.02
3,14-0,360
— 107 об/мин.
По найденной частоте вращения nt на основании табл. 12.10 при-
нимаем ориентировочно [р] = 22 Н/мм2 (примерно среднее значение
для цепей с шагом 19,5 и 25,4 мм при 265 об/мин).
По формуле (12.17) вычисляем шаг цепи:
/-.OR I 9 о 154-ю». 1,88 _ 99
' > |7 ТГБТ 2r8 V -------25^22----- ~“’5 ММ-
Округляем до ближайшего большего значения t — 25,4 мм.
388
Проверяем цеп* по допускаемой частоте вращения: из табл. 12.8
имеем и1тах — 76< об/мпп — условие — 265 < «wax выполнено.
Уточняем среднее расчетное давление в шарнирах: из формулы (12.17)
имеем
Р = 9,8з = 2,83 -15* 5“*5 '-88 = 15,4 Н/мм2.
По табл 12.10 при найденных пг и t, с учетом примечания 1, [р] ~
» 23 Н/мм2; условие р [р] выполнено.
Так как расчетное значение р оказалось примерно в полтора раза
меньше допускаемого, то имеет смысл проверить, не подойдет ли цепь
ближайшего меньшего шага t — 19,05 мм.
На основании формулы (12.17) получим
р = 2,83 36,4 Н/мм2.
Из табл. 12.10 имеем для цепи с шагом t — 19,05 мм при пг =
= 265 об/мин.
[р] = (22+35) 1,07 = 24,6 Н/мм2.
\ 1 ии у
Расчетное р > [р], следовательно, цепь с шагом t = 19,05 мм не
. годится. Итак, принимаем цепь с шагом t = 25,4 мм; из табл. 12.1
выписываем ее данные:
Цепь ПР 25.4—5000 ГОСТ 10947—64, диаметр валика d — 7,95 мм;
длина втулки В = 22,8 мм; диаметр ролика D = 15,88 мм; толщина
пластин s = 3,25 мм; ширина пластин b = 24,1 мм; разрывное усилие
Q = 5000 кге ~ 49 000 Н; масса 1 м цепи q = 2,57 кг/м.
Геометрические характеристики звездочек:
Число зубьев z......................
Диаметр делительной окружности dR
Наружный диаметр Ос ........
Ведущая Ведомая Примечание
25 62
202 505 По формуле (12.6)
216,2 517,2 То же (12.4)
Окружное усилие
2Л1,
2-154- 103
202
= 1,52-103 Н.
Уточняем величину среднего давления в шарнирах цепи:
Р~ Bd
1,52- 103- 1,88
22,8 - 7,95
= 15,8 Н/мм2;
допускаемое значение [р] = 21,6 Н/мм2.
Хотя условие р <; [р] удовлетворено, значительная разница между
ними свидетельствует о недостаточном использовании нагрузочной
способности цепной передачи. Выше было показано, что уменьшение
Шага цепи до ближайшего значения t = 19,05 мм приводит к увеличе-
нию р > LpL Рассчитаем второй вариант с целью приближения р
к [р].
На основании формулы (12.17) заключаем, ч- при неизменных
значениях Mj, Ку и t произведение z,p должно оставаться
менным, т. е. zLp = Zip' — const.
Следовательно,
< _ ziP _ 25 15,8 _ IRQ
21 ~ p’ ~ 21,6 —
Округляем полученное значение числа зубьев до 19
по табл. 12.8 минимальное число зубьев:
тоже неиз-
гл
проверяеы
zlmin = 9 + 0,2/ = 9 + 0,2 • 25,4 = 14.
Условие z\ > zimin выполнено.
Пересчитываем основные параметры звездочек:
Число зубьев г..........................
Диаметр делительной окружности, мм,
,1
180°............................
sin-----
г
Диаметр наружной окружности. мм
................
tg-_
Ведущая Ведомая
19 48
153,6 388
167,2 403,2
Примечание
i = 2,53
Новые значения расчетных величин:
окружное усилие
р=М, = 2ЦЯи№=2.10,Н:
dt 153,0
среднее давление
РКа 2.1№-1,88 оп о тт, 2
Р = вТ = 22,8--79Г = 20’8 Не -
полученное значение р достаточно близко
второй вариант расчета и продолжим его:
межосевое расстояние
А = 40/= 40 • 25,4 = 1016 мм;
[р], поэтому примни
к
длина цепи, выраженная в шагах (т. е. чисто ее звеньев),
L/ = 4 = 2A + 0,5zc+^ = 2.404-0,5-674-^ = 114.
Здесь
Д< = у = 40; zc = zr4-z2=194-48 = 67;
. z„—zt 48—19 , со
A = -^ = TW=4’621
390
Если Lt получается дробным, то сто округляют до целого числа
(желательно чет; 'О во избежание установки переходного звена) и
пересчитывают л, до формуле (12.9).
Расчетная длина цепи
£ = £,/=114-40- 10 3 = 4,56 м.
Число ударов цепи
у =
60Е(
4-19-264
60-40
= 8,4 1/с.
По табл. 12.9 [v] = 20 1/с условие v < [v] выполнено. Проверим
коэффициент запаса прочности цепи по формуле (12.18):
п=_____2____
Pk^P^Pf'
По табл. 12.1 для выбранной цепи Q — 5000 кгс — 49 000 Н; q —
— 2,57 кг м.
Определим среднюю скорость цепи:
z.^t 19.25,4 - 264 о .
°~60-1№ — . 60 Юз м/с>
Pn = <7o2 = 2-,57-2,122 = ll,5 Н;
=6-2,57-9,81 1,016= 153 Н;
_ 49000 _ оо с
П 20004-11,54-153 ’°*
По табл. 12.11 для цепи 25,4 мм при n-i — 264 об/мин
И = 8,34-Ц^64 = 8,7.
Условие п > fnl выполнено.
Нормальная стрела провисания
/ = (0,5-*-1) IO 2 А.
Для обеспечения требуемого провисания цепи расчетное расстоя-
ние А следует уменьшить примерно на 0,5/.
§ 12.4. СМАЗКА ЦЕПЕЙ
Дпя смазки цепей в приводах общего назначения употребляют
главным образом индустриальные масла с кинематической вязкостью
v5u = 30 -ь 50 cGt (см. табл. 9.13 в гл. 9) и консистентные смазки.
Способ подвода смазки к цепи выбирают в зависимости от условий
эксплуатации и скорости цепи.
Для открытых передач при скорости 1—3 м/с допускается перио-
дическая смазка кистью или масленкой по мере надобностп примерно
через 2—3 смены. При скорости до 6 м/с рекомендуется непрерывная
смазка, подаваемая капельной масленкой, или же консистентная
смазка, вводимая в шарниры при погружении цепи в подогретую до
391
разжижения смазку: периодичность промывания- цепп и повторения
операции заполнения шарниров цепи в передачах, , «тающих в за-
крытых помещениях, — около 200 ч; при неблагоприятных условиях
эксплуатации в абразивной среде, например в приводах сельскохо-
зяйственных, горнорудных, дорожностроительных и других машин,
частая замена консистентной смазки противопоказана, так как при
этом в зону трения проникают новые, абразивные элементы, вызываю-
щие повышенный износ. В сельскохозяйственной практике оптималь-
ная периодичность замены внутришарнирной консистентной смазки —
один раз за весь сезон.
При скорости цепи свыше 6 м/с следует переходить к картерной
смазке окунанием цепи: ведомая ветвь цепи должна погружаться
в масляную ванну на ширину пластины, приемлема также смазка раз-
брызгиванием, осуществляемая соответствующими насадками и жело-
бами, подводящими жидкую смазку к пластинам цепи. Смена смазки
с очисткой корпуса от накопившихся осадков — примерно через
400 ч работы.
Лучший способ подведения непрерывной смазки при скорости
о > 8 м. с — шестеренными (реже лопастными) насосами; в систему
смазки должен быть включен фильтр, заменяемый через 100—200 ч
работы, в зависимости от состояния окружающей среды: относительно
частая смена фильтра позволяет существенно удлинить сроки замены
масла.
Жидкие индустриальные масла подбирают для цепных передач
с учетом давления в шарнирах, скорости цепи и условий эксплуатации.
Критерием для подбора служит кинематическая вязкость v при 50 °C,
выраженная в сСт; на основании опытных данных рекомендуемое
значение vso можно определять по таким эмпирическим формулам:
для открытых передач
vso = p + 6o;
для закрытых передач при картерной смазке
Тьо = Р + Зо;
здесь р — среднее давление в шарнирах, Н/мм2; о — скорость цепи,
м/с.
Характеристики минеральных масел приведены в табл. 9.13 (см.
гл. 9).
Гла 13
ПРОЕКТИРОВАHUE
ВАРИАТОРОВ
§ 13.1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О МЕХАНИЧЕСКОМ
БЕССТУПЕНЧАТОМ РЕГУЛИРОВАНИИ СКОРОСТИ
В ряде случаев для осуществления заданного техно-
логического процесса необходимо регулировать угловую скорость
рабочей машины. Эта задача легко решается в приводах от электро-
двигателя постоянного тока, но при переменном токе приходится при-
менять сложные электрические схемы регулирования илн же проекти-
ровать д^я этой цели механические устройства. В простейшем случае —
это ступенчатые ременные шкивы, сменные зубчатые колеса или звез-
дочки, более сложные — коробки передач. Однако они допускают лишь
ступенчатое регулирование скорости, что не всегда приемлемо по ус-
ловиям производственного процесса. Если необходимо плавное бес-
ступенчатое изменение скорости, применяют вариаторы. С технико-
экономической точки Зрения установка их целесообразна, например,
в приводах конвейеров сушильных, закалочных, отжигательных
печей, установок пылепитания котлов, машин пищевой промышлен-
ности; для намоточных устройств бумагоделательных машин, воло-
чильных, изолировочных машин, так как в таких машинах при неиз-
менной производительности угловая скорость приемной катушки или
барабана должна плавно меняться в связи с изменением радиуса
намотки; для установок, в которых скорость должна регулироваться
автоматически, для чего необходимо ее плавное изменение; в иссле-
довательских установках и опытных экземплярах машин с целью вы-
явления оптимального -темпа их работы.
Кинематические зависимости
Для характеристики вариатора должны быть известны частоты
вращения ведущего вала пг и ведомого вала от п»111Ш до Нощах. диапазон
передаточного отношения от
%
liaax ~ ДО hnin — ~ •
mki max
Возможны три различные принципиальные схемы регулирования
(рис. 13.1).
393
1. Радиус ведущего фрикционного диска неизменен (рис. 13.1, а):
= const;
радиус ₽2 ведомого диска может изменяться от /?2тш ДО R^max, следо-
вательно,
п1 ___ ^2 max - _ п1 ____ ^2 min
tmaX “ “ ^ (« -«); т1“ ~ «2 max ~ (’ -е):
здесь е — относительное скольжение в передаче.
Диапазон регулирования
д___д2тах ‘max ^2 max ( j g j j
/г2тш ‘min ^2 min
2. Радиус ведомого фрикционного диска неизменен (рис. 13.1, б),
тогда
41 R> _ . Hi ____ R3
“““^min ~*imin(‘-s)’ *nin “ «2 max ~ «1 max (1 ’
p
(13.2)
mln
3. Изменяются одновременно радиусы Rr и /?2 (рис. 13.1, в), тогда
— тах - _ п1 _ ^2 min .
тах n2min ^1 mill —тШ ,г2тах ^ImaxP е) ’
д_ max ^2 max
^imin ^2 min
В случае симметричного регулирования (при /?lmin —
Rl_m.a.x ^*»тах> ) ПОЛуЧавМ
Jmax
4 = ’ (13.3)
Обычно для первых двух систем Дтах « 3 4- 4; для третьей Д(Пах
12 (до 16).
Кинематический расчет привода в случае применения вариаторов
первых двух схем шлняют по заданной наибольшей скорости рабо-
чей машины, тогда наименьшая скорость достигается выбором соот-
ветствующего диапазона регулирования вариатора.
Для вариаторов третьей схемы при симметричном регулировании
кинематический расчет привода выполняют при средней геометриче-
ской скорости д.р — | c’max^min» а скорости и t’mln обеспечиваются
соответствующим выбором передаточного отношения вариатора; в сто-
ponv замедления (редукции) /та\ — ----и в сторону ускорения imiu =
'-’min
vmax cmin
Силовые зависимости
В передаче силами сцепления необходимо усилие нажатия: оно
может быть постоянным или переменным, изменяющимся в зависимо-
сти от нагружения привода.
В вариаторах первой схемы (/?r — const) при постоянном усилил
нажатия имеем Мх — const и — const.
Та^ие вариаторы следует применять в приводах к машинам, у ко-
торых при всех режимах работы потребная мощность N„ не меняется.
Принцип использования двигателя на оптимальном режиме с наи-
большим к. п. д. при постоянной отбираемой мощности экономически
наиболее целесообразен. Так эксплуатируют, например, многие транс-
портирующие машины и металлорежущие станки, т. е. с уменьшением
нагрузки скорость повышают.
Если мощность 1Х1.2 задана, то максимальный момент на ведомом
валу вариатора, Н -м
М2тах=-^,
^2 min
где N, в Вт, со, В рад'с.
Момент на ведущем валу
м
2гаах-
(13-4)
расчетное окружное усилие
М,та-х_Мг
^2 max. ^2
Уточненное значение Р может быть получено с учетом изменения ц
при разных ршйимах работы вариатора.
Вариаторы второй схемы при постоянном усилии нажатия передают
постоянный предельный момент на ведомом валу. В некоторых машинах
силовая нагрузка не меняется при изменении скорости, например,
во многих технологических конвейерах (сушильных, покрасочных,
39S
травильных), работающих с малыми скоростями; в наметочных уст-
ройствах нагрузка может быть принята не зависящей 1 скорости,
привод работает при постоянном моменте и переменной мощности.
Тогда расчетный момент на ведущем валу вариатора
Л Г М*
Л'Ц---.——.
Расчетное окружное усилие
Мг _М
Я1гаах
(13.5)
В вариаторах третьей схемы при постоянном усилии нажатия
мощность, которую может передать вариатор при различных i, не
остается постоянной, одновременно меняется и ТЙ2.
Расчетное окружное усилие, Н
\ *'1 /max
1
ш1
лм
>]/?! /щах ’
(13.6)
где Л4 в Вт, в м, ыг в рад/с.
В вариаторах с переменным усилием нажатия расчетное окружное
усилие определяется в зависимости от изменения внешней нагрузки
и характеристики нажимного устройства.
Расчет нажимных устройств и отдельных деталей вариаторов
ведут по определенному выше расчетному окружному усилию.
13.2. ВАРИАТОРЫ С ГИБКОЙ СВЯЗЬЮ
Вариаторы с гибкой связью (ременные и ременно-колодочные)
просты по конструкции, и поэтому высокая точность их изготовления
не требуется; но диапазон регулирования у них мал, габариты отно-
сительно велики.
Диапазон регулирования
В вариаторах с клиновым ремнем (рис. 13.2) изменение передаточ-
ного отношения достигается одновременным изменением расчетных
диаметров ведущего и ведомого D2 шкивов, что осуществляется
сближением и раздвижением конусов. При минимальном или макси-
мальном передаточном отношении ремень на конусах располагается
в крайних положениях (рис. 13.3).
Из чертежа следует ,
Ьо — (РI max — В । m[U 4- 2h) tg -|~ Д.
Расчетная ширина ремня по нейтральному слою (рис. 13.4)
bv = b0 - 2ур tg = (Di гаах - milj tg + Л tg f 4- Д-
396
Рис. 13.2. Принци-
пиальная схема ва-
риатора с гибкой
связью
Рис. 13.3. Положе-
ние ремня и раз-
движных конусов
при I ~ i’min
Рис. 13.4. Вариаторный ремены
а — недеформированныщ 6 — де-
формированный при изгибе
Полагая зазор между конусами в крайнем сдвинутом положении
А = 0,05йр и обозначая^—v и —у2- — I, получаем для симметрич-
ного регулирования при £)тах — Hmin |> Д
/0,95v ctg — 1
ДЦ------+1
Если раздвижной только один шкив, то
0,95v ctg — 1
Д=-----г1—+ 1
(13.7)
(13.8)
Анализ соотношений (13.7), (13.8) показывает, что для повыше-
ния диапазона регулирования возможны следующие пути:
1. Увеличение отношения v = j. Для стандартных клиновых
ремней v = 1,33 -ь 1,42. Широкие клиновые ремни, по данным ряда
иностранных фирм, имеют отношение v от 1,65 до 4,7.
Для широких клиновых ремней по нормали НИИРП —ЭНИМС
(табл, 13.1) v = 3,1 4- 3,2.
2. Уменьшение отрешения ? = Для стандартных клиновых
ремней минимальные значения § таковы:
Тип ремня ... О А Б В Г Д Е
У .......... 10,5 11,3 11,9 143 16Д 21,2 26,7
397
Рис. 13.5. Широкий клиновый ремень с
увеличенной поперечной жесткостью
Надо учитывать, что уменьшение | ведет к увеличению деформации
ремня (см, рис. 13.4), повышению напряжений изгиба и к значитель-
ному снижению долговечности.
Для увеличения продольной гибкости и обеспечения поперечной
жесткости ремни выполняют с зубьями на наружной или внутренней
поверхности (рис. 13.5, а) или на обеих поверхностях (рис 13.5, б).
Для широких клиновых ремней значения ^,njn = 5 -г 7.
3. Уменьшение угла клина фп. Для стандартных клиновых ремней
— 40°. В зарубежной практике применяют широкие клиновые
ремни с минимальными значениями ip0 = 20 -=- 24°. Но уменьшение
<р„ может повести к заклиниванию ремня в канавке и увеличению бо-
кового давления.
4. Применение шкивов с прорезями (рис. 13.6), позволяющими
сближать конусы, поэтому при том же О min можно получить большее
А-А
Рис. 13.6. Шкив с прорезями для стандартных клиновых ремней
398
где т — число раздвижных шкивов.
Значения D при двух раздвижных шкивах и симметричном регу-
лировании показаны на рис. 13.8 и 13.9.
Расчет сеченая ремня
Сечение
1'гного клинового ремня для вариатора определяют
Рис. 13.9. Диапазон регули-
рования для широких рем-
ней
Рис. 13.8. Диапазон регули-
рования тля стандартных
клиновых ремней
399
13.1. Ряд широких клиновых ремней ЭНИМСа и НИИРПа
(ЦО им 2-58)
Размеры сечений, мм Конструкция Диапазон регулирова- ния, Д Расчетные диаметры шкива, мм ! /V при i ав 20 м,с, кВт Диапазон регулирова- ния л о фор- муле (13.7; Л' при Р — 20 м/с, кВт
ЬР h Л. ^шах ^Ш1П
8 28 С зубьями 5,0 150 67 1.8 4,50 3,0
25 8 27 Без зубьев .... 3,5 180 95 1.8 — —.
И 28 С зубьями 3,5 170 90 3,5 3.04 5.9
10 35 С зубьями 5,0 200 90 3.0 4,37 4,5
32 10 34 Без зубьев . . 3,5 212 112 3,0 —.
14 36 С зубьями 3J5 212 112 5,9 3,11 10,6 7,8
13 44 С зубьями 5.0 236 106 5.0 4,56
40 13 43 Без зубьев .... 3,5 315 170 5,0 — —
18 45 С зубьями . ... 3,2 300 170 9.5 2.63 155
16 >5 С зубьями 5.0 315 1Ю 8,5 4,33 11.8
50 16 53 Без зубьев .... 35 375 200 8.5 — —-
оо 56 С зубьями . . 32 375 14,0 12.5 2.65 23,6 18,3
20 69 С зубьями 5,0 400 180 4,27
63 20 67 Без зубьев .... 3,2 530 300 12.5 — —
п рвмечанне. Угол клина: ремней <р0 = '»4° шкивов (р = 28°
Расчетная методика та же, что и в случае стандартных клиновых
ремней:
F^bh^Pi
«О'-'р
k0 75» 2 — 0,4v Н/мм2;
(13.11)
(13.12)
Cp — коэффициент режима работы.
Усилие нажатия
Из рис. 13.10 следует
T = P„cos|.
Нормальное усилие Рп связано с расчетным окружным усилием
зависимостью
Следовательно,
T=^cos^
(13.13)
400
Рис. 13710. К определению уси-
лия нажатия в ременных ва-
риаторах
Рис. 13.11. К определению геомет-
рической длины ремня
здесь |3 = 1,2-г- 1,4 — при нажатии со стороны ведомого конуса:
Р = 1,7 — 2,2 — при нажатии на ведущий конус. Коэффициент тре-
ния f ~ 0,3.
Механизм регулирования
Геометрическая длина ремня вариаторов с гибкой связью
L = 2A + ^(D2x+DlA + {^^ (13.14)
(обозначения по рис. 13.11).
Выражая текущие значения диаметров через средний диаметр
Л2г = ЛСр4*АП2; Dlv = Лср— ADlt
получаем
L = 2А + f - [2Dcp + (AD2 — ADJ] ф- .
Обозначая
Л-i = 2А ф- лОср,
получаем
L = Л-i + f (ADS - ММ + +W. (13.15)
Перемещение конусов (рис. 13.12) при раздвижении
Х1 — 2 2 ’
при сближении
X2 = ^tg^. _ (13.16)
—
При l-Vil = |х.| и АЛ, = AD.2 из выражения (13.15) следует,
что геометрическая длина ремня при раздвижении и сближении уве-
личивается. Ремень, длина которого определена при i 1, при край-
них значениях i будет иметь недопустимо большое натяжение. Если
101
г
же выбрать длину ремня по imax, то при 1 i ,ах его натяжеппе
будет недостаточно для перелаян заданной мощдоста
Механизм регулирования должен поддерживать постоянное натя-
жение ремня при всех режимах работы вариатора.
13.2. Длины широких клиновых ремней нормали но НМ—2—58
Для определения длины ремня необходимо задаться межосевым рас-
стоянием. В ременных и ременно-колодочных вариаторах принимают
А — (0,6 -у- 0,9) (Dm(|v -J-/?rnin)-
Для стандартных клиновых ремней сле-
дует в дальнейшем уточнить А по стандарт-
ному значению L (см. гл. 11, § 11.3). Анало-
гично поступают и с широкими ремнями,
выравнивая длину ремня по табл. 13.2.
Рис. 13 12. Перемещение кону-
сов и изменение расположения
ремня
°ис 13.13. Схема пере-
мещения электродвига-
теля, при которой ре-
гулирование осущест-
вляют изменением меж-
осевого рассгояния
40?
Рис. 13.il. Бесступенчатая передача с тремя ремнями с регули-
руемым ведущим шкивом и непостоянным межосевым расстоянием
Передача с непостоянным межосевым расстоянием
Наиболее простая схема регулирования, при которой”электродви-
гатель перемещается на салазках, представлена на рис. 13.13. Если
на ведомом валу один из конусов фиксирован от осевого смещения
(на рис. 13.13 левый конус), то во избежание перекоса ремня электро-
двигатель должен перемещаться под углом р к центровой линии ремня.
Перемещение х центровой линии
фо
х~~ 2 ~ 4 ё 2 ’
где AD, — D± (Д — 1) для одностороннего регулирования при неиз'
менном Di и при условии, что
D-i min - Di,
х л L — nDi
~д ~3 > -cl max — —й ;
лтах Лт1п
Лга1п определяют по формуле §11.3
ПрИ Dy — D, — Потах == ДР\_*
В схеме с Dx — const нецеле-
сообразно применять D2inin > Di,
так как это приводит к большим
значениям 5 и уменьшению диапа-
зона регулирования.
Для бесступенчатого снижения
угловой скорости лучше применять
вариаторы с регулируемым веду-
щим шкивом (рис, 13.14), усилие
нажатия создается пружинами или
резиновой втулкой (рис. 13.15).
Выбор той или иной схемы опре-
Рис. 13.15. Шкив с пружинящей рези-
новой втулкой
403
Рис. 13.16. Шкивы, обеспечивающие равное перемещение конусов:
а — конструкция с уравнительным рычагом; б — конструкция с зубчатореечным
механизмом
деляется нагрузочной характеристикой привода; при . постоянной
передаваемой мощности целесообразна конструкция с регулируемым
ведущим шкивом (рис. 13.14), а для постоянного момента на валу —
с регулируемым ведомым шкивом (см. рис. 13.13).
Шкивы с равным перемещением обоих конусов (рис. 13.16) позво-
ляют раздвигать валы вдоль средней линии ремня, что упрощает кон-
струкцию. При увеличении межосевого расстояния передачи правый
конус (рис. 13.16, а) под действием ремня сдвинется вправо; уравни-
тельный рычаг, ось вращения которого несколько смещена от оси вала,
повернется и отведет левый конус в левую сторону. При конструиро-
вании следует предусмотреть хорошую смазку поверхностей, по кото-
рым происходит осевое смещение. Аналогичная конструкция приве-
дена на рис. 13.16, и, но здесь равное перемещенпе конусов обеспечи-
вается двумя зубчатыми рейками и зубчатым колесом. Изменение
Рис. 13.17, Схема бесступенчатой
передачи с электродвигателем на
качающейся плите
межосевого расстояния может быть
осуществлено расположением элек-
тродвигателя на качающейся плите
(рис. 13.17). Шкив на двигателе
должен быть выполнен по рис. 13.16,
чтобы не происходило смещения сред-
ней линии ремня при регулиро-
вании.
Завод «Выдвиженец» (г. Псков) из-
готовляет вариаторы с раздвижными
конусами на валу электродвигателя.
Технические данные таких вариато-
ров приведены в табл. 13.3, а габа-
ритные и присоединительные размеры
их — на рис. 13.18 и в табл. 13.4.
404
Put. 13.18. Габарнт-
ные и присоедини-
тельные размеры
вариаторов BPt'l,
ВРСЗ
Рке. 13.19. Двух-
ступенчатая регу-
лируемая передача;
а — схема передачи
Двухступенчатая передача с переменным межосевым расстоянием
приведена на рис. 13.19, и. Шкивы ведущего и ведомого валов передачи
нерегулируемые, а промежуточный вал расположен на качающейся
рамке. В зависимости от ее расположения средний плавающий сдвоен-
ный конус шкива (рис. 13.19, и) занимает соответствующее положение,
при этом меняется передаточное отношение обеих ступеней передачи.
1ХХ Технические данные вариаторов завода «Выдвиженец»
Вариа- тор Тип электро- двигателя (форма использойаняя) мзоо Мощность ; электродвига- теля, кВт । Частота ьраще- । ния ведущего вала, об, мил Частота враще- ! ния ведомого ! вала, об мин . - Диапазон регу- > пирования Мощцшгть на ведущем валу. кВ г. при К. и. д. Размеры ремня, мм М кса с учетом эле л гродвл га* теля, кг
"min "max
BPG1 ВРСЗ АО2-51-4 АО2-32-4 7.5 3,0 1500 1500—3000 2 7 2.8 10 I 0,8—0,9 е s-e й II ? II — Г *с со С 150 75
• Мощность укааана для длительной работы ремня на всем диапазоне регулиро- вания скорости. ** Мощность указана для прерывистой работы ремня при частоте вращения ведомого вада более 13и0 об мин.
405
13.4. 1шлриттгые и зриеоеоипг .льиъи |>а_мер*4 Bajw.tiam RPC1, ВРСЗ
Обозначения см. на рис. 13.18
Размеры, мм
Вариатор L А .4, 4, И Л1 ht D
ВРС1 ВРСЗ гхи 168 342 252 .’>28 432 120 320 270 310 230
Вариаторы с неизменным межосевым расстоянием
и подпружиненными шкивами
При постояннсм межосевом расстоянии геометрическая длина
ремня изменяется в процессе регулирования угловой скорости. Для
поддержания постоянного натяжения применяют конструкцию с пру-
жинным нажатием конусов (рис. 13.20). В схеме а на ведущем валу
один конус предохранен от осевого смещения на валу, а второй под-
пружинен, на ведомом валу один из конусов имеет принудительное
осевое перемещение, а второй фиксирован от осевого перемеще-
ния. В схеме б подпружиненный конус установлен на ведо4~м
валу.
В схеме а при смещении правого ведомого конуса влево подвижный
ведущий конус под действием натяжения ремня отодвигается, сжимая
пружины и увеличивая усилие нажатия. Таким образом, происходят
пропорциональное увеличение Р при уменьшении Dlt т. е. М, — const
и, следовательно. 7V = const.
Схему б применяют для вариаторов с постоянным сжитом
на ведомом валу М. = const Усилие Т„1ах, действующее на пру-
жину, определяют из соотношения
Рис. 13.20. Схема установки пру-
жин и перемещения конусов в ре-
менных вариаторах
а — для А/ — const; и — для — const
Лпах = Ч + х
Т’пип Ч ’
где х — максимальное смещение ко-
нуса; — предварительная осадка
пружины При Т = Ттш; УСИЛИЯ
нажатия определяют по формуле
(13.13).
Перекрестное расположение кону-
сов, заклиненных на валах, предохра-
няет ремень от перекоса при регули-
ровании. Конструкции таких вариа-
торов приведены на рис. 13.21.
Конструкции вариаторов ЭНИМСа
ВР1 и ВРЗ, выпускаемые заводом
«Выдвиженец», показаны на рис. 13.22.
406
Рис. 13.21. Вариаторы
с широким клиновым
ремнем:
а — горизонтальный; б —
вертикальный
Схема вариаторов соответ-
ствует рис. 13.19, а, т. е.
с постоянной передаваемой
мощностью. Конус 3 за-
клинен на валу 2 фланце-
вого двигателя 1. Управле-
ние осуществляется серво-
двигателем 4 через червяч-
ную передачу 5. Червячное
колесо служит одновремен-
но и гайкой, создающей
поступательное движение
винта, от которого переме-
щение через систему рыча-
гов передается на конус 6.
На конец вала /‘установле-
ны кулачок 3 и два конечных выключателя, отключающих серводвига-
тель в крайних положениях конуса 6 На конце ведомого вала устано-
влен тахогенератор 9, указывающий частоту вращения ведомого вала.
В табл. 13.5 приведены технические данные вариаторов, а в
табл. 13.6 — габаритные и присоединительные размеры их.
В конструкциях с осевым перемещением обоих конусов необходимо
обеспечить равное смещение их во избежание перекоса ремня. Регул м-
407
Рис. 13.22. Вариаторы ВР1 и ВРЗ
1
13.5. Технические данные вариаторов ВР1, ВРЗ
Вариатор Тип электродви- гателя (форма исполнения Ф 2) Мощ- । НОС'Ь электро- двигате-. ля, кВт Частота враще- ния ве- дущего вала, об/ми н Частота вращения ведомого вала, Об/МИН Диа- пазон регул 1- рова- ння Мощность на ведущем валу, кВт, при ча- стоте вращения К. п. д. Размеры ремня, мм Г абаритнвде размеры, мм Масса с учетом электро- двигате- ля» кг
л2пНп n2ma,x
БР1 AQ2-52-6 7,5 1000 500 ‘2000 4 5 10 0,8—0,9 63 X 20 Z. о =1600 ф = 34’ 830x590x1030 400
ВРЗ АОЛ2-32-4 3 1500 750 3000 4 2,8 4 0,8—0,9 40X13 £„=1120 Ф = 34° 435x645x775 150
* Мощность указана для длительной работы ремня на всем диапазоне регулирования скорости.
♦* Мощность указана для прерывистой работы ремня при частоте вращения ведомого вала более 1500 об/мин.
13.6. Габаритные и присоединительные размеры вариаторов ВР1, ВРЗ
Размеры, мм
Вариатор А Б В С С1 D И d
БР1 920 470 590 340 1030 230 180 4 40 20 375
ЬРЗ 605 330 435 190 775 170 160 320 14 247
Примечай и е. В — габаритный размер го ширине, В, — расстояние ме. ду осями отьерстпи под крепежные болты в то.: 1 е гло< ост
409
руемый шкив (рис 13.23) получает перемещение от маховика; уравни-
тельный рычаг (см. рис. 13.1G, и) обеспечивает вное перемещение
конусов. На втором валу подпружиненный шкив также должен осу-
ществить одинаковое перемещение конусов. На рис. 13.24 это дости-
гается уравнительным рычагом, на рис. 13.25 — посредством двух
пружин одинаковой жесткости. Вариаторы с постоянным межосевым
Рис, 13.23. Регулируемый шкив, обес-
печивающий равное перемещение ко-
нусов
Рис. 13.24. Подпружиненный
шкив с уравнительным рычагом
Рис. 13.25. Подпружиненный шкив, обеспечивающий равное перемещение коиуеов
410
расстоянием и компен-
сацией изменения длины
ремня посредством под-
пружиненных шкивов
просты по конструкции,
однако имеют тот недо-
статок, что компенси-
рующее перемещение ко-
нусов ведет к уменьше-
нию диапазона регули-
рования,
Ремиш< колодочные
варагторы
В ременно-колодоч-
ных вариаторах гибкое
звено состоит из плоского
ремня с прикрепленны-
ми к нему деревянными
.колодками (рис. 13.26).
Основные Недостатки
Iтаких ваоиаторов: огра-
Рис. 13,26. Гибкая связь ременно-колодочного ва-
риатора:
а — общий вид; б — крепление колодок
ниченная угловая ско-
роеть ведущего вала, недолговечность ремня и колодок. Вариаторы
выполняют с неизменным межосевым расстоянием и с принудительным
рычажным перемещением обоих валов; для поддержания постоянного
натяжения необходимо предусматривать специальное корректирующее
Рие. 13*27. Ременно-колодочный вариатор
411
♦
Рис. 13.28. Ременно-колодочный вариатор
завода «Димитровгрэдхиммаш»
устройство, of дечивающее на
основании формулы (13.15) усло-
вие
£ (AD2 - ADX) + 2-^—- = 0.
В вариаторах на рис. 13.27
корректировка обеспечивается
механизмом крепления осн ка-
чания регулировочных рыча-
гов.
В конструкциях вариаторов
(рис. 13.28 и 13.29) для изме-
нения передаточного отношения
служит маховичок 1 (рис. 13.30).
С помощью червячных колес 2
движение передается на регу-
лировочные валики 3. Галки 4
каждого валика перемещаются
в разные стороны, так как на
валиках выполнена правая и
левая резьба. Ось вращения ре-
гулировочного рычага 5 укреплена на гайке, а свободный ковед
его скользит по скосу гайки 4. Технические характеристики,
габаритные и присоединительные размеры вариаторов приведет
в табл. 13.7, 13.8.
Вариаторы с неизменным межосевым расстоянием
и криволинейной формой конусов
В вариаторах с широким клиновым ремнем и рычажным пе-
ремещением конусов можно не применять корректирующие устрой-
ства, если форму конической поверхности выполнить криво-
линейной.
В работе 1351 рекомендуется профилировать диски (рис. 13J31)
по зависимости
11 /*2 _ вд/?.г _ Л л.4 |(,фср.
\ У л.1 / 4 ъ 2 ’
(13.17)
здесь Д/?х — координата профиля диска, отсчитываемая от среднего
радиуса; А — неизменное межосевое расстояние; фср — угол конуса
шкивов на среднем диаметре, выбираемый из условия изменения
поперечного сечения ремня при его изгибе;
ФсР = Фо — Афер,
412
Рис. 13.29. Ременно-колодочный вариатор завода «Димнтровградхиммаш»
Рис. 13.30. Схема
механизма регули-
рования вариатора
завода <Димитров-
градхиммаш»
Рис. 13.31. Профи-
лирование криво-
линейной формы но-
hvcob \Вщ — веду-
щий; Вм — ведо-
мый)
413
13.7. Технические характеристики ременно-колодочных вариаторов завода «Димитровградхиммаш»
Вариатор Параметры Класс вариации
А Б В г д Е Ж 3 и
Диапазон регулирования
2 3 4 5 6 7 8 9 |.)
Х1В-Г Л) max’ °б/мин «2 mln. об/МИ1{ "2max- об/мин W при /l2rain, кВт N ПРИ «2max- кВт 565 399 799 1,19 1,07 525 303 911 0,55 0,96 500 250 1000 0,44 0,99 485 205 1084 0,40 0,98 475 191 1163 0,33 0,81 i 1
Х2В-Г «Imax. об/ми11 'hmin- об/мин л2тах’ об/МИН М при nJmin, кВт jV при л2тах, кВт 510 360 721 1,56 2,20 175 274 822 1,10 1,91 155 227 910 0,81 1,77
хзв-г л1тах> об/мин Л.т;п, об/мин n2max> об/МИН N при n2min, кВт N при n2max, кВт «Imax> О6/МИИ «2min- об/мин П, тах> об/мин N при я2т!п, кВт Л7 при л,тах, кВт 525 371,2 742,35 3,09 4,10 525 371,2 742,4 6,25 8,80 485 280 840 2,35 4,81 490 283 818,7 4,41 7,72 470 235 910 1,84 4,68 170 235 940 3,77 7,36 455 203,4 1017,48 1,59 3,53 455 203,4 1017,4 2,94 6,61 445 181,7 1089,8 1,40 3,38 415 182 1089,8 2.57 6,‘25 435 164,4 1150 0,78 2,96 440 166,3 1163,8 2,21 5,87 430 152,5 1216 2,06 5,87 425 141,6 1275 1,84 5,52 ! 420 132,7 1329 1,84 5,52
Ю Гайарцтчме и приееедчиг-е'далые чазмеры нариаторее татизда
«Дтитровград?' ”аша_
Вертикальное исполнение Размеры, мм Горизонтальнее исполнение
Вариатор Е Г н L / dl м N Масса, кг
Х1В 223 138 130 Зое 195 290 53
Х1Г 428 297 500 J4 450 58
Х2В 1 '275 612 555 420 120 14 >9 260 370 100
Х2Г 437 о67 610 105
ХзВ 305 377 620 470 90 34 >80 410 120
хзг 500 412 680 620 1 >5
X1В Х1Г 335 584 670 732 476 7’5 780 НО 20 39 338 475 730 201 206
Цепные вариаторы
В качестве гибкой связи используют пластинчатую цепь, которая
входит в зацепление с конусами, имеющими радиальные канавки
(рис. 13.32 и 13 33).
Цепные вариаторы работают в масляной ванне.
По сравнению с ременными они имеют меньшие габариты, более
долговечны и надежны в работе, ио дороже.
Для постоянства натяжения цепи служат поджимные полозья с
наружной стороны. Пружинное поджатпе демпфирует колебания иепи
и уменьшает неравномерность хода, присущую всем цепным пе-
ред там.
В табл. 13.9 приведены технические данные вариаторов Киев
ского завода «Машпром», гаоаритные и присоединительные раз-
меры их по рис. 13.34 приведены в табл. 13.10. Для удобства компо-
новки привода с вариатором последние выпускают с различными
схемами сборок (рис. 13.35).
415
!l
Рис. 13.32. Цепной вариатор
Рис. 13.33. Цепной вариатор (без корпуса)
4.16
13.9. Технические характеристики цепных пластинчатых вариаторов Киевского механического завода
Вариатор Диапазон регу- лирования Д Частота вращений, об/мин Передаваемая мощность, кВт, при Крутящий момент на выходном валу, Н-мм, при Число оборотов регулировочного винта в преде- лах диапазона Вариатор Диапазон регу- лирования Д Частота вращения, об/мин Передаваемая мощность, кВт, при Крутящий момент на выходном валу, Н-мм, при Число оборотов регулировочного винта в преде- лах диапазона
на4 входе 1 * я й- выходного вала n2mln с Ё в* хеш^м n2min X св Е сч на входе 1 ч 1 1. Л С ВЫХОДНОГО вала "2 min "2 min X я Е 04 Й £ S С4 й “2та:<
ВЦ1 3 920 820 730 532 475 420 1,1 • 1,0 0,85 1,5 1,3 1,15 2 • 10» 0,9-104 8 ВЦ4 3 920 820 730 532 475 420 5,2 4,7 4,1 7,5 6,7 6,0 9,6. Ю4 4,6.104 12
4,5 920 820 730 434 390 344 0,9 0,8 0,7 1,4 1,25 1,1 0,7 - 104 9,6 4Л 920 820 730 434 390 344 4,3 3/3 3'1 7,4 6,65 5,9 3,7 • 104 1
6 820 730 335 300 0,7 0,6 1,25 1,1 0,6- 10* 11 6 820 730 335 300 3,3 3,0 6,6 5,9 3,2 • 104 16,8
ВЦ2 3 920 820 730 532 475 420 2,2 2,0 1,7 3,0 2,6 2,3 4-10» 1,8- 104 78 ВЦ5 3 920 820 730 532 475 420 9,9 8,8 7,8 11,2 11,8 10,5 18,1 • 1G4 8,1 104 14,5
4,5 920 820 730 431 390 344 1,8 1,6 1,4 2,8 2,5 2,2 1,4- 104 9,5 4,5 920 820 730 434 390 344 8,0 7,2 6,4 13,0 11,9 11.1 6,5.104 6,6 104 7,0. 104 18
6 820 730 335 300 1,4 1,2 2,5 2,2 1,2- 104 10 6 820 730 335 300 6,2 5,6 10,9 10,3 5,3- 101 5,6. 104 19,3
вцз 3 920 820 730 532 472 420 3,3 3,0 2,6 4,75 4,25 3,75 6,1 • 104 2,9. 104 10,2 ВЦ6 3 625 360 U,2 19 30- 104 18. 1G4 14,2
4,5 920 820 730 434 350 344 2,7 2,45 2,15 4,6 4,15 3,65 2,3 -104 12,3 4 625 312 9,5 19 14 104 17,3
6 820 730 335 300 2,1 1,9 4,1 3,7 2,0 Ю4 13,1 5,6 550 233 7,5 16,2 12- 104 19,8
Примечание. На выходе "атах = Д'’2т(л.
вцю1-оо вц 101-01 вц 101-аг вции-оз-
Рис. 13.35. Схемы сборок цепных пластинчатых вариаторов
13.10. Габаритные и присоединительные размеры в мм цепных пластинчатых
вариаторов. Обозначения см. на рис. 13.34
В ар на- тер L В Н а h ь ь. ь, 1 1. 1к С р S d т Мае- са. кг
ВЦ1 408 300 250 80 132 150 130 150 320 160 370 50 20 15 24 50 45
ВЦ2 530 370 313 95 150 185 165 240 480 240 530 70 23 28 60 76
ВЦЗ 670 470 353 125 170 235 190 250 620 310 670 80 25 1о 32 80 121
ВЦ4 816 516 420 150 200 258 238 290 760 380 816 122 30 25 38 216
ВЦ5 ВЦ6 940 1120 660 794 510 635 160 212,5 250 300 330 397 276 310 360 410 880 1050 440 525 940 1120 130 155 40 28 36 45 60 НО 140 352 670
Примечание. На вариаторах ВЦ1 грузовые винты не устанавливают.
