/
Автор: Фещенко В.Н.
Теги: общее машиностроение технология машиностроения машиноведение машиностроение механика справочник конструктора
ISBN: 978-5-9729-0253-8
Год: 2019
Текст
В. И. Фещенко
Книга 2
Проектирование машин
«Инфрп-Инжвнория»
В. Н. Фещенко
СПРАВОЧНИК
КОНСТРУКТОРА
Книга 2
ПРОЕКТИРОВАНИЕ МАШИН
И ИХ ДЕТАЛЕЙ
Учебно-практическое пособие
3-е издание
Инфра-Инженерия
Москва— Вологда
2019
УДК 621.001.66(035)
ББК 34.42я2
Ф44
ФЗ
№ 436-ФЗ
Издание не подлежит маркировке
в соответствии с и. 1 ч. 4 ст. 11
Рецензенты:
Ветров С. И., и. о. генерального директора ОАО Завод «Красный Пролетарий», г. Москва.
Абоймов А. В., зам. директора по учебно-производственной работе ГОУПО, лицей №2,
г. Мытищи, Московской обл.
Ломаев А. Н., главный конструктор по изделиям гражданского назначения,
ОАО «Воткинский завод», г. Воткинск.
Фещенко В. Н.
Ф44 СПРАВОЧНИК КОНСТРУКТОРА. Книга 2. Проектирование машин и их деталей :
учебно-практическое пособие. / В. Н. Фещенко. — 3-е изд. испр. и доп. — М. :
Инфра-Инженерия, 2019. — 400 с.
18ВЯ 978-5-9729-0253-8 (К.2)
18ВЯ 978-5-9729-0254-5
Изложены основы и правила проектирования машин и передаточных механизмов и их дета-
лей, приведены основы взаимозаменяемости, сведения по Единой системе допусков и посадок
и по размерным цепям, применяемые при конструировании в соединениях деталей механизма или
машины. Изложены методы определения нагрузочной способности и принципы конструирования
деталей с вращательным и поступательным движением, корпусных литых и сварных деталей
и др. Дана методика конструирования и расчета нагрузочной способности механических передач,
а также нормы и показатели их точности. Приведены особенности конструкций подшипников
скольжения и качения и методы определения их нагрузочной способности, а также даны методы
их выбора и применения в конструкциях механизмов машин.
Предназначено для инженеров, техников-конструкторов, студентов машиностроительных
специальностей технических вузов и учащихся профессионально-технических училищ.
© Фещенко В. Н., автор, 2019
© Издательство «Инфра-Инженерия», 2019
18ВЯ 978-5-9729-0253-8 (К.2)
18ВЯ 978-5-9729-0254-5
ВВЕДЕНИЕ
В своем историческом развитии человек прошел сложный путь познаний, как говорят, «от сохи до трактора». Но на
этом пути продолжаются поиски и находки новых технических решений, которые позволили бы с меньшими физическими и
умственными затратами и более полно обеспечивать потребности жителей планеты.
Машины, которыми в настоящее время оснащены производственные процессы, на момент их создания и внедрения в
производство были совершенны и отвечали требованиям своего времени. Однако, по истечении времени, происходит интел-
лектуальный рост человеческого общества, изменение условий жизни и изменение структуры его потребностей. Эти изме-
нения постоянно побуждают людей-специалистов совершенствовать производственные процессы, т.е. внедрять новые, более
совершенные машины, отвечающие современным потребностям и требованиям человеческого общества. И этому нет конца.
В процессе совершенствования машин и механизмов и их деталей постоянно совершенствуются методы модернизации
работающих машин и методы создания новых машин и механизмов, а также методы расчета и проектирования деталей.
Накопленный положительный опыт в этой области обобщается, систематизируется (в таблицах), и результаты обобщения
периодически издаются в виде справочников.
Пользуясь материалом, приведенным в справочниках, можно определить размеры деталей расчетным методом и с по-
мощью эмпирических зависимостей, а также определить размеры деталей с помощью таблиц. Сочетание научного расчетно-
го и эмпирического методов создания элементов новых конструкций, а также использование в новых конструкциях машин
деталей и конструктивных элементов прежних машин позволяет сократить сроки и затраты на создание новых машин и по-
этому является основой конструкторской работы.
Для того, чтобы включиться в этот творческий процесс модернизации и создания новых машин необходимо обладать
основами технической грамоты - это принятые условные обозначения и графические изображения на чертежах, а также тех-
ническая терминология, принятая специалистами для общения в области машиностроения. Обладая этими знаниями, можно
разобраться самостоятельно или с помощью сотрудников в том, что, в буквальном смысле, натворили предшествующие по-
коления конструкторов - создателей ныне действующих машин и механизмов.
Затем, зная достоинства и недостатки различных устройств, технические возможности ранее созданных машин при ра-
боте в современных условиях и зная достижения техники на современном уровне, можно найти решение, как с учетом этих
достижений модернизировать действующую машину или какой должна быть новая машина. Кроме того, при создании но-
вой или совершенствовании действующей конструкции машины или механизма необходимо уметь оценить расчетом смогут
ли ранее спроектированные детали и сборочные единицы, входящие в новую конструкцию, выдержать новые режимы рабо-
ты и новые нагрузки.
После этого замысел конструктора в виде новой конструкции машины или механизма излагается, с использованием
основ технической грамоты, в чертежах, по которым изготовитель узнает, как нужно изготовить новую машину.
В данном справочнике приведен теоретический материал и таблицы по конструктивным материалам, по допускам и
посадкам, по деталям машин и их элементам. Приведено описание устройства базовых деталей и некоторых механизмов на
примере металлорежущих станков. Это объясняется тем, что металлорежущие станки имеются практически на всех произ-
водствах. При необходимости, приводимые примеры могут быть предметно рассмотрены и затем уточнены при рассмотре-
нии отличительных особенностей в конструктивных решениях устройства технологических машин другого назначения.
Вместе с тем, более подробные сведения по конструктивным особенностям машин конкретного назначения, а также о
покупных изделиях и их изготовителях можно получить в интернете.
Справочник представлен в двух книгах:
Книга 1. «Машины и механизмы»;
Книга 2. «Проектирование машин и их деталей».
Настоящий справочник соответствует требованиям учебных планов и программ для подготовки молодых специалистов
в лицеях, колледжах, профессионально-технических училищах и в школах рабочей молодежи при изучении учащимися
предмета общепрофессиональной дисциплины, включающей изучение устройства машин и механизмов, определение вос-
принимаемой ими нагрузки и основ их проектирования.
Данный «Справочник конструктора» составлен с учетом требований, изложенных в федеральном государственном
образовательном стандарте среднего профессионального образования по профессии 151901.01 Чертежник-конструктор, ко-
торый утвержден Приказом Минобрнауки РФ 14 825 от 2 августа 2013 года и введен в действие с 1 сентября 2013 года.
Примеры должностных инструкций по специальности «ТЕХНИК-КОНСТРУКТОР» приведены на стр. 393. Справоч-
ник может найти применение в качестве учебного пособия для учащихся профессиональных учебных заведений и в творче-
ской деятельности начинающих конструкторов, повышающих свое мастерство при совершенствовании действующих машин
и при создании машин новых конструкций.
Приношу глубокую признательность всем, кто поделился своим опытом, словом и делом принял участие в составле-
нии данного справочника и чьи наработки включены в этот справочник.
С пожеланиями успехов и удачи
автор.
Глава 1
ОСНОВЫ ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТИ
1.1. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ И ТОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Современные машины состоят из большого количества взаимодействующих деталей, сборочных единиц и агрегатов.
Кроме того, многие машины имеют комплекты сменных сборочных единиц и деталей, которые позволяют приобретать со-
бранной композиции отличительные свойства для выполнения требуемых операций или процессов, расширяющих техноло-
гические возможности машин.
Следует учесть, что часть деталей изготовляет изготовитель машины, а остальные детали и сборочные единицы он
приобретает у других изготовителей или у поставщиков готовых деталей.
При этом все взаимодействующие детали, сборочные единицы и агрегаты в машине должны иметь определенное
назначение и должны обладать строго определенными стабильными характеристиками.
Это возможно при условии, что все детали и сборочные единицы будут изготовлены по чертежам с соблюдением тре-
бований нормативно-технических документов и требований взаимозаменяемости. Этими нормативно-техническими доку-
ментами в первую очередь являются стандарты.
Взаимозаменяемостью называют свойство одних и тех же деталей, сборочных единиц или агрегатов машин и т. д.,
позволяющее при сборке устанавливать их в собираемую конструкцию изделия или заменять их без предварительной под-
гонки при сохранении всех требований, предъявляемых к работе узла, агрегата и конструкции машины в целом.
Для обеспечения взаимозаменяемости необходимо сформулировать технические требования к изготовлению деталей и
сборочных единиц, а также их контролю с тем, чтобы работы по изготовлению изделия производились с требуемой (нор-
мированной) точностью их геометрических и физико-химических параметров и такими методами, при которых создавались
бы заданные эксплуатационные показатели изделия.
В большинстве случаев детали машин представляют собой определенные комбинации геометрических тел, которые
ограничены поверхностями простейших форм: плоскими, цилиндрическими, коническими и т.д. Простейшие геометриче-
ские тела, определяющие форму детали, будем называть их элементами.
При проектировании машин геометрические параметры деталей и их элементов задаются точностью размеров, формы
и взаимного расположения поверхностей. При назначении требований к точности изготовления деталей и их элементов
необходимо исходить из их функционального назначения (при эксплуатации), а также методов достижения требуемой точ-
ности параметров и точности соединения деталей. Требования к точности должны быть такими, чтобы были обеспечены
заданные эксплуатационные свойства изделия при обоснованном использовании методов, средств и затрат.
При изготовлении возникают отступления геометрических параметров реальных деталей от идеальных (запроектиро-
ванных) форм и значений. Эти отступления называются погрешностями изготовления. Погрешности могут возникнуть так-
же в процессе хранения и эксплуатации машин под воздействием внешней среды, внутренних изменений в структуре мате-
риала, износа и т.д.
Точностью называется степень приближения действительных параметров, измеренных с допустимой погрешностью, к
идеальным (заданным по чертежу). Понятия о точности и погрешности взаимосвязаны. Точность характеризуется действи-
тельной погрешностью (действительная точность) или пределами, ограничивающими значение погрешности (нормирован-
ная точность). Чем меньше интервал между этими пределами, тем меньше погрешности, тем выше точность.
Точность деталей по геометрическим параметрам - это совокупное понятие, подразделяющееся по следующим при-
знакам:
- точность размеров элементов;
- точность формы поверхностей элементов (макрогеометрии поверхностей);
- точность по шероховатости поверхности (микрогеометрии);
- точность взаимного расположения элементов (поверхностей).
Погрешности параметров неизбежны и допускаются в определенных пределах, при которых деталь удовлетворяет тре-
бованиям сборки и функционирования машины. Нельзя требовать получения абсолютно точного идеального значения пара-
метра, т. е. нулевой погрешности, так как это требование неосуществимо в реальных условиях изготовления и измерения, и
следует учитывать, что чем меньше величина погрешности тем выше затраты на изготовление. Сложность задачи по назна-
чению пределов для допустимых погрешностей состоит в том, что ее решение требует от конструктора всестороннего учета
как условий функционирования и эксплуатации изделия, так и условий его изготовления и сборки. Условия эти противоре-
чивы: для правильного функционирования может требоваться сужение пределов допускаемых погрешностей, а для эконо-
мичного изготовления - расширение.
Таким образом, для практического осуществления принципа взаимозаменяемости изделий необходима четкая система
конструкторского, технологического и эксплуатационного анализа и согласованные технико-экономические критерии.
Взаимозаменяемость подразделяют на внешнюю и внутреннюю.
Внешняя взаимозаменяемость - это взаимозаменяемость готовых изделий и агрегатов, устанавливаемых в другие бо-
лее сложные машины (по основным и присоединительным размерам, выходным эксплуатационным характеристикам и па-
раметрам и т. и.).
Внутренняя взаимозаменяемость - это взаимозаменяемость отдельных деталей и механизмов, входящих в изделие или
сборочную единицу. Например, в подшипнике качения внутренней групповой взаимозаменяемостью обладают кольца и
тела качения (ролики, шарики).
Документы, регламентирующие требования к взаимозаменяемости, должны учитывать и увязывать интересы всех из-
готовителей и поставщиков. Такими документами являются государственные стандарты и технические условия, которыми
устанавливаются требования взаимозаменяемости деталей и сборочных единиц. Этими документами определяются основ-
ные и присоединительные размеры и допуски на них, а также выходные параметры, которые могут влиять на эксплуатаци-
онное качество устройств, которые войдут в состав машины.
Значительная часть этих документов относится к деталям и узлам, которые находят широкое распространение в маши-
ностроении. Поэтому для обеспечения взаимозаменяемости многочисленных узлов и деталей широкого применения созда-
ются специальные стандарты, регламентирующие общие нормы взаимозаменяемости, которые устанавливаются националь-
ными стандартами технически развитых стран и стандартами ППМ и 180 и которые учитывают интересы всех участников
рынка.
Взаимозаменяемость может быть полной, когда требуемые эксплуатационные свойства, в частности точность, сохра-
няются у всех деталей и любая деталь из партии может быть поставлена на соответствующее место в машине без подгонки.
В процессе такой сборки автоматически обеспечивается требуемая точность сопряжения деталей и узлов и получение экс-
плуатационных показателей в заданных пределах (запасное колесо автомобиля).
В производственных условиях по экономическим соображениям имеет место неполная (ограниченная) взаимо-
заменяемость, при которой изготовляемые детали до сборки сортируют по размерам на ряд групп, а затем, при сборке ма-
шин используют не любые детали данного номера и наименования, а только определенной группы. В пределах каждой
группы размеры деталей имеют минимальные неточности (колесо конкретной модели автомобиля).
При сборке, ремонте и эксплуатации машин и узлов применяются также компенсаторы и регулирование. Компенсато-
ры - это дополнительные детали конструкции в виде втулок, планок, шайб, прокладок, резьбовых соединений и т. и., позво-
ляющие компенсировать неточности изготовления некоторых размеров деталей и их износ. Регулирование - это определение
заданного взаимного относительного положения поверхностей перемещающихся деталей и закрепление их в заданном по-
ложении.
При сборке и ремонте машин и узлов имеют место также пригоночные работы для обеспечения заданного взаимного
относительного положения поверхностей деталей.
Обоснованность и соблюдение требований, предъявляемых к сборке и эксплуатации машин и их узлов, обеспечивают
надежность и долговечность их эксплуатации.
1.2. ПРЕДПОЧТИТЕЛЬНЫЕ ЧИСЛА И РЯДЫ ПРЕДПОЧТИТЕЛЬНЫХ ЧИСЕЛ.
НОРМАЛЬНЫЕ ЛИНЕЙНЫЕ РАЗМЕРЫ
Параметрические стандарты устанавливают ряды параметров и размеров наиболее рациональных видов, типов и типо-
размеров машин, приборов и оборудования. Разработка параметрических рядов требует, прежде всего, установления единой
закономерности в системе стандартизуемых величин, к числу которых относятся, помимо геометрических характеристик,
мощность, производительность, грузоподъемность, емкость, скорость, прочность и др.