418
Рис. 13.36. Габаритные и
присоединительные раз-
меры цепных вариаторов
с утроенной зубчатой
парой на входе
Технические данные вариаторов со встроенной зубчатой парой на
первом звене приведены в табл. 13.11, габаритные и присоединительные
размеры по рис. 13.36 — в табл. 13.12. Схемы сборок показаны на
рис. 13.37.
13.3. ФРИКЦИОННЫЕ ВАРИАТОРЫ
Фрикционные вариаторы с непосредственным касанием контакти-
рующих тел значительно компактнее вариаторов с гибкой связью;
их применяют при высоких угловых скоростях, они обладают большим
диапазоном оегулирования. Хорошая работа их в значительной мере
зависит от обеспечения необходимого взаимного положения контакти-
рующих тел, что налагает высокие требования на точность изготовле-
ния и монтажа.
14»
419
* £ 13.11. Технические характеристики цепных вариаторов со встроенной зубчатой передачей
Вариатор Диапазон регу- лировании Д Частота враще- ния, Об/МНН Передаваемая мощность, кВт. при Крутящий момент на Выходном валу, Н • мм, при Число оборотов рг г ул провочн ого винта а пределах диапазона Вариатор Диапазон регу- лирования Д Частота враще- ния, об/мин Передаваемая мощность, кВт, при Крутящий моме т на выходном валу, Н • мм, при Число оборотов регулировочного винта в пределах диапазона
я и si SEC на входе вариатора «1 выходно- | го вала zt2TTiin t Е Е ё' И я Е "2 min n2 max на входе приставка Л _ i на входе ] вариатора Hl выходно- го вала "2 min "2 min X 14 Е с Ё ё' X га Е С4 с
ВЦ! 3 1420 920 820 730 532 475 420 U 1,0 0,85 1,5 1,3 1,15 2 - 104 0,9.104 8 ВЦ4 3 920 1450 920 820 730 532 475 420 5,2 4,7 4,1 7,5 6,7 6,0 _ 9,6- I04 4,6 • Ю4 12
4,5 6 920 820 730 434 390 344 0,9 0,8 0,7 1,4 1,25 1,1 0,7- 10’ 9,6 4,5 920 820 7.30 434 390 344 4,3 3,8 3,4 7,4 6,65 5,9 3,7- 10» 14,4
820 730 335 300 0,7 0,6 1,25 1,1 0,6 104 И 6 820 730 335 300 3,3 3,0 6,6 5,9 3.2 • 104 16,8
ВЦ2 3 4,5 1440 920 820 730 532 475 420 2,2 2,0 1,7 3,0 2,6 2,3 4- 104 1,8- 104 7,8 ВЦ5 3 1450 920 820 730 532 475 420 9.9 8,8 7,8 13,2 11,8 10,5 18,1 -10* 8,1 • Ю4 14,5
920 820 730 434 390 344 1,8 1,6 1,4 2,8 3,5 2,2 1,4- 104 9,5 4,5 920 820 730 434 390 344 8,0 7,2 6,4 13,0 11,9 И,1 5,5- 104 6,6 101 7,0- 104 18
6 820 730 335 300 1,4 1,2 2,5 2,2 1,2- 104 10 6 820 730 335 300 6,2 5,6 10,9 10,3 5,3- Ю4 5,6 1G4 10,3
ВЦЗ 3 1440 920 820 730 532 475 420 3,3 3,0 2,6 4,75 4,25 3,75 6,1 • 104 2,9 • 10* 10,2 ВЦ6 3 1460 625 360 11,2 19
4,5 920 820 730 434 390 344 2,7 2,45 2,15 4,6 4,15 3,65 2,3 -104 12,3 4 312 9,5 19
6 820 730 335 300 2,1 1,9 4,1 3,7 2,0- Ю4 13,1 5,6 550 233 7,5 16,2
Примечание. На выходе Л2тах — An2min-
13.15?. Габаритные и приев еди. тльные размеры цепных вариаторов
с встроен noil зубчатой парой на входе
Обозначения см. на рис 13216
Ва- риа- тор L В, н а ft ъ Ь, |. 1 1, С р' S d т п I Масс-:, 1 кг
ВЦ1 408 348 250 80 132 150 150 320 160 370 50 20 15 24 50 20 36 55
ВЦ2 530 455 313 95 150 165 240 480 240 530 70 23 28 60 28 60 92
ВЦЗ 670 580 353 125 170 190 250 620 310 670 80 25 18 32 80 30 80 161
ВЦ4 816 636 420 150 200 238 290 760 380 816 122 39 25 38 38 261
ВЦЗ 940 717 510 180 250 276 360 880 440 940 130 28 45 НО 40 82 419
ВЦ6 1120 905 635 212.5 300 310 410 1050 525 1120 155 36 60 140 НО 810
Примечание. На вариаторах ВЦ1 грузовые винты не устанавливают.
Скольжение на площадке контакта
В нерегулируемых фрикционных передачах наблюдается неболь-
шое упругое скольжение, вызванное деформациями контактирующих
тел.
Для регулируемых фрикционных передач характерно геометри-
ческое скольжение, вызванное распределением скоростей на площадке
контакта.
Окружная скорость точек контакта ведущего конуса Вщ (рис. 13.38)
изменяется по прямой (ДД, а ведомого Вм — по 0»А2. По контактной
линии ad лишь в одной точке с скорости равны: vB,.t — иВм. Точку с
называют нескользящей точкой площадки контакта.
Скорость скольжения уск = vBw = vB„ имеет разные знаки в точ-
ках контактной линии, расположенных по разные стороны от несколь-
Рис. 13.38. Схема геометрического скольжении во фрикционных ва-
риаторах
421
зящей точки с; моменты сил трения на участках пл .адки контакта
также будут различны по направлению и величине. Момент 7И.>, пере-
даваемый вариатором, создается разностью моментов сил трения на
площадке контакта. В случае идеального холостого хода (М, = 0)
моменты сил трения должны быть равны по величине, но противопо-
ложны по знаку, что соответствует совпадению нескользящей точки с
с центром площадки контакта О.
Для обеспечения надежной работы вариатора необходимо соблю-
дение условия
(13.18)
здесь f — коэффициент трения, принимаемый при расчетах не зави-
симым от давления и скорости; Q — усилие нажатия (нормальное
усилие в месте контакта); ДС2 — радиус ведомого звена (расстояние
от оси вращения до центра площадки контакта, рис. 13.38).
Запас сцепления вариатора
о ^0,
(13.19)
Если нагрузка вариатора меняется или различен запас сцепления
р, то изменяется и положение нескользящей точки с.
Реальное передаточное отношение вариатора ip зависит от поло-
жения нескользящей точки с и определяется формулой
(13.20)
к Г1
Ro
Отличие io от i = ~ оценивается коэффициентом скольжения
но,
е = 1-~. (13.21)
'р
Данная на рис. 13.38, а схема геометрического скольжения приме-
нима и для фрикционных тел двоякой кривизны, в этом случае обра-
зующие конуса следует рассматривать как касательные, проведенные
через средние линии поясков контакта.
Если нагрузка вариатора меняется, а усилие нажатия постоянно,
то происходит изменение положения нескользящей точки на площадке
контакта и передаточное отношение вариаторов (при том же относи-
тельном положении ведущего и ведомого конусов) изменяется. Для
получения жесткой характеристики вариатора, т. е. независимости
передаточного отношения от нагрузки, необходимо иметь постоянный
запас сцепления р, что достигается регулированием усилия нажатия Q
в соответствии с изменением М2. Это одновременно приводит и к увели-
чению долговечности вариатора. Передаточное отношение вариатора мо-
жет измениться и в результате деформации валов и других деталей пере-
дачи при изменении нагрузки, что вызывает изменение в относительном
положении конусов. При проектировании во избежание этого явления
надо стремиться к увеличению жесткости деталей передач.
422
Рис. 13.39. Коэффициент скольжения е в зависимости от пере-
даточного отношения i. Схемы вариаторов:
/ торовый (ЦНИИТМАШ); 2 — шаровой (ЭНИМС); 3 — а раз-»
движными конусами; 4 — лобовой; 5 — конусный
Для линейного контакта коэффициент скольжения можно опреде-
лить по формуле [351
е=. +Р-Г1_Л-Ё1^\±Ч.
2РФ ± 1 L V sin “2/ 1 ’
(13.22)
здесь ф = у; I — длина образующей короткого конуса (т. е. такого,
у которого I наименьшее).
Правило знаков для формулы (13.22) следующее: «плюс» — при
ведущем длинном конусе, т. е. имеющем большую образующую; «ми-
нус» — при ведущем коротком конусе. Например, для схемы
рис. 13.38, а образующая ведущего конуса > /,, и в формуле (13.22)
следует брать знак «плюс»; но если вершина конуса 0г окажется между
точками О» и С (рис. 13.38, б), то для ведущего конуса при ROt > Ro.
имеем R < /2, следовательно, в формуле.(13.22) надо брать знак «минус».
Для вариаторов с промежуточными телами коэффициент скольже-
ния
где е, и е, — коэффициенты скольжения в парах «ведущий каток —
промежуточный» и «промежуточный каток — ведомый».
Геометрическое скольжение является важнейшим критерием кон-
струкции вариатора, оно в значительной мере определяет к. п. д. и
нагрев вариатора, передаваемую мощность, износ и долговечность
передачи; значения е для различных схем вариаторов приведены на
рве. 13.39.
423
Уменьшение скольжения достигается:
1) применением рациональной схемы вариатора,
2) уменьшением запаса сцепления р, который не следует для сило-
вых передач брать более 1,25—1,3;
3) применением конструкции с таким автоматическим нажатием,
чтобы при любом передаточном числе Р = 1,25 -ь 1,3;
4) уменьшением относительных размеров площадки контакта.
Вариаторы с первоначальным контактом в точке имеют, при про-
чих равных условиях, потери на трение на площадке контакта меньше,
чем вариаторы с первоначальным касанием по линии, что объясняется
меньшими относительными размерами площадки контакта. Однако
вариаторы с точечным касанием имеют менее жесткую характеристику.
Допускаемый коэффициент скольжения 1е| зависит от продолжи-
тельности работы вариатора на различных режимах, его срока службы,
материалов фрикционных тел, передаваемой мощности, условий смазки
и охлаждения и других причин и изменяется в значительных пределах.
Принимают для длительно работающих на одном режиме передач
при стальных телах качения без смазки [el = 1 -ь 1,5%; при тексто-
лите по стали или чугуну [el = 1,5 ч- 3%; при кратковременной
работе на одном режиме [е] = 7 ч- 10%; для передач, работающих
со смазкой, можно допускать [е] = 10 -ь 15% [351.
Расчет на прочность
В основу расчета на прочность положены нормальные напряжения
в месте контакта ок; для линейного контакта
(ojmax = 0,418]/^, (13 23)
’ Рпр
здесь
<2Р _ РЛ
9~Т: Рпр-р^^.’
Qp — расчетное нормальное усилие в месте контакта, Н; Ь — длина
линии контакта, мм.
Для вариаторов с первоначальным контактом в точке
(Ок)тах—т [/ - (13.24)
' "пр
Коэффициент т определяют в соответствии с формой контактирую-
щих тел.
По зависимости (13.23) для вариаторов с начальным линейным
контактом получаем формулу для проектировочного расчета
3? 0,444 ]/-? £прф sin 2ах (1 ± . (!3.25)
Г f Ч[Ок1* Р \ ICOSO.J ' '
Правило знаков; «плюс» — при внешнем касании, «минус» — при
внутреннем,
ч24
13-13. Значенье коафФици ) трения / для вариаторов [35]
Материал пары Условия работы Коэффициент > рения
Закаленная сталь по закаленной стали Закаленная сталь по закаленной стали или чугуну Текстолит по чугуну или стали В масае Без смазки То же 0,04—0.05 0,15—0,-D 0.2—0,25
В формуле (13.25) /?) — радиус ведущего фрикционного катка, мм;
р — запас сцепления для силовых передач; р = 1,25 -ь 1,3; / — коэф-
фициент трения (табл. 13.13); Мх — момент на ведущем валу вариатора,
Н -мм; Епр — приведенный модуль упругости; и — число параллель-
ных потоков передачи нагрузки вариатора; [о]к — допускаемое кон-
тактнее напряжение (табл. 13.14);
г 2£,Е2
ф = ---коэффициент, которым задаются в соответствии
е величиной е по формуле (13.22); i выбирают в зависимости от схемы
регулирования вариатора по заданному Д.
1X14. Допускаемые контактные напряжения для вариаторов [35]
Материал пары Условия работы Ик. И ми3
Зжаленная сталь по закаленной стали НВ 350 Сталь по сталии НВ 350 Чугун по чугуну Текстолит по стали или чугуну В масле То же » Без смазки 2.6 НВ 2,3—2,6 НВ 1»5 Орц 50—70
Еста в вариаторе принятой схемы Rx = var, то расчет по формуле
(13.25) ведут для и в этом случае i — iinax.
1 Если У?! = const, то опасный случай для расчета, когда Л4Х = Л41П1ах,
т. е. при i = imln.
Определив по формуле (13.25), находят остальные размеры по
значению Д и принятому коэффициенту ф.
Приведенные в табл. 13.14 допускаемые напряжения даны для
107 циклов нагружения при постоянной работе.
При переменном режиме [сг|к следует умножить на коэффициент
•“'И Лф,’
где Л/цЭ — эквивалентное число циклов, определяемое по формуле
(3.57).
425
Нажимные устройства
Наиболее распространены такие способы нажатия: постоянное
усилие пружинами; автоматическое нажатие силами, всзникающими
в передающих механизмах, или специальными нажимными устройст-
вами.
Автоматическое нажатие с усилием, пропорциональным нагрузке
вариатора, позволяет иметь неизменный запас сцепления, постоянное
передаточное отношение при данном режиме, большую долговечность
и высокий к. п. д.
На рис. 13.40 показано шариковое автоматическое нажимное
устройство. Два или три шарика расположены в клиновых канавках,
составляющих угол у с плоскостью диска. Под действием момента М
на радиусе центров шариков /?|Ц создается осевое усилие
М
~ Rm tg? '
Усилие нажатия
(13.26)
sin а
(13.27)
где а — угол между образующей конуса диска и осью вала; однако
(13.28)
₽ М
“ / ‘ "«д'
Решая совместно
Рис. 13.40. Схема шари-
кового нажимного устрой-
ства
уравнения (13.26), 13.27) и (13.28), получаем
(13’29)
Р*\щ 8Ш (Л
Для вариаторов с Дд — const и =
— const или с Мг = const и с неизменным
радиусом ведомого диска угол у постоянен.
Для вариаторов с /?д const выполняют
шариковое нажимное устройство с перемен-
ным углом клиновой канавки или распола-
гают канавки по спирали (Яш const).
Для создания предварительного прижатая
во избежание пробуксовки на холостом ходу
шариковое нажимное устройство должно
иметь пружину.
Винтовое нажимное устройство (рис. 13.41)
при среднем радиусе резьбы гср и угле подъема
винтовой линии X создает осевое усилие
. (13.30)
Гср tg (Л ± р) ' '
при увеличении М — знак «+». при уменьше-
нии — знак «—» при установившемся режиме
426
Ф4
A = —4т* Винтовое 1ажимцсе устройство
Гс.р *S X
конструктивно проще шарикового, но вслед-
ствие большого трения менее чувствительно
к изменению нагрузки и больше изнашивается.
+
Лобовые вариаторы
Рис. 13.41. Схема вин-
тового нажимного
устройства
Из всех типов фрикционных бесступенчатых
передач с твердыми телами касания лобовые
вариаторы конструктивно наиболее просты.
На основании формулы (13.22) геометриче-
ское скольжение
+ Р .
± 1 ’
(13.31)
здесь знак «+» — для ведущего колеса (рис. 13.42, а), знак «—» —
I
для ведущего диска (рис. 13.42, б); Ф = у — гДе °я— радиус
диска; при Ra min скольжение максимальное (см. также рис. 13.39).
Основной недостаток лобовых вариаторов — большое скольжение,
шетому в силовых передачах диапазон регулирования их приходится
ограничивать Д <3 -г 4.
Приведем следующий пример. Диаметр ведущего колеса -
= 100 мм; b — 20 мм и конструктивно допустимый наибольший
диаметр диска О2тах = 1000 мм (по рис. 13.42, а).
Пусть р = 1,25. Так как Dimin = О2твх/Д, то по формуле (13.31)
получаем максимальный коэффициент скольжения;
Д ....2 3 4 5 6 7 8
ет0Х, % ... 7,0 10,3 13,5 16,6 19,7 22,7 25,6
При контакте на малых диаметрах диска (при большом Д) сколь-
жение недопустимо велико.
При ведущем колесе (по рис. 13.42, а) его радиус
= 0,444Д-, (13.32)
' • I 'к min
Я
где t|) = --у* 1- выбирают в зависимости от принятой величины в.
Рис. 13 42. Схемы лобовых вариаторов:
а — с ведущий колееом; б — с ведущим днекокг, е — сдвоенный
При ведущем диске (рис. 13.42, 6) для случая л = const радиус
ведомого колеса
3 /”в гн5
₽2 = 0,444 |7 I • g Е 1ф /max ip ; (13.33)
здесь гр = -
Определив R, или остальные размеры находят по значениям
Д и гр.
При проектном расчете принимают: для передач с регулируемым
нажатием 0 1,3 при етах = 5 = 10%; гр = 18 = 10 соответственно.
Для передач, работающих с постоянной мощностью N2 — const,
ведущим выполняют цилиндрическое колесо, при постоянном моменте
М, = const ведущим выполняют диск. Лобовые вариаторы допус-
кают простое реверсирование передачи.
Простейшая конструкция лобовой передачи применена в приводе
к приемной корзине изолировочных машин силового кабеля (рис. 13.43).
Кабель укладывается в корзину 1 по спирали, и поэтому при посто-
янной производительности машины угловая скорость корзины должна
плавно регулироваться. Ведущее колесо 2 вариатора перемещается
относительно ведомого диска 4 винтом 3, последний имеет индиви-
дуальный электропривод. Значительная изгибающая нагрузка на
Рис. 13.43. Привод к приемной корзине изолировочной
машины для силового кабеля с лобовой передачей
428
Рис. 13.44. Лобовой вариатор усовершенствованной конструкции с шариковым
\ нажимным устройством на ведомом валу
ведущий вал при вынужденно большом расстоянии между его опорами
является существенным недостатком подобных конструкций.
Жесткость конструкции имеет первостепенное значение, так как
с ней связано распределение напряжений в зоне контакта фрикцион-
ных тел.
Более совершенная конструкция лобового вариатора представлена
на рис. 13.44. К достоинствам ее следует отнести разгрузку валов от
изгибающих моментов, двухпоточное распределение мощности, регу-
лирование усилия нажатия, уменьшенное скольжение.
Коэффициент скольжения ес для обычной сдвоенной лобовой пере-
дачи (рис. 13.42, в) в крайнем положении (i = i!naJ определяем, пре-
небрегая единицей в знаменателе формулы (13.31) и принимая [3 = 1:
е£ = + ь’я=-------F 4- 01
''дпнх
429
Рис. 13.45. Схема лобового вариатора усовер-
шенствованной конструкции:
а — при I— 1; б — при i — lmax
где /?д — , ,иус ведущего
и ведомого дисков (размеры
дисков одинаковые).
Для усовершенствован-
ной конструкции лобового
вариатора (см. рис. 13.44)
при тех же упрощениях
ес = С) С-2 =
= ‘ (O-D-
'дтпах
Как видно, её < ес, и
суммарное скольжение не
зависит от угла а.
Когда ось вращения
промежуточного ролика пе-
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
I
ресекает ось вращения
диска в его центре, то скольжение отсутствует (рис. 13.45, а).
Если принять симметричное регулирование, то целесообразно, чтобы
при i = 1
ср
Яд max “Ь *д mln
2
Для проектного прочностного расчета (при симметричном регу*
лировании, рис. 13.45, б)
Ramin Ss 0,4441/ sin* * * * * * * 8 g eos а;
(13.34)
здесь, как и ранее,
Обычно принимают а — 30 4- 45°; при малых а возрастают ради-
альные габариты вариатора, выбор больших а приводит к значитель-
ному увеличению расстояния между дисками.
Промежуточный ролик имеет постоянный поясок контакта и удвоен-
ное число циклов нагружения. Рекомендуются сочетания материалов:
сталь ШХ15 (ролик) и сталь 45 (диск) со смазкой или сталь — тексто-
лит без смазки.
В конструкции на рис. 13.44 применено шариковое нажимное
устройство, установленное на ведомом валу вариатора; подобный
вариатор целесообразно эксплуатировать при /И2 = const. Вариаторы
такой конструкции рассчитаны на диапазоны регулирования Д 10
при пг = 1400 об/мин и /V ~ 13 кВт при максимальной частоте вра-
щения ведомого вала; регулирование несимметричное: = 0,5 и
flmax — 5,
430
На рис. 13.46 нзс ржеч
вариатор аналогичной кон-
струкции, но с винтовым на-
жимным устройством на ведо-
мом валу.
Конусные вариаторы
Типичная конструкция ко-
нусного вариатора показана
на рис. 13.47.
Ведущий конус располо-
жен непосредственно на валу
фланцевого электродвигателя.
Последний крепится к кор-
пусу вариатора винтовым
регулировочным механизмом,
управляемым штурвалом.
Зубчатая передача от винта
осуществляет привод на ука-
затель скорости ведомого вала Рис ,3 46 Лобоной варнатор усовершеяство.
вариатора. ванной конструкции с винтовым нажимным
Коэффициент скольжения устройством на ведомом валу
е зависит от углов конусов
оц и а.г (рис. 13.48). На рис. 13.49 даны значения е в крайних по-
ложениях. Скольжение определялось в функции а, при различных
значениях А = а2 — ах.
При i — imas коэффициент скольжения с увеличением а2 интен-
сивно возрастает (кривые ар, Ьр и ср), в то время как при работе на уско-
рение (t = увеличение е незначительно (кривые ау, q,„ с,,). Оце-
нивая скольжение по средней величине (кривые аср, Ьср, сср), можно
заключить, что для уменьшения е целесообразно принимать большие
значения А.
Выбор меньших значений а2 иаг позволил бы уменьшить е, но при
этом увеличиваются осевые габариты передачи, так как высота веду-
щего конуса (см. рис. 13.48)
h[ = R i max ctg а = 7?1 п, |ПД ctg Ох.
Углы ах и а2 влияют также на ограничение irain вариатора вслед-
ствие возможного касания ведущего конуса с ведомой чашкой в диа-
метрально противоположной точке М.
Согласно рис. 13.48, б имеем
Ri шах = (Да 4-f/max) “““j (13 35)
(Ra 4"Ута- ) ctg <Xg = (7?2 Утах) tg ф, (13.30)
здесь Ф = 90“ — (2а£ — 0Са).
431
Рис. 13.47. Конусный вариатор «Вебо»
Рис. 13.48. Схема конусного вариатора
«Вебо»:
Рис. 13.49. Зависимость коэффи-
циента скольжения е от ос, н А —
— ос, — к, для вариаторов «Вебом
Ор. йр. ср ПРН ‘max (редуцирований:
лу. Ьу. су при imin (ускорение}; о^,
ьср. сср ~ среднее значение коэффи-
циента скольжения
а — произвольное положение: б — а положе-
нии i= <mln
432
Совместное рсшень Уравнений (13.35) и (13.36) приводит к выраже-
нию
При небольших значениях cct и малой разности Л значение imin > 1
и работа вариатора на ускорение практически неосуществима; уве-
личение ct, позволяет значительно расширить диапазон регулирования
в области i < 1.
Таким образом, соответствующий выбор аг и а, позволяет проекти-
ровать передачу для конкретных условий, например с минимальным
скольжением, малыми габаритами или с расширенным диапазоном
регулирования. ч
В вариаторах «Вебо» аг = 80 4- 85°, а, = 85 4- 90°, при этом
imin ~0,6 4- 0,8; ИЗ условии допустимого скольжения /щах =1,5-5-
-=- 2,0, тогда Д = 2 4 3,5.
Ведущий конус вариатора стальной или чугунный; ведомая
чашка — со сменным текстолитовым кольцом; передача работает без
смазки.
Преобразовывая выражение (13.25), получаем следующую зависи-
мость для проектного расчета;
/?г 3=0,444
3 Г В с /
V f ' [от"Р^тзх Sin а2 <COS а.
(13.38)
Основные размеры вариатора определяют в такой последователь-
ности: 1) выбирают углы конусов а, и а»; 2) находят /?., по формуле
(13.38) при ф = 10 -ь 20; 3) определив 7?lraax, делают первую
эскизную компоновку фрикционных тел вариатора. Построение целе-
сообразно выполнить в положении при е = 0, т. е. когда вершины
конусов совпадают; 4) находят imin по формуле (13.37) и е в крайних
точках при imax, (’min по формуле (13.22); 5) в заключение проверяют
эскизную компоновку и значения imin и е и вносят необходимые кор-
рективы в принятые ранее (хп аг и ф.
Усилие нажатия при Л12 = const постоянно, в этом случае при
подпружиненной ведомой чашке целесообразно принимать а„ = 90J
и брать пружину малой жесткости.
При =» const усилие нажатия Q меняется, и переменное усилие
пружины
г ~ Р
fwaa-i R2 '
Горизонтальное перемещение х ведомой чашки (рис. 13.48):
(13 39)
433
/Кесткость пружины
т — т
__ max nun
Используя выражение тля Т и х, получаем
£
/ ' R 'i
'max 'min
COSCt2
/ sin a.,
Vmaxsinal~
Если привод работает с изменением как М2, так и N2, то целесо-
образно применить косозубую передачу между валами вариатора
(см. рис. 13.47) для обеспечения прижатия соответственно передавае-
мой нагрузке. Угол наклона зуба рш шестерни диаметра определится
из выражения
[ст R =_________с____
° Km f sin
О*’
(13.40)
Первый вал вариатора выполняют в такой конструкции плавающим.
Ширину шестерни Ьш при а2 < 90° следует выбирать с учетом наиболь-
шего горизонтального перемещения хтах. Пружина с малой жестко-
стью обязательна во избежание пробуксовки на холостом ходу. Однако
так как рш ограничивается значениями 8 — 15°, то по формуле (13.40)
получаем у 0, что часто приводит к неудачным конструктив-
ным решениям. В таких случаях применяют комбинированный нажим
косозубой парой и пру-
жиной.
Конусный вариатор
с параллельными вала-
ми, представленный на
рис. 13.50, выполняют
обычно в комбинации
с зубчатой передачей;
вал вариатора с кони-
ческой чашкой и шестер-
ней может свободно по-
ворачиваться около оси
зубчатого колеса в пре-
делах необходимого угла
(рис. 13.51). Регулиро-
вание осуществляется
перемещением ведущего
конуса вариатора вдоль
его оси, одновременно
поворачивается вал с ве-
домым конусом. Осевое
Рне. 13.50. Конусный вариатор с параллельными
валами
перемещение конуса осу-
ществляют или совмест-
434
Рнс. 13.51. Схема конусного вариатора с пареллельиыми
налами
но с электродвигателем, расположенным на салазках, или вдоль
вала двигателя на скользящей втулке (рис. 13.52).
В передаче с параллельными валами (аг = а2 = а) вариатор пони-
жает угловую скорость; по формуле (13.37) tmin = 1; практически
принимаю^ traln =1,5-г- 1,25, У?2 находят по формуле (13.38).
Выбор малых углов нецелесообразен, так как при этом увели-
чиваются осевые и радиальные габариты передачи. При боль-
р
ших а уменьшается д и возрастает скольжение; обычно
принимают а — 50 ч- 60°; 1тах = 2,5 -4- 4, и тогда Д ~ 2 ч- 3.
Так как в рассматриваемых вариаторах скольжение больше, чем
в передачах «Вебо», то приходится при-
нимать
а.; Ъ
т b sin а
25-4-40.
Последовательность расчета анало-
гична рассмотренной выше.
Нажатие в вариаторе осуществляет-
ся реактивным моментом зубчатого за-
цеиления и, следовательно, зависит от
внешней нагрузки.
Рассматривая равновесие качающего-
ся рычага, получаем (см. рис. 13.51)
1+^sinS
Q =--------t-Pur
cos a cos о ш
Так как Рт = Р^-, то запас сцеп-
дания
Рис. 13.52. Ведущий конус ва-
риатора на скользящей втулке
(13.41)
435
Согласно рис. 13.51
— [Лш+(Да — ^i) 1
" 2АШ ((?,-(?,)
(13.42)
Запас сцепления непостоянный — наименьший при б <; 0 (sin 6 =
--= — С достаточной точностью можно вести расчет р при б = 0.
Так как при б 2> 0 (область малых train — см. рис. 13.51) увеличение
Р идет интенсивнее, чем при б <; 0, то целесообразно принять
Л^А^ + Rl
(13.43)
где
i* = (0,7 ч-0,9) )Лтах1т1п.
Расчет параметров зубчатого зацепления и механизма нажатия
следует выполнять в таком порядке: выбор ^ = 2,5-5-3 согласно
формуле (13.41) исходя из значений р, f и а при б = 0; выбор ширины
зубчатых колес исходя из прочностного расчета зацепления (гл. 3); опре-
деление А по формуле (13.43); проверка запаса сцепления Р по фор-
мулам (13.41) и (13.42) в крайних положениях и pmtn пр.! 6 =
— arcsin(—
Конические планетарно-фрикционные вариаторы выпускает завод
«Днмитровградхиммаш». Принципиальная схема вариатора приведена
на рис. 13.53.
Ведущий конус 3 находится в контакте с сателлитами 4 сложной
конической фермы, которые смонтированы в сепараторе 5. Сателлиты
расположены таким образем, что одна из образующих конуса парал-
лельна оси вариатора. По этой образующей сателлиты обкатываются
внутри невращающейся цилиндрической обоймы 2, которая в процессе
регулирования скорости перемещается вдоль оси вариатора.
Сателлиты находятся также в контакте с торцовой шайбой 6 вы-
ходного вала и дополнительной осевой опорой /, смонтированной на
подшипнике. При осевом перемещении обоймы 2 изменяется один
Рис. 13.53. Принципиальная схема плане-
тарно-фрикционного вариатора
из раоочих радиусов сател
лита, благодяря чему изме-
няется передаточное число.
Нажатие пружинное, прило-
женное к ведущему конусу 3.
Все основные детали ва-
риаторов, несущие контакт-
ные нагрузки, изготовлены
из стали ШХ15 и закалены
до твердости HRC 58—62.
Рабочие поверхности этих
деталей шлифованные.
436
Технические ха ргеристмкн плапетарпо-фрикцпониых вариаторов
приведены в табл. 13.15.
13.15. Технические характеристики плапетагшо’фрнкционных
вариаторов «Дивпгтровградхиммаш»
Типоразмер вариатора Мощность элек- тродвигателя , кВт Пределы частоты вращения. об/мин Предельный крутя- щий момент *. Н-мм Предельная кон- сольная нагруз- ка. Н
На выходном валу * *
МВ-8 0,4 0,6 40—420 0,75 • 10» 1 10» 750
МБР 1-8 7—75 4. 10» 5.5 10» 2 500
МВР2-8 1,2—13 22 • 10» 30 10» 5 000
МВ-Ю 0,8 и 30—400 1.7 • 10» 2.3 • 10» 1000
МВР1-10. t 5,5—68 9.5 - 10» 13-10» 5000
МВР2-10 1—12 53 10» 70 - 10» 10 000
• Величина постоянная, ие зависит от частоты вращения.
** Осевая нагрузка на выходном валу не допускается.
Как следует из приведенной технической характеристики, вариа-
тор работает с постоянным нагрузочным моментом на ведомом валу
и переменной мощностью. Передаваемая вариатором мощность опре-
деляется по наибольшей угловой скорости ведомого вала.
Вариаторы выпускают с электродвигателями типа АОЛ-2 в испол-
нении М300 (фланцевые) с синхронной частотой вращения 1500 об, мин
или с взрывобезопасными двигателями типа В АО также фланцевого
исполнения и с той же частотой вращения.
• Вариаторы горизонтального исполнения выпускают с креплением
к фундаменту на лапах — исполнений Щ, вертикального исполнения —
исполнение В, с креплением на фланце.
Диапазон регулирования Д ~ 11 -е 13. Снижение частоты враще-
ния выходного вала до 5,5—75 об/мин достигается использованием
на выходе вариатора одноступенчатого планетарного зубчатого редук-
тора (Pl — в обозначении типоразмера вариатора). Частота вращения
в интервале от 1 до 13 об/мин обеспечивается применением двухсту-
пенчатого планетарного редуктора (Р.2).
В табл. 13.16 и 13.17 приведены габаритные и присоедини-
тельные размеры вариаторов с одноступенчатым планетарным ре-
дуктором.
437
13.16. Габаритные и присоединительные размеры
1 оризонтальных планетарно-фрикционных вариаторов
Типоразмер
вариатора
inmod-,
А,
22
140
240
130
242
13
210
300
175
240
280
355
44
59
50
60
Масса (без
электродвига-
теля), кг
Размеры, мм
МВ-8Щ
МВР1-8Щ
МВР2-8Щ
МВ-10Щ
МВР1-10Щ
МВР2-10Щ
270
285
205
175
215
310
350
155
106
54
106
180
440
314
395
515
296
32
25
50
18
67
62
87
105
Примечание. Размеры £я, Bs относятся к электродвигателям: для АОЛ-2, они
равны 240 и 107 мм (А = 0,4 кВт); 255 и 146 мм (0,6 кВт); 280 и 146 мм (0,8 кВт);
280 и 150 мм (1,1 кВт). Для электродвигателей типа ВАО: 270 и 155 мм (0,4 кВт); 290 и
163 мм (0.6 кВт); 305 и 163 мм (0.8 кВт}; 3l35 и 25.0 мм (1,1 кВт).
В процессе работы детали обильно смазывают жидкой смазкой,
заливаемой в корпус вариатора.
Торовые вариаторы
Торовые вариаторы имеют наилучшие показатели по геометриче-
скому скольжению.
Передаточное отношение изменяют поворотом промежуточного
ролика (рис. 13.54) относительно ведущей и ведомой тороидальных
соосных чашек.
Вращающий момент с ведущего вала (рис. 13.55) передается на
тороидальную чашку через шариковое нажимное устройство, взаимо-
заменяемым выполнен подобный узел и ведомого вала. Ставят два
промежуточных ролика со сменным текстолитовым кольцом, этим до-
стигается разгрузка валов от изгибающих моментов. Поворот осей
двух промежуточных роликов осуществляется одновременно рычаж-
ным механизмом (поворотной рамкой) с приводом от маховика.
438
1X17. Габаритные и соедцшг ечьные размеры вертикальных планетарно-
Лри хионных варка гом*
Размеры, мм
Примечание. Размер La электродвигателя см. табл. 13.16.
Поворотная рамка выполнена плавающей так, чтобы ролики могли
самоустанавливаться относительно тороидальных чашек, обеспе-
чивая тем самым равномерность распределения усилий и износа
роликов.
При проектировании необходимо выполнять конструкцию макси-
мально жесткой, чтобы деформации деталей не вызывали существен
ного нарушения контакта между фрикционными телами и изменения
передаточного отношения. Весьма важна и хорошая работа } плотне-
ний подшипниковых узлов, чтобы избежать попадания смазкн между
фрикционными телами.
На •эти требования при конструировании должно быть обращено
серьезное внимание.
Недостаток торовых вариаторов
ловливающая высокие требования к
Неженский механический завод
стальными фрикционными телами
(работающими со смазкой), рас-
считанный на передачу мощности
N = 10 кВт при длительной работе.
Частота вращения ведущего вала
пг = 970 об/мин, ведомого в пре-
делах ОТ Папйп — 345 об/мин до
Игт.п = 2720 об/мин.
Регулирование симметричное;
к. п. д. вариатора т] = 0,95. Габа-
ритные и присоединительные раз-
меры см. рис. 13.56.
— сложность конструкции, об} с-
точности изготовления и монтажа,
выпускает торовый вариатор со
Рис. 13.54. Схема торовогр вариа-
тора
439
440
Рис. 13.55. Торовый вариатор
Рис. 13 56. габаритные и присоединительные размеры торового вариатора Не-
жинского механического завода
Передаточное отношение торового вариатора
. _ Я — J? cos (6+6)
1 Н — К cos (6—6)
(обозначения см. на рис. 13.54).
Скольжение определяют по формуле (13.22), причем
= 6 — S; а2 = 90° — 6.
(13.44)
Согласно рис. 13.37 наибольшее скольжение в торовом вариаторе
наблюдается в крайних положениях и при i = 1, в этих точках и тре-
буется проверять величину ес. В целях получения меньшего сколь-
жения и постоянства р соотношения между размерами вариатора сле-
дует принимать
с1 = р^=1,25; с2 = ~~ Аа0,85 -г-0,97; Сз = _*_^0,1;
cos 0 = = (о,85 +- 0,97) 7?max 11,25 - ДА.
п \ v Д!
Преобразование формулы (13.25) приводит к следующей расчетной
зависимости:
оз-«)
Нажатие в торовых вариаторах осуществляется шариковым уст-
ройством.
Усилие нажатия (см. рис. 13.54)
Л-езто,;
441
Шариковое нажимное устройство с у = const Г?ш = const не
обеспечивает постоянного запаса сцепления |3, поэто,../ расчет следует
вести при минимальном р, ему соответствует
По значению Д рассчитывают нажимное устройство и затем опре-
деляют р при любом положении вариатора:
Р F Н R COS Tfc б) /юл
P=^tgY-sm(9±6j; <13-46)
знак «плюс» — при работе на ускорение, знак «минус» — при работе
на замедление [351.
При необходимости проверить контактные напряжения в разных
положениях вариатора полученные значения р подставляют в формулу
(13.45), которую решают относительно пк при текущем значении R±.
§ «3.4. ПОДБОР ВАРИАТОРА
В задания на курсовое проектирование не следует, как правило,
включать разработку вариаторов — целесообразно подбирать готовый
вариатор из числа выпускаемых промышленностью.
Подбор вариатора следует выполнять на самой первой стадии про-
ектирования привода одновременно с подбором электродвигателя.
Выбор вариатора с определенной технической характеристикой, так же
как и выбор электродвигателя, определяет кинематическую схему
всего привода. При подборе руководствуются основными показате-
лями вариатора — нагрузочной способностью, диапазоном регулиро-
вания, угловой скоростью ведущего вала вариатора.
Рекомендуется располагать вариатор в общей схеме привода там,
гте угловая скорость наибольшая, а момент — наименьший.
Фрикционные вариаторы позволяют использовать их на первом
звене привода, сразу за электродвигателем.
Вариаторы клиноременные и с широким клиновым ремнем также
могут применяться в качестве первого звена привода.
Для цепных вариаторов частота вращения ведущего вала ограни-
чивается, однако использование таких вариаторов со встроенной
зубчатой передачей позволяет применять их непосредственно за
электродвигателем.
Ременио-колодочные вариаторы следует располагать после по-
нижающей передачи от вала электродвигателя, как правило, ре-
менной.
Нагрузочная способность вариатора характеризуется передава-
емой мощностью, угловой скоростью ведущего вала и диапазоном регу-
лирования. Первые два параметра определяют допускаемый момент
на ведущем валу вариатора, третий позволяет найти допускаемый
момент на ведомом валу. Если вариатор используется с угловой ско-
ростью ведущего вала меньшей, чем указано в его паспорте, необхо-
442
диыо, чтобы передавайся мощность в этом случае была соответственно
меньше, чем по пась гным данным.
Увеличение со, по сравнению с паспортным значением и соответ-
ственно увеличение /V, допустимо не всегда, так как долговечность
работы, тепловыделение и другие показатели зависят от ско-
рости.
Диапазон регулирования Охарактеризует кинематические возмож-
ности вариатора. Расчетный Лапазон регулирования не должен пре-
вышать паспортного значения. Допускается использование вариатора
с меньшим, чем по паспорту, диапазоном.
Однако с экономической точки зрения такое решение не всегда
оправдывается.
Общая компоновка всего привода с вариатором дает дополнитель-
ную информацию для рационального выбора вариатора.
Окончательным критерием оптимальности выбора вариаторов слу-
жит технико-экономический расчет.
Пример. Привод должен обеспечить частоту вращения рабочей машины в ин-
тервале от nplTlax = 300 об/мин до npmin = 60 об/мин.
Передаваемая мощность постоянна: Л/р = 0,6 кВт.
Решение.
п П1ах 300
1. Расчетный диапазон регулирования Д — ——- = -=- =5. Такой диапазон
» np min 60
регулирования обеспечивают отечественные вариаторы: ременно-колодочные, цеп-
ные, планетарно-фрикционные и торовые.
2. По техническим характеристикам применение торового вариатора для задан-
ной малой мощности нецелесообразно.
3. Из планетарно-фрикционных варлаторов, приведенных в табл. 13.15, сле-
дует проверить те, для которых предельный момент на ведомом валу соответствует
3,14-60'
требуемому, достигающему наибольшего значения при e>tnin = а а— ~™— =
□и ои
= 6,28 рад/с:
W 0 6 • 103
Л4тре6 =——— = ’° ' = 95,5 Н - м=9,55 -10* Н мм.
Р “mln 6«28
ТакойАюмент допустим для вариатора МВР1-10 при N = 0,8 кВт.
4. Из ременно-колодочных вариаторов (табл. 13.7) подходит по нагрузочной
способности ХЗ (В или Г), но в этом случае соединение с налом электродвигателя,
имеющим п9 = 1000 об/мин, необходимо выполнить посредством ременной передачи
с (передаточным числом i = — = = 2,25.
Средняя частота вращения ведомого вала вариатора
"в.ср = ]/«вmaximin = ]/Ю89- 181.7 = 455 об/МИИ (при 1В = 1).
Средняя частота вращения рабочей машины
Яр ср = ]/пр тах«р т in = I7 300 ‘ 60 = 134 об/мии.
Передаточное число редуктора от вариатора к валу рабочей машины
=пвср 455
Ир ср - 134-3’3-
443
5. Из цепных вариаторов (табл. 13.9) подходит по на" "точной способности
Пв.ср 820
Bill с Л — 6 и Пв.сп = 820 об/мин. Передаточное число « = -----= 6,1
н Пр. Ср
и максимальный момент на выходном валу вариатора
М 9,55 • 10*
М.2тах=-^ = <ГГп^=1'65 104 Н’мм’
zmax (1] 6,1-0,95
что меньше допускаемого I .VI тах| =2-10’ Н • мм.
Так как электродвигатели единой серии с п, = 750 об/мин малой мощности не
выпускаются, то приходится ориентироваться на электродвигатель с п, = 1000 об/мин
и ременной передачей или на электродвигатель типа АОС с п3 = 860 об/мин. В по-
следнем случае вариатор остается тот ясе, несколько увеличивается передаточное
число редуктора.