Благодаря этому предотвращается возможность выпуска неоправданно большой номенклатуры машин одного типа,
что обусловлено ограничением числа значений параметров и размеров, введенных в стандарты по рядам предпочтительных
чисел.
Согласование параметров и размеров на базе предпочтительных чисел позволяет увязать между собой интересы мно-
гочисленных производителей и потребителей.
Если проектирование новых машин, приборов ведется одновременно по всему параметрическому ряду, то при этом за-
даются благоприятные условия для широкой унификации деталей и узлов, для организации производства и для облегчения
эксплуатации и ремонта машин, в частности, удобнее решается проблема запасных частей.
Система предпочтительных чисел является теоретической базой развития стандартизации. Смысл этой системы за-
ключается в выборе лишь тех значений параметров и размеров, которые подчиняются строго определенной математической
закономерности, а не любых других значений.
Ряды предпочтительных чисел должны отвечать следующим требованиям: представлять рациональную систему града-
ций, отвечающую потребностям изготовителей и потребителей; быть бесконечными как в сторону малых, так и больших
величин, т. е. допускать неограниченное развитие параметров или размеров в направлении их увеличения или уменьшения;
включать все десятикратные значения любого члена и единицу; быть простыми и легко запоминаемыми.
Ряды предпочтительных чисел могут быть выражены в виде арифметических или геометрических прогрессий. Ариф-
метические прогрессии используются в стандартах сравнительно редко, однако такие стандарты есть, например, на диамет-
ры подшипников качения и др. Арифметический ряд прост, не требует округления чисел, но его существенным недостатком
является относительная неравномерность. При постоянной абсолютной разности относительная разность между членами
ряда резко уменьшается. Так, относительная разность между членами арифметического ряда 1-2... 9-10 для чисел 1-2 состав-
ляет 100 %, а для чисел 9-10 - всего 11 %. Чтобы этого избежать, в некоторых стандартах использованы ступенчато-
арифметические прогрессии, у которых на отдельных отрезках прогрессии разности имеют различные значения.
Специальные исследования показали, что наиболее удобны для стандартизации геометрические прогрессии, включа-
ющие единицу и имеющие знаменатель вида
ц = 'Го,
где п - целое число.
Знаменатели прогрессий такого вида придают прогрессиям ряд свойств, удобных для использования в стандартизации.
Как увидим дальше, для системы предпочтительных чисел отобраны показатели степени 5, 10, 20, 40, 80. Если принять п
= 10, то куб любого члена этого ряда, будет примерно в 2 раза больше куба предыдущего члена. При п = 20 члены ряда удва-
иваются через каждые шесть членов, а при п = 40 удваиваются через каждые 12 членов.
За основу принят знаменатель прогрессии, обеспечивающий десятикратное увеличение каждого пятого члена ряда,
т. е. ад5= 10«, откуда с/ =
Примечание. Историю создания рядов предпочтительных чисел связывают с Шарлем Ренаром, который в конце XIX века разработал
спецификацию на хлопчатобумажные канаты, взяв за основу канат, имеющий массу а в граммах на 1 м длины, и построил ряд, приняв зна-
менатель прогрессии, обеспечивающий десятикратное увеличение каждого пятого члена ряда, т. е. ас/1 2 3 4 5 = 10а, откуда и была получена зави-
симость ^ = д/Го*
Числовой ряд при вычислении с точностью до пятой значащей цифры для практического применения был заменен ок-
ругленными величинами, причем для а была принята положительная, нулевая или отрицательная степень числа 10. Таким
образом, получен ряд, условно обозначенный К5: 1 - 1,6 - 2,5 - 4 - 6,3 - 10, который может быть продлен в обоих направле-
ниях.
Из ряда К5 были впоследствии образованы ряды К10, В20 и К40 со знаменателями соответственно '1/Го , 2у/10 и д/Го.
вошедшие в качестве основных рядов в стандарт ИСО и национальные стандарты.
ГОСТ 8032 - 84 «Предпочтительные числа и ряды предпочтительных чисел» устанавливает четыре основных ряда
предпочтительных чисел К5, К.10, В20, В40 и один дополнительный К80. Применение последнего допускается только в от-
дельных технически обоснованных случаях.
ГОСТ 8032 - 84 является основой для установления параметров и размеров не только в машиностроении, он также
служит базой для увязки между собой всех видов продукции (в том числе материалов, полуфабрикатов, транспортных
средств, технологического и энергетического оборудования).
Все ряды предпочтительных чисел основаны на геометрических прогрессиях со знаменателями:
для ряда К5 Ц = Щ) 1,60; для ряда К20 д = э/Го = 1,12; для ряда К 10 д = л/1С) = 1,25;
для ряда В40 (] = х/10 = 1,06; для ряда К80 (] = л/П) = 1,03.
Известно, например, что основным параметром токарно-винторезных станков является наибольший диаметр П обраба-
тываемой заготовки над станиной. ГОСТ 440-57 предусматривает ряд размеров токарно-винторезных станков, обеспечива-
ющих потребности промышленного производства, со значениями П от 100 до 6300 мм, построенными по закону геометри-
ческой прогрессии со знаменателем ц = 1,25 (П = 250, 320, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250 мм и т.д. с небольшими округлени-
ями).
Свойства основных рядов предпочтительных чисел. ГОСТ 8032 - 84 устанавливает стандартные значения предпо-
чтительных чисел в диапазоне 0 < а < со на основе фиксированных величин, включенных в десятичный интервал 1 < а < 10.
Все эти числа в десятичном интервале от 1 до 10, включенные в ряд К40. приведены в табл. 1.1.
Таблица 1.1
Числа в десятичном интервале от 1 до 10, включенные в ряд К40
Номера чисел К40 Номера чисел К40 Номера чисел К40 Номера чисел К40
0 1,0
1 1,06 И 1,9 21 3,35 31 6,0
2 1,12 12 2,0 22 3,55 32 6,3
3 1,18 13 2,12 23 3,75 33 6,7
4 1,25 14 2,24 24 4,0 34 7,1
5 1,32 15 2,36 25 4,25 35 7,5
6 1,4 16 2,5 26 4,5 36 8,0
7 1,5 17 2,65 27 4,75 37 8,5
8 1,6 18 2,8 28 5,0 38 9,0
9 1,7 19 3,0 29 5,3 39 9,5
10 1,8 20 3,15 30 5,6 40 10,0
Примечание. В исключительных 1,10-1,15- 1,20-1,30. случаях допускается замена числа 1,18 на 1,15 и 1,25 на 1,2. Последовательность чисел при этом имеет вид: 1,00-1,05-
1. Стандартизованные предпочтительные числа представляют собой округленные значения точных величин, получен-
ных путем расчета с точностью до пятой значащей цифры.
2. Число 1,0 (табл. 1.1) не входит в десятичный интервал 1 < а <10. Его можно рассматривать как завершающее число
предыдущего десятичного интервала 0,1 < а <1. Номер ряда предпочтительных чисел (К.40, К20. МО, К5) указывает на коли-
чество чисел в десятичном интервале. Так, ряд К40 содержит в десятичном интервале 40 чисел.
3. Таблица 1.1 включает все основные ряды предпочтительных чисел. Числа рядов К5, К10 и В20 во всех случаях
начинают с единицы и умножают на соответствующие знаменатели прогрессии, в результате: ряд К5 получит вид: 1 - 1,6 -
2,5 - 4,0 - 6,3 - 10,0 - ...; ряд 10 получит вид: 1 - 1,25 - 1,60 - 2,00 - 2,50 - 3,15 - 4,00 - 5,00 - 6,30 - 8,00 - 10,0 - 12,50 - ... и
т.Д.
4. Начиная с ряда Ю0, среди предпочтительных чисел имеется число 3,15, которое в практике используют в качестве
числа п = 3,1416. Использование при расчетах числа п позволяет выражать предпочтительными числами длины окружно-
стей, площади кругов, окружные скорости, скорости резания, цилиндрические и сферические поверхности и объемы.
Как известно, прочность и упругие характеристики деталей машин или элементов конструкций пропорциональны
площадям, моментам сопротивлений и моментам инерции поперечных сечений, которые в свою очередь являются степен-
ными функциями линейных размеров. На основании свойств геометрической прогрессии можно связать единой закономер-
ностью ряды линейных размеров с прочностными и упругими характеристиками.
В табл. 1.1 все предпочтительные числа имеют номера от 0 до 40. Эти номера облегчают расчеты взаимосвязанных по-
казателей стандартов, ускоряют вычисления. Номера чисел .У представляют собой логарифмы предпочтительных чисел а
при основании логарифмов, равных знаменателю прогрессии д.
Знаменателем прогрессии ряда К40 является д =1,06. Логарифмическая связь между номерами предпочтительных чи-
сел и соответствующими предпочтительными числами будет:
д° = 1;д‘ = 1,06; 92= 1,12; ...:,д°= 10.
В практике вычислений для упрощения расчетов используется известное свойство логарифмов, позволяющее вместо
умножения или деления самих предпочтительных чисел складывать или соответственно вычитать номера этих чисел, а по
результирующему номеру определять искомое число. При этом удается кроме ускорения вычислений не оперировать округ-
ленными числами, что усложняет определение стандартного результата расчетов, так как требует дополнительных округле-
ний.
Например, если непосредственно перемножить предпочтительные числа 2,24 и 3,55, то получим 7,952; результат тре-
буется округлить, подвести его к стандартному значению 8,00.
При пользовании же номерами предпочтительных чисел (табл. 1.1) достаточно провести сложение номеров этих чисел:
= 55 = 14 + 22 = 36.
Под номером 36 значится стандартное число 8,00.
Возведение предпочтительного числа в целую положительную или отрицательную степень производят путем умноже-
ния порядкового номера предпочтительного числа на показатель степени с последующим нахождением в табл. 1.1 числа,
соответствующего полученному порядковому номеру.
Например: определяем результат 3,152, находим 2И315= 2x20 = 40.
Номеру 40 соответствует число 10.
Число, соответствующее корню или дробной положительной или отрицательной степени, вычисляют таким же обра-
зом, если произведение номера ряда и дробного показателя степени является целым числом.
Например: определяем результат Ш 15 =(3 15)1/5, находим _ х Д' = — = 4.
5 3'15 5
Номеру 4 соответствует число 1,25.
Нормальные линейные размеры. Основную долю применяемых в технике числовых характеристик составляют ли-
нейные размеры. В подавляющем большинстве случаев взаимозаменяемость по геометрическим параметрам является важ-
нейшим элементом взаимозаменяемости вообще. Эта геометрическая взаимозаменяемость достигается за счет установления
соответствующих размеров и допусков.
ГОСТ 8032-84 допускает округление отдельных чисел (в ряде случаев до двух округлений), что не обеспечивает требу-
емого уровня взаимозаменяемости и не способствует уменьшению номенклатуры линейных размеров. Из-за большого
удельного веса линейных размеров и их роли в обеспечении взаимозаменяемости, оказалось целесообразным самостоятель-
но регламентировать ряды линейных размеров, приняв в качестве базы для них предпочтительные числа и (в отдельных
случаях) их округленные значения (табл. 1.2).
Т а б л и ц а 1.2
Нормальные линейные размеры (в мм) в диапазоне 1-155 мм (ГОСТ 6636-69)
Ряды 5 Е7 С с с тельные размеры Ряды 5 Е7 С с с тельные размеры Ряды 5 Е7 С Е с тельные размеры
Ка 5 Ка 10 Ка 20 Ка 40 Ка 5 Ка 10 Ка 20 Ка 40 Ка 5 Ка 10 Ка 20 Ка 40
1,0 1,0 1,0 1,1 1,0 1,05 1,1 1,15 6,3 6,3 6,3 7,1 6,3 6,7 7,1 7,5 6,5 7,0 7,3 7,8 32 32 36 32 34 36 38 33 35 37 39
1,2 1,2 1,4 1,2 1,3 1,4 1,5 1,25 1,35 1,45 1,55
8,0 8,0 9,0 8,0 8,5 9,0 9,5 8,0 8,8 9,2 9,8 40 40 40 45 40 42 45 48 41 44 46 49
1,6 1,6 1,6 1,8 1,6 1,7 1,8 1,9 1,65 1,75 1,85 1,95
10 10 10 И 10 10,5 И 11,5 10,2 10,8 11,2 11,8 50 50 50 56 50 53 56 60 52 55 58 62
2,0 2,0 2,2 2,0 2,1 2,2 2,4 2,05 2,15 2,30
12 12 14 12 13 14 15 12,5 13,5 14,5 15,5 63 63 63 71 63 67 71 75 65 70 73 78
2,5 2,5 2,5 2,8 2,5 2,6 2,8 2,7
16 16 16 16 80 80 80
3,0 2,9 3,1 18 17 18 19 16,5 17,5 18,5 19,5 85 90 95 82 88 92 98
3,2 3,2 3,2 3,6 3,2 3,4 3,6 3,8 3,3 3,5 3,7 3,9
20 20 20 21 22 24 20,5 21,5 23,5 100 100 100 110 100 105 110 120 102 108 112 115
4,0 4,0 4,0 4,5 4,0 4,2 4,5 4,8 4,1 4,4 4,6 4,9
25 25 25 28 25 26 28 30 27 29 31 125 125 140 125 130 140 150 128 135 145 155
5,0 5,0 5,6 5,0 5,3 5,6 6,0 5,2 5,5 5,8 6,2
Примечание. При выборе размеров предпочтение следует отдавать рядам с более крупной града- цией, т. е. ряд Ка 5 следует предпочитать ряду Ка 10, ряд Ка 10 -ряду Ка 20 и т.д.
ГОСТ 6636-69 «Нормальные линейные размеры» является ограничительным, устанавливает обязательные для всех от-
раслей промышленности ряды нормальных линейных размеров. Он устанавливает все конкретные значения чисел от самого
малого 0,001 мм до самого большого 20000 мм без деления на десятичные интервалы. Отдельные числа в этом сквозном
ряду заменены округленными значениями. Этим создаются дополнительные размеры для конструкторов и других лиц, поль-
зующихся ими, а также исключается какая-либо возможность по-разному подходить при назначении линейных размеров.
В ГОСТ 6636-69 в диапазоне от 0,001 до 0,009 мм установлен следующий ряд размеров: 0,001; 0,002; 0,003; 0,004;
0,005; 0,006; 0,007; 0,008; 0,009 мм. Нормальные линейные размеры в диапазоне от 0,1 до 20000 мм установлены в четырех
основных рядах, обозначаемых Ка5, КаЮ, Ка20 и Ка40, которые дают размеры для основного применения и в виде дополни-
тельных размеров, построенных на базе ряда В.80, начиная с числа 1,25, применение которых допускается лишь в отдельных
технически обоснованных случаях.
На базе рядов, входящих в ГОСТ 6636-69, могут создаваться ограничительные стандарты фирм и стандарты предприя-
тия, при этом допускается использование производных рядов путем отбора членов из рядов основного применения: Ка5,
КаЮ, Ка20 и Ка40. В табл. 1.2 приведены стандартные ряды нормальных линейных размеров (диаметров, длин, высот и др.).
Стандарт не распространяется на технологические межоперационные размеры и на размеры, связанные расчетными
зависимостями с другими принятыми размерами.
При выборе размеров предпочтение следует отдавать рядам с более крупной градацией, т.е. ряд Ка 5 следует предпо-
читать ряду Ка 10, ряд Ка 10 - ряду Ка 20 и т. д.
1.3. ЕДИНАЯ СИСТЕМА ДОПУСКОВ И ПОСАДОК (ЕСДП). ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
1.3.1. РАЗМЕРЫ И ФОРМА СОПРЯГАЕМЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ ДЕТАЛЕЙ
При соединении отдельных деталей в механизм, в котором эти детали должны взаимодействовать при передаче энер-
гии движения от двигателя к исполнительному звену, необходимо обеспечить совпадение осей вращения валов с сидящими
на них деталями с геометрическими осями.
Для этого в чертежах на соединяемые детали необходимо обеспечить такое сопряжение их поверхностей, указав их
размеры, форму и относительное расположение, при которых собранный механизм соответствовал конструкции, представ-
ленной на чертеже, и был работоспособным после изготовления. Степень приближения истинного значения закладываемых
в чертежах и получаемых при изготовлении параметров передачи, механизма и их деталей к их теоретическому значению
называется точностью.
Размер - это числовое значение линейной величины (диаметра, длины и т. д.), который в машиностроении измеряют в
миллиметрах. Размеры подразделяют на номинальные, действительные и предельные.
Предельные размеры - два предельно допустимых размера, между которыми должен находиться или которым может
быть равен действительный размер.
Номинальный размер - размер, относительно которого определяются предельные размеры и который служит также
началом отсчета отклонений. Номинальный размер - для отверстия это П, а для вала это <1 - основной размер, полученный
на основе кинематических, динамических и прочностных расчетов или выбранный из конструктивных, технологических,
эксплуатационных, эстетических и других соображений. В понятие «отверстие» включают внутренние (охватываемые) эле-
менты деталей, а в понятие «вал» - наружные (охватывающие) элементы деталей (рис. 1.1).
Рис. 1.1. Элементы деталей:
а - охватываемые; б - охватывающие
Номинальные размеры можно классифицировать по назначению на определяющие величину и форму детали, коор-
динирующие и сборочные (монтажные). Кроме того, из соображений удобства и точности обработки иногда вводятся
технологические размеры. Это тот теоретический размер, которому как можно ближе должен соответствовать размер
готовой детали.
Действительный размер - это размер, установленный измерением с допустимой погрешностью.
Чтобы изделие считалось годным, т.е. отвечало своему целевому назначению, его действительный размер должен быть
выдержан между двумя теоретически допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Наиболь-
ший предельный размер - это больший из двух предельных, наименьший - это меньший из двух предельных размеров.
Для удобства указывают номинальный размер детали, а каждый из двух предельных размеров определяют по его от-
клонению от этого номинального размера (рис. 1.2). Абсолютную величину и знак отклонения получают вычитанием номи-
нального размера из соответствующего предельного размера.
Рис. 1.2. Формирование отклонений для вала и отверстия относительно нулевой линии номинального размера
Отклонение - это алгебраическая разность между размером (действительным, предельным и т. д.) и соответствующим
номинальным размером.
Действительное отклонение - это алгебраическая разность между действительным и номинальным размерами.
Предельное отклонение - это алгебраическая разность между предельным и номинальным размерами. Предельные
отклонения подразделяют на верхнее и нижнее.
Верхнее отклонение - это алгебраическая разность между наибольшим предельным и номинальным размерами, кото-
рое для отверстия обозначают- Е8, а для вала - ез (рис. 1.2).
Е8 = О„ка- О и ез = д„ка- д.
Нижнее отклонение - это алгебраическая разность между наименьшим предельным и номинальным размерами, кото-
рое для отверстия обозначают- Е1, а для вала - е/ (рис. 1.2).
Е1 = 2Э„„„ - Е> и е/ = - д.
Верхнее и нижнее отклонения приводятся в справочных таблицах и измеряются в микрометрах (мкм), а на чертежах
указываются в миллиметрах (мм).
Допуск - это разность между наибольшим и наименьшим предельными размерами или абсолютная величина алгебра-
ической разности между верхним и нижним отклонениями.
Допуск размера отверстия - То = Отах-От1„или То = Е8-Е1;
допуск размера вала -Т^= д,„/„ или Т./ ез - е1.
Нулевая линия - это линия, соответствующая номинальному размеру, от которой откладываются отклонения размеров
при графическом изображении допусков и посадок. При горизонтальном расположении нулевой линии положительные от-
клонения откладываются вверх от нее, а отрицательные - вниз.
Поле допуска - это поле, ограниченное верхним и нижним отклонениями. Поле допуска определяется величиной до-
пуска и его положением относительно номинального размера. При графическом изображении поле допуска заключено меж-
ду двумя линиями, соответствующими верхнему и нижнему отклонениям относительно нулевой линии.
Основное отклонение - одно из двух отклонений (верхнее или нижнее), ближайшее к нулевой линии, используемое
для определения положения поля допуска относительно нулевой линии.
Рис.1.3. Расположение полей допусков относительно нулевой линии
Это нижнее отклонение Е1 для отверстий от А до Н или верхнее отклонение ЕЕ для отверстий от ./ до 2С. Верхнее от-
клонение ев для валов от а до Л и нижнее отклонение е/ для валов от/ до тс. (рис.1.3).
Основное отверстие - это отверстие, нижнее отклонение которого равно нулю и обозначают - Н.
Основной вал - это вал, верхнее отклонение которого равно нулю и обозначают - Л.
Посадка - характер соединения деталей, определяемый величиной получающихся в нем зазоров или натягов. В зави-
симости от взаимного расположения полей допусков отверстия и вала посадки бывают с зазором, натягом и переходные
(рис. 1.4).
Зазор - разность размеров отверстия и вала, если размер отверстия больше размера вала.
Натяг - разность размеров вала и отверстия до сборки, если размер вала больше размера отверстия.
Рис. 1.4. Типы посадок:
а - с зазором; б - с натягом; в - переходная
Пом допуска
атдсрсщия
1
Пав» допуска
Ыва
I
Номинальным размером посадки называется номинальный размер, общий для отверстия и вала, составляющих соеди-
нение.
Посадка с зазором - посадка, при которой обеспечивается зазор в соединении (поле допуска отверстия расположено
над полем допуска вала) (рис 1.4, а). К посадкам с зазором относятся также посадки, в которых нижняя граница поля допус-
ка отверстия совпадает с верхней границей поля допуска вала. Поскольку идеально точное изготовление деталей невозмож-
но, то невозможно получить в соединении один и тот же по величине зазор. В связи с этим назначаются два предельных
значения - наименьший и наибольший зазоры, между которыми должен находиться зазор в соединении по выбранной по-
садке. Для образования посадок с зазорами используют поля допусков а-к (А-Н).
Посадка с натягом - это посадка, при которой обеспечивается натяг в соединении. Поле допуска отверстия располо-
жено под полем допуска вала (рис 1.4, б). Для образования таких посадок используют поля допусков р -зс (Р - 7ХД
Переходная посадка - это посадка, при которой возможно получение как зазора, так и натяга. Если после назначения
допусков на обработку вала и отверстия оказывается, что их поля допусков перекрываются частично или полностью, то та-
кие соединения относят к переходным посадкам. Для образования переходных посадок обычно применяют поля допусков
Наибольший зазор - разность между наибольшим предельным размером отверстия и наименьшим предельным разме-
ром вала (8,1ка = - Д„Л1) или алгебраическая разность между верхним отклонением отверстия и нижним отклонением
вала (8„11а = Е8-е1) (рис. 1.4, а. в).
Наименьший зазор - разность между наименьшим предельным размером отверстия и наибольшим предельным разме-
ром вала (8,„1„ = /),„/„ - Д„ат) или алгебраическая разность между нижним отклонением отверстия и верхним отклонением вала
(8,„1„ = Е1-ез) (рис. 1.4, а).
Допуск зазора (посадки) - разность между наибольшим и наименьшим зазорами (Тх = 8„шх - 8,„1„) или сумма допусков
отверстия и вала (Т$ = ТД + ТД
Наибольший натяг - разность между наибольшим предельным размером вала и наименьшим предельным размером
отверстия = бтса - или алгебраическая разность между верхним отклонением вала и нижним отклонением отвер-
стия = ез - ЕГ) (рис. 1.4, б. в).
Наименьший натяг - разность между наименьшим предельным размером вала и наибольшим предельным размером
отверстия = б,„/„ - или алгебраическая разность между нижним отклонением вала и верхним отклонением отвер-
стия = е1-Е8) (рис. 1.4,6).
Допуск натяга (посадки) - разность между наибольшим и наименьшим натягами ДД = Дтса - Д,„Д) или сумма допусков
вала и отверстия ДД Д ТД).
1.3.2. СИСТЕМЫ ОБРАЗОВАНИЯ ПОСАДОК
Различают две системы образования посадок: систему отверстия и систему вала.
Рис. 1.5. Примеры посадок в системах:
а — отверстия; б - вала
Посадки в системе отверстия - это посадки, у которых различные зазоры и натяги получаются соединением различ-
ных валов с основным отверстием (рис. 1.5, а). У основного отверстия нижнее отклонение равно нулю или наименьший пре-
дельный размер его совпадает с номинальным размером соединения, а верхнее зависит от квалитета.
Рекомендуемые посадки в системе отверстия приведены в табл. 1.3.
Посадки в системе вала - это посадки, у которых различные зазоры и натяги получаются соединением различных от-
верстий с основным валом (рис. 1.5, б). У основного вала верхнее отклонение равно нулю или наибольший предельный раз-
мер совпадает с номинальным размером соединения, а нижнее зависит от квалитета.
Рекомендуемые посадки в системе вала приведены в табл. 1.4.
1.3.3. ДОПУСКИ И ОТКЛОНЕНИЯ РАЗМЕРОВ ГЛАДКИХ ЭЛЕМЕНТОВ ДЕТАЛЕЙ ДО 500 мм
Допуск характеризует точность изготовления изделия. Чем меньше допуск, тем труднее изготовлять изделия; но с уве-
личением допуска, как правило, качество изделия ухудшается. Для нормирования точности изготовления изделий установ-
лены степени точности - квалитеты.
Квалитет (степень точности) - совокупность допусков, соответствующих одинаковой степени точности для всех
номинальных размеров.
ГОСТ 25346-82 установлено 17 квалитетов: 01, 0, 1, 2, 3, ..., 17. Самый точный - 01; самый грубый - 17 квалитет.
Ссылка на квалитет или допуск может быть сделана сокращенно буквами 1Т. В обозначении буква Т (То1егап7 - допуск), а I
обозначает допуск ИСО, которые дополняют номером квалитета, например, 1Т7 - это допуск ИСО по 7-му квалитету: 1Т5 -
допуск 5-го квалитета и т. и.
Стандарт устанавливает в системе отверстия и системе вала независимые друг от друга ряды допусков и ряды основ-
ных отклонений, определяющие положение полей допусков относительно нулевой линии. От взаимного положения полей
допусков отверстия и вала относительно нулевой линии зависит посадка, т. е. характер соединения деталей. Поля допусков и
посадки являются в этой системе производными от допусков и основных отклонений.
Поля допусков образуются любым сочетанием основного отклонения с допуском, зависящим от размера и квалитета,
что позволяет производить образование посадок с зазорами, натягами и переходных в широком диапазоне их значений.
Допуски и предельные отклонения определены в зависимости от номинальных размеров, разбитых на интервалы.
Интервалы номинальных размеров могут быть основные и промежуточные. Промежуточные интервалы введены
(начиная с размеров свыше 10 мм) для предельных отклонений в посадках с большими зазорами и большими натягами для
валов от а до с и от г до тс и отверстий от Л до С и от К до 2С.
В расчетных формулах используется среднее геометрическое О граничных значений соответствующего интервала
и Г) И = О.,,.,..
Для интервалов размеров до 3 мм - /) = у[з.
Единица допуска - множитель в формулах (уравнениях) допусков системы, являющийся! функцией номинального раз-
мера.
Для квалитетов от 5 до 17 значения допусков определяются из единицы допуска
/ = 0,45-^ + 0,0010,
где Г) - в мм, аг-в мкм.
Второй член учитывает погрешности измерения, возрастающие с увеличением Г).
Допуск равен произведению единицы допуска на безразмерный коэффициент (число единиц допуска), установленный
для данного квалитета и не зависящий от номинального размера: 1Т = на.
Число единиц допуска при переходе от одного квалитета к другому, начиная с 5-го, изменяется приблизительно по
геометрической прогрессии (7, 10, 16, 25, 40, 64 и т. д.) со знаменателем я 1,6.
Начиная с 1Т6, значение допуска умножают на 10, переходя от данного квалитета на пять ступеней грубее (100, 160,
250, 400, 640 и т. д.). С помощью этого правила можно построить допуски грубее 1Т18 = 10- 1Т13 = 2500/ и т. д.
Допуски по квалитетам с ЕГО 1 до 1Т1 назначают на концевые меры длины; 1Т2-1Т4 - на калибры и особо точные изде-
лия; 1Т5 - 1Т12 - на сопрягаемые детали.
Предпочтительные для применения поля допусков квалитетов для размеров до 500 мм приведены в табл. 1.5 и табл. 1.6.
Допуски по квалитетам 1Т13 - 1Т17 - для неответственных размеров несопрягаемых поверхностей деталей указаны в
табл. 1.7.
1.3.4. МЕТОДИКА УКАЗАНИЯ НА ЧЕРТЕЖАХ ДОПУСКОВ РАЗМЕРОВ
Прежде чем назначить предельные отклонения размерам на чертежах определяют характер соединения, возможности
ремонта, условия эксплуатации и др.
Поля допусков в зависимости от назначения размеров условно делятся на три вида:
а) поля допусков для сопрягаемых размеров, т.е. размеров в посадках;
б) поля допусков для несопрягаемых размеров;
в) поля допусков для неответственных размеров.
Поля допусков должны быть расположены:
а) для валов, охватывающих деталей (рис. 1.7, а) - в "минус", обозначаются " Ь " , например, 1э5. И8, Ы1, Ы4, И16.
б) для отверстий, охватываемых деталей (рис. 1.7, б) - в "плюс", обозначаются "Н", например, Н6, Н7, Н9, НИ, Н14,
Н16.
ГТ1
в) для размеров, не относящихся к валам и отверстиям, (рис. 1.6) - симметрично, обозначаются +_ . например,
2
/Л4. /Л 6
+-----’ х---
2 2
Рис. 1.6. Детали с размерами, не относящимися к валам и отверстиям
При необходимости могут быть назначены симметричные поля допусков для размеров валов и отверстий.
Симметричные поля допусков назначают для валов, например/,5./, 6. /, 14; для отверстийнапример6,8,14.
Для всех размеров на чертеже должны быть указаны предельные отклонения.