6. Из цепных пластинчатых вариаторов с зубчатой парой (табл. 13.10) под-
ходит ВЦ1. Дополнительного привода от электродвигателя к вариатор}' не требу-
ется, передаточное число редуктора i = 6,1.
7. Наибольшие габариты имеет привод с вариатором ХЗ, затем ВЦ1 и наимень-
шие — ВЦ1 с встроенной зубчатой парой. На этом варианте и следует остановиться.
Наиболее компактен планетарно-фрикционный вариатор, но он значительно дороже.
Глиоа 14
МУФТЫ
§ 14.1. ВЫБОР ТИПА МУФТ
При монтаже приводных установок следует строго
соблюдать соосность соединяемых валов; если в процессе эксплуата-
ции она не нарушается, то валы можно соединять жесткими муфтами.
Однако в реальных условиях не всегда удается обеспечить соос-
ность: под действием тепловых и силовых факторов возникают опреде-
ленные деформации, приводящие к смещениям валов — осевому
радиальному и углевому (рис. 14.1).
Для устранения вредных последствий таких смещений выбирают
жесткие компенсирующие муфты.
Для защиты узлов передач от ударных нагрузок в кинематической
схеме привода предусматривают упругие муфты.
Опасные перегрузки могут быть ослаблены или устранены вве-
дением в привод предохранительных муфт.
Частые пуски и остановки машин без выключения двигателя осу-
ществляют с помощью сцепных муфт.
Здесь приведены данные для выбора и расчета наиболее распро-
страненных конструкций муфт указанных типов, применяемых в при-
водах общего назначения.
При проектировании механических приводных устройств редко
возникает необходимость разрабатывать конструкции муфт того или
иного типа, так как их параметры определены нормалями и стандар-
тами. Задача в большинстве случаев практически сводится к подбору
муфты в соответствии с техническими требованиями и проверочному
расчету некоторых ее элементов.
Основным показателем при выборе муфты служит номинальный
диаметр соединяемых валов, а при проверке ее — расчетный вращаю-
щий момейт, частота вращения и условия эксплуатации.
В общем случае расчетный момент Л4р вычисляют с учетом влия-
ния инерционных масс по зависимости
А1Р = Л1В™^,
где Л, — моменты инерции вращающихся масс ведущего и ведомых
валов с насаженными на них деталями, приведенные к оси того вала,
445
Рнс. 14.1. Смещения осей валов:
а — угловое; б — радиальное
на кс ый устанавли-
вается муфта; Л4нам —
номинальный вращаю-
щий момент.
При проектировании
механических передач к
объектам, обычно вклю-
чаемым в курсовые за-
дания, можно пользо-
ваться упрощенной за-
висимостью
ЛГР = *РМНОВ, (14.1)
где kp — расчетный коэффициент, учитывающий условия эксплуата-
ции; средние значения kp приведены в табл. 14.1.
14.1. Значения коэффициента режима kp (при передаче от электродвигателя)
Тип машины %
Транспортеры ленточные Транспортеры цепные, винтовые, скребковые Воздуходувки и вентиляторы Насосы центробежные Насосы и компрессоры поршневые Станки металлорежущие с непрерывным движением Станки металлорежущие с возвратно-поступательным движением Станки деревообделочные Мельницы шаровые, дробилки, молоты, ножницы Краны подъемные, элеваторы 1,25-1,50 1,50—2,0 1,25—1,50 1,50—2,0 2.0—3,0 1,25—1,50 1,50—2,50 1,50—2.0 2,0—3,0 3,0—4,0
При передаче от паровой турбины к генератору, центробежным насосам или воздуходув-
кам == 1,24-1.50; при передаче от поршневых двигателей к поршневым машинам (компрее-
горакц насосам) /гр — 4 4- 5; к центробежным насосам == 3 4~ 4; к генераторам — 1,5 4“ 2-
§ 14.2. ЖЕСТКИЕ МУФТЫ
Для постоянного соединения валов в стабильную приводную
линию служат жесткие муфты втулочные, фланцевые и продольно-
свертные.
Втулочные муфты имеют три модификации в зависимости от спо-
соба соединения их с валами: штифтовые, шпоночные и шлицевые
(рис. 14.2). Размеры их регламентированы машиностроительными
нормалями МН 1067—60, 1068—60 и 1069—60; при диаметре вала от
20 до 100 мм примерное соотношение размеров таково:
наружный диаметр
(1,54-1,6) d;
общая длина
44S
Рис. 14.2. Муфты втулочные:
а — со штифтами; б — на шпонках; в — шлицевые
В)
Материал муфт — сталь той же марки, что и для валов; штифты
из стали Стб, стали 45. Рассчитывать элементы муфт на прочность
практически не требуется, так как их размеры назначены в нормалях
с достаточным для передачи расчетного момента запасом прочности —
не ниже, °ем у соединяемых валов. Но в случае необходимости, в част-
ности в курсовых проектах, выполняют проверочный расчет штифтов
на срез, а поверхностный соприкосновения — на смятие, шпоночные
и зубчатые (шлицевые) соединения проверяют по методике, изложен-
ной в § 7.3.
14.2. Муфть t -.анцевые закрытые (по МН 2729—61)
а,мм [И], Н-м D 5 Болты Масса, кг Маховой мо- мент GD3. кг-м*
ММ Размер Кол-во
20 22 60 80 110 110 16 М8Х55 4 3.86 3.76 0,023
25 28 100 160 ’50 165 16 МЮхбО 4 6.32 6,22 0,048
32 36 250 320 150 165 16 МЮХ65 4 И,1 10,7 0,092
40 45 500 600 170 230 20 М12х60 4 16.6 15,5 0.234
50 55 1000 1200 ">06 230 20 М12х85 4 24,2 23,5 0,444
60 70 1600 2500 240 290 20 М16Х95 6 38.3 35.9 0,984
X .90 3600 4800 280 350 20 М16Х100 6 67.9 65 3 2.28
100 6300. 360 425 25 М20Х-120 6 133 5,66
Фланцевые муфты центрируются на валах ступенчатым стыком
или закладными полукольцами (рис. 14.3). Размеры муфт для валов
диаметром 20—100 мм приведены в табл. 14.2. Из общего количества
болтов, стягивающих обе части муфты, половина ставится в отверстия
без зазора — их и надо проверять, в случае необходимости, на срез,
а болты, входящие в отверстия с зазором, вообще проверять не надо,
та» как момент от сил сцепления, возникающих при затяжке этих
болтов, в расчет не принимается.
447
Рис. 14.3. Муфта фланцевая
Материал муфт и колец — стали 35, 40, 40Л, а при окружной
скорости до 30 м/с допускается чугун СЧ 21-40; болты из стали 35;
от ~ 300 Н/мм2; [т]с 0,2от.
Муфты продольно-свертные (рис. 14.4) допускаются только при
частоте вращения не свыше 250 об/мин для валов диаметром до 100 мм,
а при большем диаметре — до 100 об/мин. Выполняют двух модифика-
ций с центрирующим разъемным кольцом и без него. Данные для пер-
вой из названных модификаций муфт приведены в табл. 14.3. Материал
мтфт — чугун СЧ 21-40, болтов — сталь 35.
Проверочный расчет выполняют, как для клеммового фрикцион-
ного соединения без учета шпонки.
Момент, который может передать муфта, должен быть не меньше Мр;
Mw = fP !2-d^Mp,
где / — коэффициент трения; Р — усилие- от затяжки каждого болта;
2Л1р
г — общее количество болтов; d — диаметр вала. Отсюда
Расчетное напряжение в ослабленном сечении болта
1,ЗР
nd'1,
~4~
Рис. 14.4. Муфта продолыю-свертная
448
14.3. Муфт* праавдьио- тнвя с ф"ксяр5чеа*пи разъемным кольцом
(по МН 268»— 61)
d, мм IM] Н*м О 1 L Белты Масса» кг Маховой йю мент, СО*. кг-ма
мм Рааавер Кол-во
28 120 105 НО М12Х45 4 3.86 0,025
32 200 3,66
Ж 40 320 400 120 160 М12Х50 6 6.5 6,3 0,06
45 50 500 600 140 180 М12Х60 6 8.5 8 0,12
55 60 800 1000 150 190 М12Х65 6 13,2 12,5 ОДО
ТО 1600 170 250 М 16x75 8 21,6 0,40
80 2000 190 280 М16х90 8 29 0,90
90 3200 220 300 М20х95 8 41,5 1,5
100 5000 240 340 М24Х100 8 48,4 2,0
1 Монтажный зазор : при dsS50 ММ S = = 2 мм;
при d > 50 ММ S = = 3 мм.
§ 14.3. КОМПЕНСИРУЮЩИЕ МУФТЫ
Если в процессе эксплуатации привода возможны только осевые
смещения валов, достигающие при длинных валах относительно боль-
ших величин, например при колебаниях температуры в широком диа-
пазоне, то для компенсации таких смещений устанавливают расши-
рительные муфты. Одна из конструкций муфт этого типа представлена
на рис. 14.5.
Материал муфт — чугун СЧ 21-40, стали 40 и 45; центрирующая
втулка if3 антифрикционного чугуна или бронзы; посадка полумуфт
нй валы и'втулки в муфту — прессовая, сопряжение вал — втулка —
по ходовой посадке.
Примерное соотношение основных размеров:
D ~ 2,5d; £)I«0,5D; £s=3,5d; ширина втулки &s=0,7d; осевой
зазор е ~ 0,Id + (3 -5- 5) мм.
Среднее давление на рабочих поверхностях кулачков
Р
Рс~гР ’
наибольшее значение ргаах — 2рс; здесь Р — окружное усилие на
D-1-Dt 244 „
среднем диаметре Ос=-—; P = -g—: z— число кулачков на
одной полумуфте, рабочая поверхность F = _ 2еу
А — зазор между втулкой и кулачками второй полумуфты, равный
пример но 2—5 мм.
Т5 Зак 220
44Э
Рпс. 14.5. Муфта расширительная ку-
лачковая
Рис. 14.6. Муфта с плаваю-
щим диском
Максимальное давление не должно превосходить допускаемого —
для чугунных муфт |р] 10 Н/мм2, для стальных— до 20 Н,мм2.
Для компенсации радиального смещения валов при ограниченной
частоте вращения допускается установка муфты Ольдгема — типа
крестово-кулисной; средняя часть муфты (рис. 14.6) — плавающий
диск 2 с выступами, входящими в пазы полумуфг 1 и 3. При радиаль-
ном смещении валов диск совершает сложное движение со скольже-
нием в пазах; для снижения потерь на трение рабочие поверхности
должны смазываться; сопряжение выступов с пазами — с гаранти-
рованным зазором типа ходовой посадки.
Во избежание появления больших инерционных нагрузок такие
муфты допускается применять для соединения валов диаметром до
100 мм при п 250 об/мин, при большем диаметре валов
п 100 об/мин.
Основные данные муфт Ольдгема приведены в табл. 14.4.
14.4. Муфты с плавающим диском (по МН 2701—61)
dt мм ГЛ/]. Н м D | О, | L | Л | h, Масса, кг Маховой мо 2 меят GDi, кг-ма
ММ
20—30 250 70 32 115 10 14 2.6 0,008 .
36—40 500 НО 60 160 16 19 5,4 0.026
45—50 800 130 80 200 20 19 10 0,07
55—60 1250 150 95 240 25 19 15,4 0,14
65—70 2000 170 105 275 30 24 22,4 0,25
75—30 3200 190 115 310 34 29 31,5 0,5
85—90 5000 210 130 355 38 33 44.7 0,9
95—100 8000 240 140 395 42 33 59,4 1,6
Примечания: I Допускаемые смещения налов: радиальное — не более 0.04
угловое — не более 30'.
2. Зазор между плоскостями диска и пслумуфт при d 80 мм s — 0,5 мм» при
d > 80 мм $ — 1 мм.
Допускаемые смещения:
радиальное — до 0,04d;
осевое — в пределах осевого зазора s = (0,5 ч- 1) мм;
угловое — до 30°.
Материал полумуфт — высокопрочный чугун ВЧ 60-2, сталь 20
с цементацией рабочих поверхностей, стали 20Х, 45 и др., диск —
450
из тех ясе марок стали, твердость рабочих поверхностей — HRC
50—60.
Выбранную мутрту проверяют в случае необходимости по макси-
мальному давлению на периферийных участках, принимая закон
распределения по треугольнику:
о 2Р
Ртах = 2Рс = Ё-,'
ГР
здесь окружное усилие
Р-2^.
Dc '
D =
с 2 •
Расчетная поверхность
2Fp = (D-d)(ft-s),
где h — высота выступа; s — осевой зазор.
Максимальные значения р не должны превышать допускаемых:
для стальных закаленных поверхностей
[р]^30 Н/мм2;
для чугунных муфт марок ВЧ
[р] 20 Н/мм2.
Потери на преодоление трения в пазах достигают в описанных
муфтах 5%.
С учетом радиального смещения Дг наибольшее давление
12Л4Р
Ртах — (2£> + ^_Д/.) (D—d—2ДГ)‘
Если пренебречь малыми величинами Д, и s, то приближенно
12М0
Рт^х Л (2jD + d) (D_d) •
Муфта с плавающим сухарем (рис. 14.7) имеет то же назначение,
что и предыдущая, но допускает значительно большую угловую
скорость благодаря меньшим инерционным силам.
Рис. 14.7. Муфта с плавающим сухарем
451
Рис. 14.8. Муфта цепная
Материал муфт — чугун не ниже СЧ 21-40, сталь марок 40, 40Л,
45.
Сухарь из пластмасс типа текстолита, капрона и др.
Основные данные муфт приведены в табл. 14.5.
Наибольшее давление на рабочих поверхностях сухаря определяют,
как и в предыдущем случае, исходя из закона распределения давления
по треугольнику; вид расчетной зависимости такой же, как и при
расчете балки сечением b X h на изгиб:
Ртах-^2-
6
Допускаемое значение
[р];=« 10 Н/мм2.
Потери на трение в описанных муфтах — порядка 3%.
Муфты цепные выполняют в различных модификациях: с одно-
рядными и двухрядными роликовыми цепями, с зубчатыми цепями.
Зазоры в зацеплении цепей со звездочками определяют возможные
смещения в радиальном направлении и угловое; осевое смещение огра-
ничено торцовым зазором.
На рис. 14.8 показана муфта с однорядной цепью, охватывающей
звездочки, насаженные на соединяемые валы. Основные данные ее
приведены в табл. 14.6. Муфта заключена в разъемный корпус из
алюминиевого сплава. Монтажный зазор между торцами с = 1
-т- 2 мм; допускаемое угловое смещение до 1°, радиальное — от 0,5 мм
при диаметре вала 20 мм до 1,2 мм при d > 40 мм. При проверочном
расчете выбранной муфты ограничиваются определением коэффици-
ента запаса прочности цепи (см. гл. 12):
452
14.5. Муфты со скользящим сухарем. Размеры мм
d (ЛП. Н-м лтах об/мин D L ь h d LAf J, Н*м nmax> об/мин D L b h
20 22 25 28 30 32 35 40 50 7000 80 104 50 20 50 55 500 600 3200 180 224 100 40
80 ПО 5700 100 124 60 20 60 65 860 1100 2600 220 254 120 50
130 160 4700 120 149 70 25 70 73 1370 1690 2200 250 274 140 50
210 4700 120 149 70 25 80 85 2040 24.50 1800 290 304 160 60
40 45 320 450 3800 150 184 80 30
90 2900 1700 330 344 180 60
14.6. Муфты цепные однорядные (по МН 2091—61). Размеры, мм
d [MJ. Н-м nmax> об/мин D L Цепь ПР Масса, кг Маховой момент, кг-м2
Шаг Число звеньев Расстоя- ние меж- ду пла- стинами
20 22 80 100 1600 110 90 19,05 12 12,9 1,8 1,75 0,007
25 28 160 200 1400 125 110 25,4 10 15,9 2,90 2,75 0,014
32 36 250 320 1200 140 120 25,4 12 15,9 4,25 4,05 0,027
40 45 50 400 600 800 1000 180 150 38,1 10 23,15 9,5 9,1 8,5 0,089 0,094 0,096
55 60 1000 1400 800 210 170 180 38,1 12 23,15 12,7 12,3 0,17Х 0,183
70 80 90 2000 2500 3200 700 280 210 240 270 50,8 12 31 28,6 30,2 32,2 0,72 0,82 0,89
100 4000 500 350 300 50,8 16 31 50 1,88
Примечания: I. Допускаемое радиальное смещение прн d 22 мм Дг = 0,5 мм,
при d = (25 -г ЗС) мм Дг = I мм; при d>40 мм - 2 мм
2 Монтажный зазор с = 1 2 мм
453
'здесь Р — окружное усилие на делительном диам₽~ве звездочки;
2М„
Р-Т:
kR — динамический коэффициент, значение которого дано в гл. 12,
там же указано и требуемое значение коэффициента [и]. Условие при-
годности муфты: п Js |п].
Зубчатые муфты (рис. 14.9) компенсируют смещения: радиаль-
ное — в пределах зазора в зацеплении; осевое — благодаря тому,
что венец обоймы шире венца полумуфты; угловое, допускаемое сфе-
рической обточкой зубьев по наружной окружности. Материал муфт —
стали 45, 45Л; твердость рабочих поверхностей не ниже HRC 35
для зубьев обойм и не ниже HRC 40 для зубьев втулок; при умерен-
ной окружной скорости порядка до 5 м/с допускается снижение твер-
дости соответственно до НВ 280—310.
Болты для соединения обойм ставят в отверстия без зазора. По
условиям техники безопасности описываемые муфты должны иметь
ограждения.
Смазка трансмиссионным автомобильным маслом; уровень масла
при заправке муфты — до погружения зубьев, расположенных внизу.
Основные размеры муфт типа М3 и МЗП (с промежуточным валом)
приведены в табл. 14.7.
Муфту, подобранную по стандарту в зависимости от диаметров
соединяемых валов, проверяют по величине максимального допускае-
мого вращающего момента, указанной в таблице; муфту считают при-
годной, если выполнено условие
Здесь Кл — коэффициент ответственности передачи; его пригашают
от 1 до 1,8 в зависимости от серьезности последствий, вызываемых
Рис. 14.9. Муфта зубчатая
454
поломкой муфты; /<2 — коэффициент, учитывающий условия работы
передачи: при ] номерной нагрузке и спокойной работе /С3 = 1,
при значительных колебаниях нагрузки и работе с ударами К-, = 1,5.
14.7. Муфты зубчатые (по ГОСТ 5606—55*). Размеры, мм
d [Л4], Н-м лтах» об/мин mln D D, О, L е Зубья Масса, кг Маховой момент GD*t Ki - к
т 0 1 Z
40 710 6300 49 170 ПО 55 115 12 2,5 12 30 10,2 0,12
50 1 400 5000 75 185 125 70 145 12 2,5 15 38 14,3 0,21
60 3 150 4000 95 220 150 90 170 18 3 20 40 21 0.42
75 5 600 3350 125 250 175 НО 215 18 3 25 48 38 0,85
90 8 000 2800 145 290 200 130 235 25 3 25 56 57 1,86
105 11 800 2500 160 320 230 140 255 25 4 30 48 80 2,80
120 19000 2120 185 350 260 170 285 30 4 35 56 110 4,68
Примечания: L Толщина фланцев В и зазор с между торцамн втулок:
d ..... 40—50 00—75 S*>
В........ 34 40 50
с........ ~,3 2.5 5
2. Кратковременный наибольший момент не должен превышать 2 [ И].
§ 14.4. УПРУГИЕ МУФТЫ
В процессе эксплуатации приводных устройств колебания нагрузки
той или иной интенсивности практически всегда имеют место, поэтому
упругие муфты находят очень широкое применение. При всем мно-
гообразии конструкций этих муфт их все же можно разделить на две
основные группы: с неметаллическими упругими элементами и с пру-
жинами.
Муфты с неметаллическими элементами. Наиболее простая из этой
группы — муфта упругая втулочно-пальцевая, сокращенно МУВП
(рис. 14.10). Полумуфты не имеют непосредственного металлического
контакта, окружное усилие передается резиновыми втулками, наде-
тыми на стальные пальцы. Так как объем этих втулок невелик, то
и амортизирующая способность тоже мала. Муфты допускают неболь-
шое осевое смещение в пределах не свыше половины монтажного за-
зора. Хотя в некоторых источниках имеются указания на возможность
радиального и углового смещений, однако такие смещения вызывают
неравномерное распределение нагрузки и быстрый износ втулок, поэ-
тому муфту не следует рассматривать как компенсирующую.
Основные данные МУВП приведены в табл. 14.8.
Предусмотрено два исполнения: I — с цилиндрической расточ-
кой отверстий, 11 — с конической. Допускается соединение валов
с диаметрами, отличающимися один от другого в пределах каждого
диапазона, например 0 25 и 28, © 30 и 38 и т. д., при условии, что
обе полумуфты имеют одинаковый наружный диаметр. Материал
полумуфт — чугун не ниже мар киСЧ 21-40, стал и 35 и 40; пальцы —
из стали 45 нормализованной.
455
14.8. Муфты уяругие втулочна пальните (и* МН 2096—ОТ), Размеры, мм
d [А*1 Н-м ятах D X to С Е CQ Пальцы Втулка 1 Масса, кг Маховой мо- мент GD3, кг«м3
Диаметр Длина Резьба S § ь: Диаметр наружный Длина
20 22 25 28 30 38 40 45 48 55 60 65 W 75 80 5» 100 55 130 240 150 700 1100 2000 4000 8000 5600 4750 4000 3350 3000 2650 2210 1700 1400 100 120 140 170 190 220 250 320 400 104 125 165 226 226 286 288 350 432 28 42 42 55 55 55 70 85 НО 10 14 14 18 18 18 24 30 38 19 33 33 42 42 42 52 66 84 М8 М10 М10 М12 М12 М12 М16 М24 МЗО 4 4 6 6 8 10 10 10 10 19 27 27 35 35 35 45 56ц 70,5 15 28 28 36 36 36 44 56 72 1,6 4,4 6,6 13 17 23 36 73 151 0,006 0,03 0,06 ап 0,28 052 1,15 3J 11,6
Примечания: L Монтажный зазор минимальный; для муфт. соединяющих вады до ф 38 мм, Cjnin == 1 мм: при .7) от 40 мм и выше =» 2 мм: наибольший зазор бта2 (большее значение для ф 25 мм. меньшее — для ф IUH ми). | 2. Диаметр отверстии под втулки DQ — £>в -ф- 1 мм. где £>в — наружный диаметр итумаи
Размеры элементов муфт, указанные в нормалях, определены
с достаточным коэффициентом запаса прочности, поэтому провероч-
ные расчеты выполняют лишь в случае необходимости, например
в учебных целях при разработке курсовых проектов. Обычно ограни-
чиваются проверкой пальцев на изгиб, а резиновых втулок — по
среднему давлению, приходящемуся на единицу проекции поверх-
ности, охватывающей палец, равной произведению диаметра пальца
на длину втулки:
_ Р_
р '' Ш
2Мр D-f-d
где ^ = 7р-; 2— число пальцев; £>сяа—----------диаметр окружно-
сти, на которой расположены центры пальцев; dn — диаметр пальца;
1„ — .длина втулки.
/(.опускаемое значение IpJ = 2 Н мм2.
45ь
Исполни.
Рис. 14.10. Муфта упругая втулочно-пальпевая
Рве. 14.11. Муфта с упругой звездочкой
457
Рис. 14.12. Муфты упругие:
а — с шестигранными вкладышами: б — с прямоугольными вкладышами
Муфты с упругой звездочкой (рис. 14.11) допускают большие
смещения, чем втулочно-пальцевые: радиальные — порядка 0,0Id,
осевые — в пределах монтажного зазора, угловые — 1 э30'. Соответ-
ственно выше и демпфирующая способность.
Материал полумуфт — сталь 35 и выше, допускается чугун СЧ
21-40; звездочки — из специальной маслостойкой резины.
Примерное соотношение размеров муфт для валов диаметром
от 12 до 45 мм: наружный диаметр D = 2,5d; длина L = (4 4- 4,5)d.
Расчетный момент |Л4]р соответствует [Л4]к для вата того же номи-
нального диаметра d при [т!к ж 10 Н/мм2.
Поверхности звездочек проверяют на смятие; допускаемое зна-
чение 1а]си определяют с учетом частоты вращения вала: пои п —
= 1000 об/мин принимают [ог]см — 4 Н/мм2, при иных п указанное
значение [crjc« умножают на поправочный коэффициент
Муфты с резиновыми вкладышами составляют обширную группу
упругих муфт, различающихся конфигурацией и расположением
вкладышей; некоторые из разновидностей этих муфт показаны на
рис. 14.12.
Муфты упругие с резиновой оболочкой выполняются в различ-
ных модификациях — с оболочками цельными, разрезными или набор-
ными (в виде хомутов), со стыкованными из двух симметричных частей
и др. На рис. 14.13 приведены некоторые примеры конструктивного
оформления муфт.
Соотношение размеров муфты по рис. 14.13, а примерно гз.коро:
наружный диаметр £> = (4 4- 5)d; длина L = (3 4- 4)d; наружный
диаметр фланцев D, = (3 4 4)d; толщина оболочки s = 0,050 ~
« (0,2 4- 0,3)d; диаметр ступицы (1,8 4- 2)d; наружный радиус обо-
лочки в поперечном сечении R — 0.125D.
Нагрузочная способность муфты зависит от конструкции и мате-
риала оболочки и корда; приближенную проверку резиновой неразрез-
458
a)
Рис. 14.13. Муфты упругие:
а — с реэ«новой оболочкой: б — с фа-
сонным резиновым диском; в, г — с ре-
зиновым гофром
ном оболочки можно выполнить по напряжению кручения и по напря-
жению сдвига. На цилиндрической поверхности диаметром
Р 2Л4р
3iDts nD^s ’
значение 'т]с 2 Н/мм2.
Муфты пружинные. В зависимости от деформации упругих эле-
ментов муфты этого типа делятся на муфты постоянной и переменной
жесткоеги: характеристика первых — прямолинейная, вторых — кри-
волинейная, выпуклостью в сторону абсциссы, по которой отложены
углы относительного поворота полумуфг по оси же ординат — пере-
давшей ый вращающий момент.
Амортизирующая способность муфты зависит от величины потен-
циальной энергии деформации U, определяемой для муфт с упругими
эде кетами, работающими на изгиб, по формуле
у Ян 1°1н гу
а с элементами, работающими на кручение,
к 2G
459
здесь А'и, А’к — коэффициенты, зависящие от формы упругих эле-
ментов: для плоских пластин А\< = 0,22; для винтог J цилиндриче-
ских пружин /<к = 0,5; z — число упругих элементов в муфте; V —
объем каждого упругого элемента.
Соответственно энергия деформации, отнесенная к объему VM
всей муфты,
т> _ -4ц _ Аи [п]и zP
2£ >м:
г _ Лк _ Ак № гУ
к 2G * *
Эти зависимости показывают, что для увеличения амортизирую-
щей и демпфирующей способности муфты надо стремиться к исполь-
зованию возможно большего объема муфты для размещения в нем vnpy-
гих элементов, так как при этом возрастает величина отношения
zK/VM. Из тех же зависимостей следует, что материал упругих эле-
ментов должен обладать высокими механическими свойствами, обес-
печивающими 1о]н порядка 600 Н мм2 и выше, а 1т] примерно 500 Н/мм2.
При проектировании упругих муфт надо учитывать пусковые
нагрузки и кратковременные перегрузки ударного характера.
В первом случае следует определять расчетньй момент по форму-
лам § 14.1; во втором — при ударной нагрузке:
Л4гаак = 2Му7^7-,
где Му — величина момента при ударе; /ь /2 — приведенные к оси
муфты моменты инерции вращающихся масс.
Наибольший относительный поворот полумуфт
где С — жесткость муфты.
В приводах общего назначения с относительно умеренными ’шле-
баниями нагрузки допустимо пользоваться дтя определения рас-
четного момента формулой (14.1) и данными табл. 14.1.
Муфта упругая постоянной жесткости. Одна из конструкций мудры
с цилиндрическими винтовыми пружинами показана на рис. 14.14:
вращающий момент передается от ведущей по ту муфты ведомой пру-
жинами, вставленными в пазы венцов обеих полумуфт с начальным
сжатием силой Ро. Пружины замкнуты стальными закаленными
грибками, опирающимися на боковые поверхности пазов Если рабо-
чий момент превышает момент от начального сжатия М0 = PoRz,
то осадка пружин соответственно возрастает, следуя линейному
закону, т. е. муфта характеризуется постоянной жест <остью(рис. 14.15).
Материал муфт — стать 45, рабочие поверхности пазов закалены до
HRC 50—60. Примерное соотношение основных размеров: Do =
= (4 ч- 5)d; L = (3,5 4- 4)d; число пружин г = 6 4- 12 при одноряд-
ном исполнении и вдвое больше при двухрядном; располагают пру-
460
жпны так, чтобы их центры тяжести лежали на окружности возможно
большего радиуса. Се ие пружинной проволоки и размеры пружин
определяют по методике, изложенном в гл. 15.
Упругие элементы могут быть встроены в звездочку цепной пере-
дачи, в зубчатое колесо, как показано иа рис. 14.15.
Порядок расчета подобной конструкции изложен в приведением
ниже примере.
в-в
Рис. 14.14. Муфта упругая с цилиндрическими винтовыми пру-
жинами
Рис 14. 15. Муфта пружинная, встроенная в зубчатое колесо:
а — конструкция муфты; б — характеристика пруждаы
461
Пример. Рассчитать упругую муфту постоянной жесткости, встроенную в зуб-
чатое колесо (см. рис. 14.16); номинальная передаваемая мощность N = 75 кВт,
в = 730 об/мин, максимальный момент Л4тах = 1,6М .
Определяем диаметр вала dB из расчета на кручение при пониженном |т]к =
= 15 Н/мм2. Предварительно вычисляем
яп 3,14-730
(0=----— -
—зо-----= 76,5 рад/с;
7')’,0< = 980 Н м = 980 • 103 Н • мм;
30
м _N__________
3<~лл 3/980 - Юз _п
V 0^15 ^70мм-
dB
m ном
'.2 [Т]к
Принимаем
Do = 5dB = 5-70 = 350 мм; /?о=175мм.
Окружное усилие номинальное при z = 8 на каждую пружину
р _Л4„ОМ _ 980-Юз
Fhom~ z/?n “ 8-175 -/иин-
Пта, =1 .6Р.,а = 1,6 • 700 = 1120 Н.
HldX ’ НОМ
Выбираем проволоку пружиную 1-го класса ов = 1450 Н/мм2. Диаметр про-
Dc _ . , . 4с+2
волоки определяем, приняв индекс пружины с— —-/= 5; коэффициент fe = -—L==
d QC — О
= 4-5 + 2 = 1,3; [т] = 0,4ав = 0,4-1450 = 580 Н/мм2;
4-5 — 3
8 - 1120-5 - 1,3
d =
87>ma.tC^
Л [Т]
Принимаем d = 6 мм.
Диаметры пружины: средний
Dc=cd = 5 • 6 = 30 мм;
3,14 - 580 — 5>7мм-
наружный
7)н=£)с+^ = 30-|-6 = 36 мм;
внутренний
DB = DC — d = 30 — 6 = 24 мм
Назначаем число рабочих витков пружины п — 6; добавляем торцовые витки
(поджатые и сошлифованные) по 0,75 с каждой стороны; всего витков «д = 6 + 2 X
X 0,75 — 7,5.
Минимальная высота пружины, сжатой до соприкосновения витков,
= 0,5)4 = 7-6 = 42 мм;
минимальный зазор при наибольшей нагрузке s ж (0,1 = 0,2) d «(0,1 -4- 0,2) 6 «
« 1 мм;
расчетная высота
/,p = /7niin + sn = 42 + 6=::48 мм-
Высота свободной пружины
8Р П’и 8-1130 - 303.6
йв = 7/Р+^ах = 48+—^^— = 48 + —64.8.104 = 48+15 = 63 мм.
462
н
Пружины с большой относительной высотой -=~- 2,6 надо проверять на устой-
чивость. В данном случае -^5- = ~ = 2,1 меньше критического значения 2,6;
следовательно, устойчивость пружины обеспечена.
По максимальной осадке пружины под полной нагрузкой определяем наиболь-
ший угол относительного поворота:
Чах 15
Ч’п.ах=-^ = 175 = °’086 Рад ~ 5°40'-
Жесткость муфты
Мтах 1,6.980.103
С= г =-----------7-^7---= 1,82 • 10’ Н мм/р ад.
•Ртах °.°86
Назначаем предварительную затяжку пружины
Рпач=0,8Рном = 0,8.700 = 560 Н.
Соответствующее значение
Л1НЯЧ = 0,8Л1НОМ = 0,8 • 980 = 784 Н • м;
Чч = °>8Чм = 0,8р^- = 7,5 мм;
здесь Х„ом= ™gX-, так как по условию Мтах = 1,6 Мном
Шаг свободной пружины
Л 15
t=d-{—— + s = 6-|—^-+ 1 = 9,5 мм,
1 и 1 1 6
Угол подъема винтовой линии
t 9 5
a=arctR ТюГ^^здЬо^5045'-
Длина заготовки
лРсИ„
сова
3,14-30-7,5
0,995
710 мм.
Рекомендуется построить характеристику рассчитанной пружины в .-системе
координат (ЛР) — это будет прямая, проходящая через начало координат и точку
\nax’ Р'тах-
По вычерченной характеристике следует проверить вычисленные значения
Рнач> Чч> Рном и Лц0М, а по компоновочному чертежу — условие сборки и степень
заполнения.
В случае необходимости вносят коррективы в компоновку и выполняют варианты
расчетов с целью отыскания оптимальных значений Dc, г, п.
Упругие муфты с плоскими пружинами. Пазы полумуфт распола-
гают в осевом направлении или в радиальном (рис. 14.16 и 14.17).
Пружины собирают из нескольких тонких пластин и закладывают их
в пазы прямоугольного или трапецеидального сечения, в первом
случае муфта будет иметь постоянную жесткость, во втором — пере-
менную: при относительном повороте полумуфт пакет деформируется
так, что точка приложения окружного усилия перемещается, изги-
бающий момент и прогиб пружин изменяются нелинейно; происходя-
щее при этом скольжение пластин с трением способствует демпфи-
рованию колебаний.
463
Рис. 14 16. Муфта упругая с осевыми
плоскими пружинами
Рис. 14.17. Муфта упругая с радиальными плоскими пружинами
Материал муфт — сталь 45, пружин — стали 65Г, 60С2, 60С2Х и др.
Примерные соотношения размеров муфт по рис 14.17 "ьковы:
наружный диаметр D = (3 -е 4)d; общая длина L = (2,5 -н Зч>,
В — (0,5 -5- 0,6)d; радиальный зазор а — (0,1 -ь 0,2)d.
Положение пружины в муфте в зависимости от величины нагрузки
и от деформации представлено схематически ца рис. 14.18, где
ос — половина профильного угла паза; <р — относительный угол по-
ворота полумуфт; у — стрела прогиба пружины в сечения, где при-
тожена нагрузка Р\ f — стрела прогиба на конце пру;чины; г —
число пакетов пружин; i — число пластин в пакете. Индекс х отно-
сится к сечению, отстоящему от места защемления на pact го яви и х;
индекс 1 относится к сечению при х — I, когда касательная к упругой
линии пружины совпадает с линией скоса паза В этом положении
Р __ м > .
1 г (Я4-/1 ’
торцовая поверхность повернется на угол
°1^срг + <х= 97777-
464
Рис. 14.18. Положение пружины:
а — ш алчное при М =* О; б — про(ежуточнеи в — коиечко! при М = М гатс;
। г — характеристика муфты переменной жесткости
При увеличение нагрузки зона прилегания пружины к скосу паза
расширяется; для промежуточного положения, когда I > х > а,
М = МХ-, Рх = .fc . ;
z (A ~г>
р X2
В^Ф. + а^;
Р уз 2
&=зЙ=-зх^+а)-
(14.2)
(14.3)
(14.4)
/
В »том выражении Рх заменено на основании формулы (14.3).
Так гак углы срх и а малы, то с достаточной степенью точности можно
приият1-
fx — Ух + G — X) (фх + а) —
= у*(фх+а) + (/~Жф» + а) = (Фг+«)(*- I);
(Фх+«)^—
= яф = R +Т 1
(14-5)
отсюда
31—х
*₽*-азд + Г
(14.6)
465
При максимальном значении вращающего момента Л4гаах =» Л42
зона прилегания распространится на весь скос паза, i этом х = а;
это положение отмечено индексом 2;
Р -
2 г(/? + о)
№ = ^7Г-
(14.7)
(14.8)
На основании формулы (14.5)
/» = (<р2-1-а) J).
Соответственно на основании формул (14.3) и (14.6)
fia = tp2 + a = ^-; (14.9)
3/ — о „
4’2 = aW^- (14Л0)
Однако из последнего выражения еще нельзя определить зьачгния
углов <р2 и а, дополнительное условие
a“=w<tob <14Л1>
позволит решить поставленную задачу. После замены Рй на овании
формулы (14.9) и соответствующего преобразования
<p2 + a=|.^i; (14.12)
совместное решение уравнений (14.10) и (14.12) дает искомые зна-
чения <р2 и а.
Для определения числа пластин I в каждом пакете надо предвари-
hs2
тельно задаться размерами сечения b, s и вычислить = тот да
из формулы (14.11) I
Для построения участка 1—2 характеристики муфты переменной
жесткости служат формулы (14.2) и (14.6): задаваясь рядом значений
х в интервале от а до I, находят значения <рх и Рх\ с помощью формул
(14.4) н (14.8) получают
= 2£/>'2(^ + x)(<pY+a) _ (14 14)
При-i-p. Рассчитать муфту переменной жесткости с пакетами пру> ®н, раезй-
ложеннымг радиально. Муфта соединяет вал электродвигателя АОП2 91-6 с вадом
редуктора, установленного в приводе к компрессору. Номинальная используе-чя
мощность совпадает с мощностью электродвигателя.
По католог, электродвигателей (табл. П1 и П2) находим N = 55 кВт; я —
- 980 об/мин; d = 70 мм; коэффициент режима работы принимаем из табл. 1.1:
k = 2.
466
Определяем угловую скорость вала электродвигателя
ли 3,14.980 ..
w= зо = —зб~ = 10° рад/с-
Номинальный момент
.. N 55 Юз u
Л<н-— - -ДОЗ 532 Н • м.
Максимальный момент
Л4тах=ЛЛ4Н = 2 - 523 = 1064 Н м.
В соответствии с рекомендуемыми соотношениями размеров муфты принимаем
D =3,54=3,5 • 70 =« 240 мм;
£=2,54 = 2,5 • 70 да 180 мм;
В = 0,54 = 0,5 • 70 = 35 мм;
7?=4 = 7О мм; ( = (0,4-=-0,5)£>—7? = 40 мм;
зазор а = 10 мм; сечение пластин b х s = 30 X 1 мм; число пакетов г = 6; мате-
риал пластин— сталь 60С2; <тв = 1300 Н/мм2; [а')и = 0,5ав = 0,5-1300 = 650 Н/мм2.
По формуле (14.7) определяем наибольшую нагрузку на каждый пакет пружин
Мтях 1064-103
р’=р-=да=да = 2220 н-
По формуле (14.13) определяем число пластин в каждом пакете, вычислив пред-
__ bs* 30 _ л
Бдительно w — -g- = -g- = 5 мм3:
РтзхО 2220-10
W|aJ„~ 5 - 650 ’*
принимаем i = 6 и уточняем аи — оно изменится обратно пропорционально числу
пластин:
Ов = 650 = 740 Н/мм2.
и
Так как это превышает [о|„ для стали 60С2, то возьмем для пластин сталь 60С2Х,
имеющую ов = 1600 Н/мм2, для нее |о]и = 0,5 ов = 0,5-1600 = 800 Н/мм2, что
удовлетворяет условию прочности.
Вычисляем 0а по формуле (14.12):
аои 10 - 740
1Г=2ДТ1№=3’5-10"Рад
Так как по формуле (14.10)
фа=«^^=вз—«==3,5-10^—а,
ТО
3,5- 1О-2 (37?+а) 3,5-10-2 (3-70+10)
а= 3(7?-|-/)-----=-----3(70 + 40)---= 0 023 Рад
ф, = 6а—а=0,035 — 0,023 = 0,012 рад.
Итак, координаты точки 2 таковы
аь =0.012 рад; /И =/И _ = 1064 Н • м = 1064 -103 Н• мм.
в л 1 £ ХХХсЦь
®2 ®тах
467
Для определения координат точки I находни но формул* »>;
9/ 9.4D
”” = ° W = 0,023 3770 + 45 = °-0074 Рад-
По формуле (14.3) вычисляем
Pi = «Pi +«) ; / =-^>- = J® = 2.5 мм4:
Р, = (0,0074 + 0,023) 2-3,1 7^-’6 = 120 Н;
Л41 =/\z (Я +/) = 120 - 6 (70 + 40) = 79 200 Н • мм.
Для промежуточных точек участка /—2 значения <рг определяют по Формуле
(14.6); Мх — по формуле (14.14).
Другие типы упругих муфт здесь не рассматриваются, их конструк-
ции и расчет см. [34].
14.5 ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
Для предохранения деталей приводов от перегрузок в кинемати-
ческой схеме предусматривают установку муфт, автоматически раз-
мыкающих передачу при достижении вращающим моментом предель-
ного значения /Игаа., — р7Ир; здесь р — коэффициент запаса, вводи-
мый в расчет для того, чтобы муфта не срабатывала при перегрузках,
возникающих, в частности, в период пуска. Принимают часто р —
= 1,25 ч- 1,50. При необходимости более точного определения р
следует учитывать оптимальную продолжительность срабатывания,
особенности технологического процесса, для которого проектируются
привод и условия эксплуатации. Однако всегда должно соблюдаться
основное требование — быстродействие муфты, четкость ее срабаты-
вания; с этой целью следовало бы располагать муфту на том участке
кинематической цепи, который порождает перегрузки; однако это
не всегда возможно, так как габариты муфты, устанавливаемой в зоне
низких частот вращения, оказываются зачастую непомерно боль-
шими, поэтому в реальных условиях нередко приходится располагать
предохранительную муфту между электродвигателем и редуктором.
Из общего весьма большого количества разнообразных типов
предохранительных муфт здесь рассматриваются лишь некоторые ин-
струкции муфт, применяемых в приводах общего назначения, напри-
Рпс. 14.19. Муфта предохранительная со срез-
ным штифтом
мер для транспортеров,
конвейеров, смесителей, до-
заторов; к ним относятся
муфты с разрушающимися
элементами, муфты с кон-
тактирующими элементами
(пружинные кулачковые и
шариковые), фрикционные.