Предельные отклонения для размеров указываются, как правило, условными обозначениями с указанием значений по-
лей допусков в скобках (см. примеры).
Примеры указания предельных отклонений на чертежах
Отверстия 01оо7(:°ооо2о°б) 016 Н9(+0,043) 0284 5 б(± 0,006) 025К7р0'006 У (_0,015 )
Валы 04ОЙ11 060© (Х°) 08Оёб(Х°) 090) Д± 0,007)
Примечание. Отклонения даны в системе отверстия.
На чертежах деталей предельные размеры с предельными отклонениями указывают с помощью таблиц несколькими
способами:
числовыми величинами (рис. 1.7, а), причем отклонение, равное нулю, опускается (рис. 1.7, б). а одинаковые по абсо-
лютной величине, но противоположные по знаку отклонения указывают один раз со знаками ± (рис. 1.7, в);
условными (символическими) обозначениями полей допусков и посадок согласно стандартам (рис. 1.7, г);
символическими условными обозначениями полей допусков с указанием справа в скобках их числовых величин (рис.
1.7, ж).
д) © ж)
Рис. 1.7. Нанесение предельных (верхнего и нижнего) отклонений на чертежах
Предельные отклонения размеров деталей, изображенных на чертеже в сборе, указывают также одним из трех пере-
численных способов в виде дроби: в числителе представляют предельные отклонения отверстия, в знаменателе - вала (рис.
1.7, б). На рис. 1.7, г символ §6 обозначает поле допуска, т. е. два отклонения: верхнее отклонение - 0,010 и нижнее - 0,029
мм. В обозначениях положительных предельных отклонений знак «+» опускать нельзя. Предельные отклонения записывают
до последней значащей цифры включительно, выравнивая количество знаков в верхнем и нижнем отклонении добавлением
нулей (рис. 1.7, а.б.е.ж).
Буквенный способ обозначения полей допуска предпочтителен в случае применения предельных калибров для измере-
ния размеров на производстве, так как на калибрах, как правило, маркируются буквенные обозначения полей допусков кон-
тролируемых деталей.
Числовые обозначения удобнее при работе на универсальных металлообрабатывающих станках и при контроле изде-
лий универсальными средствами измерений. Смешанные обозначения применяют при неопределенности вопроса о сред-
ствах контроля, которые будут использованы на производстве.
Предельные отклонения размеров 12 квалитетов и более на изображение детали не наносят, а в технических требова-
ниях на поле чертежа делают надпись, например «Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий Н14, валов й 14,
остальные ± ЛЧ4/2».
На чертежах литых деталей и сборочных чертежах сварных конструкций требования к точности указывают надписями
по типу:
«Неуказанные предельные отклонения размеров механически обработанных поверхностей Н14 ; Ы4; + Ь_».
“ 2
Предельные отклонения для размеров указываются условными обозначениями и, как правило, без указания значений
полей допусков в скобках для следующих размеров:
а) угловых;
б) предельных, отклонения которых определены конструктивной или технологической потребностью и не совпадают
со стандартными значениями;
в) полей допусков или предельных, отклонения которых установлены в рабочей конструкторской документации по
стандартам с истекшим сроком действия;
г) которые не относятся к валам или отверстиям (рис. 1.6) и для которых назначают симметричные предельные откло-
нения.
Например, указывают 60 ± 0,37 вместо +
В этом случае величина допуска должна быть согласована со стандартными значениями.
Допускается не указывать предельные отклонения:
а) для справочных размеров;
б) для размеров, определяющих зоны различной шероховатости, одной и той же шероховатости, зоны термообработки,
покрытия, отделки, накатки, насечки, а также размеры накатанных и насеченных поверхностей.
В этих случаях непосредственно у таких размеров ставят знак
1.4. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ДЛЯ РАЗМЕРОВ ОТ 1 ДО 500 мм
Таблица 1.3
Рекомендуемые посадки в системе отверстия.
Основное отверстие Основные отклонения валов
а е Г 8 й к т п Р Г 8 и
Посадки
Н5 Н5* Н5* Й4
Н6 Н6* 85 Н6* Й5 Н6* Д5 Н6 к5 Н6* т5
Н7 Н7* 17 Н7 86 Н7 Й6 Н7 Д6 Н7 кб Н7 тб Н7 пб Н7 рб Н7 гб
Н8 Н8 68 Н8 е8 Н8Н8 1819 Н8Н8Н8 Й7 Й8 Й9 Н8* 87 Н8* и8
Н9 Н9 е8 Н9 19 Н9Н9 Й8 Й9
НИ НИ 611 НИ Й11
Примечание. Посадки, отмеченные *, не предусмотрены для размеров свыше 500 мм.
Таблица!.4
Рекомендуемые посадки в системе вала.
Основной вал Основные отклонения отверстий
О Е Е О Н 18 К
Посадки
Й4 Н5* Й4
Й5 05* Й5 Н6* Й5 1аб* Й5 Кб* Й5
Й6 Е8 Й6 Р8 Й6 Об Й6 Н7 Й6 187* Й6 К7* йб
Й7 Н8 Й7
Й8 Е9 Й8 Р8 Й8 Н8 Н9, Й8 Й8
Й9 Е9 Й9 Н8Н9 Й9 Й9
Й11 РИ Й11 НИ Й11
Примечание. Посадки, отмеченные *, не предусмотрены для размеров свыше 500 мм.
Т а б л и ц а 1.5
Предпочтительные поля допусков для отверстий по ГОСТ 25347-89
Интервалы номинальных размеров, мм Квалитет 7 Квалитет 8 Квалитет 9 Квалитет 11
Поля допусков
07 Н7 К7 1М7 Р7 Р8 Н8 Е9 Н9 ОН НИ
Предельные отклонения, мкм
От 1 до 3 + 12 +2 +10 0 +5 -5 0 -10 -4 -14 -6 -16 +20 +6 +14 0 +34 + 19 +25 0 +80 +20 +60 0
От 3 до 6 + 16 +4 +12 0 +6 -6 +3 -9 -4 - 16 -8 -20 +28 + 10 +18 0 +50 +20 +30 0 + 105 +30 +75 0
От 6 до 10 +20 +5 + 15 0 +7 -7 +5 -10 -4 -19 -9 -24 +35 + 13 +22 0 +61 +25 +36 0 + 130 +40 +90 0
От 10 до 18 +24 +6 +18 0 +9 -9 +6 -12 -5 -23 -И -29 +43 + 16 +27 0 +75 +32 +43 0 + 160 +50 + 110 0
От 18 до 30 +28 +7 +21 0 + 10 -10 +6 -15 -7 -28 -14 -35 +53 +20 +33 0 +92 +40 +52 0 + 195 +65 + 130 0
Св. 30 до 50 +34 +9 +25 0 + 12 -12 +7 -18 -8 -33 -17 -42 +64 +25 +39 0 + 112 +50 +62 0 +240 +80 +60 0
Св. 50 до 80 +40 + 10 +30 0 + 15 -15 +9 -21 -9 -39 -21 -51 +76 +30 +46 0 + 134 +60 +74 0 +290 + 100 + 190 0
Св. 80 до 120 +47 + 12 +35 0 + 17 - 17 + 10 -25 -10 -45 -24 -59 +90 +36 +54 0 + 159 +72 +87 0 +340 + 120 +220 0
Св. 120 до 180 +54 + 14 +40 0 +20 -20 + 12 -28 -12 -52 -28 -68 + 106 +43 +63 0 + 185 +85 + 100 0 +395 + 145 +250 0
Св.180до250 +61 + 15 +46 0 +23 -23 + 13 -33 -14 -60 -33 -79 + 122 +50 +72 0 +215 + 100 + 115 0 +480 + 170 +290 0
Св.250до315 +69 + 17 +52 0 +26 -26 + 16 -36 -14 -66 -36 -88 + 137 +56 +81 0 +240 + 110 + 130 0 +610 + 180 +320 0
Св.315 до 400 +75 + 18 +57 0 +28 -28 + 17 -40 -16 -73 -41 -98 + 151 +62 +89 0 +265 + 125 + 140 0 +570 +210 +360 0
Св.400 до 500 +83 +20 +63 0 +31 -31 + 18 -45 -17 -80 -45 - 108 +65 +68 +97 0 +290 + 135 + 155 0 +630 +230 +400 0
Таблица!.6
Предпочтительные поля допусков для валов по ГОСТ 25347-82______________________
Итервалы номинальных размеров, мм Квалитет 6 Квалитет 7 Квалитет 8 Квалитет 9 Квалитет 11
Поля допусков
Ъ6 386 кб пб рб Гб | 86 17 | 117 е8 | 118 | 69 | 119 | 611 | 1111
Предельные отклонения, мкм
От 1 до 3 -2 - 8 0 - 6 +3 -3 +6 0 + 10 +4 + 12 +6 + 16 + 10 +20 +14 -6 - 16 0 -10 -14 -28 0 -14 -20 -45 0 -25 -20 -80 0 - 60
Св. 3 до 6 -4 -12 0 - 8 +4 -4 +9 + 1 + 16 +8 +20 + 12 +23 + 15 +27 + 19 -10 -22 0 -12 -20 -38 0 -18 -30 -60 0 -30 -30 -105 0 -75
Св. 6 до 10 -5 - 14 0 -9 +4,5 -4,5 + 10 + 1 + 19 + 10 +24 + 15 +28 + 19 +32 +23 -13 -28 0 -15 -25 -47 0 -22 -40 -76 0 -36 -40 -130 -0 -90
Св. 10 до 14 Св. 14 до 18 -6 -17 0 -И +5,5 -5,5 + 12 + 1 +23 + 12 +29 + 18 +34 +23 +39 +28 -16 -34 0 -18 -32 -59 0 -27 -50 -93 0 -43 -50 -160 0 -110
Св. 18 до 24 Св. 24 до 30 -7 -20 0 -13 +6,5 - 6,5 + 15 +2 +28 + 15 +35 +22 +41 +28 +48 +35 -20 -41 0 -21 -40 -73 0 -33 -65 -117 0 -52 -65 -195 0 -130
Св. 30 до 40 Св. 40 до 50 -9 -25 0 -16 +8 -8 + 18 +2 +33 + 17 +42 +26 +50 +34 +59 +43 -25 -50 0 -25 -50 -89 0 -39 -80 -142 0 -62 -80 -240 0 -160
Св. 50 до 65 -10 0 +9,5 +21 +39 +51 +60 +41 +72 +53 -30 0 -60 0 -100 0 -100 0
Св. 65 до 80 -29 -19 -9,5 +2 +30 +32 +62 +43 +78 +59 -60 -30 -106 -46 -174 -74 -290 -190
Св. 80 до 100 -12 -34 0 -22 + 11 - И +25 +3 +45 +23 +59 +37 +73 +51 +93 +71 -36 -71 0 -35 -72 -126 0 -54 -120 -207 0 -87 -120 -340 0 -220
Св. 100 до 120 +76 +54 +101 +79
Св. 120 до 140 -14 -39 0 -25 + 12,5 -12,5 +28 +3 +52 +27 +68 +43 +88 +63 +117 +92 -43 -83 0 -40 -85 -148 0 -63 -145 -245 0 -100 -145 -395 0 -250
Св. 140 до 160 +90 +65 +125 +100
Св. 160 до 180 +93 +68 +133 +108
Окончание таблицы 1.6
Св. 180 до 200 -15 -44 0 -29 + 14,5 -14,5 +33 +4 +60 +31 +79 +50 + 106 +77 +151 +122 -50 -96 0 -46 -100 -172 0 -72 -170 -285 0 -115 -170 -460 0 -290
Св. 200 до 225 + 109 +80 +159 +130
Св. 225 до 250 + 113 +84 +169 +140
Св. 250 до 280 -17 0 + 16 +36 +66 +88 + 126 +94 +190 +158 -56 0 -110 0 -190 0 -190 0
Св. 280 до 315 -49 -32 -16 +4 +34 +56 + 130 +98 +202 +170 -108 -52 -191 -81 -320 -130 -510 -320
Св. 315 до 355 -18 0 + 18 +40 +73 +98 + 144 + 108 +226 +190 -62 0 -125 0 -210 0 -210 0
Св. 355 до 400 -54 -36 -18 +4 +37 +62 + 150 + 144 +244 +208 -119 -57 -214 -89 -350 -140 -570 -360
Св. 400 до 450 -20 0 +20 +45 +80 + 108 + 166 + 126 +272 +232 - 68 0 -135 0 -230 0 -230 0
Св. 450 до 500 -60 -40 -20 +5 +40 +68 + 172 + 132 +292 +252 -131 -63 -232 -97 -385 -155 -630 -400
Таблица 1.7
Рекомендуемые поля допусков для неответственных несопрягаемых размеров по ГОСТ 25347-82
Интервалы номинальных размеров, мм Валы Отверстия
Поля допусков
Ы2 Ъ12 Ы4 Ъ14 Ы6 Л16 Н12 1в12 Н14 1в14 Н16 1в 16
Предельные отклонения, мм
От 1 до 3 0 -100 +50 -50 0 -250 + 125 - 125 0 -600 +300 -300 + 100 0 +50 -50 +250 0 + 125 -125 +600 0 +300 -300
Св. 3 до 6 0 -120 +60 -60 0 -300 + 150 -150 0 -750 +375 -375 + 120 0 +60 -60 +300 0 + 150 -150 +750 0 +375 -375
Св. 6 до 10 0 -150 +75 -75 0 -360 + 180 - 186 0 -990 +450 -450 + 150 0 +75 -75 +360 0 + 180 - 180 +900 0 +450 -450
Св 10 до 18 0 -180 +90 -90 0 -430 +215 -215 0 -1100 +550 -550 + 180 0 +90 -90 +430 0 +215 -215 + 1100 0 +550 -550
Св. 18 до 30 0 -210 + 105 -105 0 -520 +260 -260 0 -1300 +650 -650 +210 0 + 105 -105 +520 0 +260 -260 + 1300 0 +650 -650
Св. 30 до 50 0 -250 + 125 -125 0 -620 +310 -310 0 -1600 +800 -800 +250 0 + 125 -125 +620 0 +310 -310 + 1600 0 +800 -800
Св.50 до 80 0 -300 +150 -150 0 -740 +370 -370 0 -1900 +950 -950 +300 0 + 150 - 150 +740 0 +370 -370 + 1900 0 +950 -950
Св. 80 до 120 0 -350 +175 -175 0 -870 +435 -435 0 -2200 + 1100 -1100 +350 0 + 175 -175 +870 0 +435 -435 + 2200 0 + 1100 -1100
Св.120 до 180 0 -400 +200 -200 0 -1000 +500 -500 -0 -2500 + 1250 -1250 +400 0 +200 -200 + 1000 0 +500 -500 +2500 0 + 1250 -1250
Св. 180 до 250 0 -460 +230 -230 0 -1150 +575 -575 0 -2900 + 1450 -1450 +460 0 +230 -230 + 1150 0 +575 -575 +2900 0 + 1450 -1450
Св.250 до 315 0 -520 +260 -260 0 -1300 +650 -650 0 -3200 + 1600 -1600 +520 0 +260 -260 + 1300 0 +650 -650 +3200 0 + 1600 -1600
Св.315 до 400 0 -570 +285 -285 0 -1400 +700 -700 0 -3600 + 1800 - 1800 +570 0 +285 -285 + 1400 0 +700 -700 +3600 0 + 1800 - 1800
Св.400 до 500 0 -630 +315 -315 0 -1550 +775 -775 0 -4000 +2000 -2000 +630 0 +315 -315 + 1550 0 +775 -775 +4000 0 +2000 -2000
Рекомендации для выбора посадок. Посадки с натягом по значению гарантированного натяга подразделяют на три
подгруппы:
посадки с минимальным гарантированным натягом
Н7Р7Н6Р6
рб Ъ6 р5 Ъ5
применяют при малых нагрузках и для уменьшения деформаций собранных деталей; неподвижность соединения,
обеспечивают дополнительным креплением; эти посадки допускают редкие разборки;
посадки с умеренными гарантированными натягами
Н7 Н7 Н8Н7 К7 Т7 Н6 Н6
гб зб з7 /6 Ь6 Ь6 /5 з5
допускают передачу нагрузок средней величины без дополнительного крепления, а также с дополнительным крепле-
нием; могут применяться для передачи больших нагрузок, если прочность деталей не позволяет применить посадки с боль-
шими натягами; сборка может производиться под прессом или способом термических деформаций;
посадки с большими гарантированными натягами
Н7 Н8 118 Н8 Н8
и7 и8 Ъ7 к8 /8
передают тяжелые и динамические нагрузки без дополнительного крепления; необходима проверка соединяемых дета-
лей на прочность; сборку осуществляют в основном способом термических деформаций.