Наиболее простые —
муфты со срезным штиф-
том (рис. 14.19). Штифты
(гладкие или с проточкой)
468
должны обеспечивать быструю срабатываемость, поэтому изготавли-
вают их из сталей 4, 50 с закалкой, вязкая сталь недопустим >,
втулки — из стали 40Х, закаленной до твердости не ниже HRC 48.
Предельный моь ен- при котором штифт долж« н срезаться,
Mtnsa — ^?тч. ср2
где d — диаметр штифта в опасном сечении; R — радиус окружно-
сти, на которой расположены ось штифтов; предел прочности на срез
твл₽ ~ 0>7ов; 2 — число штифтов (не более 2).
Размеры стифтоъ, мм, можно выбирать из ряда:
ах/ 1.6x18; "‘<18 3x30; 4x3% 5x30 6x45; Ях45; 1(Г\45
Наружный диаметр втулки D 10 15 25
Выбрав диаметр штифта и определив из конструктивных сообра-
жений R, проверяют напряжение среза:
Л4 ♦
___ /rimax
еР~ ш/з D 1
—№
если оно отличается от т„ гр, то вносят соответствующие коррективы,
варьируя значении d и R так, чтобы достичь совпадения тср и TBj:p.
Муфта со срезным штифтом неудобна в приводах с резкими коле-
баниями нагрузки, так как часто срабатывает, после чего надо заме
пять штифты; такие муфты предпочтительно устанавливать в пере-
дачах с примерно постоянной нагрузкой, где они могут выполнять
функции аварийного звена.
Муфты кулачковые предохранительные. Вращающий момент пере-
дастся кулачками трапецеидального профиля, прижимаемыми друг
к другу одной центральной пружиной или несколькими, расположен-
ными по окружности. Пружины устанавливают с предварительным
сжатием с таким расчетом, чтобы усилие, развиваемое ими, было доста-
точным для передачи номинального вращающего момента. При увели-
чении момента до предельного значения 7Итая осевые составляющие
усилий, действующих на кулачки, сжимают пружины и муфта сраба-
ьывает, предохраняя привод от опасных перегрузок.
На рис. 14.20, а показана муфта для соединения двух валов, кото-
рые должны быть точно центрированы относительно до у г друга.
На рис. 14.20, б предохранительное устройство смонтировано
на одном валу с зубчатым колесом, свободно сидящим на том же
валу, принцип действия тот же, что и в предыдущей конструкции.
Профиль кулачков показан на рис. 14.20, в. Материал колец, на
которых фрезеруются кулачищ — сталь 20Х цементируемая и зака-
ленная до твердости рабочих поверхностей HRC об—-62, сталь 40Х
469
Рис. 14.20. Муфта предохранительная кулачковая
с той же'’Твердостью рабочих поверхностей. Кольца напрессовываются
на посадочные места полумуфт и в случае необходимости фиксиру-
ются штифтами. Кулачки выполняются с плоской или винтовой ра-
бочей поверхностью, в последнем случае достигается более полное
включение муфты после срабатывания.
Соотношение размеров элементов муфт: наружный диаметр кулач-
ков DH >24, где d — диаметр вала (для шлицевого соединения —
наружный диаметр вала); ширина кулачков (размер в радиальном
направлении) b ~ (0,12 -ь 0,15) £>н; средний диаметр кулачков Dc =
= Da — b; высота кулачков h. як (0,5 -5- 0,6)5; наружный диаметр
подвижной втулки £)вт (1,5 -ь 1,8)4; ее длина L (0,8 1,8)4;
число кулачков г — 3 -к 15.
В переходных процессах при колебании передаваемого момента
муфта срабатывает и снова включается через короткие промежутки
времени, пока не установится постоянный режим работы; при таких
колебаниях возникают динамические нагрузки. Для их ограничения
рекомендуется помещать предохранительное звено на тихоходном валу
при частоте вращения не более 300 об/мин.
В зоне соприкосновения кулачков при передаче окружного уси*
р
лия Pv возникает сила нормального давления Рп— —!— и осевая
сила Q; во включенном состоянии при передаче номинального мо-
мента, когда осевого перемещения нет, пружина должна создавать
усилие, уравновешивающее осевую составляющую силу
Q1 = P1tga, (14.15)
2Д1
где Pj =—при возрастании момента до Л4тях окружная сила
2М
увеличится до Ртях =—к—, при этом муфта должна срабатывать,
т. е. подвижная втулка должна смещаться от первоначального поло-
жения на высоту кулачка h. Усилие, действующее на пружину при
470
выключении, определяется с учетом трения кулачков при их относи-
тельном движении и кия втулки по валу:
Q2 = Pmax[tg(a-p)-Z^], (14.16)
где р ~ 2 5° — угол трения; f — коэффициент трения при сколь-
жении подвижной втулки по валу, f ~ 0,05 = 0,10. меньшее значе-
ние относится к хорошо смазываемым муфтам, испытывающим пере-
менную нагрузку.
Пружины устанавливают в муфту с предварительным сжатием на
величину достаточную для создания усилия удерживающего
муфту во включенном состоянии:
, (14.17)
где Daf> — средний диаметр пружины; I — число рабочих витков;
G — модуль сдвига, принимаемый для стали равным 8-10* Н.’мм3;
йлр — диаметр проволоки.
Под действием усилия Q2 пружина должна дополнительно сжи-
маться на высоту кулачка h, полная осадка при этом
= + <14-18)
иыпр
При возвращении к номинальному режиму усилие Q2 должно
быть достаточным для включения муфты, т. е. должно преодолевать
сопротивление Q3, определяемое с учетом сил трения, препятствующих
включению:
<23 = PHe.[tg(«+p)+fJ%-].
(14.19)
Таким образом, для правильного функционирования кулачковой
муфты необходимо соблюдение неравенств:
Qi Qi и Q2 Qs-
При проектировании муфты принимают отношение
Л1т.„
-^“ = 0=1,25-^1,50.
Пример. Рассчитать кулачковую предохранительную муфту.
Исходные данные*, номинальный момент Л1ним = 72 Н-м; диаметр вала d —
= 30 мм; коэффициент 0 — 1,45.
Определяем Л4тах = РЛ4нои = 1,45-72 105 Н-м.
Принимаем диаметр окружности, проходящей через середину кулачков, Ос =
= 2d = 2 30 — 60 мм; ширина кулачка Ь = 10 мм; наружный диаметр подвижной
втулки dBT = 1,5 d = 1,5 30 = 45 мм.
Число кулачков г = 5; угол ос — 45"; угол трения р = 2°, коэффициент трения
f= 0,05.
Окружное усилие при передаче номинального момента
р = =2 4. 103 н.
оО
47]
Окружное усилие при передаче максимального момента
Г> 27Игаах 2.105-ЮЗ
P^~DC~=~60-----------=3,5.HP Н.
Осевые составляющие во включенном состоянии по формуле (14 15У 0, =
= Ру tga = 2,4- 103 Н;
при выключении муфты по формуле (14.16)
^ = ^тах [tg«x-p)-/-^j = 3.5. 103 [tg (45°—2") -0,05 ^] = 2,9 - 1(Р Н;
для включения муфты при возврацении к номинальному режиму по формуле
<2з = Рншг[1§(а + р)+/ -^-1 = 2,4.103 [tg(45е4-2°)+0,05^1 = 2,8.10» Н.
L “ J L «jU J
Условия Q2 > Qy н Q, > Qa выполнены.
Рассчитываем пружину, отвечающую указанным условиям: диаметр пружи*.
ной проъолоки
)..kc
пГ:
<7 пр
^чр
здесь с — индекс пружины; принимаем с== —— = о; тогда
^пп
4-<Н-2
4с —3 ~ 4-6—3 '
. _1/ 8.2,9-103-1,24.6 ш
dn₽ 3,14-580 — Юмм.
Здесь допускаемое напряжение для пружинной стали принято
[т) =0,4ов =0,4- 1450 = 580 Н/мм3.
Предварительное сжатие при числе рабочих витков пружины » — 6:
, 8QiC«f 8-2,4.103-63.6
А-1 = ~7^Т-=----о in. in---- = 31 ММ.
Gdllp 8 - IO4 • 10
Максимальная осадка при выключении
. . 8Q^i 8.2,9.103.63.6 „„
Х3 - А.,+h —= —8.104. 10 37 мм.
пр
Высота кулачков
Л—— Aj = 37—31=6 мм.
Проверяем кулачки на смятие и контактное напряжение при действии нлиболь.
шего окружного усилия Pmas = 3.5- IO3 Н.
Сила нормального давления иа кулачки
Р v 3,5-10з
=----- = 4 95 10а н
соз п cos 45“
Принимаем радиус закругления кулачков г = 2 мм;
4,95-Юз
OtM = b(h~r)z = 10(6-2)525 Н/ММ2’
что меньше (о]см сгЗО Н/мм3.
Копток'..xie лапряжеппе
_ /’P~F ^4 96- 10".2 1 . 10*
^=0,418 у = 0,418 ;1350 н,мм*
пви твердости кулачков HRC 60 донуежаеюе контактное напряжение
НК=25Ш?С=25 60=1500 Н/мм?.
Следовательно, условие ок =£ [о}к выполнено.
Наружный диаметр пружины Ьн = Dllp + dnp — 60 + 10 = 70 мм; внутрен-
не д саметр DB — Dnp — dnp — 60 — 10 = 50 мм.
Так как пружина должна охватывать подвижную втулку, то надо проверить
условие DB > /1ВТ; в данном случае оно выполнено.
Остальные размеры пружины определи ют по расчетным зависимостям гл. 15.
Шариковые гредохрак и чьны' муфты. Для соединения двух валов
эти муфты применяют редко из-за трудности центровки; обычно же
предохранительное устройство встраивают в детали привода — шкивы,
звездочки, зубчатые колеса.
На рис. 14.21—14 23 представлены шариковые муфты с централь-
ной пружиной и с индивидуальными пружинами, на рис. 14.24 —
Рис. 14 21 Муфта предохранительная шарико-
вая с центральной пружиной
Рис. 14.22. Муфта предохрани-
тельная шар иловая с пр ужинами,
расположенными по окружности
Рис. 14.23. Муфта предохранительная шариковая (по ГОСТ 15621—70)
Вид А
Исполнение / Исполнение 2
473
Рис. 14 24. Положение шариков в
предохранительных муфтах:
а — контактирующие шарики; б — с призматическими пазами;
в — с конической поверхностью; г — с тероидноЙ поверхностью
сопряжения шариков с пазами. FJo принципу действия эти муфты
сходны с кулачковыми предохранительными муфтами.
Соотношение основных размеров шариковых муфт;
диаметр окружности расположения центров шариков Dc ~ 2d;
диаметр шариков 4Ш = (0,34-0,5)4;
высота выступающей части шариков h ~ (0,2-г4),4)4ш;
диаметр отверстий для шариков — при центральной пружине
do — d,a (отклонение Д4);
при индивидуальных пружинах — на 0,3—0,5 мм больше;
длина ступицы подвижной втулки £вт — (14-1,5)4;
число шариков г = 6 -ь 12, оно должно быть не больше 2,25 у5
по условию размещения их на окружности диаметром £)с;
диаметр окружности, на которой располагаются точки приложе-
ния окружной силы: в конструкциях с тороидными пазами или при
действии шариков на шарики Dp = — 4^1 при конусных или приз-
матических пазах Ор — Dz;
угол наклона касательной в точке контакта шариков sin а —
• 4Ш—Л
474
Как и в кулачковых п^дохранютелыгых муфтах, пружина должна
устанавливаться с пред! Отельным сжатием, обеспечивающим пере-
дачу номинального момен га. Необходимое усилие определяют по фор-
муле (14.15); соответетзующую осадку вычисляют по формуле
(14.17). Осевую составляющую при выключении в конструкциях
е контактирующими шариками определяют по формуле (14.16), а в кон-
струкциях с шариками, перемещающимися вдоль оси отверстий,
Q2 = Anax[tg(a-p)-fl. (14.20)
Значения р и f такие же, как и в кулачковых муфтах. Осадку
пружины при выключении К определяют по формуле (14.18). Сжатая
пружина должна обеспечивать усилие Q3, необходимое для включения
муфты при отсутствии перегрузки.
Значение Q3 определяют по формуле (14.19), а для конструкций
е шариками, перемещаюшчмпся вдоль оси отверстий,
& = ли*ё(<х + р) + л. (14-21)
По опытным данным, предельное допускаемое давление на ша-
рики, Н
где kn — 10 12 Н/мм; dia в мм.
Необходимое число шариков может быть определено по зависимо-
сти
P„„_cosp 2Л4_._
_ max е ГГ1Р о _ max
P„cos(tz—р) ’ Г1Ь1Х Dc
Расчет пружин изложен в гл. 15.
Фрикционные предохранительные муфты. По форме рабочих по-
верхностей они носят названия конусных, дисковых и цилиндриче-
ских муфт.
Основные требования, которым должны удовлетворять все эти
луфты, — условие работоспособности
А4тр== рЛ4нвм
и условие износостойкости
р<[р].
Конусные муфты конструктивно несложны, выполняются с про-
стым или двойным конусом (рис. 14.25 и 14.26). Как и предыдущие
предохранительные муфты, их чаще применяют в сочетании с дета-
лями передач, что облегчает центровку полумуфт.
При конструировании и изготовлении муфт для соединения валов
надо обеспечивать строгую соосность валов, равномерный контакт
трущихся поверхностей, предусматривая с этой целью приработку
конусов Материал полумуфт — чугун СЧ 15-32, СЧ 21-40; для тру-
щихся поверхностей — сочетание чугун по чугуну, по стали, по
бронзе, допускается применение асбестовых обкладок и металлокера-
мических покрытий. Конусность назначают с тем расчетом, чтобы угол
475
Рис. 14.25. Муфта предохранительная конусная
Рис. 14.26. Муфта упруго-предохранительная с двойным ко-
нусом:
а — с пальцами; б — с втулками
а был значительно больше угла трения, практически принимают а
~ 15 - 30г.
Основания для расчета дает анализ усилий, возникающих в му<Ь е
псд действием пружины: сила ее нажатия должна вызывать такое
нормальное усилие Qn, под действием которого возникает сила трз-
ния, достаточная для передачи окружного усилия Ро~.
fQ. = Po=~^, где Mmax = fWHOB; р = 1,25-т-1,5;
0» = ^^; Qi = QnSina
или
Й1ПШ sin а
<2д =
Ра sin а
f
(14.22)
476
Такого усилия со стороны пружины достаточно для удержания
муфты во включевно! рстояиии; однако после срабатывания муфты
пружина должна обеспечивать вклк:лсн.”е муфты с преодолением доба-
вочного сопротивления от составляющей силы трения fQn cos а:
Qs — Qi+fQn cos a = JT* (sin a -|-f cos a). (14.23)
Критерием работоспособности муфты служит величина среднего
давления, приходящегося на единицу поверхности трения:
П=—2"— •
и nDJb •
заменяя Qn
2М
—[о
лРс/ф
Ь
—~г-{— и вводя обознач<ние ijp = -—— т получим
Отсюда
V 2Л4т„
DC = V тЛу. (14.24)
с Г nfty [р] ' '
Значения / и [9) щлтведепы в табл. 14.9, отношение ф = при-
ннмают в'интервале (0,15 -е 0,25) Dc.
14.9. Значение коэффициента тревия f и допускаемо давлен,вя [р] для фрикцион-
ных муфи
Трущиеся поверхности f [р], Н/мм*, для муфт конусных 1 ДИСКОВЫХ
Со смаз- кой Сталь по стали (закаленные) . . . Чугун по чугуну или стали . . . Металлокерамика по стали .... Бронза по чугуну или закаленной пали . . Сталь по текстолиту 0,08—0,10 0,1 -0,15 0,05—0,08 0,05—0,08 0,15 1—1.2 0,8—1,0 0,2-0,5 0.3—0,6 0.3—0.6 ОД—0,8 0,2-0.5 0,2-35
Без смаз- ки Чугун по чугуну или стали . . . Асбестовая обкладка по стали или тугуну Ретннакс. по стали или чугуну . . Металлокерамическое сокрытие по стали или чугуну 0,15 03 0,3 0,1—ОД 0,3—0,4 0.2—0.3 0,8—1.0 0,2—0.3 0,2—0.3 1 0—1.5 0,8- 1,0
Примечания: 1. Большие значения f и [р] относятся к муфтам, пробуксовываю- щим редко и передающим вращающие моменты в сравнительно узком диапазоне (Д меньшие значения f и [р] принимать для часто пробуксовывающих муфт при сравннтельае значительных колебаниях нагрузки ф > М). 2. Для сцепных муфт следует принимать [р] по нижнему пределу и вводить поправ- ку, учитывающую среднюю окружную скорость на приведенном радиусе поверхности тре- ния; с этой целью табличные значения [р] надо умножать на скоростной коэффициент я / 2 5 Л = 1/ — • V у 11 где v в м/с.
477
Расчетное усилие для пружины Q2 определяют по формуле (14.23);
пружину подбирают или рассчитывают по методик изложенной
в гл. 15.
При конструировании муфт, встраиваемых в детали передач,
средний диаметр Ос надо согласовывать с размерами этих деталей и
подбирать размер b так, чтобы выполнить условие р sg [р].
Расчетное усилие для подбора пружины и в этом случае опреде-
ляют по формуле (14.23).
Дисковые муфты. В отношении четкости срабатывания (чувстви-
тельности) и плавности включения эти муфты превосходят рассмот-
ренные выше типы предохранительных муфт. Возможность варьиро-
вания размеров дисков и их количества позволяет применять их
в широком диапазоне передаваемых моментов.
Значения f и [pl приведены в табл. 14.9; некоторые типичные
конструкции муфт представлены на рис. 14.27, 14.28 и 14.29. Основ-
ное условие надежности и долговечности муфт — сохранение относи-
тельно стабильных значений f и [pj; лучшие характеристики в этом
Рис. 14.27. Муфты фрикционные предохранительные дисковые:
а — с цилиндрическими винтовыми пружинами; 6 — с центральной
пружиной прямоугольного сечения
478
Pile. 14^. Муфта фрикционная
предохранительная сухая
Рис. 14.29. Муфта фрикционная
предохранительная дисковая со
смазкой
отношении имеют пары трения сталь—асбест и сталь — металлокера-
мика, наносимая на диски слоем толщиной 0,5—1 мм.
При проектировании дисковых муфт придерживаются примерно
таких соотношений размеров:
наружный диаметр кольца трения 3„ к (3 4)d, где d — диа-
метр вала: внутренний диаметр кольца DB «= (0,5 ч- 0,6)DH; приве-
денный радиус кольца трения
о _ 1 Di-Dl
^п₽- 3
(14.25)
Он — Ов
Допускаемая осевая сила от всех пружин
(14.26)
Наибольший передаваемый муфтой момент на границе пробуксо-
вывания
(14.27)
Л4гааж=f [Q] R„pz.
Отсюда требуемое число пар трения
I 1<?1 /?пР • (14 28)
Полученное число округляют до ближайшего четного и определяют
количество ведущих дисков гг — 0,5z и ведомых z2 — 4- 1.
Пример. Рассчитать дисковую фрикционную предохранительную муфту для
передачи номинального момента = 140 Н - м, 0 = 1,4; диаметр вала d = 40 мм.
479
Определяем предельный момент
Л',ш«х = РЛ1во« = 1.4- 140=196 Н • м= 196 10» Н -мм.
Выбираем материал пары трения сталь — металлокерамика;
маем f = 0,3. [р| = 0,2 Н-мм2.
Диаметры кольца трения:
наружный
Da = 4d = 4 - 40= 160 мм;
внутренний
DB=0,5DH=0,5 • 160 = 80 мм.
Приведенный радиус /?пр по формуле (14.25)
„ 1 Он-Ов 1 1603-80» „
/?пр ----------— ----------------- 62 мм.
3 Он — Di 3 1602-80»
Допускаемое осевое усилие — по формуле (14.26)
(Q] = (pl £ (Dh-Db) =0,2 ^(leO2—804=3000 Н.
по табл. 9 приви-
Число пар трения — по формуле (14.28)
Л4 196-10»
г— тах______________________3 5
HQJ А’ир 0 3 - 3000.62 ’
Округляем до четного числа: г = 4.
Количество ведущих дисков zt = 0,5 г = 0,5- 4 = 2.
Количество ведомых дисков г3 = г1+1=2 + 1 = 3.
Толщина стальных дисков 1 —3 мм, асбестовых обкладок —
нис дисков с полумуфтами проверяют так же, как н шлицевые соединения, — на
смятие соприкасающихся поверхностей. Пружины рассчитывают по усилию, при-
ходящемуся на каждую
'?,ТР~ т •
до 3 мм. Сопряже-
на них:
где т — число пружин;
округлении, введенных
для заданного примера
Л4тач 196-103
y₽i"/7?.lp2
уточненное значение
ор
QP — уточненное расчетное усилие, вычисляемое с учетом
при проектировании; на основании формулы (14.27) имеем
0,3 -62-4
2500 Н;
2500
₽о = 7?---------7
0,166 Н/мм3.
(160= —80®)
Приняв число
„ 2500 3,-7
От = ——- = 417
Чпр 6
пружин т = 6, получим
Н.
Необходимые формулы для расчета пружин даны в гл. 15. ’
При проектировании встроенных предохранительных муфт (см.
рис. 14.26 или 14.28) размеры дисков определяют конструктивно,
в соответствии с размерами шкива, звездочки и пр. Во избежание
480
перекоса болтов, регулирую-
щих силу сцеплена сле-
дует предусматривать установку
пальцев (обычно не менее трех)
или заключать болты в короткие
втулки, не препятствующие ре-
гулированию затяжки. В один
из дисков пальцы ставят с га-
рантированным натягом, в дру-
гой они входят с зазором,
чтобы диск мог перемещаться в
осевом направлении (рис. 14.30). Рис. 14.30. Посадка направляющего
Пальцы проверяют на срез, пальца
а поверхность отверстия, сопри-
касающуюся с пальцем, — на смятие. Расчетное окружное уси-
лие Dp, приходящееся на каждый палец, определяют из условия
передачи ими половины момента:
D __ ^тах
где Do — диаметр окружности расположения пальцев;
и — число пальцев. Материал пальцев — стали Стб, 45.
Некоторые относительно простые конструкции предохранитель-
ных и комбинированных муфт показаны на рис. 14.31.—14.35.
Конструкции и расчет предохранительных специальных муфт,
в том числе центробежных, обгонных и др., см. работу (341.
Рис. 14.31. Муфты фрикционные предохранительные дисковые для
сельскохозяйственных машин
16 Зак. 220
481
Рис. 14.32. Муфта предохранительная дисковая (но ГОСТ
15622—70)
°не. 14.35. МуФта фрикционная предо-
хранительная в сочетании с упругой
482
§ 14. 6. СЦЕПНЫЕ МУФТЫ
В приводных устройствах, часто включаемых и выключаемых,
напсимеп в трансмиссиях тракторов и автомобилей, в передачах
к металлообрабатывающим станкам, конвейерам, транспортерам и
другим машинам с переменным режимом работы, устанавливают управ-
' ляемые сцепные муфты. Их конструктивное оформление отличается
большим разнообразием, одоако в заданиях на курсовое проектиро-
вание деталей машин встречаются главным образом муфты сцепные
кулачковые и фрикционные, краткие сведения о которых и приводятся
в данном параграфе.
Кулачковые тцеляые муфты. Наиболее простая конструкция муфты
с прямоугольным поофилем кулачков показана на рис. 14.36; соот-
ношение размеров ее таково: наружный диаметр D х 2,5 d: длина
ступицы неподвижной полумуфты ~ 1,5 d, то же подвижной 1.,^
ри (2 — 2,5)d, осевой зазор е ~ 5 -ь 10 мм, число кулачков z =
— 3 -е- 5, высота кулачка h ~ (0,3 -ь 0,5)d. Полумуфты должны строго
центрироваться на валах, для точности расположения коюрых слу-
жит втулка в "одной из пол у муфт.
Эта муфты применяют для передач значительных моментов, вклю-
чение их возможно лишь при весьма малой относительной угловой
скорости^ (порядка 1 рад/с) или же лучше при полной остановке.
Для проверки кулачков на смятие служит формула
2Л1„
°см = oczf ’ ( 14.29)
где й*р = р41ном; Ос — диаметр окружности, проходящей через се-
редину кулачков; F — поверхность соприкосновен1.я кулачков (од-
ной пары); допускаемое напряжение для кулачков, имеющих зака-
ленную рабочую поверхность до твердости HRC 50—60, при включе
нии во время остановки lol^ до 100 Н мм2.
Муфты с треугольными и трапецеидальными кулачками допу-
скают включение на ходу при разности окружных скоростей на сред-
Рис. 14.36. Муфга сце шая с кулачками прямоугольной формы
16’
483
нем диаметре до 0,8 м/с. На рис. 14.37 показана кулачковая муфта
для включения зубчатого колеса, расположенного н, .Ьм же ваду;
на рис. 14.38 представлены профили кулачков; треугольный профиль
с углом а = 30 4- 40“ пригоден для легких передач с небольшим зна-
чением /Инон, так как при значительных нагрузках кулачки смина-
ются и изнашиваются за сравнительно короткий срок; чисто кулач-
ков z до 60, что обеспечивает плавность включения.
Трапецеидальный профиль считают оптимальным для средненагру-
женных муфт; угол а ~ 3 4- 10°, число кулачков г = 5 4- 12, высота
кулачка h ~ 0,1 Dc; ширина в радиальном направлении b ~(1,5 4-
4- 2) 1г. Твердость рабочих поверхностей HRC 50—60. Осевое усилие
для включения муфты, отнесенное к оси вала,
2Л1О Г Dc ]
+tg(a+p,J'
(14.30)
где Dc — диаметр окружности, проходящей через середину кулач-
ков; коэффициент трения f ~ 0,08 4- 0,15; угол трения р = 5 4- 8°;
и' — диаметр вала, по которому скользит подвижная полумуфта.
Усилие для поддержания муфты во включенном состоянии
2М
G. = ^tga.
Усилие для выключения муфты
2 44 Г D.. I
(14.31)
(14.32)
Кулачки проверяют на смятие по формуле (14.29).
Фрикционные сцепные муфты. По конструкции и принципу дей-
ствия они сходны с предохранительными муфтами соответствующих
типов (см. предыдущий параграф). Соотношение основных размеров
примерно одинаковое, за исключением длины ступицы подвижной
полумуфты — она должна быть больше
Рие. 14.37. Муфта сцепная ку-
лачковая с зубчатым колесом
с учетом размещения механизма вклю-
чения.
На рис. 14.39 показана схемати-
чески конусная сцепная муфта. Угол а
Рис. 14.38. Профили кулачков сцепных
муфт
484
во избежание заклинивания муфты
должен быгь больш ула трения р;
для чугунных муфт обычно принимают
а = 8 ч- 15". По аналогии с расчет-
ными зависимостями, приве энными
в § 14.6, усилие для включения муфты
2Л1П / sin а > ,, „„
С1 = -рЛ(—j----Fcosaj. (14 33)
Для поддержания муфты вс вклю-
ченном состоянии достаточно прило-
жить усилие
Рис. 14.39. Муфта сцепная конусная
2Л1П sin а
(14.34)
(14.35)
Здесь Мр — расчетный момент, равный РЛ4НОИ; £>с — средний диа-
метр, конической части; D„ ~ (2,5 -г- 4) d, где d — диаметр вала, по
которому скользит подвижная полумуфгга; f — коэффициент трения —
по табл. 14.9 (брать большие значения).
Муфту пре веряют по среднему давлению, приходящемуся на еди-
ницу поверхности трэния:
2МР*
Р~ nD-cbf-‘
Значения [р] даны в табл. 14.9.
Дисковые фоикциг"ные сцепные муфты. По конструкции и прин-
ципу действия эти муфты сходны с предохранительными муфтами того
же типа, но они имеют механизм управления. Соотношения основных
размеров приведены в § 14.6, а необходимые для расчета данные —
в табл. 14.9.
При проектировании дисковых муфт их габаритные размеры,
диаметры кольцевых поверхностей трения и другие размеры опреде-
ляют конструктивно и затем находят необходимое число пар трения,
количество ведущих и ведомых дисков по расчетным зависимостям
(14.25)—(14.28).
с
L
Рис. 14.40. Муфта сцепная фрикционная дисковая с внутренним
рычажным механизмом управления
485
Рие. 14.41. Муфта сцепная* фрикцион*
нал дисковая с маховиком
Рис. 14.42. Муфта сцепная фрикционная
дисковая
Некоторые относительно несложные конструкции дисковых сцеп-
ных муфт показаны на рис. 14.40—14.42,
Муфта по рис. 14.40 отличается малыми габаритами благодаря
компактности фрикционной части и механизма управления; при
одной и той же величине силы нажатия Q муфты одинакового диа-
метра, но с различным числом дисков, можно применять в сравни-
тельно широком диапазоне передаваемых моментов.
В механизме управления предусматривают 3—4 рычага из пру-
жинной стали. Усилие, приходящееся на длинное плечо каждого
рычага при включении муфты, может быть определено из условия рав-
новесия рычага, на короткое плечо которого действует сила
е _
*J1 т ~ fRap=m ’
где т — число рычагов; Rtrp — приведенный радиус по
(14.25); можпо с допустимой степенью точности принимать
/?np = 0,25(DH4-DB).
Уравновешивающая сила 5Э на длинном плече рычага
о _ (а+с tg р)
dctg(Y+p)—Л’
По этим усилиям и изгибающим моментам рассчитывают рычаги
управления и их оси. Механизмы включения, представленные на
пне. 14.41—41.42, принципиально сходны с рассмотренным рычаж-
ным устройством; усилия, действующие на нпх в процессе включе-
ния, определяются так же, как и в предыдущем случае — из усло-
вия равновесия. Муфты с электромагнитным управляющим механиз-
мом, с пневматическим управленцем и другие специальные муфты
редко встречаются в заданиях на курсовое проектирование, поэтому
здесь они и не рассматриваются. Необходимые данные см. в работе [341.
(14.36)
формуле
(14.37)
Гла уГ5
РАСЧЕТ ПРУЖИН
§15.1. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ВИНТОВЫЕ
ПРУЖИНЫ РАСТЯЖЕНИЯ — СЖАТИЯ
Цилиндрические винтовые пружины растяжения—
сжатия предназначены для восприятия осевой растягиваю-
щей * или шкимающей нагрузки. Наибольшее распространение
имеют цилиндрические пружины из проволоки круглого се-
чения*
На рис. 15.1, а показана пружина сжатия, а на рис. 15.1, б —
пружина, растяжения.
По ГОСТ 13764—68 предусмотрено деление пружин на три класса.
К I классу относят пружины, испытывающие циклическую нагрузку,
при работе которых нет соударения витков и выносливость которых
не ниже 5-10“ циклов. Пружины II класса подвергаются цикличе-
ской ,или статической нагрузке, соударение витков отсутствует, наи-
меньшая выносливость 7' 1 -105 циклов. Kill классу относят только
пружины сжатия, испытывающие циклические нагрузки при возмож-
ном соударении витков и выносливости >2-103 циклов. Таким обра-
зом, пружины, встречающиеся в объектах курсового проектирования
детелей машин, как правило, II класса. ГОСТ предусматривает деление
классов на разряды.
Пружины изготовляют из высскоутлеродистой стали марок 65,
70, 75, 85, С5Г или (в ответственных случаях) из легированной стали
марок 60С2, 6СС2А, 65С2ВА, 70СЗА, 50ХФА.
Иногда специальные пружины (нержавеющие, жаро- и кислото-
упорные) изготовляют из сплавов цветных металлов, например кад-
миевой бронз
В табл. 15.1 приведены стандартные диаметры и пределы прочности
стальной углеродистой пружинной проволоки.
Расчет пружин на прочность
Расчет пружин на прочность производят по касательным напряже-
ниям. Условие прочности пружины имеет вид
т = £-*ф-
м.
(15.1)
487
где т — расчетное напряжение в поперечном сечении р-ттка;
k -— коэффициент, учитывающий влияние криви.. Ji витков и
поперечной силы;
4с 4-2.
4с —3’
(15.2)
d0
здесьс=-— — индекс пружины;
Р — сила, растягивающая (или сжимающая) пружину; Dt, —
средний диаметр пружины (см. рис. 15.1); d — диаметр проволоки
пружины; 1т| — допускаемое напряжение.
Рекомендуется соблюдать следующую зависимость между d и с:
d, мм................... 1—2,5
с ................... 5—Г2
6—12
4—9
Допускаемое напряжение [т] выбирают в зависимости от класса
и разряда пружин, а также от их материала. Для пружин II класса
ГОСТ предусматривает четыре разряда. Пружины 1-го и 2-го разря-
дов изготовляют из проволоки клас-
сов 1 и II по ГОСТ 9389—75
(см. табл. 15.1). В этом случае
принимают [т| = 0,4ов. При диа-
метре проволоки больше 5 мм пру-
жины относят к 3-му или к 4-му
разрядам. Так, 3-й разряд вклю-
чает пружины с d = 3 -=- 12 мм
из сталей 65Г, 60С2А, 65С2ВА,
5СХФА; допускаемое напряжение
Рис. 15.1
15.1. Проволока стальная
углеродистая пружинная
(по ГОСТ 9389 — 75)
d. мм Предел проч- ности при растяжении кгс/мм2* не ниже d, мм Предел проч- неет и при растяжении °в> кгс/мма» не ниже
Класс Класс
11 1 11 I
0,50 0,56 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00 1,10 1,20 1,30 1,40 1,50 1,60 1,80 220 265 2.00 2,30 2,50 2,80 3,00 3,50 4,00 4,50 5,00 5,60 6,00 180 170 205 195 185 180 175 170 165
220 165
260
155
215
255 250
140 150
205 200
240 135 145
200 195 235 230
190 220
180 210
488
It] = 750 Н/мм2; на—‘ней, при больших диаметрах (d — 14 -=- 50 мм)
материал пружин - 2тали 60С2А, 60С2, 65С2ВА, 70СЗА, 50ХФА,
65Г; допускаемое напряжение Ы = 650 Н/мм2.
Расчет пружин на жесткость
Изменение высоты (осадку) цилиндрической винтовой пружины
из проволоки круглого сечения определяюг по формуле
Х = ^-, (15-3)
где п — число рабочих витков пружины; G — модуль сдвига (для
стали в среднем G = 8,0-104 Н/мм2).
Из формулы (15.3) следует, что осадка пружины А. прямо пропор-
циональна ее нагрузке. Следовательно, график зависимости X от Р,
так называемая характеристика пружины, представляет собой пря-
мою линию.
Размеры пружин
Пружины сжатия. Пружины сжатия навивают таким образом,
чтобы между витками оставались зазоры s„. (см. рис. 15.1, а). Вели-
чину з^ора выбирают с таким расчетом, чтобы при напряжении
в пружине, равном допускаемому, между витками оставался гаран-
тированный зазор sp ~0,1 d. При этом рабочая нагрузка не должна
превышать 80—90% от предельной нагрузки, при которой витки
соприкасаются. Таким образом, при статической нагрузке пружины
исключается возможность посадки витка на виток во время работы.
Шаг t пружийы в свободном состоянии
f = d + £+sp. (15.4)
^Обычно применяют пружины со сравнительно небольшим шагом
, Du . _ Du
t = редко
Торцовые витки пружины должны прижиматься к соседним вит-
кам (см. рис. 15.1, а). После навивки и закалки пружины торцовые
поверхности ее шлифуют для обеспечения перпендикулярности тор-
цов к продольной оси. Это необходимо для предотвращения перекоса
пружины под нагрузкой. Таким образом, концевые витки, частично
сбшлифованпые, не принимают участия в работе пружины. Поэтому
полное число витков пружины больше числа рабочих витков п.
Принимают
«1 — «+(1,5-5-2). (15.5)
Высота Н3 при полном сжатии (при посадке витка на виток)
H3 = (n1-0,5)d. (15.6)
Высота Но пружины в свободном состоянии
Ни = /7з + n(t—d). (15.7)
4й9
Длила I загс гот кп пповолокп
для пружины
* (15-8)
cos a '
Угол а подъема витка пружины
в среднем принимают равным 6—9°.
Чтобы исключить опасность по-
тери устойчивости пружины сжа-
тия, следует соблюдать условие
Do
(15.9)
R случае Ни > 2,GD„ пружина должна быть смонтирована в гильзе
или на оправке, если же это невозможно, то пружину следует рассчи-
тать па устойчивость (см. например, 133]).
Пружины растяжения. Витки пружин растяжения (см. рис. 15.1, 6)
навиваются плотно один к другому, и между ними возникает перво-
начальное усилие нажатия Pt; поэтому характеристика пружины имеет
вид, изображенный на рис. 15.2.
Зависимость Pt от предельной нагрузки Гппед = Р3 установлена
опытным путем:
при
d <_ 5 мм;
Р3
3
при d 5 мм.
(15.10)
При рабочей нагрузке Рр — Р2 напряжение в опасной точке
пружины должно быть примерно равно допускаемому. Может быть
допущена некоторая перегрузка пружины до Р3. Связь между Р2
и Р3 устанавливается зависимостью
(15.11)
где б„ — относительный инерционный зазор пружины сжатия. Этот
зазор для пружины растяжения служит ограничением максимального
перемещения. Для пружин сжатия lull классов би = 0,05 -е 0,25.
Для пружин растяжения би = 0,05 -е 0,10.
Длина Н’о ненагруженнон пружины (вместе с прицепами)
//; = nd + (I-^-2)Z?0. (15.12)
Значение второго слагаемого в формуле (15.12), представляющего
собой прибавку к собственной (рабочей) длине пружины, определя-
ется принятой конструкцией прицепов.
Длина /0 заготовки проволоки для пружины
где — длина прицепов.
490
Конструирование пружин
При КОНСТрупрСВсжШП пружин обычно 3J-
1а*от усилите, нагружающее пружину, и пре-
ельные габариты, в которые должна впи-
саться проектируемая пружина. Нередко
требуется также обеспечить заданную жест-
кость пружины.
Для определения размеров проектируемой
пружины имеется два расчетных уравнения:
условие прочности (15.1) и формула (15.3)
для изменения высоты пружины под нагруз-
кой. Неизвестных лее величин три — средни:!
диаметр пружины Do, диаметр проволоки d
и число рабочих витков л. Оптимальное ре-
шение может быть найдено путем ряда после-
довательных приближений.
Пример Ч. Для обеспечения передачи заданного момента диски фрикционной
управляемой 1уфты (рис. 15.3) должны сжиматься силой Q - 6480 Н (допуск на
величий усилия ±2%). По окружности муфты можно расположить 12 цвлтшдриче-
ских винтовых пружин при условии, ч"о их внешний диаметр Da не будет превы-
шать 40 мм.
При выключении муфты пружины дополн’тельно сжимаются на 3 мм. При птом
приращение усилия AQ не должно превышать 20% от Q.
Спроектировать пружины муфты.
Решение. 1. Определяем усилие, действующее иа одну пружину при вклю-
ченной муфте:
6480
= 540
Н.
2. Определяем усилие, действующее на одну пружину при выключенной муфте:
Р2^рг £+^. = 540-1,2 = 648 Н.
3. Строим графин зависимости Р от X, учитывая, что при изменении
усилия пружины от Pj до Р« осадка пружины > ве.шчв тается на 3 мм
и характеристика пружины линейна (рис. 15.4).
4. Из графика (рис. 15.4) определяем X, рас-
сматривая подооие треугольников АОВ и СОЕ:
Рис. 15.4
Х-> Ро
Х2—3-=: Pf’
, ЗР3 3 - 643
- P2—Pi ~ Ш—540
18 мм.
Гак как посадка витка на виток не до-
пускается, предельное усилие Р3 должно быть
дольше Р2.
Таким образом, следует спроектировать пру-
жину с рабочей нагрузкой Р„ = Р, и X — 18 мм-
При нагрузке Р., расчетные напряжении в
жние можно принять пчвнт мд [т), а зазор
между витками s, — 0,1 д’.
491
5. Задаемся материалом пружины и выбираем величину допускаемого напря-
жения.
Материал — стальная углеродистая пружинная проволока II класса по ГОСТ
9389—75. Для предварительного расчета принимаем минимальное допускаемое
напряжение (см. стр. 488 и табл 15.1) [т] = 0,4 ав = 0,4-140 = 56 кгс/мм2 «
^560 Н/мм2
6. На основе формулы (15.1) получаем
8Р»с г 1
откуда
г л [т]
Задаемся с — 6, тогда
4с + 2 4.6 + 2
4с —3 4-6 — 3
При этом
1,24.
1,24-8-648-6
4,67 мм.
Г 3,14. SCO
Округляя по табл. 15.1, принимаем d = 5 мм; тогда Do = cd = 6-5 — 30 мм.
Проверка расчетных напряжений не нужна, так как [т] было принято для d = 5 мм.
7. Определяем число рабочих витков пружины. Из формулы- (15.3) следует
Gd1^ 8,0 10* • 5* - 18
n-8P2D< — 8-648-303 ~61 ’
С некоторым округлением принимаем п = 7,
8. Полное число витков
n,=n + (l,5-=-2) = 7 + (l,5-j-2,0) = 9.
9. Определяем шаг пружины
/ = d + ^+sp = 5 + у+0,1 -5 = 8,08 мм.
10. Определяем высоту пружины при полном сжатии витков:
— 0,5) d = (9—0,5) 5 = 42,5 мм.
11 Определяем высоту свободной пружины:
Я0=Д3 + п (/ —d) = 42,54-7 (8,08 — 5) = 64,06 мм.
412. Вычисляем отношение для выяснения необходимости проверки пружины
на устойчивость:
£= <^ = 2,13 <2,6,
следовательно, проверка на устойчивость не нужна.
§ 15.2. ТАРЕЛЬЧАТЫЕ ПРУД* ИНЫ
Тарельчатые пружины применяют в основном при больших ста-
тических и динамических нагрузках. Жесткость этих пружин велика,
поэтому их следует ставить в тех случаях, когда требуется, чтобы
пружина развивала значительное усилие при небольшой осадке.
492
Рис. 15.5
Конусные диски (тарелки)
пружин (рис. 15.5) изгото-
вляют из листовой стали
(толщиной 0,5—10 мм) путем
холодной или горячей штам-
повки. Угол подъема у кону-
сов не превышает 2—6°. Вы-
сота h0 конуса обычно нахо-
дится в пределах 2—9 мм.
Тарельчатые пружины стандартизованы (ГОСТ 3057—54). В
табл. 15.2 приведены выдержки из этого ГОСТа.
Основным материалом пружин является сталь 60С2А, но допуска-
ется применение пружинной стали других марок в виде листового
или полосового проката при условии, что механические характеристики
выбранного материала не ниже, чем у стали 60С2А.