Переходные посадки образуются полями допусков, которые установлены в квалитетах 4...8; характеризуются возмож-
ностью получения сравнительно небольших зазоров или натягов; применяются в неподвижных разъемных соединениях при
необходимости точного центрирования, при этом необходимо дополнительное крепление собранных деталей. Такие посадки
подразделяются на три подгруппы:
посадки с более вероятными натягами
Н7 М7 Н7 Ю
шб Ь6 Ь6 Ь6
применяют при больших ударных нагрузках, при повышенной точности центрирования и редких разборках, а также
при затрудненной сборке вместо посадок с минимальным гарантированным натягом;
посадки с равновероятными натягами и зазорами
Н7К7
кб Ь6
имеют наибольшее применение из переходных посадок, так как для сборки и разборки не требуют больших усилий и
обеспечивают высокую точность центрирования;
посадки с более вероятными зазорами
Н7Ь7
)в6_ Ь6
применяют при небольших статических нагрузках, частых разборках и затрудненной сборке, а также для регулирова-
ния взаимного положения деталей.
Установка элементов открытых передач на вал. Элементы открытых передач сажают на цилиндрические или кони-
ческие посадочные поверхности выходных концов валов. Для передачи вращающего момента используют шпоночные со-
единения.
Посадки на цилиндрический конец вала. При установке элементов открытых передач на цилиндрические концы ва-
лов применяют следующие посадки:
при нереверсивной работе без толчков и ударов - Н7/кб;
при нереверсивной работе с умеренными толчками - Н7/тб;
при реверсивной работе с большими толчками и ударами - Н7/пб (рб).
Посадки на конический конец вала. При больших нагрузках, работе с толчками, ударами и при реверсивном режиме
работы с частыми пусками и остановками предпочтительно устанавливать колеса и другие детали на конусные концы валов,
несмотря на большую сложность их изготовления.
При посадке детали на конический участок вала ступица детали должна иметь возможность перемещаться по кониче-
ской поверхности для создания натяга, не упираясь в переходные участки вала.
При этом для создания натяга осевая фиксация осуществляется креплением детали с торца вала гайкой и стопорной
шайбой с носком; круглой шлицевой гайкой и стопорной многолапчатой шайбой; концевой шайбой и др.
Посадки с зазором образуются полями допусков, которые установлены в квалитетах 4...12 и применяются в неподвиж-
ных и подвижных соединениях для облегчения сборки при невысокой точности центрирования, для регулирования взаимно-
го положения деталей, для обеспечения смазки трущихся поверхностей (подшипники скольжения) и компенсации тепловых
деформаций, для сборки деталей с антикоррозийными покрытиями. Посадки с наименьшим зазором, равным нулю Н/й,
обеспечивают высокую точность центрирования и поступательного перемещения деталей в регулируемых соединениях,
могут заменять переходные посадки.
1.5. ДОПУСКИ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
1.5.1. ЧИСЛОВЫЕ ЗНАЧЕНИЯ ДОПУСКОВ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ
ПОВЕРХНОСТЕЙ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Т аб л и ц а 1.8
Уровни относительной геометрической точности формы цилиндрических поверхностей и соответствующие им степени точности
Квалитеты допуска размера Уровни геометрической точности Степени точности поГОСТ 24643-81 Квалитеты допуска размера Уровни геометри- ческой точности Степени точности по ГОСТ 24643-81
5 А 4 9 А 8
В 3 В 7
С 2 С 6
6 А 5 10 А 9
В 4 В 8
С 3 С 7
7 А 6 11 А 10
В 5 В 9
С 4 С 8
8 А 7 12 А И
В 6 В 10
С 5 С 9
Т аб л и ц а 1.9
Допуски плоскостности и прямолинейности, мкм
Интервал размеров, ММ Степени точности
4 5 6 7 8 9 10 И 12 13 14 15
От 10 до 16 1,2 2 3 5 8 12 20 30 50 80 120 200
От 16 до 25 1,6 2,5 4 6 10 16 25 40 60 100 160 250
От 25 до 40 2 3 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300
От 40 до 63 2,5 4 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400
От 63 до 100 3 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500
От 100 до 160 4 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600
От 160 до 250 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800
От 250 до 400 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000
От 400 до 630 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800 1200
От 630 до 1000 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000 1600
Таблица 1.10
Допуски цилиндричности, круглости, профиля продольного сечения, мкм
Интервал размеров, ММ Степени точности
4 5 6 7 8 9 10 И 12 13 14 15
От 10 до 18 2 3 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300
От 18 до 30 2,5 4 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400
От 30 до 50 3 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500
От 50 до 120 4 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600
От 120 до 250 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800
От 250 до 400 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000
От 400 до 630 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800 1200
От 630 до 1000 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000 1600
Т абл и ца 1.11
Допуски параллельности, перпендикулярности, наклона, торцового и полного торцового биения, мкм
Интервал размеров, мм Степени точности
4 5 6 7 8 9 10 И 12 13 14 15
От 10 до 16 2 3 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300
От 16 до 25 2,5 4 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400
От 25 до 40 3 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500
От 40 до 63 4 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600
От 63 до 100 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800
От 100 до 160 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000
От 160 до 250 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800 1200
От 250 до 400 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000 1600
От 400 до 630 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800 1200 2000
От 630 до 1000 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000 1600 2500
Таблица 1.12
Допуски радиального и полного радиального биения, соосности, симметричности, пересечения осей в диаметральном выражении, мкм
Интервал размеров, мм Степени точности
4 5 6 7 8 9 10 И 12 13 14 15
От 10 до 18 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800
От 18 до 30 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000
От 30 до 50 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800 1200
От 50 до 120 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000 1600
От 120 до 250 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800 1200 2000
От 250 до 400 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000 1600 2500
От 400 до 630 20 30 50 80 120 200 300 500 800 1200 2000 3000
От 630 до 1000 25 40 60 100 160 250 400 600 1000 1600 2500 4000
Таблица 1.13
Допуски соосности, симметричности и пересечения осей в радиусном выражении, мкм
Интервал размеров, мм Степени точности
4 5 6 7 8 9 10 И 12 13 14 15
От 10 до 18 2,5 4 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400
От 18 до 30 3 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500
От 30 до 50 4 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600
От 50 до 120 5 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800
От 120 до 250 6 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000
От 250 до 400 8 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800 1200
От 400 до 630 10 16 25 40 60 100 160 250 400 600 1000 1600
От 630 до 1000 12 20 30 50 80 120 200 300 500 800 1200 2000
Таблица 1.14
Допуск формы цилиндрических поверхностей, мкм
Интервал размеров, мм Квалитеты
6 7 8 9
От 10 до 18 3 5 8 12
От 18 до 30 4 6 10 16
От 30 до 50 5 8 12 20
От 50 до 80 6 10 16 25
От 80 до 120 6 10 16 25
От 120 до 180 8 12 20 30
От 180 до 250 8 12 20 30
Примечание. Числовые значения допуска должны быть округлены в ближайшую сторону до стандартного ряда, мкм: 1; 1,2; 1,6; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12;
16; 20; 25; 30; 40; 50; 60 по ГОСТ 24643-81.
Таблица 1.15
Допуски параллельности и перпендикулярности, мкм
Интервал размеров, мм Квалитеты
6 7 8 9
От 16 до 25 6 10 16 25
От 25 до 40 8 12 20 30
От 40 до 63 10 16 25 40
От 63 до 100 12 20 30 50
От 100 до 160 16 25 40 60
От 160 до 250 20 30 50 80
От 250 до 400 25 40 60 100
Таблица 1.16
Допуски соосности, симметричности, пересечения осей, мкм
Интервал размеров, мм Подшипники кониче- ские роликовые Зубчатые колеса Червячные колеса Подшипники шариковые радиальные и радиально- упорные
7-й и 8-й степени точности
От 18 до 30 10 16 25 25
От 30 до 50 12 20 30 30
От 50 до 120 16 25 40 40
От 120 до 250 20 30 50 50
От 250 до 400 25 40 60 60
Таблица 1.17
Записи неуказанных предельных отклонений для размеров элементов
Вариант Размеры валов Размеры отверстий Размеры элементов, не относя- щихся к отверстиям и валам
круглых (диаметры) остальных круглых (диаметры) остальных
Предельные отклонения для одной общей записи
1 - 1Т ± 1Т ±1/2
2 -1 ± 1 ±1/2
3 ±1/2
4 -ЕГ ±1/2 ± 1Т ±1/2 ±1/2
Примечание. -1Т односторонние предельные отклонения (от номинального размера в минус) по кв плите ту (соответствуют валу к); + ГТ односторонние предельные отклонения (от номинального размера в плюс) по квалитету (соответствуют отверстию Н); - 1 односторонние предельные отклонения (от номинального размера в минус) по классу точности; +1 односторонние предельные отклонения (от номинального размера в плюс) по классу точности; ± 1/2 симметричные предельные отклонения по классу точности.
Таблица 1.18
Числовые значения симметричных и односторонних предельных отклонений размеров валов и отверстий
Класс точности Предельные отклонения Интервалы номинальных размеров, мм
3-6 6-30 30-120 120-315 315-1000 1000-2000 2000-3150
Точный ±1/2 ±0,05 ±0,1 ±0,15 ±0,2 ±0,3 ±0,5 ±0,8
± 1 +0,1 0 ±0,2 0 ±0,3 0 ±0,4 0 ±0,6 0 ±1 0 + 1,6 0
- 1 0 -0,1 0 -0,2 0 -0,3 0 -0,4 0 -6 0 -1 0 -1,6
Средний ±1/2 ±0,1 ±0,2 ±0,3 ±0,5 ±0,8 ±1,2 ±2
± 1 ±0,2 0 ±0,4 0 ±0,6 0 ±1 0 + 1,6 0 +2,4 0 ±4 0
- 1 0 -0,2 0 -0,4 0 -0,6 0 -1 0 -1,6 0 -2,4 0 -4
Грубый ±1/2 ±0,2 ±0,5 ±0,8 ±1,2 ±2 ±3 ±5
± 1 ±0,4 0 ± 1 0 +1,6 0 +2,4 0 ±4 0 ±6 0 ±10 0
- 1 0 -0,4 0 -1 0 -1,6 0 -2,4 0 -4 0 -6 0 -10
Очень грубый ±1/2 ±0,5 ±1 ±1,5 ±2 ±3 ±5 ±8
± 1 ±1 0 ±2 0 ±3 0 ±4 0 ±6 0 ±10 0 ± 16 0
- 1 0 -1 0 -2 0 -3 0 -4 0 -6 0 -10 0 -16
Таблица 1.19
Условные обозначения допусков формы и расположения поверхностей
Группа допусков Вид допуска Знак
Допуск формы Допуск прямолинейности
Допуск плоскостности
Допуск круглости
Допуск цилиндричности
Допуск профиля продольного сечения
Допуск расположения Допуск параллельности //
Допуск перпендикулярности
Допуск наклона
Допуск соосности ©
Допуск симметричности
Позиционный допуск 4-
Допуск пересечения осей X
Суммарные допуски формы и расположения Допуск радиального биения Допуск торцового биения Допуск биения в заданном направлении
Окончание таблицы 1.19
Суммарные допуски формы и расположения Допуск полного радиального биения Допуск полного торцового биения
Допуск формы заданного профиля
Допуск формы заданной поверхности
1.5.2. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ О ДОПУСКАХ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ ДЕТАЛЕЙ
Термины и определения, относящиеся к основным видам отклонений, стандартизованы ГОСТ 24642-81.
Под отклонением формы понимают отклонение формы реальной поверхности или реального профиля от формы номи-
нальной поверхности или номинального профиля.
Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей следует делать только в том случае, если это
необходимо по функциональным и технологическим причинам.
Когда допуски формы и расположения поверхностей на чертеже не указаны, это значит, что эти допуски ограничены
полем допуска размера.
ГОСТ 24643-81 и ГОСТ 24642-81 составляют единый комплекс, необходимый для нормирования допусков формы и
расположения поверхностей в деталях машин и приборов.
Числовые значения допусков установлены в виде рядов (степеней точности). Стандартизация допусков формы и рас-
положения по степеням точности создает закономерную и универсальную систему с равномерной градацией, использовани-
ем предпочтительных чисел и унификацией числовых значений допусков.
Для каждого вида допусков формы или расположения установлено 16 степеней точности,, включающих как точные, так
и грубые допуски. Наличие рядов для точных и грубых допусков обеспечит единый подход к их нормированию.
Каждая степень точности отражает обобщенные конструктивные и технологические зависимости изменения допуска
геометрии от номинального размера (при относительно постоянной точности).
В пределах одной степени точности числовые значения допусков от одного интервала к другому изменяются по деся-
тому ряду К10, а от одной степени к другой - по пятому ряду К5 с коэффициентом возрастания 1,6.
Ряды числовых значений допусков формы и расположения установлены самостоятельно, без увязки с допусками раз-
мера и шероховатостью поверхности.
Рекомендуются следующие уровни относительной геометрической точности, которые характеризуются соотношением
между допуском формы или расположения и допуском размера:
А - нормальная относительная геометрическая точность (для допуска формы или расположения используется пример-
но 60 % от допуска размера);
В - повышенная относительная геометрическая точность (для допуска формы или расположения используется при-
мерно 40 % от допуска размера);
С - высокая относительная геометрическая точность (для допуска формы или расположения используется примерно 25
% от допуска размера).
Указанные уровни относительной геометрической точности не исключают возможности в обоснованных случаях
назначать допуск формы или расположения со значением, для которого используется менее 25 % от допуска размера.