ГОСТ 3057—54 предусматривает деление тарельчатых пружин
по точности их изготовления на две категории: Н — пружины нор-
мальной точности и П — пружины повышенной точности, у которых
поверхности обреза, получаемые после штамповки, подвергаются
механической обработке.
Рассматриваемые пружины в большинстве случаев составляются из
нескольких дисков, соединяемых попарно по периметру кромок в секции
(рис. 15.6). Секции пружины монтируются в гильзах или на оправках.
На рис. 15.7 показано применение тарельчатой пружины в чер-
вячном редукторе, имеющем фрикционное предохранительное устрой-
ство для ограничения предельной величины передаваемого момента.
По характеру нагрузки, для восприятия которой предназначена
пружина, ГССТ 3057—54 предусматривает деление тарельчатых пру-
ний и приемки.
По жесткости пружины де-
лят на две категории: большой
жесткости, для которых отно-
жин на три группы:
С — пружины статического действия;
Д — пружины динамического действия;
М — пружины многократного действия.
Для каждой *из этих групп установлены особые правила испыта-
Рнс. 15.6
Рис. 15.7
493
15.2 Таредьча-'-'-'е пру.кшгы (по ГОСТ 3057—54)
Г d S ло Усилия при про- гибе, кгс 1 D а S >т % Усилья при про- гибе. :гс
и а II «5 а II е» 7 оо II е» О о 11 g)
мм рт мм Рт Рг
Пручншы большой жесткости 25 5.0 2,0 7.0 3 800 3100 2500
32 4,0 2.3 6,3 2300 1900 1600
23 12 1.5 0.8 2.3 5.00 410 350 90 40 2.5 3 800 3100 2600
4.5
;« 15 0,6 2.0 830 670 550 5,0 7,0
32 10 0.9 2.9 910 750 610 4 800 3900 3200
50 6,0 2.0 —
35 20 2,0 0,8 2,8 900 730 600 8(0 8 300 6700 5500
1.0 3,0 730 620 520 36 4.8 2.5 7,3 3 500 2800 2400
40 40 6.0 9 9 8,2 6 100 4900 4100
0.8 3,3 1500 1200 990
100
ГЛ г- 5.0 2.5 7,5 8.5 4 500 3600 6200 3000 5200
25 3,5 1^0 1000 840 оО 6,0 7 600
1,0
ч*5 3,0 4.0 2200 17 0 1150 60 7,0 2,0 9,0 11 500 9290 7500
50 20 о о 1.3 3,5 7.70 610 510 Пружины малой жесткости 140
30 1,0 4,0 1S50 1500 1250 30 15 1,0 1,0 2,0 170 150
— 24 3.0 1.1 4Д 1700 1 100 1150 35 1,5 2,5 380 330 280
00 25 .050 900 76С 40 20 1,0 1,5 140 140 130
— 20 2,5 1.0 4,0 830 700 580 45 25 1,5 35 3,0 400 350 320
GO 26 Зо 1.1 3 ч 2900 1300 1900 50 20 2,0 1,5 зд 630 530 460
30 2.0 4 о 171)0 1400 1150 1.5 3.0 300 260 240
о,’-» 1.5 5,0 2600 2100 1750 55 25 Зр 550 480 410
65 О. 2.0 4J5 1100 1100 950 20 4,9 590 530 180
35 .1,0 2300 1900 1550
— 5.0 60 1,5 2.0 3,5 270 270 250
26 1,1 1'1.1 3500 860 °300
70 28 3,8 1.8 5,6 2600 21 Л) 1750 65 30 О 4,5 1 029 880 760
10 4,0 1,5 5.5 3100 2500 2100 70 2,0 2.5 540 510 480
28 5Д)
6.5 2,700 2900 2400 3,0 2.0 о» 1 450 1250 1050
32 7,0 1.0 8.0 691.9 Зо00 1500 80 35 2.5 5,э 1 W 1200
80 36 40 3,7 4,0 2Д) 5,7 6,0 2100 2800 1750 z.300 1500 1950 40 2,0 3.0 5,0 550 550 530
100 4,0 7,0 2 450 2100 1850
50 5,0 1,5 6,5 5100 41J0 3400 —
ПО’ 50 2.5 3,5 60 780 740 740
По ГОСТ 3057—54 стандартизованы пружины с наружным диаметром цо D = 300 вдя*
4J4
шение максимально 'можно го (предельного) прогноз (осадки) /да
к толщине тарелки S
-£<0,6,
О
и малой жесткости, для которых
В спецификациях к чертежам должно быть указано полное обоз-
начение пружины. Например, пружину нормальной точности стати-
ческого действия с наружным диаметром D = 70 мм, внутренним
d = 30 мм, толщиной S = 3 мм и предельней осадкой f,„ = 2 мм обоз-
начают так:
Пружина тарельчатая НС70 X 30 X 3 X 2 ГОСТ 3057—54.
Тарельчатые пружины имеют нелинейную характеристику, выра-
жаемую при отношении диаметров диска in — ^2,5 следующей
приближенной формулой:
(15.14)
*
здесь Р2 — нагрузка пружины (усилие, развиваемое при осадке Д>);
£ — модуль продольной упругости материала пружины; Д, — осадка
пружины (одного диска) при рабочей нагрузке: А — коэффициент,
имеющий в зависимости от отношения диаметров пружины следующие
значения:
т — 2.5 2.0 1,5
А = 0,76 0,65 0,50
р — коэффициент Пуассона материала пружины (обычно р, ~ 0,3).
Значения остальных величин, входящих в формулу (15.14), были
приведены выше.
Подбор пружин по заданному усилию и прогибу (осадке) произ-
водят по ГОСТ 3057—54. При этом, конечно, учитывают требоватшя,
предъявляемые к габаритным размерам выбираемой пружины.
Если каждый из дисков выбранной, пружины толжен давать осадку,
составляющую 0,65 или 0,8 от предельно возможной, т. е. при f2 =
= 0,65Дп или Д> = 0,8fm, формулу (15.14) применять не нужно, тек
как усилия £>, соответствующие указанным осадкам, приведены в таб-
лице ГОСТ 3057—54. Фактическое усилие, развиваемое пружиной
при раиной осадке, может отличаться от указанного в ГОСТе па
±20% для пружин нормальной и на ±10% для пружин повышенной
точности. Эти допуски на величину усилий также оговорены в ГОСТе.
При подборе пружин для статической нагрузки следует исходить
из того, чтобы осадка каждой тарелки не превышала 0,8 Дл (лучше
даже 0,7 fm). При динамической нагрузке максимально допустимой
осадкой считают f2max 0,65fm.
495
Пружины, выбранные по ГОСТу, рассчитывать а прочность
не нужно, поэтому формулы для определения напряж^лий в тарель-
чатых пружинах здесь не приведены.
Расчетные значения максимальных напряжений, соответствующих рабочей на-
(пузке пружины, выбранной по ГОСТу, весьма высоки, но, как показывают специ-
а 1ьные исследования, эти расчетные значения существенно выше фактических,
что связано с наличием начальных напряжений, обусловленных предварительным
обжатием пружин до их полного сплющивания.
Данные ГОСТа базируются на результатах экспериментального исследования
пружин, поэтому можно считать, что при указанной в ГОСТе нагрузке напряжения
в пружине не превышают допускаемых.
ример. Подобрать тарельчатую пружину для червячного редуктора (см.
рис. 15.7), если пруткина должна создавать усилие нажатия 720 кге при ходе пру-
.кины Л = 5 -5- 6 мм. Наружный диаметр пружины до тжен быть не более 70 мм.
Решение. Наиболее подходящей (см. табл 15.2) является пружина малой
жесткости с наружным диаметром D — 65 мм, развивающая при прогибе ("иного
диека) = 0,65 fm — 0,65-2 = 1,3 мм усилие Р, — 760 кге. Это несколько больше
требуемого, поэтому будем исходить нз меньшего прогиба диска, а именно /2 =
= 0,6 = 0,6-2 = 1,2 мм
Требуемое число дисков при 7 = 6 мм
Усилие, развиваемое пружиной при прогибе каждого из дисков f2 — 1,2 мм,
определим по формуле (15.14.. принимая модуль продольной упругости Е = 2,2 к
X I04 кге мм2, коэффициент Пуассона р. = 0,3 и А = 0,70 при т = 2,17. Значения
остальных величин, входящих в указанную формулу, приведены в табл. 15.2;
(fm-^) + S2] =
Р 4ESf*
2 Д£>2(1—р2)
_ 4 2,2 - IO4 - 2,5 - 1,2 Г
0,70 • 652 (1 — 0,32) [' ’ '
2--у) + 2,521 = 722 кге,
что соответствует заданному усилию.
1
Г Л-li. J 16
ПРИМЕРЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
§ 1в.1. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА
С КОНИЧЕСКО-ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ
РЕДУКТОРОМ
Техническое задание. Спроектировать редуктор при-
вода пластинчатого конвейера для перемещения сыпучих материалов
(рис. 16.1) по следующим данным: тяговое усилие на цепи конвейера
Р = 5000 Н; скорость цепи v — 0,35 м/с; шаг цепи t = 100 мм;
число зубьев ведущей звездочки г = 12. График нагрузки —
по рис. 16.2.
Температура воздуха в зоне расположения привода tB =
= 25 - 30° С.
Расстояние от пола до оси ведущей звездочки конвейера И 800 мм.
Привод разместить под конвейером.
Спроектировать также редуктор к смесителю с вертикальным валом
(рис. 16.3), используя детали редуктора конвейера.
Потребляемая мощность на валу смесителя Nc = 1,7 кВт при ча-
стоте вращения вала пя = 50 ± 5 об/мин. Направление вращения
вала смесителя см. на рис. 16.3. Нагрузка постоянная.
Срок службы каждого редуктора 10 лет, а подшипников не менее
20 000 ч. Передачи нереверсивные. Работа в одну смену.
Рис. 16.1. Кинематическая схема привода конвейера:
1 — электродвигатель; 2 — упругая муфта; 3 — зубчатый коническо-цилиндрический ре-
дуктор; 4 — цепная передача; 5 — ведущий вал конвейера; 6 — ведущая звездочка конвейера
7 — цепь конвейера
497
Рис. 16.2. График нагруз-
ки конвейера
Рис. 16.3. Кинематическая схема привода
смесителя:
1 — 2. 4 — упругая муфта;
3 — зубчатый кояичееко-цклиадрнческий ре-
дуктор с вертякальным ведомым валом; 5 —
вертикальный вал смесителя; 6 — смеситель
I. Кипематическая схема привела конвейера
и подбор электродвигателя
1. Выбор кинематической схемы. Вследствие сравнительно боль-
шого расстояния от пола до конвейера в качестве последней ступени
привода применяем цепную передачу. В результате анализа несколь-
ких схем редукторов выявлена целесообразность применения как для
привода конвейера, так и для смесителя коническо-цилиндрического
редуктора. На рис. 16.1 и 16.3 представлены окончательные варианты
схем приводов.
2. Определение потребной мощности электродвигателя для при-
вода конвейера.
Общий к. п. д. привода
1] = П1П2Ч344Л5 = 0,97 0,98 0,993 • 0,9 • 0,99 = 0,823,
где т]! — 0,97 — к. п. д. конической зубчатой передачи редуктора;
т], = 0,98 — к. п. д. цилиндрической зубчатой передачи редуктора;
т|3 — 0,99 — коэффициент, учитывающий потери в одной паре под-
шипников качения редуктора; р4 = 0,9 — к. п. д. открытой цепной
передачи; т]5 = 0,99—коэффициент, учитывающий потери пары под-
шипников качения вала ведущей звездочки конвейера.
Требуемая мощность электродвигателя
л Ро = 5000-0^35_2120 Вт = 2 12 кВт
i| С,С-3
3. Подбор электродвигателя по каталогу.
По каталогу (табл, п.4 приложения) имеются электродвигатели
типа АО2 (асинхронные обдуваемые общего назначения) с номиналь-
ной мощностью Аг = 2,2 кВт, но с разной частотен вращения вала
п3; 2860; 1130, 950 и 720 об. мин.
498
Электродвигател- \ п3 = 720 об/мин имеет большие габариты и
массу, поэтому его не используем. Привод от электродвигателей
с /гэ = 2860 об/мин й п , = 1430 об/мин должен иметь большое пере
даточное отношение, а следовательно, и большие габариты. Напри-
мер, при пэ = 1430 об/мин
1о6щ-л4
1430
17,5
= 81,6,
где п4 — частота вращения ведущей звездочки конвейера;
и-60.103 0,35-60.103
«4 =--~t---= —[р-ТОО = 17,5 сб/мин-
Приняв для цепной передачи передаточное отношение i3= — = 3.
п i
получим для коническо-пилиндрического редуктора L = —
Н 1-3
= 27,2, что затрудняет осуществление принятой схемы привода.
Выбираем электродвигатель АО2-32-6 с п. = 950 об мин и Мэ =
= 2,2 кВт.
4 Общее передаточное отношение привода при выбранном элек-
тродвигателе
: ____,гэ ♦ 950 УЧ
Io6l“_ п4 17,5
5. Разбивка передаточного отношения io6m-
В соответствии с рекомендациями, приведенными в гл. 1, примем
13 — 3. Для конической пары редактора выберем передаточное число
согласно ГОСТ 12289—66: = 3,15, тогда для цилиндрической пары
получим
,, _‘общ _ 54,3 _г- 7.
1^2 • Q 1 Г* Q О J / Т .
uti3 3,15-3
а всего редуктора
Пр = «11/0 = 3,15-5,74 = 18,1.
6. Определение частоты вращения ведомого вала редуктора.
При /3 = 3
«з = г’зП1 = 3 • 17,5 = 52,5 об/мпн,
т. е. соответствует заданной частоте вращения вала смесителя.
II. Расчет редуктора привода конвейера (рис. 16.4)
Частота вращения валов:
ведущего
п1 = п3 = 950 об/мин;
промежуточного
п2 = П1- = ття = 302 об/мин;
иг 3,1о
499
Рис. 16.4. Кинематическая схема зубчатого коническо-цилиндриче-
ского редуктора привода конвейера
ведомого
я, 950 го д
«з = — = пгт = 52,5 об/мин.
и р 1 о 11
Вращающие моменты
на ведущем валу при Л\ = Л\
.. л/, 2,12 Юз
1 — “ 99,3 - 21 ’4 Н м
где
яп, п • 950
~~ 30 — 40 ~
99,3 рад/с;
на промежуточном валу
М2 -=M1U1 = 21,4 -3,15 = 67,4 Н-м;
на ведомом валу
Л48 = Л4гир = 21,4-18,1 =387 Н-м.
При определении вращающих моментов потери не учитывались.
Расчет зубчатых передач
Расчет конической зубчатой передачи (^=3)
Для повышения плавности и бесшумности редуктора коническую
и цилиндрическую зубчатые передачи выполняем косозубыми. Примем
рт = 10“ (предварительно).
1. Номинальное число часов работы за весь срок службы редук-
тора (10 лет, односменная работа; 300 раб. дней в году по 8 ч)
7 = 8-300-10 = 24 000 ч.
2. Продолжительность действия отдельных моментов за весь срок
службы редуктора (см. рис. 16.2)
Л4 = 0,ЗЛ4н; 4 = 0,67;
/ИП = Л4Н; /.. = 0,17;
Мш = 0,7Л4ц; 4 = 0,37.
500
3. Эквивалентное ччсло циклов нагружения зубьев при расчете
па контактную про tTb
Л'ц. экв = 77? Мта.х/г»ах/гтах + М [f illl +... + Л1 qtqnq).
*W max
В нашем случае = п = const, Л4тах = 7ИЛ.
Для шестерни zx
Лц..кв1=~[(0Жн)3 0,67 + Л4н 0,1Г+(0,7Ии)3 0,37] = 13^7=
= 13-950-24-103 = 29,6-107;
для колеса z2
Д' Л'ц. экв1 _ 29-6 • [°7 _ с 4. ю?
Ли.’кв2 Uj — 3j5 —у,4 .
4. Эквивалентное число циклов нагружения зчбьев:
при расчете на изгиб
г. экв = 775 (Л4тах^гагх^тах 4“ М'№1Пг 4“ • • -4~ Mqtgll,/).
ZWmax
Для шестерни
М'ц. экв 1 [(0,3/Ин)9 0,67 + Л4’„ - 0,17 + (G.7M н)9 • 0,37 =
Л1н
= GntT = 6 • 950 • 24 -103 = 13,6 • 107;
для колеса z2
Мц. экв2 = = 4,3 • 107.
5. Материал зубчатой пары выбираем по табл. 3.10.
Выберем для шестерни сталь 45 (ов = 900 Н мм2; ат = 440 Н/мм2;
НВ 230) и для колеса zo сталь 45 (ав = 590 Н/мм2; от — 300 Н/мм2;
НВ 200).
6. Допускаемое контактное напряжение для зубьев колес
[сг]к = 2,75ЯВт1п&рк,
6 / ю7
где A„k = V Ti-----коэффициент режима.
т &КВ
Так как Мэ.цкв > Ю7, то kpK = 1, тогда
[<т]к1 = 2,75 -230 ^630 Н/мм2;
[п]к2 = 2,75 -200 = 550 Н/мм2.
Для косозубых колес при значительном перепаде твертостей
[о]к= 0.5 ([о]к1 + Мкг) — 0,5 (630 + 550) = 590 Н/мм2
7. Коэффициент нагрузки К примем предварительно К = Кд/Ск =
= 1,5 (см. § 3.4), учитывая консольное расположение конической
шестерни.
601
8. Требуемый внешний делительный диаметр колеса ид условия
контактной прочности
3/7340'2 Л?,А<
е'- “Г [o]J тц (1-0.5Ф/? )2Аик ~
о Л p40V 21.4-10». 1,3-3,13- .г.
-~V \5Ж] 0,3 (1-0,5 0,3)2-1,2 1131 Г,м’
где ip — ~ принимаем равным 0,3; /г„к = 1,2.
По ГОСТ 12289—66 принимаем de2 — 160 мм.
9. Числа зубьев шестерни и колеса.
Примем ?! — 20, тогда г, — = 20-3,13 = 63.
10. Внешний окружной модуль
Зс2 160 г.
Ш/t—г_ — ь3 -,о4 мм.
По ГОСТ 9563—60** принимаем пг!е = 2,5 мм.
11. Уточняем числа зубьев и передаточные числа:
<2
т,е
160 г3 64 ,
птт = 64, тогда г1==-- = ^=20,4,
,0 м1 Q, 1J
принимаем = 20; окончательно
U1 = 73- = 3,2.
г1.
Отклонение от стандартного значения иг — 3,15 составляет 1,5%
(допускается ±3%).
12. Внешнее конусное расстояние и длина зуба (по принятому
значению модуля mte)
Rc = 0,5m,л | ^Г+й -= 0,5 - 2,5 • 20 [ '3,22 + 1 83,75 мм.
Ширина зубчатого венца
b = гЬк Re = 0,3 83,7525,2 мм.
Назначаем b — 26 мм, тогда
М = с = ^0’311-
13. Уточняем угол |3,и:
„ _ „ г Re-b _ О - о С 83,75-26 _ „ Ооо.
tgpc=-3,0/и,е — о,э-..,5 83 75,26 О.^оЗ,
ре= 13°07';
tg Р„, S= tg pt. j _0 5фя = 1—o,5 O^ii =0-27o>
|3„ 1548' — больше принятого предварительно значения P,n = 10°.
Окончательно принимаем р,„ = 16 .
14. Углы делительных конусов.
044-51 = 111 = 3,2; 6i=17c15'; 6о = 904' — 1/ 15' = /2'“45.
502
15. Средний окру •’ ной модуль
ft sin 6, о г 26 siii 17'15' п . п
mhn = т/е-----—- = 2,5------------------^2,12 мм;
тпт = tntm cos p,n = 2,12 cos 16° = 2,04 мм.
16. Средняя окружная скорость в зацеплении
3,14 - 2,12 - 20.950 ^ .
иЧ>1 60-1000 кп.шпп ~z,iu м/с.
Ь0 • 1000
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи
(по ГОСТ 1758—56) (см. табл. 3.7).
17. Уточняем коэффициент нагрузки:
л-ял».
Значение динамического коэффициента принимаем (табл. 3.4)
лт/е(1— ) ft
/<в^ 1 при b= - ; 14 = ^-
Коэффициент концентрации нагрузки (табл. 3.8)
7<к = 0 (1 — <р) + ф (при твердости •< НВ 350), где ф — коэффи-
циент, характеризующий степень равномерности подводимой нагрузки;
по формуле (3.48)
I пМ -р -|-... 4-Л4 1 п
1 1 .нгаах '“глах i 1 X 1 ЧЧ Ч
^max\ См пМ "bGnl "!••• 4*СЯл
,"*1* \ т max ,итах ‘11’ ‘ Ч ч
В нашем случае п, = щ = const.
Значения Л1/ и /,• приведены на рис. 16.2.
П) = — . ~Ь'Иц/; + -'И|1|1з .
/Vlg G+4 + б» ’
Т — + 4 -|- /3;
<Р = дру (0,ЗМн • 0,67 + 0,1 ,И„ • 0,1Т + 0,7Л4„ • 0,37) = 0,49.
По табл. 3.9 при
A=_L_ = _2s_<1
mlmZt 2,12-20^
находим 8 = 1,4. Тогда /<к — 1,4 (1 —0,49) + 0,49 =к 1,2; К —
= ЛдКк = 1 -1,2 = 1,2.
18. Контактные напряжения по формуле (3.37)
— 68с т / MiKui
°к ~ de2’—b sin 6, У bkm sin 5a ~
680 -.Г21,4.103.1,2.3 92
~ 160 - 26 sin 7245' У 2 6 • 1,2 sin 7245' ~ H/w“-
Полученное значение ск ниже принятого [ст]к- = 590 Н/мм2. Раз-
иина составляет (590—490) • 100 = 16,994», ее можно компенсировать
соответствующим снижшшем твердости зубьев шестерни и колеса.
503
1000 н,
19. Составляющие силы, действующие в зацеплен
Средний угол наклона линии зуба |Зт = 16°. Напри, ление спирали
зубьев шестерни — левое; направление вращения вала (со стороны
большего диаметра шестерни) — по часовой стрелке.
Окружное усилие
2/Иг 2-21,4.103
42,4
где dlml = rn,mzx = 2,12-20 — 42,4 мм.
Осевое усилие на шестерне (радиальное Т2 на зубчатом колесе),
формула (7.9).
Qi -- Pi (tg + ui sin р,„) =
= 1000 sin-17°'j-'- (tg 20° + 3,2 sin 16е) «=+82 H.
cos lb &
Радиальное усилие на шестерне (осевое Q2 на зубчатом колесе),
формула (7.10)
Ту = Sr(U1 tg “ sin =
pm
= 1000 sin-17^' (3,2 tg20° -sin 16°) «Г20 H.
cos 16° ° '
20. Проверяем прочность зубьев на изгиб. Допускаемое напряже-
ние изгиба при отнулевом цикле (конвейер движется в одном направ-
лении)
г 1 _ 1>4о_1 ь
ta°J“ “ [л] ko RP"'
где [п] — требуемый коэффициент запаса прочности (см. стр. 60),
принимаем равным 1,4 (стальные поковки, подвергнутые нормали-
зации или улучшению); k„ — эффективный коэффициент концентра-
ции напряжений у корня зуба; ka — 1,5 (см. стр. 61); £ри — коэффи-
циент режима нагрузки;
*ри у N
так как
Для
Для
о_! = 0,43 -800 = 344 Н/мм2
[°«]И1 = йл5 = 230 Н/мм2-
Для колеса
ст_1 = 0,43ств = 0,43-590 = 254 Н/мм2
и
Ым,70 Н/мм*.
ц. экв
Л1Ц. ,кв > 10’, то /?ри = 1.
углеродистых сталей o_i = 0,43 ов.
шестерни
504
Напряжения изгиба в зубьях конической пары
^1.39KPcos*P
ybmnm&t —
где у — коэффициент формы зуба, находим по эквивалентному числу
зубьев.
Для шестерни гх = 20
г = г1 __________________23’
vtl cos61cos3pm cos 17° 15'cos3 16° “ ’
для колеса при г2 = 64
Zvt2 COS 62 COS3 pm
64
cos 72°45' cos3 16°
246.
*2
По табл. 3.3 при a = 20° и x = 0 получаем yt = 0,39; y2 = 0,492.
Напряжение изгиба в зубьях шестерни при tt^ 1,6
°ni
1,39.1,2- 10эсоз3 16°
— 0,39-2,04.26-1,6
47 Н/мм2.
Напряжение изгиба в зубьях колеса
__сти14/1 _47 • 0,39_q 7 гт »
°и2— Уъ ~ 0,492 —3,7 Н/ММ.
1
Полученные напряжения ниже допускаемых.
21. Основные размеры конической зубчатой пары сводим в таб-
лицу.
Параметр Формула Размеры
шестерни, zt — 20 колеса, гя = 64
Внешний делитель- ный диаметр Внешний диаметр вершин зубьев Ширина зубчатого вениа Внешняя высота головки зуба Внешняя Высота ножки зуба Угол ножкн зуба Угол головки зуба Угол конуса вер- шин Угол конуса впа- дин Средний угол на- клона линии зу- ба Направление спи- рали «= сл о CJ ь. н N н 71 14 rv Ч К АС® осей г £ 5 1 +4-1 1 . п + Il - L । t -г к g II *& и и и и □ •Q 2,5 • 20 = 50 мм 50 4-2-2,5 X Xcos 17° 15'=ь54,77мм 26 мм 2,5 мм 1,2 • 2,5 = 3 мм W5 = °’08845 6„1 = бу, 17°15' 4-2°03' = = 1948' 17° 15'— 2°03' = =15°12' 16° Левое СЛ -Д -q О ГО ГО w ~ 4- ь 1 4* CD Л (О * Я II ЧИ® ,? ,-0 р ^«.Гд £ I 'I 01 ii E о ’ Л (Ci II 2 S о — 8 e? i г g ' te * cc»- Fo to ° ii ii i g & !
505
Расчет цилиндрической зубчатой передачи
1. Уточненное значение передаточного числа
uD 18,1
«2 = ^-=-g-g-= 5,65.
2. Материалы цилиндрической пары выбираем те же, что и для
конической, т. е. для шестерни г3 сталь 45 улучшенную и для колеса
z4 сталь 45 нормализованную.
3. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни г3
и колеса г4 при расчете на контактную прочность:
для шестерни z3
ЛГц.,кв3 = Мц.экв2 = 9,4- 107
(так как шестерня г3 находится на одном валу с колесом г2);
для колеса z4
экз4 = = 9,4'2°7 =1,66-10’.
4. Допускаемое контактное напряжение [а|к будет тем же, что и
для конической передачи, так как Na_ экв > Ю7.
5. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев при расчете
на изгиб:
для шестерни г3
ЛГц.эквз = М'ц экь2 = 4,3- 107 > 107,
следовательно, /гри = 1.
для колеса z4
^ц.экв4 = ^ц.экв3^ = МбГ1 = 0’76- 107
И
Йри=1^ мгЬ;==1//' отёП№’=1’03^1
(значение М'Ц.5КВ2 см. сгр. 501).
6. Допускаемое напряжение изгиба [<т0]и будет таким же, что и
для конической зубчатой пары, так как kp„ = 1.
7. Коэффициент длины зуба фо = -|- примем равным j0,25.
8. Коэффициент нагрузки К — КаКк.
Степень точности передачи принимаем восьмую (по ГОСТ 1643—72)
ввиду небольшой окружной скорости.
Динамический коэффициент Ка ~ 1 (при b >• (табл. 3.5).
Коэффициент концентрации нагрузки при твердости <НВ 350
(табт. 3.8)
кк=0(1 -ф)+ф.
<р = 0,49 (см. стр. 503).
506
Из табл. 3.9 при '^-<1,6 находим 0 = 1,4, тогда К„ = 1.4 (1 —
—0,49) + 0,49 = 1,2 и К = 1 -1,2 = 1,2.
9. Межосевое расстояние (передачу выполняем с косоз^оыми ко-
лесами)
, , ,. ?/ /340\2 М2К
ош-(«2+1)у
/где , 2 67,4-103-1,2
I0,65 + 1)]/ (^эо^ 0,25 - 5,65-1,35 ^ 6 ММ’
где kn = 1,35 — коэффициент повышения допускаемой нагрузки
для непрямозубых колес.
Примем aw — а = 160 мм в соответствии с ГОСТ 2185—66.
10. Нормальный модуль зацепления принимаем тп — 2,5 мм по
ГОСТ 9563—60 **, руководствуясь соотношением тп = (0,01—0,02) а.
11. Числа зубьев шестерни и колеса и угол наклона зубьев. При-
мем предварительно делительный угол наклона линии зубьев р = 10°.
Суммарное число зубьев гс = z3 + z4:
2а cos р 2-160 cos 10° .
Zc ~ тп ~ 23 = 12Ь;
г3 = ~=19,95; примем г3 = 19;
° 1 - И2 1 + 0,00 г ° ’
z4 = гс — г3 = 126 — 19 = 107.
Уточняем угол наклона линии зубьев:
о zcni„ 126-2,5
C0SP=^ =-^ = 0,9843;
₽= 10°10'.
Так как фо < 0,4, то проверим условие
5 5
^a^zJgP’ 126 tg 10'10'= °’222 <фа=°,25>
т. е. принятое значение угла р при = 0,25 приемлемо.
i2. Фактическое передаточное число
г4 107 „
»2 —2з — 19 ~ 5>64>
т. е. меньше найденного ранее лишь на 0,5%, поэтому пересчета не
производим.,
13. Уточнение частот вращения валов:
п, 950 qQ
«з = = зЗПМЙ = 52’6 об/мин’
п2 = — = = 297 об/мин.
п2 3,2
14. Окружная скорость в зацеплении
яйгпг3и2 3,14-2,5-19.297
V ~ cos р • 60 1000 cos 10'10'. 60-1000 ~ U,/ М/С’
507
15. Основные размеры зубчатой пары:
тестер ня, г,= 19 к о л е с о, г4 = '.
, 2,5-19 л_ , m,.z. 2,5-107 _о
d3= ,д7.-а7 = 48,27 мм; Ф4 = —М- =—= 2/1,73 мм
3 cost» cos 10 10' 4 cos р cos 10 10
d„3 -= d3 + 2m,. = 48,27 4- 2 - 2,5 = 53,27 мм; dni = d4 4* 2m„ = 271,73 4-
4-2-2,5 = 276,73 мм:
Z?3 = ib„a 5 мм = 0,25 160 4- 5 = 45 мм. fe4 = = 0,25 • 160 — 40 мм.
Проверка:
d-.-d, 48,274-271,73
- -у— = —----4-----— =160 мм = а.
Вычистить d3 и d4 следует с точностью до сотых долей миллиметра.
16. Контактные напряжения согласно принятым параметрам пере-
дачи
— 340 ,/~MaK(u, + rj8~ 340 -. /"67,4-10»-1,2 (5,64-|-1р =
°к а | ЬиЛг„ 160 ) 45-5,64-1,35
= 560 H/MM2<[oJK.
„ г 1 (590 — 560) • 100
Разница с принятым значением 1<т1к составляет----------------
5%, что вполне допустимо.
17. Составляющие силы, действующей в зацеплении;
окружное усилие
_2Д4.2_ 2 - 67.4-103_
<13 ~ 48,27 ~z/yun»
радиальное усилие
Т, = Р3 = 2790 —.^7 1000 Н;
•’ 3cosp cos 10 10'
осевое усилие
Q3 = Р3 tg ₽ = 2790 tg 10° 10' = 535 Н.
18. Проверка прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб:
Р3К Г I
СТ'‘ утлЫг„я ^и^‘”
где /гп„ =1,4 — коэффициент, учитывающий повышение несущей
способности косозубых колес по изгибу по сравнению с прямозубыми.
Эквивалентное число зубьев
г = гз = —__- = 21 ‘
cos3 р cos310° 10' ’
г — 21 = 107 =113
cos3 Р cos3 10° 10'
По табл. 3.3 находим коэффициенты формы зуба:
#, = 0,378; £4 = 0,482.
508
Напряжение изг’’"ч в зубьях шестерни
2740.1 9
°к3 = 0,378 - 2,5 - 40-1.4 ~62’7 Н/ММ“‘
Напряжение изгиба в зубьях колеса
Ои4=» = W’70£^ = 49,2 Н/мм2;
<7НЗ И Она К]„.
Расчет цепной передачи (рис. 16.5) (i3 = 3)
1. Выбор типа цепи. Цепная передача является последней ступенью
привода, поэтому при небольшой скорости движения она будет нагру-
жена значительно. Выбираем приводную роликовую цепь.
2. Вращающий момент, передаваемый ведущей звездочкой,
7И3 = 387 Н • м.
3. Выбор числа зубьев звездочек. Учитывая малую скорость цепи,
примем число зубьев ведущей звездочки z5 = 15.
Для ведомой звездочки
ze = г5иэ J 15 3 = 45.
4. Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. 12)
7Сэ —— ^д^-А^н^р^с^п»
где — динамический коэффициент. При спокойной нагрузке (привод
конвейера) примем /гя = 1; kA учитывает влияние межосевого расстоя-
ния. При Дц = (30 -и 50) t kA = 1 (полагаем, что Аа будет в указан-
ных пределах); kn учитывает влкг
наклоне до 60° kn = 1 (в нашем
случае наклон 45° — см. рис. 16.1);
kp учитывает способ регулирования
натяжения цепи. Согласно схеме
натяжение не предусматривается.
Поэтому kp = 1,25; /гс учитывает
способ смазки цепи. Смазка перио-
дическая, kc = 1,5; kn учитывает
продолжительность работы; при
односменной работе /гп = 1;
^ = 1.1-1.1,25 1,5-1 = 1,875.
5. Шаг цепи предварительно
определяем по формуле (12.17):
угла наклона передачи. При
Рис. 16.5. Кинематическая схема цеп-
ной передачи
т — I — цепь однородная.
509
Прн п3 = 52,5 об/мин по табл. 12.10 принимаем ["1 = 34 II, мм2,
тогда
, о о .3/387- 103-1,875 п. с
I = 2,8 I -7 —;г ,— = 31,6 мм.
F 1О • оЧ • 1
По табл. 12.1 выбираем предварительно цепь с /=31,75 мм.
Размеры цепи: внутренний диаметр втулки d = 9,55 мм; длина втулки
В = 27,5 мм; расстояние между внутренними пластинами Внв —
= 19,05 мм; длина соединительного валика I = 46 мм; разрушающая
нагрузка Q = 7000 кг = 68 700 Н; масса 1 м цепи q = 3,73 кг.
6. Скорость цепи
гЛМ3 15.31.75-5:
U ~ 60 • 103 бо . 103
Ввиду малой скиосстп чисто ударов цепи в секунду не проверяем.
7. Окружное усилие
-т=^=4750 Н-
8. Среднее давление в шарнире
РцК, 4760^.-5 =33 9 Н/мм».
0,42 м/с.
Рц
р = ~~Р 263“
Р < [Р1 — 34 Н/мм2.
F = Bel — 27,5 9,55 = 263 мм2 — проекция опорной поверх-
ности шарнира.
9. Усилие ст провисания цепи
Р, =ktqA = 1,5 • 3,73 • 9,81 • 0,952 = 55 Н,
здесь kf — коэффициент, учитывающий влияние расположения пере-
дачи. При наклоне цепи более 40е kf = 1,5.
А = 30 I = 30-31,75 = 952 мм — предварительно принятое меж-
осевое расстояние.
10. Усилие от центробежной силы ввиду малой скорости цепи можно
не учитывать: в самом деле,
Pv = qv- = 3,73 • 0,422 0,65 Н,
что пренебрежимо мало по сравнению с Рц.
11. Коэффициент запаса прочности
_ Q___________1’700______ „
n~ielPtl + Pf~ 1-47и0:-55
п> [п] = 7 (см. табл. 12.11.)
12. Сила давления на вал
/?u = Pu + 2Pf = 47604-2-55 = 4870 Н.
Условное, обозначение приводной роликовой однорядной цепа
с шагом 1 = 31,75 м:
Цепь SP — 31.75 — 7800 ГОСТ 10947—64.
13. Основные ра?* ?ры ведущей звездочки
d05 = —= 152*8
sin--------- sin
z5 la
De6 — t (0,6+ctg—) = 31,75 (0,64-ctg-^j = 164,8 мм;
&1 = 0,93Ви = 0,93 - 19,05= 17,7 мм.
Размеры ступицы принимаем по соотношениям, приведенным дтя
цилиндрических зубчатых колес.
Компоновка редуктора
На основании полученных из расчета основных параметров пере-
дачи выполняем компоновочный чертеж, как правило, в масштабе 1 : 1
на чертежной или миллиметровой бумаге.
На компоновочном чертеже размещаем основные детали, намечаем
их конструктивные формы с учетом технологии изготовления и мон-
тажа. Одновременно с компоновкой производим расчеты деталей редук-
тора и вносим необходимые коррективы. Начинают обычно с опреде-
ления диаметров валов, размеров элементов конструкции зубчатых
колес и корпуса редуктора.
Ориентировочный расчет валов
Ведущий вал. Минимальное значение диаметра выходного конца
вала из расчета на крученпе при [т]к = 15 Н,мм2
, ..3/"W ,У 16-21,4-10»
di = I/ —- = 1/ ------=— = 19,2 мм.
t л [TjK I л-la
Диаметр выходного конца вала обычно принимают близким к диа-
метру вала электродвигателя: диаметры остальных участков вала
назначают конструктивно. В целях уменьшения количества типораз-
меров шарикоподшипников принимаем их одинаковыми для ведущего
и промежуточного валов.
Окончательно размеры ведущего вала установим после ориентиро-
вочного расчета промежуточного вала.
Промежуточный вал. Диаметр вала в опасном сечении под шесте-
рней z3 определим предварительно из расчета на кручение по понижен-
ному напряжению [т]к = 15 Н/мм2:
л - 1ь
. 3/ 16A4t ,У16 67,4 • 10» оо о
d2 = V -- = 1 ------------—У— = 28,2 мм.
1 л ГЧк 1 ” •1'
Учитывая указания, изложенные при расчете ведущего вала, наме-
чаем d, = 35 мм и под подшипником d> = 30 мм. Диаметры ведущего
вала: под подшипником dj = 30 мм и конец вала dx = 22 мм.
БН
Ведомый вал. Диаметр вала под подшипником (ог"спое сечение)
при |д|к = 20 Н/мм2
, з/Тб/йГ ,У16.387. юз
Ф, = 1/ “г-г- = V ---зк—46 мм.
Г л [tJ„ у л • 20
Примем под подшипником di = 45 мм и под зубчатым колесом г4
d’ = 50 мм.
Конструктивные размеры зубчатых колес
Коническую шестерню г, и цилиндрическую г3 ввиду малого диа-
метра выполняем заодно с валом, а зубчатые колеса г2 и г4 — из поков-
ки. Размеры элементов конических колес принимаем по рис. 10.10,
а цилиндрических — по рис. 10.3.
Размеры элементов корпуса и крышки редуктора
Корпус выполняем литым из чугуна с горизонтальным разъемом
по осям валов. Размеры элементов определяем по рис. 10.24.
Разработка компоновочного чертежа
Компоновку проводим в два этапа. На первом этапе выявляем
расстояние между зубчатыми колесами, опорами валов и положение
зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего
определения опорных реакций и подбора подшипников. На втором
этапе конструктивно оформляем зубчатые колеса, валы, корпус,
звездочку, подшипники для последующей проверки прочности валов,
шпонок и других деталей. Компоновочный чертеж выполняем в одной
проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.
Первый этап компоновки (рис. 16.6). Чертеж следует выполнять
тонкими линиями, чтобы после завершения расчетов использовать его
для второго этапа.
Перед вычерчиванием решаем вопрос о смазке зубчатого зацепле-
НИЯ и подшипников. Ввиду большой разницы диаметров зубчатых
колес конической и цилиндрической передач осуществить смазку
зацепления конической передачи путем окунания колеса в масляную
ванну невозможно. Поэтому применяем смазку поливанием маслом,
которое подается насосом, приводимым от промежуточного вала.
Смазка подшипников промежуточного и ведомого валов осуществляется
благодаря разбрызгиванию масла колесами.
Чертеж выполняем в определенной последовательности.
1. Устанавливаем масштаб чертежа, учитывая возможность раз-
мещения конструкции на листе формата 24 (841 X 594). Далее прово-
дим в середине листа горизонтальную осевую линию ведущего вала
и намечаем положение осей промежуточного и ведомого валов (верти-
кальные линии).
2. Вычерчиваем в зацеиленпи конические и цилиндрические зуб-
чатые пары.
512
3. Выбираем для ведущего вала конструкцию подшипникового
узла по рис. 8.37.
4. Намечаем ориентировочно для ведущего и промежуточного
валов радиально-упорные, а для ведомого радиальные шарикоподшип-
ники легкой серии, подбирая их по диаметру вала.
5. Размещаем подшипники ведущего вала: зазор х между due2
и торцом подшипника зависит от размера колес и способа смазки
(при наличии мазеудержпвающего кольца принимают большие значе-
ния). Зазор между dae2 и внутренней стенкой корпуса должен быть
не менее (1,1 — 1,2) б (6 — толщина стенки корпуса). Принимаем
х — 12 мм и вычерчиваем габариты подшипника; замеряем размер
/,7 от торца подшипника до среднего диаметра конической шестерни;
размер 1Ь обычно принимают равным (2,5—4) принимаем 1Ь ~ 3/о
и вычерчиваем габариты второго подшипника.
6. Для промежуточного вала намечаем конструкцию подшипни-
ковых узлов по рис. 8.23.
7. Устанавливаем зазор между торном ступицы конического колеса
и внутренней стенкой корпуса = 5 мм, т. е. меньше рекомен-
дуемого (1,1—1,2)6, так как ступица имеет меньший диаметр,
чем диаметр наружного кольца подшипника, и, следовательно,
не сможет соприкасаться с корпусом. Наносим линию внутренней
стенки.
8. Вычерчиваем габариты подшипников промежуточного вала,
углубив их торцы лишь на 2—3 мм от внутренней стенки корпуса^
чтобы облегчить попадание брызг масла в подшипники.
17 Зак. 220
513
Из компоновки определяем размер с (см. рис. 16 п\ На том же
расстоянии от оси ведущего вала размещаем 2-й по. .ипник, чтобы
корпус выполнить симметричным. Наносим линию внутренней стенки.
9. Вычерчиваем по габаритным размерам цилиндрическую зубча-
тую пару, приняв зазор между ступицей зубчатого колеса и внутрен-
ней стенкой у2 = 10 мм.
10. Для ведомого вала выбираем конструкцию подшипникового
узла по рис. 8.19.
11. Размещаем подшипники ведомого вала.
12. Так как на ведомом валу консольно насажена звездочка цепной
передачи, то для определения ее положения относительно опоры вала
вычерчиваем часть корпуса (гнездо подшипника) с крышкой под-
шипника (ориентируясь на конструкцию по рис. 8.19) и болтом креп-
ления ее.
На расстоянии от оси вала наносим соединительный валик
цепи длиной I так, чтобы торец его был удален на величину Е = 10 -ь
-ь 15 мм от ближайшей к нему выступающей части корпуса
(в данном случае от головки болта крепления крышки подшипника).
На расстоянии про-
водим осевую линию (это
будет середина ширины зу-
ба b звездочки), параллель-
ную оси симметрии редук-
тора, и наносим профиль
поперечного сечения зуба
звездочки (см. рис. 16.6).
Из компоновки устана-
вливаем необходимые для
дальнейших расчетов раз-
меры (см. рис. 16.6): для
ведущего вала 1а — 23 мм,
1Ь = 68 мм; для промежу-
точного вала 1С = 72 мм,
ld — 55 мм, /4 = 55 мм;
для ведомого вала /в =
= 75 мм, 17 = 125 мм,
/3 = 50 мм.
Проверка долговечности
подшипников
Ведущий вал (рис. 16.7).
Из предыдущих расчетов
Рг = 1000 Н; 7\ = 220 Н;
— 382 Н и по эскизной
компоновке (рис. 16.G)
1а — 18 мм, 1Ь = 78 мм.
514
Параметры ш укоподшипнпка радиально-упорного № 36206,
выбранного по эскизной компоновке:
d X О х В = 30 X 62 X 16, С= 1820 кге№ 18200 Н;
Со = 1330 кге «з 13 300 Н; р = 12°.
1. Расчетные расстояния 1г и 4 (см. рис. 16.7):
ly = 1а + й — 23 —р 13 — 36 мм;
4 = 4 —2а = 68 —2-13 = 42 мм,
где а — расстояние от точки приложения реакции подшипника к валу
до торца подшипника.
Для радиально-упорного подшипника (см. стр. 238)
a = 0,5[B+(^) tgp] = 0,5[16+p±^)tgl2°]^13 мм.
2. Опорные реакции при М„ — Л4Х:
от силы Д (в плоскости хг)
S tn а ~ Pi (4 + 4) — РвхЪ — 0;
_ "«><«+«) 1S6C н.
18ео-1«»^з«> н.
От силы Q} и 7\ (в плоскости уг)
S тА (h + 4) + RByU = 0;
-С1^+Л(/1 + /2) -382^+220(36 + 42)
RBy =-----—----------=-------------------= 216 Н,
где dtml = 42,4 мм;
^ = 71 — ^ = 220-216 = 4 Н.
Суммарные реакции
/?А = УЯгАх + К3Ау = l/8602 + 4s = 860 Н:
Rb = /Яйх+ЯЬ = F18602+2162 = 1870 Н.
3. Ресурс подшипника за весь срок службы при заданной долго-
вечности Lh = Т = 24 -103 ч
L = Lh- 60/21 = 24 • 10®• 60 950 = 1370 млн. об.
17* 515
4. Число оборотов подшипника за время действия г ’рузки выби-
раем согласно графику (см. рис. 16.2):
Передаваемый редуктором момент Продолжи- тельность денстви я момента, % от вре- мени цик- ла Число оборотов
0.3Л1н 60
1.0Л1н 10 Д = 0,1£
0,7Л4н 30 £s = 0,3£
5. Определяем эквивалентные динамические нагрузки при дейст-
вии Л4Н = ЛД.
Осевые составляющие от радиальных нагрузок, приложенных к под-
шипникам,
S-eFr.
Из табл. 8.41 по отношению ~ находим е:
'-‘О
Fq = Q1 = 382 H; Со= 13 300 Н;
й =тйбо = 0’0287’
е = 0,336 (интерполируем линейно);
?’г(Л)=/?г = 860 Н; Fr(B)=/?B=1870 Н;
5Л = Fr(А ,е = 860 • 0,336 = 288 Н;
Хв = FrtB}e= 1870-0,336 = 630 Н.
Осевые силы, действующие на подшипники (см. табл. 8.45) при
Хв>Хд, FO(B) =Хв = 630 Н.
FalA} = Se + Fa = 630 + 382= 1012 Н.
Эквивалентная динамическая нагрузка
P^(XVFr+YFa)K6KT.
Уточняем значение е по табл. 8.41:
Л < Ю12
= 13300 = °-°76; е = 0,39.
Для опоры А
Рг(Л) = ₽л = 860 Н; Да|Лг = 1012Н;
Ра(А) _ 1011^„
^г(Л)-1-86С е>
516
следовательно, cni шсно табл. 8.41 A = 0,45; У = 1,38; V' = 1 — вра-
щается внутрен. 'кольцо; /(0 — 1,4 — умеренные толчки (табл. 8.10);
Р (А) = (0,45 1 • 860 + 1,38 • 1012) 1,4 • 1 = 2500 Н.
Для опоры В
Fr(B, = KB=1870 Н; FU(B| = SB = 630 Н;
Fg|B) 630_____ 344<"е
W>tB) 1.1830 -U,344<e.
Следовательно, согласно табл. 8.41 Л = 1 и У = 0, V = 1, Л\5 =
= 1,4; Д'т — те же значения, что и для опоры А,
Р(В) = 1-1870-1,4-1=2620 Н.
Дальнейшие расчеты ведем по большей эквивалентной динамиче-
ской нагрузке QB = /’(B) = 2620 Н.
6. Эквивалентная нагрузка
п _1/ Qth + QiiLziiiLs
Чэкв ~ J £ »
где согласно режиму работы
Qi = 0,3QB и £1 = 0,6£;
Qii = 1,0Qb и L2 = 0,l£;
Q111 = 0,7QB и 7.3 = 0,3£;
q B^j/” (O-SQa^^ + il.OQ^aO.lI-l-^OJQ^sO.SL
= 0,49QB = 0,49-2620 = 1280 Н.
7. Требуемая динамическая грузоподъемность
_i_ у
. CB = L3 Q9kbB= 1370 3 -1280 = 14 400 Н,
т. е. меньше указанной в каталоге для данного подшипника, поэтому
выбранный типоразмер подшипника принимаем к испо, шению.
8. Долговечность подшипника (расчетная)
_ 10в / . с ю« /18 200',з
L,l~ COn^Q^J “60 - 950(4280 / > W ч’
т. е. больше заданной.
Промежуточный вал (рис. 16.87 Из предыдущих расчетов
Ру = 1300 Н; Т2 = Оу = 382 Н; Q., = Ту - 220 Н; Р3 - 2790 11;
Т3 — 1000 Н; Q3 = 535 Н. По эскизной компоновке /с —80 мм;
1а — 63 мм; 1у = 55 мм (см. рис. 16.6).
517
Рис. 16.8. Расчетная схема промежуточного
вата
Также по эскизной ком-
поновке для Ьмежуточ-
ного вала выбран тот же
подшипник (в целях уни-
фикации), что и для веду-
щего вала, т. е. шарико-
подшипник радиально-
упорный № 36206, пара-
метры которого см. стр. 584.
1. Расчетные расстоя-
ния:
/3 = 1С — а = 72 — 13 - -
= 59 мм;
Z5 = /rf-a = 55-13 =
= 42 мм,
где расстояние а — 13 мм
(см. стр. 515).
2. Опорные реакции:
от окружных сил (в пло-
скости xz)
£mD =
= — Rex (4 + 4 + 4) +
+ Pi (4+4)+p з4 — 0;
П т3! (z.i+/&)+_
Нсх~ lS+h+R
1 000 (55 + 42) + 2790 — 42
“ 59 + 554-42 ~
= 1370 Н;
Rdx — Pi~\~ Рз — Rex —
= 1000 + 2790-1370-=
= 2420 Н;
от радиальных и осевых сил (в плоскости уг)
X rnD = Rcy (4 + R+4) - —2— - Тз (4 + 4) + Т’з 4 - Q3 § = 0;
Q= ~ + Г» (G + Z5) - TJ-, - <23 'ф
-----4+4+4----------=
220 ?^+382 (55 + 42) - 1000 42 + 535
= 142 Н,
59+55+42
518
где dlml = tntmz у 2,12-64 136 мм; d3 — 48,27 мм;
RDy = Rcy - T2 -t- Г3 = 142 - 382 + 1000 = 760 H.
Суммарные реакции
Rc = VRLc+Rby = V 13702+1422 = 1374 H;
RD = VRbx + RD,, = ]/24202 + 7602 = 2530 H.
3. Определяем эквивалентные динамические нагрузки. Осевые
составляющие от радиальных нагрузок, приложенных к подшипникам
S = efr;
FrlC} = RC = 1374 Н; Fr(D) =7?D = 2530 Н.
Р
Согласно табл. 8.41 по отношению ~ получаем значение е,
t-o
Осевая сила на валу
Fa = —Q, + <2з = —220 + 535 = 315 Н и направлена в сторону
опоры D (см. рис. 16.9);
Й = СТ = °’0226’ ^°'32=
Sc = FriC}e = 1374-0,32 = 430 Н;
SDaFr,D)e = 2530 0,32 = 810 Н.
Осевые силы, действующие на подшипники (см. табл. 8.45) при
> Sc, F0(D) = So — 810 H,
Ra(O = SD + Fa = 8I0 + 315= 1125 H.
Эквивалентная динамическая нагрузка
P = (XVFr + YFa)K6KT.
Уточняем значение е. По табл. 8.41
F ,г. 1125
-?=«’«* '-°'4'
Для опоры С
Л<С) = ЯС=1374 Н; FO(C) = 1125 Н; -р^- = 77137? = 0,818>е,
следовательно, согласно табл. 8.41 X = 0,45 и Y = 1,35; V = 1,
Лб = 1,4; К т = 1 (значения те жег что и для ведущего вала).
р (С) = (о,45 • 1 • 1374 + 1,35 • 1125) 1,4 1 = 3000 Н.
Для опоры D
810
/>(С) = 2530 Н; Fo(O) = 810H; -р^- = = 0,32<е.
Следовательно, согласно табл. 8.41 X = 1; У = 0; V = 1; ^б =
= 1,4; Кт = 1.
PlD)= 1-2530-1,4-1 =3540 Н.
519
Дальнейшие расчеты ведем по большей эквивалент”пй динами-
ческой нагрузке QD = P(D) = 3540 Н.
4. Число оборотов подшипника за весь заданный срок службы
(U = Т = 24-Ю3 ч)
L‘ — L -- = 1370 4s = 428 млн. об. Значения L см. стр. 515.
wj 3J2 г
5. Число оборотов подшипника за время действия нагрузки соглас-
но графику.
Передаваемый редуктором момент Продолжи- тельность действия момента, % от вре- мени цик- ла Число оборотов
о,змн 60 7; = 0,6£'
1.0Л4н 10 Lt = 0,17'
О,7Л4Н 30 7'=0,3£'
6. Эквивалентная нагрузка
Qi 7i+Qn 7 г + Qi 11LB
После подстановки значений имеем
4?=^ = 0,49QD = 0,49-3540 =1735 Н.
7. Требуемая динамическая грузоподъемность
_i_
СГ) = (£') з Q3kbD = 428 • 1735 = 13 250 Н,
т. е. меньше указанной в каталоге для данного подшипника.
8. Долговечность подшипника (расчетная)
_ 10« / с \з юз ^8200^^ р 4
~GO»S\Q3KBJ “ 60 - 302 \ 1735 / ч’
т. е. больше заданной.
Ведомый зал (рис. 16.9). Из предыдущих расчетов Р3=2790 Н;
Тв = 1000 И; Q3 = 535 Н и Qx = Qy = 7?ц sin 45° = 4870 sin 45° =
= 3440 Н. По эскизной компоновке 1а = 75 мм; /7 = 125 мм; 1В — 50 мм.
Параметры подшипника, выбранного по эскизной компоновке:
шарикоподшипник радиальный № 209 размерами d X D X В =45 X
85 X 19; С = 2570 кгс 25 700 Н и Со = 1810 кгс « 18 100 Н.
1. Реакции опор:
в плоскости хг
S mF— — Qx 1 + 4) + Rex (h + 4) — ^з4 ~ 0;
QxUg + '-i+lJ+PJg 3440(75+125 + 50)4-2790-50 „
/- + Z8 ~ 125 + 50 — O/UU ri,
RFx-~Qx~ Rex 4- P3 = 3440 - 5700 + 2790 = 530 bi,
t -5гт
Рис. 16.9. Расчетная схема ведомого вала
в плоскости уг
V тР=Qy (/„ + /7 -Н8) - REv (Z7 + /8) - Tal8 - Q3 = С;
Qy (le + h + lS)-Tsla-Q3^
Леу== Ж = _
3440 (75+ 125 + 50) — 1000.50—535 —;73
= 125 + 50 = 4210 Н;
Rfu = Qy - Rsy -Т9 = 3440 - 4210 - 1000 = — 1770 Н;
Re = КЯех+ЯЬ= V57002 + 42102 = 7100 Н;
Rf = Ftfk+tfh, = ]/5302 + (— 1770)2 = 1850 Н.
Дальнейшие расчеты выполняем для более нагруженной
опоры Е.
521
2. Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипника опоры Е
= (^^г(Д) + ^а(Д)) АбЛГт;
Fr(E') — Re = 7100 Н, FO(J?) = Q8 = 535 Н.
По табл. 8.41 е = 0,22, потому что
F„,fx 535
-Р^ = г-.-О^0,02Э6.
lol u(J
р
Так как -^1- = 0,79>е, то по табл. 8.41 X = 0,56 и Y = 2,0;
VPrE
V = 1 — вращается внутреннее кольцо; Кт = 1 при t < 125° С;
/Сб = 1,5 — больше, чем на ведущем и промежуточном валах, так как
имеется динамическая нагрузка от цепной передачи.
Р(£) = (0,56 • 1 • 7100 + 2 • 535) 1,5 • 1 7480 Н.
3. Эквивалентная нагрузка
Q3KBе = 0,19Р (£) = 0,49 • 7480 = 4670 Н.
4. Динамическая грузоподъемность
1
Се = Q™ е (L")3 = 4670 • 75,6 3 = 19 800 Н,
L 1370
где £" = - = - =75,6 млн. об. Значение L см. стр. 515.
Для выбранного подшипника
СЕ<С.
5. Долговечность
г 106 / С \з joe /25 700\з
Lh ~ 60n3 [<2эквЕ) ~ 30-52,5 \ 4670 ) 2 ’ 10 Ч*
т. е. больше заданной.
В-орой этап компоновки (рис. 16 10). На этом этапе разработки
конструктивно оформляем зубчатые пары, валы, корпус и т. п. Вычер-
чиваем редуктор, каки в первом этапе, в масштабе 1:1с учетом из-
менений, выявленных в начальной стадии конструирования. Если воз-
можно, то следует использовать чертеж первого этапа компоновки
редуктора. После вычерчивания уточняем расстояние между опорами
и положение зубчатых колес относительно опор. Если размеры зна-
чительно отличаются от полученных на первом этапе компоновки, то
необходимо внести изменения в ранее проведенные и последующие
расчеты.
Для рассчитываемого редуктора полученные в результате второго
этапа компоновки размеры, определяющие положение зубчатых пар
и звездочки относительно опор и расстояния между опорами, незна-
чительно отличаются от ранее принятых, поэтому пересчет не произ-
водим.
522
Рис. 16.10. Компоновочный чертеж редуктора (2-й этап)
Уточненный расчет валов
Определяем коэффициенты запаса прочности для опасных сечений
всех валов, принимая, что нормальные напряжения изменяются по
симметричному, а касательные — по пульсирующему циклу.
В качестве примера рассмотрим наиболее нагруженный в рассчи-
тываемом редукторе ведомый вал (см. рис. 16.10). Материал вала—
сталь 35; ов = 610 Н/мм2; от = 320 Н/мм2; = 0,43 оп = 0,43 X
X 610 = 262 Н/мм2; т_2 = 0,58 = 0,58-62 = 152 Н/мм2.
Сечение посередине диска звездочки. Эта часть вала работает
только на кручение. Концентрация напряжен ий в данном сечении
обусловливается наличием шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
« = «т = ^—-------1
где тт и тт — амплитуда и среднее напряжение цикла касательных
напряжений;
__Tmax 1 М3
Тт о * т i
х z w р нетто
здесь Арнетте — полярный момент сопротивления нетто: по табл. 7.8
имеем t = 5 мм; b — 12 мм; по формуле (7.26)
™ nd» bt(d-ty 3,14-403 12.5(40-5)* .... 1(,а ,
wр нетто = -je - - --------2.40 = 11 ’Ь • 1° мм;
Т„ = Тт = зГ!7!^10^- = 16,7 Н/ММ2.
523
По данным гл. 7 принимаем = 0,1; /?т — 1,4; ет = 0,81. Тогда
коэффициент запаса прочности
« = пх = 5.
g-gy-16,7 + 0,1. 16,7
Сечение посередине опоры Е, Концентрация напряжения будет
иметь место у края подшипника, посаженного на вал с гарантиро-
ванным натягом; ввиду относительно небольшой ширины шейки расчет
будем вести по среднему сечению.
Изгибающий момент
М„ = Rul№ = 4870 • 75 = 358 000 Н мм.
Момент сопротивления сечения
IK«=0,ld3 = 0.1-453 = 9-103 мм3.
Амплитуда напряжений изгиба
„ М„ 358-103
= отах = = -д—Оз- = 40 Н/мм2.
Полярный момент сопротивления
Wp ъ 0,2а3 = 0,2 -453 = 18,0-103 мм3.
Амплитуда и среднее значение цикла касательных напряжений
, 1 Ms 387-10’ ш о гл, г
Т” 2 ' Wp — 2- 18,0- 103 — 0’8 H/MM .
Коэффициент концентрации напряжений находим по табл. 7.6
(интер полированием)
л 75* feT о
еа ~ ’ «Ч *
Коэффициент запаса прочности по п_! 262 g . нормальным напряжениям
° ~ ka ~ 2,75 - 40 ~ е °п Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
п _ Т1 _________________________у
т —/?т , ч ~ 2-10,8+0.1 • 10,8 •
Общий коэффициент запаса прочности
п = л°Ят— = —2,4 ‘7 = 2,3.
], лв + л3 ]<2,Р + 72
Аналогично проверяем сечение под колесом, где концентрация на-
пряжений вызывается наличием шпоночной канавки.
5'4
Проверка прочна ) шпоночных соединений
Выбираем для шпонок сталь 45 улучшенную.
Результаты расчета рекомендуется сводить в таблицу.
Вал Размер шпонки, мм, bxhxl Диаметр вала, мм Крутящий момент М , Н-н 4.4.ЧК °СМ ft, Ц _ (>) Значение °см* Н^ЛШ’
1-й 2-й 3-й
Вычерчивание редуктора.
На основании эскизной компоновки и произведенных расчетов
выполняем чертеж общего вида редуктора в двух проекциях
(рис. 16.11) с основной надписью, располагаемой в правом нижнем
углу чертежа. К чертежу составляется спецификация всех деталей
(см. стр. 531, 532).
Смазка
Смазку зубчатых колес и подшипников
Способ смазки установлен при компоновке редуктора,
зубчатого зацепления конических колес, а также подшипников веду-
щего вала производится поливанием масла, подаваемого насосом.
Цилиндрическая зубчатая передача смазывается путем окунания колеса
в масло; подшипники промежуточного и ведомого валов смазываются
благодаря разбрызгиванию масла зубчатыми колесами.
По табл. 10.15 выбираем кинематическую вязкость масла в зависи-
мости от окружной скорости зубчатых пар для каждой ступени передач.
При = 2,1 м/с вязкость масла должна быть 118 сСт, при v.2 =
= 0,7 м/с— 177 сСт; средняя вязкость 147,5 сСт; близкую вязкость
имеет масло автотракторное АК15 (вязкость 135 сСт при 50е С).
Определяем необходимое количество масла для поливания и подбираем
насос по методике, изложенной в гл. 10. Для данного редуктора выбран
шестеренчатый насос, привод которого осуществлен от промежуточ-
ного вала.
III. Расчет редуктора для привода смесителя (рис. 16.12)
Расчет зубчатых зацеплений
Согласно техническому заданию используем все детали редуктора
привода конвейера (кроме корпуса), поэтому геометрические параметры
зубчатых колес и их материалы остаются прежними.
Вращающий момент на ведущем валу
.. 1,75-103
Mi = “ = оо — = 17,6 Н • м
(Oj 99,3
(значение см. стр. 500).
525
626
Ф22Г
is к
160
11 /f
$85 Cj
15
5 78 10
$62?,
ФЗОНп
W.AW.
18 20 17 13 22
Техническая характеристика
КОНич. \ЦиЛНш1
передач персдап
зубьев
Колеса
35
/Касса
Лит.
36
37
Обозна-
чение
m^J юц
34 23 28 27 125 2ч 23
26
028^
наименование
параметра_________
Модуль зацепления
Число Шестерни
26
18,1
387
-т
40
2I/J.
13
107
70° V
Re, мм
а, мм
Л, мм
U
Не, Нм
SE
20
64_
16°
" О
IMESi
ИЗЕё-^ЛЯЙ,'
Угол наклона зуба
Конуоте расстояние ,
Мелсрревое расстоян.,
Ширина зубчатого воина
Общее передаточ. чист
Момент на выходном валу
Zi
Zt
ffi
ОпцОап
Isdnu', Цат
консулы.
Редуктор
коническо-
цилиндричетш
Масшль
И2
Лист/
Листов 1
Рис. 16.11. Общий вид редуктора привода конвейера
528
ел
ч
350
500
Рис. 16.12. Общий вид редуктора привода смесшеля
Число циклов нагружения зубьев всех колес при Г = 24-103 ч
(заданный срок службы) будет больше Nu = 10 Рледовательно,
1о}в и |и|и останутся прежними.
Так как меньше момента, передаваемого ведущим валом редук-
тора конвейера, а геометрические параметры колес остались неизмен-
ными. то колеса будут менее нагружены и соответственно будут меньше
<тк и ои, чем в редукторе привода конвейера. Дальнейшие расчеты
поэтому не производим.
Долговечность подшипников
Направление вращения валов согласно техническому заданию про-
тивоположно направлению вращения валов редуктора конвейера,
поэтому действующие силы будут иметь направление, противополож-
ное указанному на рис. 16.8, 16.9, 16.10.
Подшипники ведущего и промежуточного валов остались преж-
ними. а у ведомого вала радиальные подшипники для удобства сборки
редуктора заменены радиально-упорными легкой серии № 36209.
Так как передаваемый момент меньше, чем у редуктора конвейера,
то долговечность подшипников оказалась больше (поскольку расчеты
аналогичны выполненным выше, то они ие приводятся).
Другой причиной, повышающей долговечность подшипников ведо-
мого вала, является отсутствие цепной передачи и, следовательно,
давления на вал.
Прочность валов
Уменьшение передаваемого момента, а следовательно, и сил,
приложенных к валу, повысило коэффициент запаса. Для ведомого
вала коэффициент запаса значительно повысился для сечения под
нижним подшипником вследствие отсутствия давления от цепной
передачи и вызванного им изгибающего момента. Расчеты не приво-
дятся.
Конструкция редуктора (рис. 16.12)
Длн удобства сборки корпус выполняем с горизонтальным разъемом,
проходящим через ось ведущего вала. Ввиду невозможности смазкв
зубчатых зацеплений окунанием колес в масло, а подшипников раз-
брызгиванием смазку их осуществляем поливанием маслом, подаваемым
насосом. Смазка нижних подшипников промежуточного и ведомого
валов осуществляется благодаря погружению их в масло.
IV. Посадки сопрягаемых деталей редуктора
Выбор вида посадок производим согласно рекомендациям, приве-
денным в гл. 8 для колец шарикоподшипников и в гл. 10 для деталей
редуктора.
530
Зона Поа. (Ж паче- Ншшеиожвке честно Приме- чаиив
и 49 1 3 6 7 8 9 10 11 13 14 15 16 /8 19 20 23 24 25 26 28 29 30 34 37 38 42 43 47 48 50 51 Документация Расчетно-пояснительная записка Сборочные единицы Коническо-цилавдрнческий редук- тор Напорный маслопровод Всасывающий маслопровод Детали Вал-шестерня ведущий Кольцо пружинное упорное Крышка подшипника ведущего вала Прокладка регулировочная Стакан Втулка распорная Шайба стопорная Ганка специальная Крышка подшипника промежуточ- ного вала глухая Прокладка регулировочная р62 Вал-шестерня промежуточный Колесо зубчатое цилиндрическое Вал ведомый Кольцо распорное Крышка подшипника Прокладка Крышка подшипника Звездочка Гайка Шайба Втулка Кольцо пружинное Крышка подшипника промежуточ- ного валк сквозная Кольцо Заглушка Крышка люка Прокладка крышки люка Маслоуказатель жезловый Прокладка маслоспускная Прокладка фланца Фланец I 1 1 1 1 1 3 Комплект Комплект
Изи. Лист W докум. । Падл. | Дата
Разраб. 1 Редуктор кояиче- ско-цнлиндри- ческнй привода конвейера Лиг. I Лист Листов
Пров. 1 1 ттт
1 ।
Н. контр 1
Уте 1
531
Обоз-
Пшшеноаанне
Продолжение
Штуцер
Уплотпптелыюе кольцо
Нажимное кольцо
Стандартные изделия
Болт М6>. 15.58.С ГОСТ 7798—70*
Болт М8\25.58.С ГОСТ 7798—70’
Болт M8XS0.58.C ГОСТ 7798—70*
БолтЛП0 -.25Б8.С ГОСТ 7798—70*
Болт МЮ ,30.58.0 ГОСТ 7798—70*
БолтЛИ.2,130.580 ГОСТ 7798—70*
Гайка М12Б ГОСТ 5915-70*
Манжета 1—25 \ 42—3 ГОСТ
3752—70
Манжета 1—50 x80—3 ГОСТ
8752—70
Подшипник 36206 ГОСТ 831—62*
Подшипник № 209 ГОСТ 8338—75*
Шпонка 6' 6 <40 ГОСТ 8789—68*
Шпонка Ю<8\40 ГОСТ 8789—68*
Шпонка 10 х 8> .50 ГОСТ 8789—68*
Шпонка !2s‘8\40 ГОСТ 8789—68*
Штифт 10x35 ГОСТ 3129—70*
Прочие изделия
Насос шестеренчатый
§ 16.2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА С ВАРИАТОРОМ,
ДВУХСТУПЕНЧАТЫМ ЧЕРВЯЧНЫМ РЕДУКТОРОМ И СВАРНОЙ РАМОЙ
Задание, Спроектировать привод к конвейеру закалочной пета.
Установка работает в две смены. Расчетный срок службы 5 лет.
Основные данные: шаг цепи конвейера t — 125 мм;
число зубьев звездочки г = 8; полезное усилие, передаваемое цепью
конвейера, Р = 12 000 Н. Скорость цеди конвейера должна плавно
регулироваться в пределах от prain — 2 м/мин до oraas = 8 м,мия.
Нагрузку на цепь принять не зависящей от скоростного режима работы
конвейера.
Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя
Определение частоты вращения пр звездочки конвейера при средней
скорости. При симметричном регулировании (см. § 13.1)
Уср=У tW^nfa=V8-2=4 м/мин;
1000с _ 1000.4
Пр = = 8-125 = 4
об/мин.
532
Предварительна "/шейка общего передаточного отношении прмво.-щ:
Синхронная частота вращения электродвигателя
пс, об/мин ....................................
3000 1300 1000
750 375 230
750
187,5
Ориентируясь на пс = 1000 об/мин, принимаем схему привода,
состоящую из вариатора на первом звене привода и двухступенчатого
червячного редуктора.
Определяем к. п. д. всей установки, принимая ориентировочно:
к. п. д. цепного вариатора (с учетом потерь в опорах) тц = 0,85; к. п. д.
двухступенчатого червячного редуктора (с учетом потерь в опорах)
Чг = 0.72s = 0,56; к. п. д. пары подшипников опор ведущего вала
конвейера цэ — 0.98; к. п. д. всей установки т] = ЧРЬЧэ ~ 0,85 У
х 0.56-0,98 = 0,465.
Требуемая мощность электродвигателя (при наибольшей скорости
конвейера)
12000-8
w = _ = 3430 Вт = 3 43 кВт>
Т| CU • О.ТОО
По* табл. П6 приложения выбираем асинхронный обдуваемый
электродвигатель АОП2-42-6 с повышенным пусковым моментом:
N, = 4.0 кВт; п3 = 955 об/мин; диаметр вала d, = 32 мм.
Расчет двухступенчатого червячного редуктора
Передаточное число редуктора *
. _л. «455 „п
Разбивка передаточного числа редуктора. Рассмотрим три варианта:
а) /в=8; >т = Ь = ^5 = ЗО;
«В 8
б) 'Б = J.\=]/240^ 15; iT=™ = 16;
в) гБ = 30; /т=^-8.
В соответствии с принятой разбивкой /р получим частоту вращения
червяка тихоходной пары нхт = пргг:
a) Hit=4 • 30 = 120 об/ман;
б) Л|Т=4 -16=6+ об/мин;
в) н1Т—4-8—32 об/мин.
Расчет тихоходной пары. Материалы и допускаемые
напряжения.
Принимаем для червячного колеса Бр. АЖ9-4Л (отливка в землю);
для червяка — сталь 45 закаленная (HRC 45—50). По табл. 5. 10
[о]к = 210 Н/мм®; по табл. 5.9 [о0]и=100 Н/мм®.
533
Вращающий момент на валу колеса
лл _p^o 12-103-326 „ тт
2Т 2т;3 ~ 2-0,98 —Н-мм.
здесь Do — диаметр звездочки конвейера (см. § 12.2);
D _ * _ 125 „ос
. 180 ~ . 180 —3*-6 мм>
SID — ЯП -g-
к. и. д. опор ведущего вала конвейера т]3 ~ 0,98.
Число заходов червяка в соответствии с принятыми значениями гр
для рассматриваемых трех вариантов:
а б В
?»=1 71 = 2 21 = 4
г.. = 30 г-2 = 32 г. = 32
Для всех вариантов примем предварительно (см. § 5.2) q = 9.
Межосевое расстояние при К = 1,25 (§ 5.3)
Для варианта а
«-=(¥+ ’) (^Г 1’25'2'10'’229 “*
для вариантов бив
/90 \ з г~, Пщ Го
ига = к+ 1) 1/ ч^-\ 1,25-2-106 = 231 мм.
' ' V
Основные параметры:
вариант а:
2а ° 9О9
m = 7+77 = 9+io = И-8 ™-
По табл. 5. 3 примем т = 12 мм; q = 8;
варианты б и в:
О . 931
т ~ (Г-р32 Л ’3 мм-
Примем т — 12 мм и q = 8.
Определение скорости скольжения и проверка ок
Скорость скольжения по формуле (5.14)
_ тл, >
19 100 ’ +
534
Для варианта а
п-=’!^]/^+82 = 0,61 м/с.
Для варианта б
°- = Sw>'2?+8J=0’33 м/с*
Для варианта в
пск = те = 0,18 м/с.
Уточняем межосевое расстояние для передачи, выполняемой без
коррекции:
аи> — (*7 Ч*г2).
Для варианта а
ат = ~ (8 + 30) = 228 мм.
Для вариантов бив
12*
ат = у (8 + 32) = 240 мм.
Расчетные контактные напряжения, Н/мм2, по формуле (5.19),
„476-./ТС
к U d, •
где
ds = mz4; dl = mq; Л12 в Н-мм.
Для варианта а
476 7 Л 1,25• 2- 10в ,
°к— 30-12р 8-12 —^-13 Н/мм.
Для вариантов бив
„ 476 -.Л 1,25-2• 10“ а
Ок ^2 # ।|/ 8.1° — Н/мм .
Полученные значения ок достаточно близки к [<тк] при соответствую-
щей иск (табл. 5.10), поэтому пересчета не производим.
Основные размеры зацепления тихоходной пары,, мм
Варианты Диаметр делительной окружности колеса e zem Диаметр делительного цилиндра червяка Ji — qm
а 360 96
бив 384 96
535
К. п. д. по формуле (5.13)
4T = t0,95 ч-О,97)^^.
Результаты вычислений сводим в таблицу.
К определению к. п. д. тихоходной пары редуктора
Определяемая величина Варианты
а б В
Угол подъема у Скорость скольжения оск [по формуле (5.I4JJ, м/с Угол трения р' (табл. 5.5) с увеличе- нием f на 30—50% для безоловян- ной бронзы К. П. Д. Т) 7’07'30” 0,61 3’45' 0,625 14’02'10" 0,33 5’00' 0,695 26’38'54" 0,18 6’00' 0,75
Проверка зубьев колеса на изгиб по формуле (5.20)
_ 0.6/<РК.
м фП'Уъ '
вариант а:
Р., = ^±. = - 11 000 Н;
а2 360
варианты б и в:
Р,= 10 400 Н.
Определяем эквивалентное число зубьев.
Для варианта а
__ 30 пп ~
cos3 7°07'30" ~ ° ’°'
По табл. 5.6 коэффициент «/2 = 0,536.
При том же значении К — 1,25 находим
0,6- 1,25- 11 000
аи — g. jo» . 0,536
Для варианта б
32
13,4 Н/мм!
г,
cos3 14°02'10" —
0,6- 1,25 10 400
сти — 8-12s-0,572 =
Для варианта в
У? = 0,572;
11,9 Н/мма
'D cos3 26°38'54" 54 ’
«/., = 0,634; о„ = 10.7 Н’мм2.
Расчет быстроходной пары приводим в таоличний форме (табл. 16.1).
536
16.1. Расчет быстроходной редуктора (по (Формулам гл. 5)
Определяемая величина Варианты
а б В
Номинальный момент на валу колеса М г МR = , Н-мм 'тЧт Передаточное число быстроходной па- ры »Б Число заходов червяка гг (в соответст- вии с 1Б) Число зубьев колеса г2 = tgZj Допускаемое контактное напряжение [о|к, Н'мм2 Расчетное межосевое расстояние о, мм, прн q — 9 н /< = 1,25 * 2а Модуль осевой ;п =—• , мм ?+z2 Относительный диаметр червяка q Уточненное межосевое расстояние не- корригированвой передачи Скорость скольжения оск, м/с Допускаемое контактное напряжение |о)к, Н/мм2 Расчетные контактные напряжения ок, Н/мм2 Диаметр делительного цилиндра чер- вяка di = qm, мм Делительной диаметр колеса dj = = г2т, мм Угол подъема витка у Приведенный угол трения р' К. П. Д. 1] Окружное усиление на колеса Р„ = = ^,н Коэффициент формы зуба у2 Напряжение изгиба в зубьях колеса оИ1 Н/мм2, прн К = 1,25 Общий к. п. д. редуктора Т]2 = ЦБЧт 10,7- 10“ 8 4 32 200 90 5 10 105 2,64 197 155 50 160 21'48'09" 2°35* 0,885 1340 0,60 6,8 0,552 18- 104 15 о 30 200 106 6 9 117 2,77 197 172 54 180 12'31’44" 2°31’ 0,825 2000 0,55 8,5 0,574 39,3 104 30 1 30 200 130 7 9 136,5 3,18 194 188 63 210 6'20’25" 2'14' 0,737 3170 0,53 10,3 0,553
537
Выбор оптимального варианта редуктора
Выполняем первую эскизную компоновку редуктора в трех вариан-
тах (рнс. 16.13); наименьшие габариты редуктора и наилучшие условия
смазки окунанием (примерно одинаковое погружение в масло червяка
тихоходной ступени и колеса быстроходной) получаем при разбивке
передаточного числа по варианту a: is = 8; iT = 30.
Так как к. п. д. для варианта а несколько ниже, чем для варианта б,
то потери энергии и эксплуатационные расходы по варианту а будут
немного больше.
Однако передаваемая мощность невелика, существенного разли-
чия при экономическом сравнении вариантов а и б не будет. Поэтому
принимаем вариант а.
Общий к. п. д. редуктора для варианта а оказался немного ниже,
чем определенный предварительно (0,552 против 0,56). Но так как
отличие незначительное, то можно оставить ранее выбранный двига-
тель АОП2-42-6.
Расчет и конструирование промежуточного вала редуктора (кон-
струирование и расчет остальных валов следует выполнять аналогично).
Усилия |см. формулы (5.28) — (5.30)]. В тихоходной паре
окружное усилие червячного колеса Р2г = 11 000 Н.
Окружное усилие червяка
2.И|Т 2.И.,Т 2.2.10«
р1т = Д,т=-_11=.- С - ± =2220 Н.
d1T i т<4 ( тнт 30 • 96 • 0,625
Радиальное усилие
Тт Р21: tg av = 11 000 • 0,364 = 4000 Н.
В быстроходной паре
2М„К 2-10.7.10»
Р,Б = 1340 Н; Р|Б = ^2Б = ~ — = о чп п ~ 605 Н;
ТБ Р2Б tg ar = 1340 • 0,364 = 487 Н.
538
Первая компоновка чала (рис.
16.14). Наносим осевг 'линии и
контуры червяка по d1T, dolT,
dfXT и длине нарезанной части
Затем определяем размеры тихоход-
ного колеса &т и damir, размещаем
подшипники и колесо быстроход-
ной пары и графически находим
размер А.
Наметим первый вариант рас-
положения опор вала; между коле-
сом и червяком установим пла-
вающий радиальный подшипник,
а с другой стороны — сдвоенный
радиально-упорный подшипник.
Определяем d вала под колесом
из расчета на кручение, для обеспе-
Рис. 16.14. Первая компоновка вала
(первый вариант)
чения высокой жесткости вала принимаем пониженное |т] = 15 Н мм2.
Я=17^Г У Ю,7.10*
Г 0,2 |т| 0,2-15 — 33 ММ’
с учетом ослабления вала шпоночной канавкой принимаем d — 35 мм.
Диаметр вала в месте установки радиального подшипника примем
d — 45 мм, ширину и наружный диаметр подшипника выбираем пред-
варительно из средней серии. Для радиально-упорных подшипников
принимаем d = 55 мм, размеры выбираем также из средней серии.
Наружный диаметр стакана определяем из условия обеспечения мон-
тажа червяка. Нанося внутренние очертания стенок и прилива, наме-
чаем расположение радиально-упорных подшипников. Таким образом
получаем расстояние между опорами.
Рассматриваемый вариант расположения опор имеет тот недостаток,
что в результате теплового расширения вала (при фиксированной в осе-
вом направлении левой опоре) червячное колесо быстроходной пары сме-
щается относительно оси червяка, в зацеплении с которым оно находится.
При монтаже редуктора можно отрегулировать совпадение средних
плоскостей червячного колеса и червяка регулировочными проклад-
ками левой опоры лишь для одного заранее принятого температурного
режима.
Проверим удлинение вала.
Для углеродистой стали а — 12-10“®. Примем I из соотношения
I (0,9 ч- I) А, = 320 мм; принимая разность температур при различ-
ных режимах работы редуктора А/ — 25° С, получаем
М =12 -10-8 -320 -25 = 0,096 мм = 96 мкм.
Допускаемые отклонения на несовпадение средних плоскостей чер-
вячного колеса и червяка составляют по ГОСТ 3675—56 для 7-й сте-
пени точности:
верхнее отклонение АВС = 42 мкм;
нижнее отклонение ДНС — 42 мкм.
533
Таким образом, рассматрива-
емый вариант '.положения опор
оказался для данной конструк-
ции непригодным. Достаточно
точно отрегулированное положе-
ние червячного колеса по отно-
шению к оси червяка оказыва-
ется нарушенным вследствие
температурных деформаций. Та-
кое расположение опор можно
применять при малых колеба-
ниях в температурном режиме
работы или коротких валах.
Рассмотрим второй вариант,
расположив плавающую опору
слева (рис. 16.15), осевые перемещения сечений червяка при темпера-
турных колебаниях в этом случае не отразятся на работе тихоход-
ной червячной пары. Так как с увеличением расстояния между опо-
рами жесткость вала уменьшается, то для компенсации этого уве-
личиваем диаметр вала под колесом; ориентируясь на dnT = 672 мм и
соблюдая переходы, примем под колесом 0 60 мм, под радиально-
упорные подшипники (Д 50 мм и под радиальный подшипник 0 40 мм.
Диаметр стакана надо значительно увеличить, чтобы обеспечить
монтаж колеса с червяком через отверстие в корпусе; этим облегча-
ется возможность выполнить соединение колеса с валом с натягом.
Подбор подшипников. В соответствии со вторым вариантом компо-
повки составляем расчетную схему вала (рис. 16.16).
540
В целях упрощен: рассчитываем вал как статически определимую
балку с шарнирными опорами на концах; более точное решение гложет
быть получено, если рассматривать правую опору со сдвоенными под-
шипниками как жестко закрепленную. Принятое упрощение идет
в запас прочности.
Из предыдущего расчета имеем
Р2Б = 1340 Н; Лов = 605 Н; Гб = 487 Н;
Р2Т = 11000 Н; Л2Т = 2200 Н;
71=4000 Н; d2B = 160 мм; du = 96 мм.
Реакции опор:
в плоскости хОг
Р2Б-330-Л2т- 140-Р2Л--405=0;
р 1340-330-2200-140 „
Л 2Х 405 -- ’J’JO М >
Л2Т • 265 - РоБ. 75 - Rlx 405 = 0;
= 2200 - 265-1340 75 =119Q н
405 ,
Проверка:
Rlx + Р2Б - Л2Т - R.x = 1190 + 1340 - 2200 - 333 = 3 0-
в плоскости yOz
— Рзд-405 + Тб-330-Л2Б^ + Р2Т^ + ГТ-140 = 0;
„ 487 - 330 — 605-80 4-11 000 - 48-Р4000-140 onen u
Rzy — 405 — -960 14,
Rly 405 - Тт 265 + Р2Т- Л2Б - ТБ • 75 = 0;
г, 4000 - 265—11 000 - 484-605 - 80 4-487 - 75 ,г__ ..
Рад ---------------—-— = 1525 Н.
Проверка:
Rly + R2u - Т-г - ТБ = 1525 4- 2960 - 4000 - 487 = —2^0.
По оси z
Р2г = Р2Т —Л2Б = 11 000 —605 = 10 395 Н.
Определяем эквивалентную нагрузку для радиального шарико-
подшипника левой опоры (при средней скорости).
По данным § 8.8
Q=FrW<T= 1940-1-1,1-1=2140 Н^218 кге.
Fr = Pi = V Riy -h Rlx = V 15252 4- 1190a = 1940 H^198 кге.
Для червячных редукторов требуемую долговечность подшипни-
ков принимают в пределах 10 000—20 000 ч. Ориентируясь па сред-
нее значение, примем Lh= 15000 ч.