Допуски формы цилиндрических поверхностей, соответствующие уровням А, В и С относительной геометрической
точности, составляют примерно 30, 20 и 12 % от допуска размера, так как допуск формы ограничивает отклонение радиуса,
а допуск размера - отклонение диаметра поверхности.
Уровни относительной геометрической точности и соответствующие им степени точности формы цилиндрических по-
верхностей приведены в табл. 1.8.
Числовые значения допусков плоскостности и прямолинейности в пределах одной степени точности изменяются про-
порционально , где Ь - среднее геометрическое крайних значений интервала номинальных размеров (длин). Для обеспе-
чения этой закономерности интервалы номинальных размеров приняты по - ряду В.5 в табл. 1.9.
Под номинальным размером понимают номинальную длину нормируемого участка. Если нормируемый участок не за-
дан, то под номинальным размером понимается номинальная длина большей стороны поверхности или номинальный боль-
ший диаметр торцовой поверхности.
Числовые значения допусков цилиндричности, круглости, профиля продольного сечения в диаметральном выражении
в пределах одной степени точности изменяются пропорционально для размеров до 250 мм и пропорционально д/1) для
размеров свыше 250 мм, где П - среднее геометрическое крайних значений интервала номинальных размеров (диаметров).
Принятые закономерности облегчают увязку допусков формы с допусками размера, приведены в табл. 1.10.
При назначении допусков цилиндричности, круглости, профиля продольного сечения под номинальным размером по-
нимают номинальный диаметр поверхности.
Допуски цилиндричности, круглости, профиля продольного сечения, плоскостности и параллельности назначаются в
тех случаях, когда они должны быть меньше допуска размера.
Допуски формы цилиндрических поверхностей в зависимости от квалитета допуска размера приведены в табл. 1.14.
Числовые значения допусков параллельности, перпендикулярности, наклона, торцевого биения и полного торцевого
биения в пределах одной степени точности изменяются пропорционально -/Г. Для обеспечения этой закономерности ин-
тервалы номинальных размеров приняты по ряду В.5 в табл. 1.11.
При назначении допусков параллельности, перпендикулярности, наклона под номинальным размером понимают но-
минальную длину нормируемого участка или номинальную длину всей рассматриваемой поверхности (для допуска парал-
лельности - номинальная длина большей стороны), если нормируемый участок не задан.
Допуски параллельности и перпендикулярности в зависимости от квалитета допуска размера приведены в табл. 1.15.
При назначении допусков торцового биения под номинальным размером понимают заданный номинальный диаметр
или номинальный больший диаметр торцовой поверхности. При назначении допусков полного торцового биения под номи-
нальным размером понимают номинальный больший диаметр рассматриваемой торцовой поверхности.
Числовые значения допусков радиального биения и полного радиального биения, а также допуски соосности, симмет-
ричности, пересечения осей в диаметральном выражении в пределах одной степени точности изменяются пропорционально
(/о Для размеров до 250 мм и пропорционально у/75 для размеров свыше 250 мм (табл. 1.12).
При назначении допусков радиального биения и полного радиального биения под номинальным размером понимают
номинальный диаметр рассматриваемой поверхности вращения.
При назначении допусков соосности, симметричности, пересечения осей под номинальным размером понимают номи-
нальный диаметр рассматриваемой поверхности вращения или номинальный размер между поверхностями, образующими
рассматриваемый симметричный элемент. Если база не указывается, то допуск определяют по элементу с большим разме-
ром.
Назначение допусков в диаметральном выражении является предпочтительным.
Допуски соосности, симметричности, пересечения осей в зависимости от квалитета допуска размера приведены в табл.
1.16.
Числовые значения допусков радиального биения и полного радиального биения, а также допуски соосности, симмет-
ричности, пересечения осей в радиусном выражении приведены в табл. 1.13.
При назначении допусков радиального биения и полного радиального биения в радиусном выражении под номиналь-
ным размером понимают номинальный диаметр рассматриваемой поверхности вращения или номинальный размер между
поверхностями, образующими рассматриваемый симметричный элемент. Если база не указывается, то допуск определяют
по элементу с большим размером.
Предельные отклонения размеров с неуказанными допусками. Указание всех допусков формы и расположения по-
верхностей непосредственно у каждого элемента загромождает чертеж, да и не всегда это возможно. В то же время для по-
вышения качества изделий необходимо обеспечить единое понимание требований, предъявляемых к точности формы и рас-
положения на всех стадиях проектирования, изготовления и контроля независимо от того, указаны или не указаны эти тре-
бования в чертежах.
На гладкие элементы металлических деталей машин, обработанных резанием, установлены предельные отклонения
для номинальных размеров от 1 до 10000 мм по квалитетам 12-17, либо по классам точности, которые условно называются
«точный», «средний», «грубый» и «очень грубый».
Сочетание в одной общей записи неуказанных предельных отклонений для размеров различных элементов должны со-
ответствовать табл. 1.17.
Числовые значения симметричных и односторонних предельных отклонений размеров валов и отверстий должны со-
ответствовать табл. 1.18.
Числовые значения предельных отклонений по классам точности «точный», «средний», «грубый» и «очень грубый»
установлены для укрупненных интервалов номинальных размеров грубым округлением числовых значений по квалитетам
соответственно 14, 16 и 17.
Предельные отклонения размеров, радиусов закруглений и фасок металлических деталей, обработанных резанием,
предпочтительно назначать по 14-му квалитету или по среднему классу точности.
1.5.3. ПРИНЦИП ПРИЛЕГАЮЩИХ ПОВЕРХНОСТЕЙ И ПРОФИЛЕЙ
В основу нормирования и систему отсчета отклонений формы и расположения поверхностей положен принцип приле-
гающих поверхностей и профилей, элементов, деталей, сборочных единиц (узлов).
Под элементом понимается поверхность (часть поверхности, плоскость симметрии нескольких поверхностей), про-
филь поверхности, линия пересечения двух поверхностей, ось поверхности или сечения (точка пересечения линии, линии и
поверхности, центр окружности или сфера).
Различают следующие основные виды прилегающих поверхностей, плоскостей и профилей: номинальная (идеальная)
поверхность, номинальная форма которой задана чертежом или другой технической документацией, и реальная поверх-
ность, ограничивающая деталь и отделяющая ее от окружающей среды.
Профиль - это линия пересечения поверхности с плоскостью или заданной поверхностью. Различают профили номи-
нальной и реальной поверхностей. Прилегающая плоскость и прилегающая прямая - плоскость или прямая, соприкасающа-
яся с реальной поверхностью или профилем и расположенная вне материала детали так, чтобы отклонение от нее наиболее
удаленной точки соответственно реальной поверхности или профиля в пределах нормируемого участка имело минимальное
значение (рис. 1.8).
Нормируемый участок - это участок поверхности или линии, к которому относится допуск или отклонение формы
или расположение элемента. Нормируемый участок должен задаваться размерами, определяющими его площадь, длину или
угол сектора (в полярных координатах). Если нормируемый участок не задан, то допуск или отклонение формы или распо-
ложения должен относиться ко всей поверхности или длине рассматриваемого элемента.
Прилегающая окружность - это окружность минимального диаметра, описания вокруг реального профиля наружной
поверхности вращения или минимального диаметра, вписанная в реальный профиль внутренней поверхности вращения
(рис. 1.8).
База - элемент детали (или выполняющее ту же функцию сочетание элементов), определяющий одну из плоскостей
или осей системы координат, по отношению к которой задается допуск расположения или определяется отклонение распо-
ложения рассматриваемого элемента. Базами по ГОСТ 21495-76 могут быть, например, базовая плоскость, базовая ось, базо-
вая плоскость симметрии.
Рис. 1.8. Прилегающая окружность
Комплект баз - совокупность двух или трех баз, образующих систему координат, по отношению к которой задается
допуск расположения или определяется отклонение расположения рассматриваемого элемента. Базы, образующие комплект
баз, различают в порядке убывания числа степеней свободы, лишаемых ими (например, на рис. 1.9 база А лишает деталь
трех степеней свободы, база В - двух, а база С - одной степени свободы).
Рис. 1.9. Комплект баз
При конструировании, изготовлении и измерении деталей различают соответствующие технологическому процессу
базы, используемые в процессе согласования размеров деталей для изготовления машины или механизма.
База измерения - поверхность детали, которой она устанавливается на контрольном приспособлении относительно из-
мерителя. Выбор базы измерения зависит от того, на какой стадии технологического процесса производится измерение.
Различают базы технологические и конструктивные (монтажные).
Технологическая база - поверхность детали, которой она устанавливается в станочном приспособлении относительно
обрабатывающего инструмента. Технологические базы используются в приспособлениях для межоперационного контроля и
для контроля заготовок (отливок и поковок).
Конструктивная база - поверхность детали, которой определяется ее установка, положение относительно других де-
талей. Конструктивные базы используются в приспособлениях для контроля готовых деталей.
Общая ось - это прямая, относительно которой наибольшее отклонение осей нескольких рассматриваемых поверхно-
стей вращения в пределах длины этих поверхностей, имеет минимальное значение. Для двух поверхностей общей осью яв-
ляется прямая, проходящая через оси рассматриваемых поверхностей в их средних сечениях (рис. 1.10).
Общая плоскость симметрии - это плоскость, относительно которой наибольшее отклонение плоскостей симметрии
нескольких рассматриваемых элементов в пределах длины этих элементов имеет минимальное значение (рис. 1.11).
Все отклонения и допуски подразделяются на три группы: формы; расположения; суммарные - формы и расположе-
ния.
В стандартах приняты следующие буквенные обозначения:
Л - отклонение формы, отклонение расположения или суммарное отклонение формы и расположения;
Т - допуск формы, допуск расположения или суммарный допуск формы и расположения;
Ь - длина нормируемого участка (заданная длина).
Рис. 1.10. Общая ось
Рис. 1.11. Общая плоскость симметрии
Допуски формы и расположения указываются на чертежах графическим символом согласно табл. 1.19 по ГОСТ 2.308-
79. Числовые значения допусков формы и расположения поверхностей - по ГОСТ 24643-81 и ГОСТ 24642-81. Для допусков
расположения и суммарных допусков формы и расположения дополнительно указывают базы, относительно которых зада-
ется допуск, и оговаривают зависимые допуски расположения или формы.
1.5.4. ОТКЛОНЕНИЯ И ДОПУСКИ ФОРМЫ
К отклонениям формы отнесены все отклонения от номинальной формы, кроме шероховатости поверхности. Волни-
стость рассматривают как отклонение формы.
Примечание. Суммарные допуски формы и расположения поверхностей, для которых не установлены отдельные графические знаки,
обозначают знаками составных допусков в такой последовательности: знак допуска расположения, знак дюпуска формы.
К отклонениям и допускам формы относятся (рис. 1.12):
- отклонение от прямолинейности в плоскости и допуск; частными видами отклонения от прямолинейности являются
выпуклость и вогнутость; отклонение от прямолинейности оси (или линии) в пространстве и допуск (рис. 1.12, а, б);
Рис. 1.12. Отклонения и допуски формы поверхностей изделия
- отклонение от плоскостности и допуск; частными видами отклонений от плоскостности являются выпуклость и во-
гнутость (рис. 1.12, в. г);
- отклонение от круглости и допуск; частными видами отклонений от круглости являются овальность и огранка (рис.
1.12, д. е);
- отклонение от цилиндричности и допуск;
- отклонение и допуск профиля продольного сечения цилиндрической поверхности. Частными видами отклонения
профиля продольного сечения являются конусообразность, бочкообразность и седлообразность (рис. 1.12, ж, з. и).
Применять в чертежах нормирование частных видов отклонений - выпуклость, вогнутость, волнистость*, огранку (с 3
з- 8 и более количеством граней), овальность, конусообразность, бочкообразность, седлообразность следует лишь в обосно-
ванных случаях, когда для обеспечения правильного функционирования изделия важно учитывать и характер отклонения
формы.
* Волнистостъ - периодические неровности, у которых отношение шага к высоте не превышает 40. Высота волни-
стости (0.1-200 мкм) - среднеарифметическое значение из пяти значений высоты волнистости, которые определяются
на пяти одинаковых участках измерения волнистости.
1.5.5. ОТКЛОНЕНИЯ И ДОПУСКИ РАСПОЛОЖЕНИЯ
В реальных поверхностях отклонения формы и расположения всегда сочетаются. В работе и при измерениях эти от-
клонения могут проявляться или раздельно, или совместно. Поэтому установлены собственно отклонения и допуски распо-
ложения, предполагающие исключение из рассмотрения отклонений формы путем замены реальных поверхностей прилега-
ющими, и суммарные отклонения и допуски формы и расположения.
Отклонения расположения и допуски определяются относительно баз. Отклонения формы и расположение отдельных
баз комплекта могут вызвать неоднозначную оценку геометрических отклонений других поверхностей. Поэтому при назна-
чении комплекта баз важно задать последовательность их выбора, которая должна устанавливаться в порядке убывания чис-
ла степеней свободы детали, отнимаемых базами.
Выстпаюш«е пол* Ьтуьа Т
Рис. 1.13 Поле допуска на соосность Рис. 1.14. Выступающее поле допуска
Введенный допуск на наклон позволяет нормировать отклонения от любого номинального угла (кроме 0 и 90°) мето-
дом, аналогичным методу нормирования допусков на параллельность и перпендикулярность, т. е. в линейной мере.
Допуски на соосность, симметричность, пересечение осей, позиционный допуск можно задавать либо предельным зна-
чением отклонения в радиусном выражении, либо диаметром (шириной) поля допуска, что соответствует удвоенному пре-
дельному отклонению (допуски в диаметральном выражении). Оба способа выражения допуска показаны на рис. 1.13 и 1.14
на примере поля допуска на соосность (Т - допуск в диаметральном, В = Т/2 - допуск в радиальном выражении).
Радиальное (радиусное) выражение допуска расположения есть наибольшее допускаемое значение отклонения распо-
ложения.
Диаметральное выражение есть удвоенное наибольшее допускаемое значение отклонения расположения поверхности.
Для охватывающих и охватываемых поверхностей в ГОСТ 24643-81 установлены два вида допусков расположения -
зависимые и независимые.
Независимым допуском называется допуск расположения, числовое значение которого не зависит от действительного
размера нормируемого или базового элемента.
Зависимым допуском называется допуск расположения, который зависит от действительного размера нормируемого
или базового элемента. Зависимый допуск указывается в обозначении расположения поверхности на чертеже, и этот допуск
разрешается превышать на величину отклонения действительного размера измеряемого элемента от наибольшего размера
вала или наименьшего размера отверстия. На чертеже зависимый допуск расположения поверхности обозначается знаком
М, который ставится в рамке после величины допуска расположения и после знака базы.
Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей. На чертежах изделий, как правило, предпо-
чтение отдается условным обозначениям допусков, а не текстовым записям. Записи рекомендуется в основном применять
для текстовой документации или в случаях, когда вид допуска или базирования не может быть выражен условным обозна-
чением (табл. 1.19).
Опыт применения условных обозначений показал, что они удобны, наглядны, упрощают оформление документации,
позволяют избежать разнобоя в текстовых формулировках.