541
Намечаем шарикоподшипник особо легкой серии W8, d — 40 мм,
С = 1320 кгс. Его расчетная долговечность
. 10» /С\з 10» /1320\з onnnn
60п2Б \QJ 60-120(218) 30 000 Ч>
Для правой опоры
Р-. = VRlv + Rlx = V 29602 + 333s = 2960 Н,
В нашем случае отношение осевой нагрузки Ео = Р2т — Л2в =
= 11 000 — 605 = 10395 Н к радиальной Fr„ — R2 = 2960 Н значи-
тельно больше коэффициента е и, следовательно, в сдвоенном ради-
ально-упорном подшипнике работает лишь один ряд роликов. Обозна-
чая подшипник, воспринимающий радиальную и осевую нагрузки,
цифрой II по табл. 8.45, получаем, что Fa\i=Fa, так как при при-
нятом предположении, что конический подшипник I не работает,
имеем: S i = 0.
Пользуясь данными табл. ПЗО и ориентируясь на подшипники
7310, находим Х = 0,4, Y =1,937. Эквивалентная нагрузка подшип-
ника
<?2 = (XVFr2 + YFo2) = (0,4 - 2960 + 1,937 • 10395) 1,1= 22,4 - 103H =
= 2200 кгс.
Динамическая грузоподъемность выбранного подшипника С =
= 9660 кгс.
Расчетная долговечность
, 10» /С\з.зз io® /9660\з,зз
£л “ 60п„Б (р) “60-120(2200) ^«19000 ч.
Расчет вала- на прочность. Строим эпюры моментов (рпс. 16.16).
Проверяем напряжения.
В сечении I—I
М„ = |ЛЛ^-|-/И; = К(—0,16 • 10e)s 4- (0,743 • Ю6)2 = 0,76 • 10е Н • мм,
где
M„ = /?lv- 140 = —1190-140 = —0,16- 10е Н-мм;
d1T
Мх = Rlu 140 + Р2Т -^ = 1525 • 140 -I- 11 000 • 48 = 0,713 -10е Н мм;
Л1„ Ма 0.76-10» осои, 2.
°и— И7и ~ “ 0,1 -67,23 --5,3 Н/мм ,
Р.,т 11 000
осж = —г.— = —= 1.47 Н/мм2;
С1К л</^1т л-67,22 ’
4 ~4
Мот 10.7-1Ш
т = = 0>2 67 оз = 1,78 Н/мм2;
п,кв = V (ои + <тсж)2 + 3т2 = ]Л(25,3 + 1,47)2Н-3- 1,78а = 26,9 Н/мма.
542
В сечении Л—II
Му = Я2.т • 75 = 333 • 7 . 12,5 • Ю4 Н мм;
Мх = Rzy-754-Аб^ = 2960-754-605-80 = 0,27- 106 Н-мм;
0,27 - 10е 1о с тт, 2
°« = 0,1 - бО*~ = 12,5 Н/мм ;
11000 оп„, 2 10,7-10* алой, 2
«ок = л~в& = 3,9 Н/ММ 1 Т== 0,21603 = 2,48 Н'ММ~’>
оэхв = ]/' (12,54-3,9)2 4-3-2,482 = 16,9 Н/мм2.
Так как напряжения оэкл в обоих сечениях значительно меньше
допускаемых, уточненный расчет можно не проводить.
Направление действующих сил (рис. 16.16, а) выбрано по наиболее
опасному случаю. Конструктор в целях отыскания более выгодного
решения может варьировать направление вращения валов, сохраняя
заданное направление вала рабочей машины, т. е. располагая привод
по ту или другую сторону закалочного конвейера. На рис. 16.16, б
показана схема действующих сил в случае обратного направления вин-
товой линии тихоходного червяка. Направление Р2т изменено на обрат-
ное. В энэм случае
7?]у = 4120 Н; /?2s, = 367 Н; /?2г=П 605 Н
и ЛК max = 0,575-10® Н-мм.
Изменение направления Р2т на обратное позволило уменьшить
момент в опасном сечении, однако существенно возросла радиальная
нагрузка левой опоры и несколько увеличилась осевая нагрузка
правой опоры.
В случае реверсивной работы привода необходимо выполнить рас-
чет как для прямого, так и для обратного направления вращения.
Расчет вала на жесткость. Разобьем вал на восемь участков постоян-
ной жесткости (рис. 16.17) и определим прогиб в сечении I—I по фор-
муле Мора:
г__V С M/Mi dz
eTi ’
'i
здесь f — прогиб рассмат-
риваемого сечения вала,
в котором приложена еди-
ничная сила; I,- — длины
участков вала; Mt—изги-
бающий момент в текущем
сечении рассматриваемого
участка вала от действую-
Рис. 16.17. Разбивка вала на участки для рас-
чета на жесткость
щих нагрузок; М,- — изги-
бающий момент в текущем
543
16.2. К расчету вала на жесткость. Значения изгибают их моментов для участков
Г“ " — - — Уча
Момент 1 3 4
в на- чале в конце в начале в конце в начале в конце в начале в конце
Ми, Н мм 0 1,8 - 10* 1.8- 10* 7,7 10* 7,7- 10* 16- 10* 16-10* 9,1 10*
Л1х, Н - мм 0 2.3-10* 2.3- 10* 9.9- 10* 9,9 • 10* 24,3-10* 74,3 • 10* 44,3-10*
М'и, мм 0 9.8 9.8 42.5 42,5 91,6 91.6 65,5
М'х, мм 0 9.8 9.8 42,5 42,5 91,6 91,6 65,5
сечении рассматриваемого вала от единичной силы, приложенной
в сечении; /, — момент инерции сечения вала на рассматриваемом
участке постоянной жесткости.
Значения изгибающих моментов Mt и М\ в начале и в конце участка
вала приведены в табл. 16.2.
Определяем значения интегралов Мора для всех участков вала
с постоянной жесткостью и одним законом изменения моментов. Резуль-
таты вычислений сводим в таблицу (табл. 16.2 и 16.3).
Прогиб вала в сечении II—II определяем аналогично. В данном
случае вал весьма жесткий, поэтому прогиб во втором сечении не про-
веряем.
Вторая компоновка вала. Проведенные расчеты вала и подбор
подшипников позволяют принять первую компоновку вала за основу
для дальнейшего конструирования.
Вторую компоновку вала выполняют обычно при окончательной
разработке конструкции редуктора (см. рис. 16.19). На этом этапе
проектирования подбирают стандартные или нормализованные детали
конструкции, уточняют переходы сечений вала, радиусы галтелей и пр.
В случае необходимости в принятые ранее размеры вносят частич-
ные изменения, как правило, незначительные, не требующие допол-
нительного проверочного расчета.
Тепловом расчет редуктора (см. § 10.5)
В поверхность теплоотдачи S включается и площадь дна редуктора
в предположении, что весь привод устанавлпвается на сварной раме
на высоте вала конвейера. По рис. 16.18
S = 0,4 0,5 -24-0,4- 0,32 2 + 0,5 0,32 + л'°г'2У 2 4-
+ л-0,23-0,32 =« 1,22 мм2.
Наибольшая мощность, подводимая к редуктору,
Д/ _ _ 12 000 -8__о 0 в
V,1U1X~ — цО-0,98.0,552
544
пала (см. пис. 16.17)
СТОК
5 6 7 8
в начале в ксгще в начале в конце в начале в конце в начале в конце
9,1 -10« 1,5- 10* 1,5 • 10* -2.6- 10* —2,6 • 10* —1,3 • 10* —4,3 • 10* 0
44,3 • 10* 36,9 • 10* 36,9-10* 27-10* 22,2-10* 11.8- 10* 11,8- 10* 0
65,5 39,6 39,6 25,9 25.9 13,8 13,8 0
65,5 39,6 39,6 25,9 25,9 13,8 13,8 0
Принимаем коэффициент теплоотдачи k = 5 Вт/м2 -°C и определяем
разность температур масла и окружающего воздуха:
А/
ЛГ(1-ц) 2960(1—0,552) fi_op
kS ~ 16-1,22 As>0/
Обычно принимают температуру окружающего воздуха ta — 20° С,
в данном случае следует учесть повышение fB близ закалочной печи
на 5—Ю°С, но и при этом условии темперттура масла в редукторе
iH = tB + А/ не превысит 90° С, что допустимо; дополнительных уст-
ройств, повышающие теплоотдачу, вводить
не требуется. Следует иметь в виду и то,
что тепловой расчет выполнен для самого
опасного случая — непрерывной работы на
режиме максимальной скорости конвейера за-
калочной печи.
Конструкция редуктора представлена на
рис. 16.19, спецификацию к чертежу см.
стр. 549.
Смазка редуктора
Смазка подппшчлков червяка 2 и вала 24
консистентная, выбираем универсальную туго-
плавкую смазку УТ-1.
Сорт масла для смазки зацепления обеих
червячных пар и подшипников червяка 39
выбираем по средней вязкости. В данном слу-
чае подходит масло трансмиссионное авто-
тракторное детнее.
Для защ’ты подшипника 41 от излишнего
попадания масла поставлено маслоотбойное
кольцо 40.
(8 Зак, 239
Рис. 16.18. Габаритные
размеры р«гут гора (к те-
птс >vy расчету)
515
16.3. Значения интегралов Мора для различных участке» вала (см. рис. 16.17)
Уча- сток Формула Чнстеняпе
В ПЛОСКОСТИ ХО2
Подстановка
] М М' 15
0,\47Ed\ ’ 0.147Е-404 1,8 10 9,8
2 РИ1(2Л4; + Л40 + 50 0.294Е • 65-* 1’^ ’ <2 • 9,8+42,5)+
+Л12 (2Л4;+Л1Э1 + 7,7 • 104 • (2 • 42,5+9,8)]
3 -gA— [Л4, (2Л4;+Л4!) + 75 6Е- 146- 104 17(7 • ltH (2 • 42’5 + 9>.6)+
+ Л42 (2Л4, + Л4')| + 16- НИ-(2-91,6 + 42,5)]
4 '6Е/П ~ (^1(2^+^) + бЕ./Д. цр t16’ 104 <2• 9t6+65,5)+
+м2 (2m;+m;)| + 9,1-10* (2-65,5+91,6)]
5 0,29^ [ЛМ2М+М) + 0.294Е - 65< f9J • 104 (2’ 65-5+39,6)+
+М, (2Л4'+Л1;)1 + 1,5.104 (2-39^ + 69.5)1
6 o,29Zkn f^;+^)+ 40 0^9-1/?-60* 104<2‘+ 2ад>
+М2 (2М;+Л4Э) —2,6 • 10« (2 • 25^+39,6)]
7 0,29^ ММ2Л4;+ЛЯ) + ^5 0^605-[2-6-,°4(2-35’9+13>8>-
+ЛМ2ЛК + Л41)] —1,3- 104(2- 13,8+25,9)]
8 0,147EdJ М'М' 40 0.147Е •401 < -,04- 13’8)
£ -^^-=/*=-^-(6,8 + 23,4+ 425 + 488 + 254— 8,5— 22-19)
-tS-o®
Условие f < [/] выполнено.
Примечания: Л4, и М, — иьгибгющие моменты от действующих сил соответ-
мен'Т от единичной силы, прилик,иной в сечения /—J, в конга и в начале рассматрига»
Приведенный момент инерции / для нарезанного участка вала определяется ферму-
nd/a / d.e ’
/ш> = -б+-(°>а7Б + °-625
67 4* I 12 \
----gj—[0,375 + 0,625 -gyj = 146 -IO we*.
Б 46
I-
заачееди
в плоекоети уог
1 Результат Подетавовяа Результат
6,8 Е 23,4 Е 425 £ 480 £ 254 £ t —8,5 £ —22 £ — 19 £ ojJ-w •23 «>< >W 0^“ К. R3-10‘<2-W+«3+ +93-10* (2-42Д+9.8)] №.!«.!» (M-IO-(2.4W+91.e>+ +21,3-10* (2-91,6+42,5) №!«.№ П<*-1«-<2-И.»+<ВД+ +44 • 3 • 10* (2 • 65^+91,6)} O^sS.K* 1«3-10-<2-бад+ЗЗД+ + 36,9-10* (2-39,6 + 65,5)) о.»,с.да |ам>-№(2-«им-ад+ +27-10* (2-25,9 + 39,6)] (2М-1О-<2.2М+|ЗД+ + 11,8-10* (2- 133+25,9)] w«"w I'.s. 10-13.3 9jO £ 102 £ 560 .£ 1470 £ 1846 Е 665 Е 193 £ 173 £
1148 £ fy=-^ (9+102 +560+ 1470+ 1840 + +6^+193+173) 4012 Е
[Я =—г^— l/J 2000 "= 2000 °=Q’06 мм-
ственно в начале и в конце рассматриваемого участка вала* М J и — изгн&аюацие мо- мото участка вала. лой (Б 37):
1В«
547
Рис, 16.19. Редуктор червячный двухступенчатый
Фер- мат Зона Пси. ^оаийж.пш Кеде- чеегво чание
1 01 п 04 11 15 17 Я 22 24 27 29 30 31 32 33 35 36 37 38 39 41 47 46 43 44 45 49 18 25 50 26 13 14 Документацн я Расчетно-пояснительная за- писка Сборочные единицы Редуктор червячный двух- ступенчатый Детали Корпус редуктора Червяк, т=5, <7=10, z=4 Крышка подшипника Крышка корпуса Червячное колесо, т=12, z=30 Кольцо мазеудерживающее Крышка подшипника Кольцо уплотнительное Вал ведомый Кольцо распорное Кольцо мазеудерживающее Маслоуказатель жезловый Прокладка регулировочная Прокладка регулировочная Стакан Гайка установочная М52Х 1,5 Шайба предохранительная 0 52,5 Крышка подшипника Кольцо распорное Червячное колесо, т=5, z = 32 Червяк, /л =12, <7=8, z=l Кольцо маслоотбойное Крышка подшипника Кольцо пружинное Прокладка уплотнительная Пробка маслоспускная М20 Прокладка уплотнительная Прокладка регулировочная Крышка подшипника Крышка подшипвдка Прокладка регулировочная Крышка люка Отдупшна 1 1 1 1 1 2 1 1 1 2 2 1 Набор Набор 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 Набор 1 1 Набор 1 1
Иэм. | Лист № дакум. Подл. Дата
Разраб. Редуктор двухсту- пенчатыи чер- вячный приводя конвейера Лкг. Лист
Пров. 1 1
Н Контр.
Утв.
549
Продолжение
Фор- мат Зона Поз. Обозначение Наименование ж^иЛИ- чество Приме- чание
12 5 19 51 48 6 9 7 10 3 40 23 16 8 34 21 28 42 Стандартные изделия Болт М8х20 ГОСТ 7798—70* Болт М12 X 28 ГОСТ 7798—70* Болт М14Х40 ГОСТ 7798— 70* Болт М16х26 ГОСТ 7798— 70* Рым-болт М16 ГОСТ 4751— 73 Гайка MJ6 ГОСТ 5927 — 70* Гайка М20 ГОСТ 5927—70* Шпилька ШбхбОАЫ Шпилька М20 х 140А1-К Шпонка 10 X 8 х 40 ГОСТ 8789—68* Шпонка 18 х 11 X 63 ГОСТ 8789—68* Шпонка 20 х 12 х 100 ГОСТ 8789—68* Шпонка 25 х 14 X 1Ю ГОСТ 8789—68* Штифт 8 X 40 ГОСТ 3129—70 Подшипник 7606Н ГОСТ 333—71 Подшипник 73 ЮН ГОСТ 333—71 Подшипник 7315 ГОСТ 333—71 Подшипник 108 ГОСТ 8338— 75 4 12 20 4 2 8 4 4 4 1 1 1 1 2 2 2 2 1
Подбор вариатора
Основой для подбора вариатора служат необходимый для при-
вода диапазон Д регулирования и нагрузочная способность вариа-
тора.
Диапазон регулирования определяется заданным отношением ско-
ростей конвейера:
“ fmin 2
Выше, при кинематическом расчете привода, передаточное отноше-
ние вариатора принимали iB = 1, следовательно, необходимо подби-
рать вариатор с симметричным регулированием и с Д ^4,
ББО
Нагрузочная оеойнс^ь вариатора определяется передаваемо»"
мощностью и мом Ьм на его выходном валу, равным ьюменгу на вход-
ном валу редуктора:
Л4ОТ 2 - ld«
М‘Б = 7^ = 8 30-0,552 = 1,5‘104 Н-мм.
По этому моменту подходит цепной вариатор ВЦ-3 с Д = 4,5
(табл. 13.9).
Конструировани сварной рамы привода
Для конструирования сварной рамы необходимо знать габаритные
и установочные размеры электродвигателя, вариатора (они приво-
дятся в каталогах) и редуктора. Соответствующие размеры редуктора
получены в процессе его конструирования.
Взаимное расположение электродвигателя, вариатора и редуктора
определяется также размерами муФт, которые применена для соеди-
нения их валов.
Выбираем упругие втулочно-пальцевые муфты (табл. 14.8).
Момент на валу э лектродвигателя
.. W, 320Q
/И. —— 100 — 32 Н-м,
где
/у = Л!^ = ^. = 3200 Вт;
Т)нар 0жо5
ГСП а -ГС • 958 * /у/у t
а>’=-зГ = -да-== 100 Рад/С‘
Момент на входном вал у редуктора Л41Б = 15 Н -м. С учетов диа-
медэе в валов электродвигателя (d3 = 35 мм), вариатора (dB = 38 мм)
и редуктора (d_ = 25 мм) принимаем муфту с передаваемым моментом
1Л1р] = 240 Н -м.
Чтобы использовать эту муфту для соединения валов вариатора
и редуктора, требуется запрессовка специальной втулки в посадочное
отверстие той половины муфты, которая соединяется с валом редуктора,
Муфта с [Л4р1 = 55 Н -м более подходящая по передаваемому моменту,
однако диаметры валов элеетродвт гателя и вариатора не позволяют
использовать эту муфту.
Проектирование рамы начинают со схематичного изображения
общего вида привода. Па плане (рис. 16.20) отмечают очертания элект-
родвигателя, вариатора, редуктора, расположение их ос°й и фунда-
ментных отверстий. На второй проекции (рис. 16.21) вычерчивают рас-
положение всех объектов в верт ика пьной плоскости так, чтобы оси дви-
гателя, вариатора и первого вала редуктора растил ггались на одной
горизонтальной прямой. Наибольшее расстояние от этой прямой до
установочной плоскости имеет редуктор.
Чтобы обеспечить удобное расположение головок крепе'гных бол-
тов М20. выбираем для рамы шаелаер Ч» 14а. Расстояние между п®еч-
551
Рис. 16.20. Схематический чертеж привода в плайе
Рис. 16.21. Сварная рама со схематичным расположением
на ней электродвигателя, вариатора и эедуктора
Рис. 16.22. Сварная рама (вив сверху)
С52
лерами в свету 270 ь рис. 16.22) определяем в соответствии с разме-
ром 350 мм на чертеже редуктора и расположением осей отверстий под
болты на полках пшеллеров. Для крепления средних болтов основания
редуктора ставим поперечные швеллеры такого же номера, они одно-
временно связывают два продольных швеллера.
Для установки вариатора ставим дополнительно два швеллера
№ 8, чтобы поднять вариатор на расчетную высоту; для установки
электродвигателя берем два швеллера № 12. Расстояние между швел-
лерами № 8 и № 12 определяется расположением отверстий под креп-
ление электродвигателя и вариатора на полках швеллеров.
В месте расположения отверстий под болты приваривают накладки:
под редуктор и вариатор накладки толщиной 10 мм, под электродви-
гатель — 8 мм. Это позволяет уровнять высоты.
Установка элементов привода на накладках позволяет после сварки
обработать их поверхность (прострогать или профрезеровать и устра-
нить перекосы, которые возникают вследствие деформации рамы в про-
цессе сварки).
В целях упрощения чертежа (рис. 16.22) сварные швы и обработка,
которую необходимо выполнить после сварки рамы, на чертеже не пока-
заны.
В спецификации к чертежу сварной рамы желательно для деталей
из сортового проката указывать форму проката (швеллер, сталь про-
катная угловая равнобокая и пр.) и его номер, а также длину, также
желательно приводить размеры деталей простейшей формы, например
длину, ширину и толщину прямоугольных накладок. Это позволяет
уменьшить число детальных чертежей, необходимых для изготовления
сварного узла.
ПРИЛОЖЕНИИ
fit. Модификации электродвигателей единой серии
Габа- рит Электрадввгатели о короткоэвгкиутыж ротором Электро^ даягатели с фазным ротором
с повы- шенным пусковым моментом с повы- шенным сколь- жением с переключенная на частоты вращения с повы- шен иъгми энергети- ческими показа- телями мало- шунные
две трет че- тыре
1
2 АОС2, АОЛС2 АО2, АОЛ2 АО2. АОЛ2
3 АО2, АОЛ2 АОТ2
4 5 АО2 АОК2
6 7 АОП2 АОС2 АО2 АО2 А02
8 9 АК2, АОК2
Примечание. Элетстрндвнгггелн АО2 I—З^го габаритов (основного истютиеии»)
имеют повышенные значения пускового момента иа уровне требований электредрнгателей
АО! 12.
П2. Номинальные мощности и частоты вращении электродвигателей А2 и А02
Тип электродвигателя Мощность на валу, кВт, при синхронной частоте вращения, об/мин
3000 1600 1000 750
Защищенное исполнение А2
А2-61 17 13 10 7,5
А2-62 22 17 13 10
А2-71 30 22 17 13
А2-72 40 30 22 17
А2-81 55 40 30 22
А2-82 75 55 40 30
A2-9I 100 75 55 40
А2-92 125 100 75 55
Закрытое обдуваемое исполнение А02 и АОЛ2
АО2, АОЛ2-11 0,8 0,6 0,4
АО2, АОЛ2-12 1,1 0,8 0,6
АО2, АОЛ2-21 1,5 1,1 0,8
АО2, АОЛ2-22 2,2 1,5 1,1 —
АО2, АОЛ2-31 3,0 2,2 1,5
АО2, АОЛ2-32 4,0 3,0 2,2
564
Продолжение табл. П2
L
Тяп электродвигателя Мощность на валу, кВт, при синхронной частоте вращения, об/мин
3000 1500 1000 750
АО2-41 5,5 4,0 3,0 222
АО2-42 7,5 5,5 4,0 3,0
АО2-51 10 7,5 5,5 4,0
АО2-52 13 10 7,5 5,5
АО2-61 13 10 7.5
АО2-62 17 17 13 10
АО2-71 22 22 17 13
АО2-72 да 30 22 17
АО2-81 40 40 30 22
АО2-82 55 55 40 30
АО2-91 75 75 55 40
АО2-92 100 100 75 55
ПЗ. Асинхронные электродвигатели А2 защищенные, станина
и щиты чугунные
Тип алектрЬ* двигателя Номинальная мощность, кВт Частота вращения, об/мин м пуск ^тах Мяупапй момент ротора, кге • ма
"нои AJ
Л2-61-2 А2-62-2 А2-71-2 А2/72-2 А2-81-2 А2-82-2 А2-91-2 Л2-92-2 А2-61-4 А2-62-4 А2-71-4 А2-72-4 А2-81-4 А2-82-4 А2-91-4 А2-92-4 А2-61-6 А2 62-6 А2-71-6 А2-72-6 А2-81-6 А2-82-6 А2-91-6 А2-92-6 А2.61-8 Л2-62-8 17 22 30 40 55 75 100 125 13 17 22 30 40 55 75 100 10 13 17 22 30 40 55 75 7,5 10 2900 1,2 2,2 0,25 0,28 0,38 0,47 0,88 1,0 2,0 2,4 0,4 0,5 0,7 0,96 1.5 2,0 зд 4,3 0,7 0,9 1,3 1,6 2,7 Зр 6^ 8,4 ОД 0,9
1,1
1,0
2920
1450 1,3 2,0
1455 1,2
1460 1,1
1470
965 1,2 1,8
970 1,1
980
725 1,2 1,7
655
Пводолжение табл. ПЗ
Тип электро- двигателя Номинальная мощность. кВт Частота вращения, об/мнн ^пусс Mmax Махешей монету роторе, кгс • м*
Мшж
А2-71-8 А2-72-8 A2-8I-8 А2 82-8 А2-91-8 А2-92-8 13 17 22 30 40 55 1,1 1,7 1,3 1,6 2,7 35 6,2 8.4
730
П4. Асинхронные электродвигатели АО2, закрытые обдуваемые,
станина и щиты чугунные и из алюминиевого сплава (А0Л2)
Тип электро- двигателя Номинальная мощность. кВт Частота вращения, об/мин "ny« WHOM S В Е и 5 Маковой момент ротора, кгс- №
АО2-11-2 АО2-12-2 АО2-21-2 АО2-22-2 АС2-31-2 АО2-32-2 АО2-41-2 АО2-42-2 AO2-5I-2 АО2-52-2 АО2-62-2 АО2-71-2 АО2-72-2 АО2-81-2 АО2-82-2 А 02-91-2 АО2-92-2 АО2-11-4 АО2-12-4 АО2-21-4 АО2-22-4 АО2-31-4 АО2-32-4 АО2-41-4 АО2-42-4 0,8 1.1 1,5 2,2 3,0 4,0 5,5 7,5 10 13 17 22 30 40 55 75 100 0,6 05 1,1 1,5 2,2 35 4Д 5,5 2815 1,9 2,2 0,0051 0,0060 0,011 0,014 0,033 0,041 0,076 0,098 0,015 0,18 03 0,46 0,55 1,1 1,3 2,5 ЗД 0,007 0,0084 0Д17 0Д22 0,L QJJ50 0Д94 QJ2
2860 1,8
-2880 1,7
2900 2910 1,6
2900 1,5
1,2
1,1
2920 1,0
2940
1360 1,8
1400
1430
1450 1,5 2,0
556
Продолжение табл. П4
Тип электро» двигателя Немн»алы*»« мощность, кВт Частота вращения, об/имв м пуск Миом Й Й S “ » я Маховой мамеит ротора, кге -ма
АО2-51-4 АО2-52-4 АО2-61-4 АО2-62-4 АО2-71-4 АО2-72-4 АО2-81-4 АО2-82-4 АО2-91-4 АО2-92-4 AO2-1I-6 АО2-12-6 АО2-21-6 АО2-22-6 АО2-31-6 АО2-32-6 АО2-41-6 АО2-42-6 АО2-51-6 АО2-52-6 АО2-61-6 А02-62-6 АО2-71-6 АО2-72-6 АО2-81-6 AG2-82-6 АО2-91-6 АО2-92-6 АО2-41-8 АО2-42-8 AO2-5I-8 А02-52-8 AO2-6I-8 АЛ2-62-Л АО2-71-8 АО2-72-8 АО2-81-8 АО2-82-8 AG2-9I-8 Л02-92-8 7,5 10 13 17 22 30 40 55 75 100 0,4 0,6 0,8 1,1 1,5 2,2 3,0 4,0 5,5 7,5 10 13 17 22 30 40 55 75 2,2 3,0 4,0 5,5 7,5 10 13 17 22 30 40 55 1450 1,4 2,0 0,23 0,28 0,45 0,55 1,0 1,2 2.1 2,7 4,9 6,4 0,0079 0,0089 0,019 0ДЕ4 0,054 0,068 0,13 0,17 0.33 0,44 0,85 1,0 1.6 2.0 3.6 V 8,6 11.0 0,13 0,17 0,33 0,44 0,85 1.0 1.6 2Л 3J3 4,7 8,6 11,0
1,3
1455 1,2
1460 1,1 2,0
1470
915 1,8 2,2
930
950
960 1,3 1,8
970
1,2
980 1,1
985
720 1,2 1,7
725
1,1
730
740
П5. Номинальные мощности и частоты вращения электродвнп. лей АОП2
Тнаоразмер электродвигателя Мощность на валу, кВт, при синхронной частоте вращения, об/иии
1500 1000 750 600
АОП2-41 4,0 3,0 2,2
АОГТ2 42 5,5 4,0 3,0
АОП2-51 7,5 5,5 4,0
АОП2-52 10 7,5 5,5
АОП2-61 13 10 7,5
АОП2-62 17 13 10
АОП2-71 22 17 13
АОП2-72 30 22 17
АОП2-81 40 30 22 17
АОП2-82 55 40 30 22
АОП2-91 75 55 40 30
АОП2-92 100 75 55 40
П6. Асинхронные электродвигатели АОП2 с повышенным пусковым
моментом, закрытые, обдуваемые, станина и щиты чугунные
Тип электродвигателя Номинальная мощность, кВт Частота вращения 1 г ^тах Маховой момент ротора, иге м8
мном
АОП2.41-4 АОП2-42-4 АОП2-51-4 АОП2-52-4 АОП2-61-4 АОП2-62-4 АОП2-71-4 АОП2-72-4 АОП2-81-4 АОП2-82-4 АОП2-91-4 АОП2-92-4 АОП2-41-6 АОП2-42-6 АОП2-51-6 АОП2-52-6 АОП2-61-6 АОП2-62-6 АОП2-71-6 АОП2-72-6 АОП2-81-6 АОГТ2-82-6 АОП2-91-6 АОП2-92-6 АОП2-41-8 А0ГТ2 42-8 АОП2-51-8 АОП2-52-8 4,0 5,5 7,5 10 13 17 22 30 40 55 75 100 3,0 4,0 5,5 7,5 10 13 17 22 30 40 55 75 2,2 3,0 4,0 5,5 1440 1,8 2,2 0,094 0,12 0,23 0,28 0,40 0,48 1,0 1,2 2,1 2,7 4,9 6,4 0,13 0,17 0,33 0,44 0,72 020 1,6 2,0 3,6 4J 8,6 н,о 0,13 0,17 0,33 0Д4
1450
1470
1480
955
970
980
710 1,7
658
Продолжение табл. П6
Тип электродвигателя Нсавияялиьая мощность, кВт Частота вращения ^пустс ^ЕГОМ Э § е » 5 5 Маховой МШЕёЯТ ротора, кгс • мя
АОП2-61-8 АОП2-62-8 АОП2-71-8 АОП2-72-8 АОП2-81-8 АОП2-82-8 АОП2-91-8 АОП2-92-8 7,5 10 13 17 22 30 40 55 720 1,7 2,2 0.72 0,91 1,6 2.0 3.6 4,7 8.6 И,о
730
735
740
П7. Асинхронные электродвигатели АОТ2
Тип электродвигателя кВт Л. об/мин ^пуск ^тпах кгс - м»
Л/ном ^ном
t АОТ2-21-4 АОТ2-22-4 АОТ2-31-4 АОТ2-32-4 АОТ2-41-4 АОТ2-42-4 АОТ2-51-4 АОТ2-52-4 АОТ2-61-4 АО'2-62-4 АОТ2-71-4 АОТ2-72-4 АОТ2-21-6 АОТ2-22-6 АОТ2-31-6 АОТ2-32-6 АОТ2-41-6 АОТ2-42-6 АОТ2-51-6 АОТ2-52-6 АОТ2-61-6 АОТ2-62-6 АОТ2-71-6 АОТ2-72-6 АОТ2-41-8 АОТ2-42-8 АОТ2-51-8 АОТ2-52-8 ЛОТ2-61-8 АОТ2-62-8 АОТ2-71-8 АОТ2-72-8 0,8 1,1 1,5 2.2 3,0 4,0 5,5 7,5 10 13 17 22 0,6 0.8 1,1 1,5 2.2 3,0 4,0 5,5 7,5 10 13 17 1,5 2,2 3,0 4,0 5,5 7,5 10 13 1420 1,7 2,0 * 0,017 0,022 0.040 0.050 0,094 0,12 0,23 0,28 0,45 0,55 1.0 1.2 0,019 0,024 0,054 0,068 0,13 0.17 0,33 0.44 0,85 1.0 1,6 2,0 0.13 0,17 0,33 | 0,44 (Цй 1,0 1,6 2,0 ]
1430
1460
920 1,8
950
970
730 1,5 1,7
559
П8. Номинальные мощности и частоты вращения электродвиг«._лей АОС2
при номинальном повторно-кратковременном режиме работы ПВ = 25%
Типоразмер электро- двигателя Мощность на валу. кВт. при синхронной частоте вращения, об/мин
3000 1600 кюо 750 600
АОС2-11 АОС2-12 АОС2-21 АОС2-22 АОС2-31 АОС2-32 АОС2-41 АОС2-42 АОС2-51 АОС2-52 АОС2-61 АОС2-62 АОС2-71 АОС2-72 АОС2-81 АОС2-82 АОС2-91 АОС2-92 0,9 1,3 1,8 2.5 ' 33 4,8 6,8 9,0 11,0 13,0 0,6 0,9 1,3 2,0 3,0 4,0 5,2 7,5 9.4 12.0 14,5 18,5 22.0 27,0 40,0 47,0 58,0 77.0 0,4 0,6 1,0 1.3 2.0 2,7 4,0 V 7,0 9,0 12,5 15,5 - 19,0 23,0 33,0 40,0 50,0 68,0 — —
3,0 30 5,0 6,4 10,0 12,5 15,0 18.0 27,5 33,0 42,0 58,0
—
193 24,3 31,6 37,9
ПЭ. Асинхронные электродвигатели АОС2 с повышенным скольжением,
закрытые, обдуваемые, станина и щиты чугунные (АОС2)
и из алюминиевого сплава (АОЛС2)
Тип электро- двнгателя Номи- нальная мощность при ПВ=25%, кВт ^ггуск "нон м JHmax Наибольшая допустимая мощность. кВт» при продолжитетэностн включения ПВ, % Махаявй момент рвгора, кго-м»
^иом
15 40 60 too
АОС2-11-2 АОС2-12-2 АОС2-21-2 АОС2-22-2 АОС2-31-2 0,9 1,3 13 23 33 2.2 Од 1,1 1,6 2,0 2,7 4,6 0,9 1,3 1.6 211 3,4 0,8 1,3 1,5 2,0 3,0 03 1,1 1,5 2,0 23 03051 03060 0311 0314 ОДВЗ
АОС2-32-2 АОС2-41-2 АОС2-42.2 АОС2-51-2 АОС2.52-2 43 6,8 9,0 11,0 13Д 6,5 8,6 11,3 14,0 16.4 4,7 6.3 83 юз 11,8 43 5.7 7,2 8,8 10,7 33 5,0 6,5 8,3 10,0 0111
560
)
Продолжение таьл. П9
Тип электро- двигателя HoftHf- нальмая мощность при ПВ —25%, кВт |1 5 * 4* max Наибольшая допустимая мощность, кВт, при продолжительности включения ПВ, % Махо&ой мхлвепт ротора, кгс - м*
^НОМ 15 40 60 100
АОС2-11-4 АОС2-12-4 АОС2-21-4 АОС2-22-4 АОС2-31-4 АОС2-32-4 АОС2-41-4 АОС2-42-4 АОС2-51-4 АОС2-52-4 АОС2-61-4 АОС2-62-4 АОС2-71-4 АОС2-72-4 АОС2-Й4 АОС2-82-4 АОС2-91-4 АОС2-92-4 АОС2-11-6 АОС2-12-6 АОС2-21-6 АОС2-22-6 AOC2-3I-6 АОС2-32-6 AQC2-41-6 АОС2-42-6 АОС2-51-6 АОС2-52-6 АОС2-61-6 АОС2-62-6 АОС2-71-6 АОС2-72-6 АОС2-81-6 АОС2-82-6 АОС2-91-6 АОС2-92-6 АОС2-41-8 АОС2-42-8 АОС2-51-8 АОС2-52-8 АОС2-61-8 АОС2-62-8 АОС2-71-8 ЛОС2-72-8 AOC2-8I-8 АОС2-82-8 АОС2-91-8 АОС2-92-8 0,6 0,9 1,3 2.0 3,0 4,0 5,2 7,5 9.4 12.0 14,5 18,5 22.0 27,0 40,0 47,0 58,0 77,0 0,4 0,6 1,0 1,3 2.0 2.7 4,0 4,7 7,0 9,0 12.5 150 I9fl> 23,0 33,0 40,0 50,0 68.0 зо 30 5,0 6,4 10,0 120 150 180 27,5 330 42,0 58,0 2,0 2,3 0,8 1,1 1,4 2.3 4,1 5,0 6,2 8,5 11,0 14,0 17,0 23,0 25,0 30,0 42,0 50,0 69,0 92,0 0,5 0,7 1,1 1,5 2,6 3,5 40 5,9 7,8 11,0 15,0 18,5 22.0 26,0 37,0 45,0 59,0 80,0 3,5 4,1 6,1 80 11,0 15,0 18,0 21,5 31,0 38,0 50,0 68,5 0,6 0.9 1,2 1,8 3.0 3.6 4,8 6,0 8,0 9,6 12,5 16.5 20.0 24,0 36,0 43,0 52.5 69.0 0,4 0,6 0,9 1,2 2,0 2.5 3.4 4,0 5,4 7,7 11,0 14,0 17,0 200 29,0 35,0 42- 58,0 2,5 3,1 4,4 6,0 8,5 11,0 13,0 16.0 24,5 29,0 36,0 49.5 0,6 0,9 1,1 1,8 2.6 3,2 4,3 53 6.8 9,6 10,5 14,5 18,0 22,0 33,0 40,0 47.0 62,5 0,4 0,6 0,8 1,0 1,7 2,2 2.9 3,4 40 6.6 9,5 12,5 15,5 19,0 26,0 31,5 38.0 52.0 1,9 2.5 3,7 5,1 7,5 9.5 И.5 14,0 22,0 26,0 32Л 45,0 0,5 0,7 1,0 1.4 2.1 2,6 3,7 4,8 6,2 7,8 9,0 130 16,5 20,0 30,0 36,0 45,0 62,5 0,4 0,5 0,65 0,9 1,4 1,6 2.1 2.7 4Д 5,8 8,5 10,0 140 16.0 22.0 27,0 36,5 50,0 1,5 1,9 3,0 4,4 6,5 8,0 10,0 12,0 190 23,0 290 400 ОДУ/ 0,0184 0,017 0022 0,040 0,050 0,094 0,12 0,25 0,30 0,50 0,58 1,0 1,2 2.1 2.7 40 6.4 0,0079 0089 0,019 0024 0,054 0063 0,13 0,17 007 0,50 0Д5 1,0 1,6 20 30 4J 80 ПО 0,13 0,17 0,37 ооо 0,85 Ю 1,6 2,0 30 4.7 80 11,0
1.8 2,2
2.0
561
П10. Размеры электродвигателей А2 8—9-го габаритов; формы исполнения М101 и M101ZZ
1л
Размеры, мм
Тип электро- двигателя в, с с, С, 01 d d, dt н Л л, L 1 h Масса, кг
А2-61 345 275 139,5 101,5 242 368 42 38 14 410 180 22 558 265 216,5 110 80 128
А2-62 120,5 596 300 235,5 144
А2-71 393 313 159 114 265 433 48 42 18 461 200 25 601 239 ПО 110 166
А2-72 133,5 640 335 258,5 К
А2-81 А2-82 491 373 203 155,5 174,5 318 488 60 48 22 551 250 30 784 822 390 430 290,5 318,5 140 ПО 29 345
А2-91 А2-92 552 408 228,5 184 209,5 358 564 70 60 627 280 35 894 944 460 510 357 383 140 140 455 510
П11, Размеры электродвигателей А2 6—9-го габаритов; формы исполнения М201 я M201Z2
Cf . •* 1, в*
Размеры, мм
Тип электро- двигателя В, в С с, С, Di D, • <2 da dt и Л Л, Л. L 1 1, Число отверстий d. Масса, кг
А2-61 А2-62 А2-71 А2-72 А2-81 А2-82 А2-91 А2-92 345 275 130,5 101,5 120,5 114 135,5 155,5 174,5 184 209,5 242 368 350 250 300 42 38 14 410 180 22 20 558 596 601 640 784 822 894 944 265 300 335 390 430 460 510 110 80 4 134 150 179 210 316 363 488 546
393 313 159 265 433 450 350 400 48 42 18 461 200 25 22 110 8
491 373 203 318 488 550 450 500 60 48 22 551 250 30 140
522 408 228,5 358 564 70 60 627 280 35 140
Примечание. Для всех двигателей d, = 18 мм, Ль = 5 мм.
g
Р П12. Размеры электродвигателей А2 6 — 7-го габаритов; формы исполнения М301 и M301ZZ
Тип электро- двигателя в. в, С. D, D, D3 d dt Лй L Lj? l, Число отвер- стий Масса, кг
А2-61 А2-62 А2-71 А2-72 275 4С0 242 368 350 250 300 42 38 20 558 596 601 640 225,5 241,5 247 266,5 445 483 494 533 80 4 129 144 179 210
313 460 265 433 450 350 400 48 42 22 110 8
Примечание. Для всех двигателей d, ” 18 мм, i, = 5 чч, 1 = ПО мм
Л13. Размеры электродвигателей АО2 и их модификаций 1 — 5-го габаритов; формы исполнения Ml00 и M100ZZ
Тип элект- родвигате- ля в. в. в, С с, с. а d, н h h, L L, t, L, L, 1 1, Мас- са, кг
АО2-11 АО2-12 183 155 94 70 50 62,5 126 18 14 9 90 10 298 323 135 160 102,5 115 43,5 56 104 40 30 17,5 19,2
АО2-21 АО2-22 208 167 106 80 56 70 137 22 18 100 12 336 365 157 185 114 128 55 63 113 50 40 23,5 22,5
АО2-31 243 185 122 95 57 160 98 22 12 266 112 14 374 162 124 63 70 132 60 50 35
АО2-32 70 400 188 137 43
АО2-41 274 222 143 108 183 32 28 310 132 16 468 186 154 89 161 70 60 62
АО2-42 89 506 224 173 85 74
АО2-51 318 238 165 127 213 38 32 14 361 160 18 546 227 192 108 179 80 80 95
АО2-52 105 576 259 208- НО
§
П14. Размеры электродвигателей АО2 6 — 9-го габаритов; формы исполнения М100 и M100ZZ
Тип элект- родвига- теля В. в, С с, D, d d, dt н Л Л, L М L, 1 1, Мас- са, кг
А 02-61 АО2-62 345 275 139,5 101,5 120,5 242 384 42 38 14 410 180 22 629 667 265 300 216,5 235,5 116 110 80 143 165
АО2-71 АО2-72 393 313 159 114 133,5 265 448 48 42 18 461 200 25 655 693 300 335 239 258,5 118 110 208 2 ,
АО2-81 АО2-82 491 373 203 155,5 174,5 318 520 60 48 22 551 250 30 850 888 390 430 299,5 318,5 164 140 335 415
АО2-91 АО2-92 552 408 228,5 184 209,5 358 598 70 60 22 627 280 35 970 1025 460 510 357 383 157 140 530 640
П15. Размеры электродвигателей А02. и их модификаций 1 — 5-го габаритов; формы исполнения М200 и M200ZZ
inmedt
а»
Ci
Размеры, мм
Тип элект- родвига- теля в. В4 С с, С, О. Dt d di dt a. H A Л1 Aa h, L 4ч ^14 I I, Я Мас- са. кг
А02-11 AO2-I2 183 155 70 50 62,5 126 200 130 165 18 14 9 11,5 90 10 12 298 323 135 160 106 118,5 40 30 160 18,6 21
АО2-21 АО2-22 208 167 80 56 70 137 22 18 100 12 4 336 365 157 185 119 133 50 40 24,6 29
АО2-31 АО2-32 243 185 95 57 160 250 180 215 28 22 12 14 266 112 14 14 374 400 162 188 127 140 60 50 155 38 45,5
АО2-41 АО2-42 274 222 108 70 89 105 183 300 230 265 32 28 310 132 16 468 506 186 224 159 178 80 60 185 65 77
А02-Б1 АО2-52 318 238 127 213 350 250 300 38 32 14 18 361 160 18 18 5 546 576 227 259 197 213 80 265 102 117
g
П16. Размеры электродвигателей А02 и их модификаций 6—9-го габаритов; формы исполнения М200 и M200ZZ
Размеры, мм
Тип электродвигателя в, В. С с, с, D, О, О, D, d d, d, и Л Ла As L t, ^14 l I, Число отвер- стий d. Масса, кг
АО2-61 АО2-62 345 275 139,5 101,5 120,5 242 384 350 250 300 42 38 14 410 180 22 20 629 667 265 222,5 241,5 110 80 4 151 173
АО2-71 АО2-72 393 313 150 114 133,5 265 448 450 350 400 48 42 18 461 200 25 655 693 300 335 247 226,5 110 220 249
АО2-81 АО2-82 491 373 203 155,5 174,5 318 520 550 450 500 60 48 22 551 250 30 22 850 888 390 430 323,5 342,5 140 8 344 434
АО2-91 АО2-92 552 408 228,5 184 209,5 358 598 550 450 500 70 60 22 627 280 35 970 1025 460 510 374 398,5 140 550 660
Примечание. Для всех двигателей d, = 18 мм; Л, = 5 мм.
П17. Размеры электродвигателей А02 и их модификаций 1—S-го габаритов; формы исполнения МЗОО и M300ZZ
L
Размеры, мм
Тип элек- тродвига- теля в. в, с, Dx D, D, D, d d, d, hi L Lit Ln I i, r Я Масса, кг
А02-11 155 126 197 200 130 165 18 14 298 106 260 40 30 17,8
АО2-12 180 200 130 165 -11,5 12 323 118,5 285 160 19,3
АО2-21 167 137 221 200 130 165 22 18 336 119 50 40 40 24
АО2-22 200 130 165 4 365 133 316 28
АО2-31 185 235 160 253 250 180 215 28 22 374 127 60 50 155 35
АО2-32 14 14 400 140 342 42
АО2-41 АО2-42 222 280 183 295 300 230 265 32 28 468 506 159 178 390 428 80 60 45 185 62 74
АО2-51 АО2-52 238 315 213 339 350 250 300 38 32 18 18 5 546 576 197 213 465 497 80 55 265 95 ПО
«5 П18. Размеры электродвигателей АО2 и их модификаций 6—7-го габаритов; формы исполнения МЗОО и M300ZZ
Размеры, мм
Тип электро- двигателя в. в. в, С, D, D, D, D, d d, Л, L L„ l, Число отвер- стий d. Масса, кг
А 02-6! АО2-62 АО2-71 АО2-72 275 192 410 242 384 350 250 300 42 38 20 629 637 655 693 222,5 241,5 247 266,5 519 557 551 590 80 4 143 154 2l_ 236
313 224 487 265 448 450 350 400 18 42 22 110 8
Примечание. Для всех двигателей dt = 18 мм; Л, = 5 мм; 1=110 мм.
П19. Размеры электродвигателей АО2 8—9-го габаритов; формы исполнения М302 и M302ZZ (МЗОЗ и M303ZZ)
Размеры, мм
Тип. электро- двигателя в. в, в. С, О, d dj L 4u I'll Масса, < кг
АО2-81 А 02-82 373 260 569 318 520 60 48 850 888 323,5 342,5 719 757 HO 345 425
А 02-9! АО2-92 408 299 665 358 5С8 70 60 970 1025 374 398,5 838 887 140 542 652
Примечание. Для всех двигателей Dj = 550 мм; D, = 450 мм; D, = 500; </, = 18 мм; ht = 22 мм; й, = 5 мм; I = 140 мм.
П20, Размеры электродвигателей А0Л2 1—2-го габаритов (формы исполнения М100 и M100ZZ) и А0Л2 3-го габарита
(формы исполнения М101 и M101ZZ)
Размеры, мм
Тип электро- двигателя В. в. в, с с, с, d da d. и. h Ла L L, l G Масса, кг
А0Л2-11 АОЛ2-12 АОЛ2-21 АОЛ2-22 АОЛ2-31 АОЛ2-32 172 146 88 70 50 62,5 56 70 57 70 117 18 14 9 183 90 16 292 317 328 356 361 387 132 157 146 174 168 194 104 117 115 129 124 137 40 30 и l._z 16,3 19,8 26 31
194 150 98 80 125 22 18 12 203 100 17 50 40
244 172 118 95 150 28 22 12 235 112 18 60 50
П21. Размеры электродвигателей АОЛ2 1—2-го габаритов (формы исполнения М200 и M200ZZ)
и АОЛ2 3-го габарита (формы исполнения М201 и M201ZZ)
L
4»
L, ______________£1
Cs
Размеры, мм
Тип электро- двигателя в4 с с, с. D, о, о, d d, d, d, H, h л, л4 L L*l ^14 I Я Мас- са, кг
А0Л2-11 АОЛ 2-12 АОЛ 2-21 АОЛ2-22 АОЛ2-31 АОЛ2-32 172 146 70 50 62,5 56 70 57 70 117 200 130 165 18 14 9 11,5 183 90 16 12 292 317 328 356 361 387 132 157 146 174 168 194 106 118,5 119 133 127 140 40 30 180 11,7 13,1 18,1 21,7 27 32
194 150 80 125 22 18 12 203 100 17 50 40 145
244 172 95 150 250 180 215 28 22 14 235 112 18 14 60 50 155
Примечание, Для всех двигателей Л,» 4 мм.
S3 П22. Размеры электродвигателей А0Л2 1—3-го габаритов; формы исполнения М300 и M300ZZ
L
Размеры, мм
Тип электро- двигателя В, С, £>х D, D, Dt d d, d. ft. L i-u i-17 l l, r Я M ac- ca, кг
АОЛ2-11 АОЛ2-12 АОЛ2-21 АОЛ2-22 АОЛ2-31 АОЛ2-32 146 174 117 185 200 130 165 18 14 11,5 12 292 317 328 356 361 ' 387 106 118,5 119 133 127 140 258 283 286 40 30 17,5 180 11,2 12,6 Г 21^ 25 30
160 180 125 206 22 18 50 40 145
314
172 235 150 245 250 180 215 28 22 14 14 60 50 40 155
340
Приме чаяла. Для всея двигателей Л, = 4 мм.
П23. Шкивы, муфты, салазки и фундаментные болты. Размеры, мм
Тип двигателя Синхронная частота вра- щения, об/мии Шкивы Муфта Салазки Болт фунда- ментный
Для плоских ремзей Для клиновых ремией
Диаметр Ширина Диаметр Ширина Сечение Число ремней
АО2-11, АОЛ2-11 3000, 1500, 1000 100 50 90 28 0 2 МУВП 1-18 С2-1 Ф2-1
АО2-12, АОЛ2-12 40 3
АО2-21, АОЛ2-21 125 60 100 36 А 2 МУВП 1-22 С2-2 Ф2
АО2-22, АОЛ2-22 52 3
АО2-31, АОЛ2-31 140 85 125 52 А 3 МУВП 1-28 С2-3 Ф2-8
АО2-32, АОЛ2-32 68 4
АО2-41 3000, 1500, 1000, 750 160 125 160 65 Б 3 МУВП 1-32 С2-4 Ф2-4
АО2-42 85 4
АО2-51 200 • 150 200 105 Б 4 МУВП 1-38 С2-5 Ф2-5
АО2-52 5
А2-61, АО2-61 224 112 В 4 М2-6 С2-6 Ф2-6
А2-62, АО2-62 280
А2-71, АО2-71 280 250 М2-7 С2-7 Ф2-7
А2-72, АО2-72 360 164 236 6 8
А2-81, АО2-81 3000, 1500, 1000, 750, 600 315 224 315 Г М2-8-1, М2-8-2 С2-8 Ф2-8
А2-82, АО2-82 400
А2-91, АО2-91 250 400 М2-9-1, М2-9-2 С2-9 Ф2-9
А2-92, АО2-92 500 ' 310
П24. Салазки для электряаеигатьлей
Тип салазок а о» L 2С. di rf, hi л, л» ь Масса ком* плектов салазок, кг Болты для крепления двигателя
С2-1 14 40 360 290 330 10 М8 11 32 40 43 33 М8Х35
С2-2 385 315 350 М10 13 35 43 55 33 М10Х35
С2-3 16 52 425 355 390 12 36 46 4Д
С2-4 490 410 455 М12 18 46 56 57 6,5 М10Х40
С2-5 20 60 570 480 530 22 55' 66 65 ИЗ М12Х40
С2-6 23 65 650 500 600 14 М16 18 50 62 75 14,4 М12Х45
С2-7 29 75 750 580 690 18 20 55 70 90 18,6 М16х55
С2-8 С2 9 35 38 90 105 870 950 700 780 810 890 24 М20 24 26 65 70 80 88 105 125 32,4 44 М20Х70
Примечание. Комплект состоит из двух салазок.
П25. Фундаментные болты
- Аз
L, «Г _
0
Размеры, мм
Тип фундаментных болтов 4, 1 L. т Масти I шт.. кг
Ф2-1 Ф2-2, Ф2-3, Ф2-4 Ф2-5 Ф2-6 Ф2-7 Ф2-8 Ф2-9 М8 М10 55 25 125 16 18 24 25 30 0,07 од» 0Д6 02 0,4 0JS3 03
М12 70 60 80 100 ИЗ 35 160 20)
М16 40 45 56 320 320
М20 38
Примечание. Допускается прнмекепяе фундаментного болта Ф2-£ вместо ФЭ-8.
676
Г128. Шариквшжшшишки Ьяльные одиар»даг*е (по ГОСТ 8338—75)
Размеры, мм
Условное обозначение подшипников (! D В Г Грузоподъемность, кге
динамиче- ская С статическая Св
Особолегкач серия 100
1:10 10 26 360 200
101 12 28 8 0,3 400 227
104 20 42 736 454
105 25 47 12 1,0 790 504
106 30 55 13 1040 702
107 ) 35 62 14 1250 866
108 40 68 15 1.5 1320 945
109 45 75 1650
НО 50 80 16 1630 1240
III 55 90 2220 1730
112 60 95 18 2410 1850
113 65 100 2400 2000
114 70 НО 2 3030
115 75 115 20 ЗОЮ 2460
116 80 125 3740
117 85 130 22 2,5 3710 3190
118 90 140 3110
119 95 145 24 4080 3570
120 100 150 4230 3830
Легкая серия 200
200 10 30 9 469 266
201 12 32 10 478 ’70
202 15 35 11 597 354
‘203 17 40 12 752 447
204 20 47 14 1,5 1000 630
205 25 52 15 1100 709
206 30 62 16 1530 10->0
207 35 72 17 - 2010 1390
202, 40 80 18 2 2560
209 45 85 19 1810
210 50
90 20 2570 2020
19 Зак. 220
577
Продт ркие табл. П26
Условнее обозначение подшипников d D В Г Грузоподъемность, кгс
динамиче- ская С статическая Со
211 55 100 21 3400 2560
212 60 но 29 4110 3150
•’13 65 120 23 2,5 4490 3470
214 70 125 24 4880 3810
215 75 130 25 5190 4190
216 80 140 26 5700 4“40
217 85 150 28 3 6540 5410
218 90 160 30 7530 6170
219 95 170 32 3,5 я 300 8530 7090
220 100 180 Сре 34 дияя сери 9580 8060
300 10 35 II 1 636 383
301 12 37 12 763 473
30? 15 42 13 1.5 890 551
303 17 47 14 1 090 680
304 20 52 15 1 250 794
305 25 62 17 2 1 760 1 160
306 30 72 19 2 200 1 510
307 35 80 21 2 620 1 790
308 40 90 23 2,5 3 190 2 270
309 45 100 25 3 780 2 670
3iU 50 110 27 4 850 3 630
31! 55 120 29 5 600 4 260
312 О0 130 31 6 410 4 910
ИЗ 65 140 33 7 ”70 3 670
3! 1 70' 150 35 3,5 8 170 6 456
315 75 160 37 8 900 7 286
316 80 170 39 9 650 8 170
.117 85 180 41 10 100 9 100
ЛК 90 190 43 11 >00 10 100
319 95 200 45 12 000 1! 100
•7’0 1 100 215 Тяж 47 елая сери я 400 13 600 13 300
403 17 62 17 2.0 1 780 1 210
405 25 80 21 ° 920 2 080
106 30 90 23 2,5 3 720 2 720 !
407 35 100 25 4 360 з 190 ;
408 40 НО 27 5 030 3 700 |
409 45 120 29 6 040 4G40
410 30 130 31 6 850 5 300
4'.| 55 1Ю 33 7 870 6 370
41? 60 150 35 Зр 8 560 7 140
413 65 160 37 9 260 7 960
414 70 180 42 11 300 iu700
415 75 190 45 4 11 900 11 700
410 30 200 48 12 800 12 700
417 85 ! 210 52 5 13 600 13 800
578
П27. Роликоподшипник1- оадкалыгые с коре-гктии цилинаднмеекими роликами
(по РОСТ 8328— )
Размеры, мм
Ус товное обозначение подшипников типов d D В Г П Гручепадъем- । ность* кгс’* ।
2-00 32000 12000 12000 92000 динами- ческая стати- । ческая 1
Особолегкая серпя 1
2104 1 — 20 42 12 l.o 0.8 812 479
32106 30 55 13 1100 702
32109 45 75 16 1.5 1,0 1910 1340
2110 32110 50 80 2150 1570
2111 2113 32111 — — — 55 65 90 100 18 2.0 1,5 3200 3100 2120 2690
— 32114 32116 70 80 НО 125 i □ t i , 1^ о 4210 5130 3430 4260
2118 32118 90 140 24 2,5 6130 5230
32119 95 145 2.0 6090
32121 105 160 26 3,0 8150 7410
Легкая узкая серия
— 3-202 42202 — - 15 35 11 1.0 0,5 553 308
2204 32204 42201 12204 —- 20 47 14 1190 718
2205 32205 42205 25 52 15 1,5 1,0 1310 Г61
2206 32296 42206 92206 • 30 62 16 1730 1140
2207 32207 12207 12207 35 72 17 2560 1750
2208 42208 12208 40 80 18 2,0 3370 2400
•>1С9 32’09 4 "’209 — 45 85 19 2,0 353.0 9S 70
2210 32210 42210 12210 50 90 20 3870
32211 4221 Г 12211 — 55 100 21 4370 3290
2212 32212 42212 12212 60 НО 99 5480 4280
22’3 32213 42213 12213 65 120 23 2.5 2.5 6210 4860
2214 32214 12214 — 70 125 94 6180
1S*
579
Продолжение тебя. П27
Условное обозначение подшипников типов d D В Г Грузоподъем- ность, кгс
2*ЛЮ 32000 42000 12000 92000 динами- ческая стати- ческая
2215 32215 42215 75 130 25 25 2,5 7 540 6 100
2216 32216 42216 — 80 140 26 3,0 7 950 6 340
2217 42217 92217 85 150 28 35 9900 8 240
2218 32218 42218 12218 9*2218 90 160 30 3,0 3.0 12 100 10100
— 32219 42219 92219 95 170 32 3,5 3,5- 13 200 11 100
2220 32220 — 92220 100 180 34 35 35 13 500 11 100
J 1егкая шире] <ая се рия
2505 25 • 52 18 1,5 1,0 1 800 1 260
32507 35 72 23 2,0 3 930 3 040
32508 40 80 2,0 4 650 3 630
32512 — — 60 ПО 28 2.5 2,5 7 470 6 340
32518 92518 90 160 40 3,0 3,0 17 600 16400
2519 32520 — 95 100 170 180 43 46 3,5 35 19 100 20 600 17 800 19 300
Средня я узка я cepi 1Я
— 32302 — 12302 — 15 42 13 1,5 1.0 1 030 650
2305 42305 92305 25 62 17 2,0 2,0 2 260 1 480
2306 32306 42306 30 72 19 3 020 2 060
2307 42307 12307 35 80 21 2.0 3410 2 320
2308 32308 42308 12308 - 40 90 23 25 95 4 100 2 320
230 32309 — 12309 45 100 25 5 650 4 070
>310 2311 32310 32311 42310 42311 12310 12311 50 55 НО 120 27 29 3,0 3,0 6 520 8 400 4 750 6 280
2312 32312 42312 12312 92312 60 130 31 10 000 7 720
2313 32313 42313 —. 65 140 33 10 500 8 040
2314 32314 42314 92314 70 150 35 35 35 12 300 9 730
2315 32315 42315 12315 75 160 37 14200 11 200
2316 3*316 — 12316 80 170 39 15000 12 100
2317 32317 42317 — 92317 85 180 41 17 900 14 600
2318 2319 32318 32319 — 12318 — 90 95 190 200 43 45 45 45 19 400 21 000 16 000 17500
233В 32320 42390 12320 92320 100 215 47 24 300 20 500
580
Продолжение тайл ГГ’7
J— УслсжЕое обозиачешхе подшингевкд» типов d D В Г п Грузоащдъем- ность. кгс
2200 32000 42000 92000 динайхя- чеекая стати- ческая
Средняя широкая серия
32605 25 30 62 72 24 27 3 740 4 160 2 830 3 120
42606 2.0 2,0
32607 42607 35 80 31 4 670' 3 480
32608 40 90 33 2,5 25 6 100 4 750
2609 — 12609 — 45 100 36 7 930 6 280
2611 32610 50 55 НО 120 40 43 3,0 3,0 10 400 11500 8710 9 Й0
2612 32612 42612 60 130 46 14 000 11 800
— 32613 42613 65 140 48 15 200 12 900
2614 — 42614 92614 70 150 51 3,5 35 18 100 15 900
32615 — 92615 75 160 55 21 200 18 700
:32616 —. 92616 80 170 58 22 400 20 200
32617 92617 85 180 60 25 900 23 500
32619 42618 — 90 95 190 200 67 4,0 4,0 27 000 30 900 24 500 28 700
— 42620 100 215 73 36 300 34 300
Тяжелая серия
— 42408 42409 40 45 НО 120 . 27 29 3,0 3,0 7800 9100 5 760 7 140
32410 42410 50 130 31 10'200 7 650
2411 — 42411 55 140 33 35 3,5 Н 000 8 340
— 32412 42412 —• 92412 60 150 35 13 300 10 300
2413 32413 42413 65 160 37 14 600 11 400
32414 70 180 42 18 700 15 000
— 42415 75 190 45 4Д 4,0 21 600 17 600
2416 32416 42416 12416 80 200 48 21 800 20 100
32417 42417 — 92417 85 210 52 27 100 22 500
32418 12418 90 225 54 5,0 30 700 25 700
32419 — 95 240 55 5,0 32 700 27 800
42420 100 250 58 36 700 31 500
* с 1 января ,1975 г. в&едвтся ГОСТ 8328—71
581
П28. Швриколодшкпники радиальные сферические двухрядные
(но ГОСТ 5720—51 и 8545—57)
ч,
Тип 1000 Тип 11000
Размеры, мм
Условное обозначе- ние подшипников типов d dt D В L Г Г р узоподъемность, кге
1000 11 000 динамиче- ская С статиче- ская Сп
Легкая серия
1200 10 30 9 1,0 424 136
1202 15 35 11 579 205
1203 17 40 12 613 247
1 4)4 20 47 14 1,5 772 321
1 ’05 11204 25 20 52 15 26 914 410
1 ’06 11205 30 25 62 16 27 1220 592
1207 Н206 35 30 72 17 29 1230 678
1 >08 11 ’07 40 35 80 18 31 2.0 1510 872
1 '09 11208 45 40 85 19 33 1700 977
1'10 11209 50 45 90 20 35 1770 1100
1211 11’10 55 50 100 21 37 2100 I860
1212 11211 60 55 110 22 38 2380 1580
Г’13 112Г2 65 60 Г’0 23 40 2,5 2140 1750
1214 —. 70 125 24 — 2700 1910
1215 11213 75 65 130 25 43 3050 2180
1216 11214 80 70 140 26 46 3110 2400
Г’17 11215 85 75 150 28 50 3,0 3870 2900
Г218 11216 90 80 160 30 52 4470 3240
11217 95 85 170 32 55 3,5 5020 3750
1220 11218 100 90 180 34 58 5440 4120
Средняя серия
| 1300 10 35 11 1,0 569 184
1.301 12 37 12 739 240
1302 15 42 13 1,5 737 268
1303 17 47 14 973 373
а82
Продолжение тайл. П28
Условное обозначе- ние подшипников ТИПОВ Л d1 о В L г Г рузоподъемнееть. кгс
1600 П ооо динамиче- ская С статиче- ская Со
1304 20 . 52 15 976 409
1305 25 62 17 2,0 1 410 612
1306 11305 30 25 72 19 31 1 680 790
1307 11306 35 30 80 21 35 2 000 1000
1308 11307 40 35 90 23 36 2,5 2 330 1240
1309 11308 45 40 100 25 39 3 600 1620
1310 11309 50 45 НО 27 42 3,0 3410 1780
1311 11310 55 50 120 29 45 4 060 2290
1312 11311 60 55 130 31 47 4 580 2710
1313 11312 65 60 140 33 50 4 920 2990
1311 — 70 —. 150 35 — 3,5 5 860 3590
1315 11313 75 65 160 37 55 6 240 3910
1316 11311 80 70 170 39 59 6 990 1300
1317 — 85 — 180 41 — 7 720 4950 •
1318* 11316 90 80 190 49 65 4,0 9 180 5720
1320 11318 100 90 215 47 71 11 300 7940
Легкая широкая серия
1500 — 10 — 30 14 1,0 602 173
1506 11505 30 25 S2 20 31 1,5 1 190 581
1507 11506 35 30 72. 35 1 690 838
1508 40 80 23 2,0 1 750 964
1509 45 85 1 820 1090
151,0 50 90 1156
-
1515 75 130 31 2.5 3 490 2450
1516 80 140 33 3.0 3 830 2710
1517 85 150 36 3.0 4 576 3210
Средняя широкая серия
1665 — 25 — 62 24 — — 1 890 760 I
1606 11:305 30 25 72 27 38 2.0 2 440 1020
1607 11606 35 36 80 31 13 3 050 1300 |
' 1608 40 90 33 2.5 3 490 1600
1609 45 100 36 4 230 1980
1610 11609 50 45 НО 40 55 3.0 5 000 2390
1611 — 55 — Г20 43 — 5 860 2860
1612 11611 60 55 130 46 62 6 770 3360
1613 65 140 48 3,5 7 530 3930
1614 — 70 — 150 51 — 8 570 4540
1616 80 170 58 10 700 5280
683
П29. Шарикоподшипники рвдиалыну-угювпые однорядные (по ГОСТ 831—62)
D
Г
V 1 । j
1 Г“ —
1 -1 '
Размеры, мм П
Т 16(Х 1601 5601
Тип Тип Тип ер ,© II II II со \3 — С£ Ф NC О о с
Условное ооеэначе- ние под- шипников d D В Г Г1 Г ру зоподъемность. кгс
динамиче- ская С статиче- ская Со
46106 46108 •46109 46111 46112 46114 46115 46116 46117 46118 46120 36201 36202 36203 36204 36205 36206 36207 36208 36209 36210 36211 36212 36213 36214 36215 30 40 45 55 60 ' 70 75 80 85 90 100 12 15 17 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 ОсоС 55 68 75 90 95 НО 115 125 130 140 150 Л 32 35 40 47 52 62 72 80 85 90 100 ПО 120 125 130 олегкая с< 13 15 16 грия, р 1,5 .. 1 26° 0,5 1 120 1 460 1 730 • 2 520 2 880 3 560 .3 530 4 320 4 430 4740 5 020 558 638 943 1 230 1 310 1 830 2 400 3 060 3 230 3390 4 820 5790 6 300 6 560 803 1 130 1 370 2 150 2 500 3 230 3 230 4090 4 300 4 590 4 850 340 390 624 847 924 1 330 1 810 2 370 2560 2 760 4010 5 100 5590 5970
18 2 1
20
22-
24 егкая cepi 10 11 12 14 15 16 17 18 19 20 21 оо 23 24 25 2.5 1Я, Р = 12° 1,2
1 0,3
1,5 0,5
2 1
2,5 1,2
584
Продолжение табд, П29
Условное обозначе- ние под- шипников d D В Г Гх Г рузаподъемнееть, кгс
динамиче- ская С статиче- ская Со
36216 80 140 26 7 350 6 660
36217 85 150 28 3 1,5 7 900 7 220
36218 90 160 30 9 280 8 460
36219 95 170 32 3,5 11 000 10 400
36220 100. 180 34 12 100 11 800
Легкая серия, р = 26с
46200 10 30 9 496 279
16202 15 35 11 1 0,3 607 358
46203 17 40 12 900 573
46204 20 47 14 1 160 779
46205 25 52 15 1,5 0,5 1 240 850
46206 30 62 16 1 720 1 220
46207 35 72 17 2 270 1 660
4620# 40 80 18 1 2 890 2 171)
46209 45 85 19 3 040 2 360
46210 50 90 20 3 180 2 540
46211 55 100 21 3 940 3 210
46212 60 110 22 4 540 3 680
46213 65 Г20 23 2,5 1,2 5 440 4 680
46214 70 125 24 5 910 5140
46215 75 130 25 6 150 5 480
46216 80 140 26 6 890 6 120
46217 85 150 28 3 1,5 7 400 6 640
46218 90 160 30 8 710 7 7/6
46219 95 170 32 10 300 9 560
46220 100 180 34 11 600 10 900
Средняя серия, р = 12“
36302 15 42 13 1,5 0,5 1 040 693
36303 17 47 14 1 310 887
36305 25 62 17 . 2 200 1 620
36306 30 72 19 1 2 690 2 040
36307 35 80 21 3 550 2 710
36308 40 90 23 2,5 19 4 130 3 340
36309 45 100 25 5 050 4 100
36310 50 НО 27 3 1.5 5 920 4 880
36312 60 130 31 8 300 7 250
36313 65 140 33 0,0 9410 8 320
36318 90 190 43 4 • Z 13 700 13 6СО
Продолжение табл. П29
Условное обозначе- ние под- шипников d О в Г Г рузоподъемность, кге
динамиче- ская С статиче- ская Со
Средняя серия, р=26 Q
16303 17 47 14 1,5 0,5 1 260 815
46304 20 52 15 1 400 917
16305 25 62 17 2 1 2 НО 1 490
46306 30 72 19 2 560 1 870
46307 35 80 21 3 340 2 520
46308 40 90 23 2,5 1.2 3 920 3 070
46309 45 100 25 4810 3 770
46310 50 110 27 5 630 4 180
46311 55 120 29 О 1,0 6 890 5 740
163Г? 60 130 31 7 880 6 660
46318 65 110 33 3,5 8 900 7 640
16314 70 ’ 50 35 2 10 000 8 700
163 г’ 90 190 43 12 900 12 500
16320 2*0 215 47 16 700 18 000
Легкая серия, р=36°
•'62I1 iS !С() 21 3 630 2 890
>621 1 t i) 125 24 2.5 1.2 4 640 3 770
6621.3 75 ио 25 5 640 4 936
66219 95 170 32 Зр 1 2 9 510 8 600
Средняя серия. (3=36
Г’>311 55 120 29 3 1.5 6 060 4 740
6631 1 70 150 35 3.5 9 330 7 830
66322 1 10 210 50 4 17 400 19 000
Тяжелая серия, (3=36°
66406 30 90 23 9 Ч 3 840 2810
66407 35 100 25 АО 4 540 3 370
66408 40 НО 0-7 5 270 3 880
C5W9 45 120 29 о 1,0 6 400 4 820
664|О 50 130 31 7 760 6 120
66412 60 160 35 Зр 2 9 800 8 100
6G414 70 180 42 4 11 900 11 100
66418 90 ’2J 54 5 2.5 16 300 17 200
53С
П30. Рпаиупнядипггногки КОНИЧ^
(по ГОСТ 333— )
Размеры, мм
Условное обозначение подшипников d D т наиб В С Г Г1 Г рузоподъемяосгь, кгс
динами- ческая С статиче- ская f?„
Особолегтсая серия, [}- = 11-4- 5°
2007106 .10 55 17,2 16 14 2 359 1 990
2007107 35 62 18,2 17 15 1,5 0,5 2 560 2 300
2007108 40 68 19.2 18 - 3 190 2 840
2007109 45 75 20.2 19 16 4000 3 180
2007111 55 90 233 ‘22 19 49;0 4 520
2007113 65 100 5 290 5 130
2007114 70 НО 253 24 20 2 6 760 6 580
2007115 75 115 0,8 12 0С0 10 800
2007116 80 125 29,3 27 23 8 840 8 >50
2007118 90 140 11 100 11 100
2007119 95 145 32,4 30 26 2,5 11 400 11 500
2007120 100 150 11 700 12 000
587
Продолжение табл. ПЗО
Условное обозначение подшипников d 1 D т НВД.6 В С Г г. Г рузотъодъемностъ, кге
динамиче- ская С статиче- ская <;о
Легкая серия р= 124- 16°
7202 15 35 12 11 9 1 0,3 878 614
7203 17 40 13,5 12 11 1 380 930
7204 20 47 15.5 14 12 1,5 0,5 1 910 1 330
7205 25 52 16.5 15 13 2 390 1 790
7206 30 62 17,5 16 14 2 981 2 230
7207 35 72 18,5 17 15 3 520 2 630
7208Н 40 SO 20 20 9 4 240 3 270
7209 15 85 21 19 4 270 3 340
7’ЮН 50 90 22 21 17 0.8 5 290 4060
7211 35 100 23 18 5 790 4610
721 >Н 60 110 >4 23 19 7-220 5 840
7211Н 70 125 26.5 21 9 590 8 210
721 Н 75 130 27.5 26 22 9 760 8 450
70 Ю 80 1 Ю 28.5 10 600 9 5’0
7217 45 150 31 ’8 24 3 1 10 900 9 110
721SH 90 160 33 31 26 11 100 12 500
7219 95 170 35 32 27 3.5 11 Ю0 13 100
7220 too ISO 37,5 31 !9 16 200 14 600
Легкая широкая серия, [J =12- Н 16°
7506Н :’.О 62 21,5 20 17 1,5 0,5 3 190 2 750
7507 35 72 21,5 23 20 5020 4 030
7508Н 40 80 2 5 390 4 180
7“09Н lo 85 25 23 19 5 160 4 260
75 ЮН 30 90 5 980 5 150
7511 ."•5 100 27 28 21 0.8 7'220 6 160
7512 60 НО 30 24 8 400 7 560
7513 65 120 33 2.5 10 900 9 890
7514 70 125 33.5 31 27 11 000 10 100
7513 75 130 11 500 10 800
7516 80 140 35.25 33 28 13 300 12 600
7517 85 150 39 36 30 3 1 15 100 14 100
7518 90 160 43 40 34 17 900 17 100
7519Н 95 170 16 13 37 зд 1,2 22 500 22 ЮО
7 20 100 180 49Л 46 39 23 200 23 300
588
Продолжение табл. ПЗО
Условное обозначение подшипников d D Г В с Г
1 руэовддъем’иеесь» кгс
динамиче- ская С статиче- ская С«
Средняя серия, = 1 4- 15
7304Н 20 52 16.5 15 13 2 500 1 770
7305 25 62 18.5 17 15 2 2 960 2090
7306 30 72 21,0 19 17 0,8 4 000 2990
7307 35 80 23.0 21 18 4810 3530
7308 40 90 25,5 23 20 2,5 6 100 4 600
7309Н 45 100 27.5 25 22 7610 5 930
73 ЮН 50 НО 29.25 27 22 9 666 7590
7311 55 Г20 32 29 25 10 200 8 150
7312 60 130 34 31 27 11 800 9 630
7313 65 140 36,5 33 28 13 400 11 100
3,5 1.2
7.414Н 70 150 38.5 .15 30 16 800 13 700
7315 75 160 40,5 37 31 17 800 14 800
7317 85 180 45 41 35 22 100 19 500
4 1,5
7318 90 190 47,0 43 36 24 000 20100
Средняя широкая серия» Р=11 -5- 15°
7604 20 52 22.5 21 18.5 2 950 2 200
7605 25 62 25,5 24 21,0 2 4 550 3 660
7606Н 30 72 29 27 23 6 190 5100
7607 35 80 33 31 27 7 160 6 150
7608 40 90 35,5 33 28,5 2.5 8000 6 720
7609 45 100 38.5 36 31 10 400 9 050
7610 50 НО 42,5 40 34 3 12 200 10 800
7611Н 55 120 46 43 . 35 1 14800 14 000
7612Н 60 130 49 46 37 3.5 17 100 15 700
7613 65 140 51,5 48 41 17 800 16 800
7614 70 150 54,5 51 43 1,2 20 400 18 600
7615 75 160 58,5 55 46,5 24 900 23 500
7616Н 80 170 62 58 48 29 W0 29 100
7618Н 90 190 68 64 53 36 900 36300
7620 100 215 78 73 61,5 45 100 15 900
П31. Роликоподшипник» конические однорядные с большим углом конуса
(ПО ГОСТ 7260—70)
Размены, мм
Успешное обозна- чение подшип- ников а D т наиб В С Г rt Угол Р° Г ру зоподъемяость. кгс
динамиче- ская С статиче- ская Со
27306 30 72 21 19 н 2 26 3 000 2 100
27307 35 80 23 21 15 2.5 0,8 3 940 2 950
27308 Ю 90 "’5.5 23 17 28 4 840 3 710
2731 ОН 30 НО 29,5 27 19 3 1 6 930 5 420
27311 35 12С 32 29 21 29 7 250 5 890
•27312 60 130 34 31 22 25 8 050 6 200
27313 65 110 36.5 33 23 3,5 1,2 27 8 900 7*140
ю о г- С 1 75 160 40.3 37 26 29 11 800 9 510
' 27317 85 180 43 41 30 4 1,5 27 16500 14600
1 1 <7’7320 j i !00 215 57 51 37 25 23 800 21 000
590
ПЗЗ. Шарккояодимтиики упорные (по ГОСТ 6874— 54* и 7872—56)
Тип WOOD
d
Размеры, мм
Условное обозначе- ние подшипников П1ПОВ d ^Я D н Н, а г h Г р у зоподъем ность. кге
8000 38 000 динамиче- ская С статиче- ская <- о
8100 8101 810'2 8103 1 10 12 15 17 24 26 28 20 9 0,5 2,5 658 697 743 822 1 130 1 250 1 360 1 590
8104 20 35 10 2.7 1 100 2 160
8105 25 42 11 1 250 2 620
8106 30 47 •А— 1 380 2 930
8107 8108 35 40 52 60 12 13 1 3,6 1 680 2 300 3 7’0 5 100
8109 45 65 4,1 2 430 5 610
8110 — 50 — 70 14 — — 2 570 6 120
8111 55 78 16 4,6 3 420 8 300
8112 60 85 17 3 3 750 9 150
8113 8111 65 70 90 95 18 5,2 4 280 4 600 10 100 11 300
8115 75 100 1,5 4740 11 800
8116 80 105 19 5,6 4 870 12 200
8117 85 ПО 5 000 13 200
8118 90 120 22 6,5 6 180 16 Ю0
8120 100 135 25 7,1 8 160 21 800
г-91
Прог--давние табл. П32
Условное обозначе- ние подшипников типов Грузаподъемность, кгс
d D н /7- 1) г Л
8000 38 000 динамиче- ская С статиче- ская Со
Легкая серия
8201 8202 —- 12 15 28 32 11 12 — — 33 3.7 868 987 1 540 1 860
8204 38204 20 15 40 14 26 6 1 4 1580 3 060
8205 8206 38205 38206 25 30 20 25 47 15 16 28 29 7 4,2 4,8 2 040 2300 4 100 4 720
8207 38207 35 30 62 18 34 8 5 3 160 6 800
8208 38208 40 68 19 36 5,2 3 750 7 990
8209 8210 38209 38210 45 50 35 40 73 78 20 ‘22 37 39 9 5.7 6.3 3 950 4 600 9 050 10 500
8211 8212 38211 38212 55 60 43 50 90 95 25 26 45 46 10 1.5 7.1 7.3 5 660 6 580 12 900 15 500
8213 8214 8215 38214 65 70 75 35 100 105 НО 27 47 10 8 6 580 6 840 7 630 15 300 16 900 19 100
8216 8217 38216 38217 80 85 65 70 115 125 28 31 48 55 10 12 8.3 8.8 9 470 11 200 23 900 29 000
8218 8220 — 90 100 — 135 150 35 38 2 10,5 11,1 13 200 13 800 33 500 39 100
Средняя серия
8305 8306 8307 8308 8309 25 30 35 10 45 60 68 78 85 18 21 24 26 28 1.5 5 6 7 7,6 8,2 2 570 3 290 4 080 5 130 5 920 4 990 6 790 8 500 10 900 13 300
8310 50 95 31 9,1 7 100 16 100
8311 8312 55 60 105 НО 35 2 10,1 9 210 9210 21 700
8313 8311 65 70 115 125 36 40 10,5 12.0 10 400 12 000 25 400 29 800
8315 75 135 44 13 13 800 34 600
8316 383)6 80 65 140 79 | 18 2.5
8318 8320 — 90 100 — 155 170 50 55 — — 14.5 16 17 100 18 400 45 200 19 000
Примечание. Для подшипников диаметром d 100 мм размер dt = d 4- 0.2 мм
Б92
ПЗЗ. П адшчшгики ск синя пеэдз-ьепные
(по ГОСТ 11521—и5 *)
Узкпе
Размеры, мм
t d d, С С, Г Л Л, 1
16 18 12 70 20 18 9 40 со
20 22 20 10 42 35 50
25 28 14 80 24 24 50 40 60
30 32 90 26 26 54 50 75
Зв 38 100 28 28 12 58 60 90
П34. Подшипники скольжения разъемные с двумя болтами
(по МН 2085—61)
Резьба под масленку: при 4^65 мм—МЮх 1;
при d>65 мм —М14х 1,5
Исполнение I Исполнение!!
Размеры, мм
Номи- наль- ным диа- ме'ф вала J Диаметр расточки под вкла- дыш D di В ь Н Л Л1 L Д At Мас- са, кг болт для исполне- ния 1 Шпилька для исполне- ния п
'25 28 30 Г- GC 1 1 1 cj х :j со СТ, 4- 11 26 О‘> 68 32 15 но 115 60 0.56 М8 60 М8;<35
32 35 30 У. сё 5 1 1 1 13 32 28 85 42 18 165 135 75 0.99 ,410x75 МЮХ45
м 45—3d 70 36 90 45 170 140 80 1,42 М 10x80 МЮх 45
13 30—33 и 15 40 100 50 20 175 145 85 1.80 М 10x90 М10 .50
50 55—60 17 50 102 200 160 90 2,35 2AI2 <90 М 12x53
55 60—65 55 15 112 55 210 170 95 3.27 М12 7100
60 63 63—70 70—75 60 65 50 55 118 125 60 65 25 210 250 190 200 100 НО 4.07 4.41 М16 : 110 Ml 6X120 .416x65
70 75 75—85 85—У0 70 75 60 65 135 145 70 75 30 260 270 210 220 120 130 5.75 6,86 Ml 6' 125 MI6 .130 М16Х70
80 00 90—95 100—105 26 80 90 70 80 158 168 80 84 35 290 300 2 10 250 140 150 8.71 10,41 М20Х140 М 20x80 .420x85
100 i 110—113 32 105 115 90 100 180 190 90 95 45 340 350 280 290 160 170 14.Q5 15,8b М2 lx 160 М2 4 170 М24Х90 ,424x95
?94
П35. Подшипники скольжения разъемные с четырьмя болтами (по МН 2086—61)
Испелеече 1
Исполнение П
Размеры, мм
ГГ №, 5 1
* с 3
4 Лю J ^'4? -
1 ~ « 1
"" |T -'''
a--
. -t ж
L
Резьба под масленку: при d 60 мм—М10,<1;
при d>60 мм —М14х1/
Диаметр зала il Диаметр расточки под вкладыш D di в b н Л Л> L Л Л, Д2 Масса, кг Болт для исполнения I Шпилька для исполнения II
50 55 55—60 60-65 13 65 70 60 65 100 110 50 55 25 200 210 160 170 90 95 30 35 3,63 4,65 МЮх 90 МЮх 100 МЮх 50 МЮХ 55
60 65-70 17 80 75 122 60 240 190 100 40 5,59 М12Х ИО М12Х60
70 75-85 05 90 137 70 30 260 210 120 15 8,40 М12Х 125 М12Х65
80 90 90—95 100—105 22 1 J5 120 100 115 155 165 80 85 35 290 300 240 250 НО 150 55 70 12,10 15,33 М16Х 140 МЮх 150 МЮХ 75 МЮХ 80
100 110-115 135 130 175 90 40 340 280 160 80 19,45 М16 X 160 МЮХ 85
1136. Вкладыши чугунные к разъемным подипппккам скельжоягя
(ив М.Н 2089—6!)
Размеры, мм
d D D, ь
25 34 42
28 36 45 34 26
(30) 38 48
32 40 52
(35) 45 55 42 32
36
40 50 60 50 40
15 55 65 55 45
50 60 70 60: 75 50; 65
55 65 75 65; 80 55; 70
60 70 80 70; 90 60; 80
(65) 75 85 75 65
70 85 95 80; 105 70; 95
(75) 90 100 85 75
80 95 НО 95; 120 80; 105
90 105 120 105; 135 90; 120
100 115 130 120; 150 100; 135
596
П37 Втулки пойннтг* гладкие (пв ГОСТ 1978—73)
Л4атернал — чугу,. или бронза
С—ZZZT
R)
й
Размеры, мм
d D 1 d D z
10 12 14 16 18 20 8—25 10—30 12—35 (42) 45 (48) 50 (52) 55 60 (62) 65 70 75 80 85 90 - 95 100 52 55 58 60 62 65 70 75 80 85 90 95 100 105 НО 115 25—90 (’28)—[00
(15) 16 (17» 18 20 22 25 28 30 32 35 (38) 40 22 12—40 30—110
(32)-120
25
12—45 35-130
28 30 32 35 38 40 45 48 50 40—1 Ю
15—50
45—150
18—60
50—160
20—70
60—170
(22)—80 25—90