При условном обозначении данные о допусках формы и расположении поверхностей указывают в прямоугольной рам-
ке, разделенной на две части и более (рис. 1.15), в которых помещают (слева направо): в первой - знак допуска по табл. 1.19,
во второй - числовое значение допуска в миллиметрах, в третьей и последующих - буквенное обозначение базы (баз).
Перед числовым значением допуска, который можно задать в радиусном или диаметральном выражениях, должен про-
ставляться символ, указывающий способ выражения. Для допусков в диаметральном выражении применяют символ 0 при
указании допусков соосности и прецизионных (если поле позиционного допуска круговое или цилиндрическое) - рис. 1.15,
а или символ Т при указании допусков симметричности, пересечения осей, формы заданного профиля и заданной поверхно-
сти, позиционного допуска (если поле позиционного допуска ограничено двумя параллельными прямыми или плоскостями)
- рис. 1.15, в. Символ 0 применяют также при указании цилиндрических полей допусков прямолинейности, параллельности,
перпендикулярности и наклона осей. Для допусков в радиусном выражении используют соответственно символы К или Т/2
(рис. 1.15, г).
1©|0 0,2 I |©|/?%/ 1|-=-|7^2 ||е]г/2 4/ I|ф|0 0,1}
а) б) в) г) д)
Рис. 1.15. Указание допусков
Если поле допуска сферическое, пишется слово «сфера» и соответственно символы 0 или К (рис. 1.15, д).
Существует правило базирования и указания баз в машиностроении. Буквенные обозначения каждого базового эле-
мента вносятся слева направо в отдельное поле рамки (третье, четвертое и т. д.) в порядке убывания числа степеней свободы
детали (например, на рис 1.16, а база А лишает деталь трех, база В - двух, а база С - одной степени свободы).
Рис. 1.16. Обозначение баз:
а - буквенное; б - объединенных баз
Если же два или несколько элементов образуют объединенную базу и их последовательность не имеет значения
(например, они образуют общую ось), то их буквенные обозначения вписывают вместе в третье поле рамки (рис. 1.16, б).
Суммарные допуски формы и расположения поверхностей, для которых не установлены отдельные графические знаки,
обозначают знаками составных допусков в такой последовательности: знак допуска расположения, знак допуска формы.
Например, рис. 1.17, а - знак суммарного допуска перпендикулярности и плоскостности поверхности относительно основа-
ния 0,02 мм, рис. 1.17, б - знак суммарного допуска наклона и плоскостности поверхности относительно основания 0,05 мм.
Рис. 1.17. Суммарные допуски
Отклонения размеров и других параметров у готовой детали, от указанных в чертеже, определяют погрешность обра-
ботки, величина которой должна находиться в пределах допуска.
1.6. УГЛОВЫЕ РАЗМЕРЫ И ДОПУСКИ НА УГЛОВЫЕ РАЗМЕРЫ
1.6.1. УГЛОВЫЕ РАЗМЕРЫ
ГОСТ 8908 - 81 распространяется на углы (угловые размеры) и допуски углов конусов и призматических элементов
деталей с длиной меньшей стороны до 2500 мм.
Рис. 1.18. Угловые размеры и элементы призмы
Для написания значения величины угла предусмотрено применение обозначений единиц специальными знаками в ра-
дианной (рад, гай) или градусной (,..°, ...', ...") мере.
Градус (°) - угол, равный '/360 части полной окружности.
Радиан равен 57°17'44,8" - центральный угол окружности, образованный двумя радиусами, между которыми находит-
ся дуга окружности по длине равная радиусу.
Градус (° ) = л рад = 1,745329' 10'2 рад и делится на 60 мин.
180
Минута (' ) = 71 рад = 2,908882' 104 рад и делится на 60 с.
10800
Секунда ( " ) =рад = 4,848137' 10'6 рад.
648000
Рекомендуемые для применения кратные и дольные угловые единицы: мрад (миллирадиан) и мкрад (микрорадиан).
В машиностроении нашла распространение градусная мера.
Достигаемая погрешность измерения углов ±0,2".
Угловые размеры, выраженные в градусах, минутах и секундах, имеют большое распространение в чертежах деталей.
Отклонения углов оценивают в угловых (Да) и линейных (ДЬ) величинах.
С целью ограничения количества применяемых угловых размеров (ГОСТ 8908-81) установлены три ряда номинальных
значений углов, которые получили название - «нормальные углы».
В первый ряд входят девять значений: 0°, 5°, 15°, 20°, 30°, 45°, 60°, 90°, 120°. Значения углов первого ряда должны
применяться в первую очередь.
Второй ряд углов, который предпочтителен в сравнении с третьим, содержит все углы первого ряда и дополнительно
следующие: 0°30'; 1°; 2°; 3°; 4°, 6°; 7°; 8°; 10°; 40°; 75°.
В третий ряд входят все углы первого и второго рядов и дополнительно следующие: 0°15'; 0°45'; 1°30', 2°30'; 9°; 12°;
18°; 22°; 25°; 35°; 50°; 55°; 65°; 70°; 80°; 85°; 100°; 110°; 135°; 150°; 165°; 180°; 270°; 360°.
В табл. 1.20 даны нормальные углы.
Для призматических деталей (рис.1.18) кроме углов, приведенных в табл. 1.20, допускается применять значения укло-
нов и соответствующих им углов, указанных в табл. 1.21.
г. „ Н - к
Значение уклона $ =-------= 1§р.
Таблица!.20
Нормальные углы (ГОСТ 8908-81)
Ряд 1 Ряд 2 Ряд 3 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 3 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 3
0° 8° 9° 70°
15' 10° 75° 80°
30' 15° 12° 85°
45' 18° 90° 100°
1° 20° 120° 110°
1°30' 22° 135°
2° 25° 150°
3° 2° 30' 30° 165°
5° 4° 40° 35° 180°
6° 45° 50°
7° 60° 270°
65° 360°
Примечание. При выборе углов ряд 1 следует предпочитать ряду 2, а ряд 2 -ряду 3.
Т а б л и ц а 1.21
Значения уклонов для призматических деталей (ГОСТ 8908-81)
Уклон Угол уклона Уклон Угол уклона
500:1 6' 52,5" 50:1 1° 8' 44,7"
200:1 17' 11,3" 20:1 2° 51'44,7"
100:1 34' 22,6" 10:1 5° 42' 38,1"
1.6.2. ДОПУСКИ НА УГЛОВЫЕ РАЗМЕРЫ
Допуски углов конусов и призматических элементов установлены для деталей с длиной меньшей стороны угла до 2500
мм.
Установлено 17 степеней точности: 1, 2, 3, 4, 5,.... 17 и приняты следующие обозначения допусков:
АТ - допуск угла (разность между наибольшим атах и наименьшим а,™ предельными углами);
АТц- допуск угла в угловых единицах;
АТ’ц - округленное значение допуска угла в градусах, минутах, секундах;
АТЬ_ допуск угла, выраженный отрезком в мм на перпендикуляре к меньшей стороне угла, противолежащем углу АТа
на расстоянии от вершины этого угла; практически этот отрезок с пренебрежимо малой разницей равен длине дуги ради-
уса Е[ стягивающей угол АТ; при конусности более 1:3;
АТС - допуск угла конуса, выраженный допуском в мм на разность диаметров в двух нормальных к оси сечениях кону-
са на заданном расстоянии Ь между ними; определяется по перпендикуляру к оси конуса при конусности менее 1:3.
Рис. 1.19. Допуски углов конусов с конусностью:
а - менее 1: 3; б - более 1: 3; в - призматических элементов деталей
Допуски углов конусов (рис. 1.19, а, б) с конусностью не более 1:3 должны назначаться в: зависимости от номинальной
длины конуса Ь, с конусностью более 1:3 - в зависимости от длины образующей конуса .
Допуски углов призматических элементов деталей должны назначаться в зависимости от номинальной длины
меньшей стороны угла (рис. 1.19, в).
Числовые значения допусков углов для степеней точности с 9 по 17 приведены в табл. 1.22.
Значения АТа в микрорадианах являются исходными для определения допусков АТа в градусах, минутах, секундах и
допусков АТЬ или АТС на заданной длине Ь или Ьь
Значения АТа в градусах, минутах, секундах получены округлением точных значений АТа. Они рекомендуются при
указании допусков на чертежах.
Значения АТЬ или АТС указаны для крайних значений интервалов длин Ь или
Значения АТЬ определяют по формуле
АТЬ = АТц' Ь1'10'3,
где АТЬ - в мкм; АТа - в мкрад; - в мм.
Значения АТ, приведенные в табл. 1.22, относятся только к конусам с конусностью не более 1:3, для которых АТС =
АТЬ (разность не более 2 %). Для конусов с конусностью более 1:3 значения АТ определяют по формуле
АТ = ,
° соз(а/2)
где а - номинальный угол конуса.
Допуски углов могут быть расположены в плюсовую сторону (+АТ), в минусовую (-АТ) пли симметрично (±АТ) отно-
сительно номинального угла (рис. 1.20).
а) б)
Рис: 1.20. Допуски углов
Допуски углов расположенные: в плюсовую сторону (а +АТ); в минусовую сторону (а -АТ) и симметрично (а ±АТ/2):
а - для призматических элементов деталей; б - для конусов. При обозначении допуска угла заданной степени точности ука-
занные выше обозначения дополняются номером соответствующей степени точности, например, АТ8, АТ10.
Т а б л и ц а 1.22
Допуски на угловые размеры. ГОСТ 8908-81(выборка)
Интервал длин, мм Обозначение допуска Единица мер Степень точности
9 10 И 12 13 14 15 16 17
От 25 до 40 АТа мкрад 1000 1600 2500 4000 6300 10000 16000 25000 40000
градус 3’26” 5’30” 8’35” 13’44” 21’38” 34’23” 45’ 1 “25’57” 2“17’30”
АТа градус 3’ 5’ 8’ 12’ 20’ 32’ 50’ 1“ 2“
АТЬ АТ„ мкм 25 40 40:63 63.: 100 100:160 160:250 250:400 400630 0,63-1 1-1,6
От 50 до 63 АТа мкрад 800 1240 2000 3150 5000 8000 12500 20000 31500
градус 2’45” 4’18” 6’52” 10’49” 17’10” 27’28” 42’58” 1“8’45” 1“48’17”
АТа градус 2’30” 4’ 6’ 10’ 16’ 26’ 40’ 40’ 1“20’
АТЬ АТ„ мкм 32\50 50:80 80:125 125:200 200:320 320:500 500:8000 0,8-1.25 1,25-2
От 63 до 100 АТа мкрад 630 1000 1600 2500 4000 6300 10000 16000 25000
градус 2’10” 3’26” 5’30” 8’35” 13’44” 21’38” 34’23” 55’ 1“25’57”
АТа градус 2’ 3’ 5’ 8’ 12’ 20’ 32’ 40’ 1“20’
АТЬ АТО мкм 40:63 63:100 100:160 160:250 250:400 400:630 630:1000 1-1,6 1,6-2,5
Предельные отклонения размеров углов с неуказанными допусками. ГОСТ 25670-83 устанавливает предельные
отклонения размеров, на гладкие элементы металлических деталей машин и приборов, обрабатываемых резанием, если эти
отклонения не указываются непосредственно у размеров, а оговариваются общей записью (неуказанные предельные откло-
нения размеров). Числовые значения неуказанных предельных отклонений углов устанавливаются в зависимости от квали-
тета или класса точности и для квалитетов от 12 до 16 и 17 должны соответствовать приведенным в табл. 1.23. Числовые
значения предельных отклонений углов соответствуют + ЧЛ6 и + Л717
2 2
Таблица!.23
Числовые значения неуказанных предельных отклонений углов
Параметры Интервалы длин меньшей стороны угла, мм
до 10 от 10 до 40 от 40 до 160 от 160 до 630 от 630 до 25000
Предельные отклонения углов
по квалите- там по клас- сам точ- ности угловая мера ММ на 100 мм длины угловая мера мм на 100 мм длины угловая мера ММ на 100 мм длины угловая мера ММ на 100 мм длины угловая мера ММ на 100 мм длины
От 12 до 16 Точный средний грубый ±1“ ±1,8 ±30’ ±0,9 ±20’ ±0,6 ±10’ ±0,3 ±5’ ±0,15
17 Очень грубый ±2 “ ±3,6 ±1“ ±1,8 ±40’ ±1,2 ±20’ ±0,6 ±10’ ±0,30
1.7. ГЛАДКИЕ КОНИЧЕСКИЕ СОЕДИНЕНИЯ. ПОСАДКИ И ТИПЫ КОНИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ
Элементы конуса. Гладкое коническое соединение получают сопряжением двух деталей - наружного конуса (вала) и
внутреннего конуса (отверстия), имеющих одинаковые номинальные конусности. Деталь с конической поверхностью опре-
деляется несколькими параметрами, которыми определяется сопряжение деталей гладкого конического соединения.
Рис. 1.21. Элементы конуса:
а - прямая круговая коническая поверхность (1 - вершина; 2 - образующая; 3 - основание; 4 коническая поверхность; 5 - ось);
б - угловые размеры конуса
Конус - обобщенный термин, под которым понимают коническую поверхность, коническую деталь или конический
элемент.
Прямая круговая коническая поверхность - поверхность вращения, образованная прямой, вращающейся относительно
оси и пересекающей ее (рис. 1.21, а).
Коническая деталь - деталь, у которой основная часть поверхности коническая.
Конический элемент - часть детали, ограниченная конической поверхностью, заключенной между вершиной этой по-
верхности и плоскостью, перпендикулярной оси, или между двумя плоскостями, перпендикулярными оси и расположенны-
ми по одну сторону от вершины.
Основными элементами конуса по ГОСТ 25548-82 являются (рис. 1.21, б):
- основание конуса - круг, образованный пересечением конической поверхности с плоскостью, перпендикулярной оси
конуса и ограничивающей его в осевом направлении. Различают большое основание конуса 3 (с большим диаметром и ма-
лое основание конуса 1 (с меньшим диаметром);
- базовая плоскость конуса 2 - плоскость, перпендикулярная оси конуса и служащая для определения осевого поло-
жения основания конуса;
- базовое расстояние (базорасстояние) конуса Ь5 - расстояние между основанием конуса и базовой плоскостью кону-
са 2. (рис. 1.22).
Рис. 1.22. Базорасстояние наружного (а) и внутреннего (б) конусов:
1 - основания конуса; 2 - базовая плоскость
Параметры конуса. Параметры конуса представлены на рис. 1.21:
диаметры конуса - диаметр Н большого основания конуса 3 и диаметр <1 малого основания конуса 1. В случае конусно-
го соединения двух деталей для наружного конуса (вала) эти диаметры обозначают соответственно Нв и <1В, а для внутренне-
го - Н, и <1А. Диаметры конусов задают в миллиметрах;
угол конуса а - это угол между образующими конуса (угол при вершине); угол уклона а /2 - это угол между образую-
щей и осью конуса; углы конуса задают в градусах;
длина конуса Ь - расстояние между основаниями данного конуса, имеющими диаметры Н и <1; длину конуса задают в
миллиметрах;
конусность С - отношение разности диаметров конуса Г) и с! к длине конуса Ь:
С = ——е_ или (' - 1(о —; конусность задается в виде отношения 1: Ь. Например, С=1:10 означает, что на длине ко-
Г 2
нуса Ь = 10 мм разность диаметров конуса Г)-с1 I мм.
Нормальные конусности. Согласно ГОСТ 8593-81 для машиностроения в качестве нормальных приняты конусности:
1 : 200; 1 : 100; 1: 50; 1 : 30; 1 : 20; 1 : 15; 1 : 10 и т. д. до 1: 0,289 (табл. 1.24).
Т а б л и ц а 1.24
Нормальные конусности (ГОСТ 8593-81)
Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2
1 : 500 - - 1 : 15 - 1 : 6 45° -
1 : 200 - - 1 : 12 1 : 5 - 60° -
1 : 100 - 1: 10 - - 1 : 4 - 75°
1 : 50 - - 1 : 8 1 : 3 - 90° -
- 1 : 30 - 1 : 7 30° - 120° -
1 : 20 - - - - - - -
Примечание. При выборе конусности ряд 1 следует предпочитать ряду 2.
Кроме них приведены углы и конусности специального назначения, в том числе широко распространенные конусы ин-
струментов Морзе с конусностью, близкой к 1:20, и размерами, обозначенными номерами от 0 до 6. В современных станках
с ЧПУ применяют конусность 7:24, позволяющую получить точное центрирование и легкое разделение сопряженных дета-
лей (табл 1.25).
Т а б л и ц а 1.25
Примеры использования нормальной конусности общего назначения (ГОСТ 8593-81)
Конусность С Угол Примечание
конуса а уклона а /2
1 : 200 1 : 100 17' 11,4" 34'22,6" 8' 35,65" 17' 11,3" Крепежные детали для неразборных соединений, подвергающихся сотрясениям, ударной (1 : 200) и спокойной (1 : 100) переменной нагрузкам. Конические оправки
1 : 50 1° 8'45,2" 34' 22,6" Конические штифты, установочные шпильки, развертки под конические штифты, концы насадных рукояток
1 : 30 1° 54'34,9° 57' 17,45" Концы насадных разверток, зенкеров и оправок для них
1 : 20 2° 51'51,1" 1° 25' 55,55” Метрические конусы инструментов, оправки и развертки для них
1 : 19,212 1 : 20,018 1 : 20,020 1 : 19,922 1 : 19,254 1 : 19,002 1 : 19,180 Конусы Морзе 0 1 2 3 4 5 6
1 : 16 3° 34' 47" Резьбы трубные для арматуры
1 : 15 3° 49' 5,9" 1° 54'32,95” Конические соединения деталей, воспринимающих осевые нагрузки. Посадочные места для зубчатых колес, шпинделей
1 : 12 4° 46' 18,8" 2° 23' 9,4” Конус Морзе
1 : 10 5°43'29,3" 2° 51'44,65” Конические соединения деталей при радиальных и осевых нагрузках. Соединительные муфты. Конусы инструментов
1 : 5 11°25' 16,3" 5° 42'38,15” Легкоразъемные соединения деталей. Конические цапфы. Фрикционные муфты
1 : 3,429 (7 : 24) 33°4Г25" 16°50' 42” Концы шпинделей и оправки фрезерных станков
1 : 1,866025 30° 15е Фрикционные муфты приводов. Зажимные цанги
1 : 0,866025 60° 30° Центры станков и центровые отверстия
1 : 0,651613 75° 37°30' Наружные центры инструментов диаметром до 10 мм
1 : 0,5 90° 45е Потайные головки заклепок диаметром 1-10 мм, потайные головки винтов. Фаски валов, осей, пальцев и др.
1 : 0,288675 120° 60° Полупотайные головки заклепок диаметром 2-5 мм. Фаски резьбовых отверстий, наружные фаски гаек и головок винтов
Допуски формы и прямолинейности конусов. ГОСТ 25307 -82 устанавливает следующие допуски для конусов:
Т[, - допуск диаметра конуса в любом сечении;
ТС8 - допуск в заданном сечении;
АТ - допуск угла конуса;
Тщ - допуски формы (допуск круглости);
Тц - допуск прямолинейности образующей.
Допуск Тп определяет поле допуска конуса, ограниченное двумя предельными конусами, между которыми должны
находиться все точки реальной поверхности конуса и ограничивает не только отклонение диаметра, но и отклонения угла и
формы конуса, которые влияют на неравномерность зазоров и натягов, а также на длину контакта в конических соединени-
ях. Поэтому согласно ГОСТ при необходимости совместно с допуском Тс могут дополнительно устанавливаться более узкие
допуски: Тщ - допуски формы (допуск круглости) и Тц - допуск прямолинейности образующей.
В соединениях сопрягаемых конусов, у которых в начальном положении необходимо обеспечить контакт у больших
оснований конусов, необходимо назначать односторонние предельные отклонения: для наружного конуса - в плюс, а для
внутреннего - в минус.
Расположение полей допусков формы и прямолинейности приведено на рис. 1.23.
Допуски углов конусов делятся на две группы:
- допуски углов конусов с конусностью менее 1 : 3 задают в миллиметрах, обозначают АТС и выбирают в зависимости
от длины образующей конуса Ь;
- допуски углов конусов с конусностью больше 1 : 3 задают в миллиметрах, обозначают АТЬ и выбирают в зависимо-
сти от длины меньшей стороны угла конуса.
Значения Тщгпах и ТР1тах при заданном допуске Тс для сопрягаемых конусов приведены в табл. 1.26.
Рис. 1.23. Расположение полей допусков формы и прямолинейности
Таблица 1.26
Допуски формы и прямолинейности конусов
Интервал диаметров, И, мм Квалитет допуска Тс
4 5 6 2 8 9 10 и 12
Значения Тгатах и Ти тах
ДоЗ 1,5 2,0 3,0 5,0 7,0 12,5 20,01 30,0 50
От 3 до 6 2,0 2,5 4,0 6,0 9,0 15,0 24,01 37,5 60
От 6 до 10 2,0 3,0 4,5 7,5 11,0 18,0 29,01 45,0 75
От 10 до 18 2,5 4,0 5,5 9,0 13,5 21,5 35,01 55,0 90
От 18 до 30 3,0 4,5 6,5 10,5 16,5 26,0 42,01 65,0 105
От 30 до 50 3,5 5,5 8,0 12,5 19,5 31,0 50,01 80,0 125
От 50 до 80 4,0 6,5 9,5 15,0 23,0 37,0 60,01 95,0 150
От 80 до 120 5,0 7,5 11,0 17,5 27,0 43,5 70,01 110,0 175
От 120 до 180 6,0 9,0 12,5 20,0 31,5 50,5 80,01 125,0 200
От 180 до 250 7,0 10,0 14,5 23,0 36,0 57,5 92,5 145,0 230
От 250 до 315 8,0 11,5 16,0 26,0 40,5 65,0 105,0 160,0 260
От 315 до 400 9,0 12,5 18,0 28,5 44,5 70,0 115,0 180,0 285
От 400 до 500 10,0 13,5 20,0 31,5 48,5 77,5 125,0 200,0 315
Примечание. Допуск То определяют по номинальному диаметру большего основания конуса по ГОСТ 25307-82.
Посадки и типы конических соединений. Гладкое коническое соединение характеризуется конической посадкой и
базорасстоянием этого соединения. Конические посадки так же, как и цилиндрические, различаются по характеру сопряже-
ния поверхностей наружного и внутреннего конусов.
Базорасстоянием конического соединения 2рГ называют осевое расстояние между базовыми плоскостями наружного и
внутреннего сопрягаемых конусов (рис. 1.24).
Рис. 1.24. Базорасстояние конического соединения - 2.рг
Посадки конических соединений по способам фиксации деталей разделяют на следующие:
1. Посадки, полученные совмещением конструктивных элементов соединяемых конусов. Например, доведением
«встык» торцевых поверхностей (рис. 1.25).
Рис. 1.25. Посадки конических соединений, полученные совмещением конструктивных элементов:
а - с зазором; б - переходные; в - с гарантированным натягом
Здесь наружный конус вводится во внутренний конус до соединения базовыми поверхностями (до упора). В зависимо-
сти от размеров диаметров конических элементов соединяемых деталей образуются посадки с зазором - 8 (а), посадки пере-
ходные с зазором - 8 или с натягом - И (б) и посадки с гарантированным натягом - И (в).
2. Посадки, полученные выполнением заданного базорасстояния 2рГ между базовыми плоскостями соединенных кону-
сов (рис. 1.26).
Здесь наружный конус вводится во внутренний до получения заданного расстояния между базами 2рГ и фиксируется в
этом положении. В зависимости от размеров конических элементов соединяемых конусов образуются посадки с зазором 8
(а), переходные посадки с зазором 8 или с натягом (б) и посадки с гарантированным натягом (в).
Рис. 1.26. Посадки конических соединений, полученные с заданным базорасстоянием:
а - с зазором; б - переходные; в - с гарантированный натягом
3. Посадки, полученные заданным осевым смещением Еа сопрягаемых конусов от их начального положения (рис. 1.27).
Рис. 1.27. Посадки конических соединений, полученные заданным осевым смещением баз от начального положения:
а - для получения зазора 8; б - для получения натяга И
Здесь наружный конус 3 вводится во внутренний 1 до касания конических поверхностей, а затем один из конусов
сдвигается вдоль оси на заданное расстояние Еа8 или ЕаМ с допуском сдвига ТЕа и фиксируется в новом положении 2 (рис.
1.27, а) для зазора 8 или в положении 4 (рис. 1.27, б) для натяга Т4.
4. Посадки с фиксацией по заданному усилию запрессовки наружного конуса во внутренний. Здесь усилие запрессовки
прилагают к конусным деталям в начальном положении. Величина натяга в посадке в этом случае зависит от величины при-
ложенной силы.
Обозначение гладких конических соединений на чертежах. Эти обозначения проставляют в соответствии с ЕСКД
по ГОСТ 2.320-82:
1. При посадке с фиксацией путем совмещения конструктивных элементов сопрягаемых конусов размеры, определя-
ющие характер соединения (рис. 1.28, а), на сборочном чертеже могут быть указаны только как справочные и отмечаются
звездочкой (*).
б)
В)
Рис. 1.28. Обозначение на чертеже посадок конических соединений
2. При посадке с фиксацией по заданному осевому расстоянию 7„, между базовыми плоскостями сопрягаемых конусов
в их конечном положении на сборочном чертеже должен быть нанесен размер, определяющий расстояние между базовыми
плоскостями, заключенный в прямоугольную рамку (рис. 1.28,6).
3. При посадке с фиксацией по заданному взаимному осевому смещению сопрягаемых конусов от их начального по-
ложения на сборочном чертеже должен быть указан размер этого осевого смещения, а начальное положение конусов следу-
ет отмечать штрихпунктирной тонкой линией с двумя точками (рис. 1.28,в).
4. При посадке с фиксацией по заданному усилию запрессовки, прилагаемому в начальном положении сопрягаемых
конусов, заданное усилие запрессовки следует указывать в технических требованиях на чертеже, например «Усилие запрес-
совки Е8=100Н».
Неподвижные конические соединения применяют для передачи крутящего момента, плотные соединения - для созда-
ния газо- водо- маслонепроницаемости и для центрирования, подвижные соединения для получения постоянного зазора,
регулируемого за счет взаимного осевого перемещения деталей.
По мере износа сопрягаемых поверхностей зазор может восстанавливаться также за счет осевого перемещения деталей
соединения.
1.8. ШЕРОХОВАТОСТЬ ПОВЕРХНОСТЕЙ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Таблица!.27
Значения шероховатости поверхностей деталей по ГОСТ 2789-73, определяемые их назначением
Параметры шероховатости, мкм Характеристика поверхности
Ка К/
— — Вид обработки поверхности не оговаривается
- - Черные, но ровные поверхности отливок, поковок, проката. Обработка без снятия стружки
80 63 0 40 320 250 200 160 Зачищенные поверхности отливок, поковок и пр.
40 32 Ц 20 160 125 100 80
20 16 ЦХЦ 10 80 63 50 40 Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок и пр. под болты и винты. Нерабочие поверхности. Посадочные, не трущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета
10 8 0 5 40 32 25 20 Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхно- сти под шабрение. Посадочные нетрущиеся поверхности изделий не выше 8-го ква- литета. Канавки, фаски, радиусы галтелей на валах. Нерабочие поверхности зубча- тых и червячных колес. Опорные поверхности под болты, винты и гайки
5 4 0 2,5 20 16 12,5 10 Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отверстия в трущихся соединениях 1 Нго и 12-го квалитетов. Боковые поверхности зубьев зуб- чатых колес 8-й и 9-й степеней точности, зубьев звездочек и рабочие поверхности шкивов
2,5 2,0 й 1,25 Отверстия в трущихся соединениях 6 - 8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Торцовые поверхности, по которым базируются подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Поверхности червяков и ходовых винтов. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й степе- ни точности
1,25 1,00 0,63 Поверхности валов в трущихся соединениях 6 - 8-го квалитетов. Поверхности ва- лов под подшипники качения. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 7-й и 6-й степени точности
0,63 0,50 0,32 То же, для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения. Поверхности валов под резиновые манжеты
0,32 0,25 0,16 Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватываемых деталей
0,16 0,125 0,08 Особоточные технологические процессы обработки поверхностей деталей в маши- ностроении (зеркальная поверхность)
0,08 0,063 0,04
|0,025
|0,012|
Примечание. В табл. 1.27 очерчены квадратом предпочтительные значения параметров шероховатости.
Таблица 1.28
Значения параметров шероховатости Ка для посадочных поверхностей отверстий и валов
Интервалы размеров, мм Отверстие Вал
Квалитеты
8 9 6,7 8,9
Ка, мкм
Свыше 18 до 50 0,8 1,6 3,2 0,8 0,8 1 1,6
От 50 до 120 1 6 3,2 1 1,6 3,2
От 120 до 500 1,6 3,2 1,6 3,2
Таблица 1.29
Значения параметров шероховатости для поверхностей деталей машин
Вид поверхности Ка, мкм
Торцы заплечиков валов для базирования:
подшипников качения класса точности 0 1,6
зубчатых, червячных колес при отношении длины отверстия к диаметру //с/<0,8 1,6
то же, при отношении 74/0.8 3,2
Поверхности валов под резиновые манжеты 0,4
Канавки, фаски, радиусы галтелей на валах 6,3
Поверхности шпоночных пазов на валах: - рабочая - нерабочая 3,2 6,3
Торцы ступиц зубчатых, червячных колес, базирующихся по торцу заплечиков валов, при отношении длины отверстия к диаметру //с/<0,8 1,6
То же, при отношении /Л70.8 3,2
Торцы ступиц зубчатых, червячных колес, по которым базируют подшипники качения, классов точности 0 1,6
Свободные (нерабочие) торцовые поверхности зубчатых, червячных колес 6,3
Профили зубьев зубчатых, червячных колес степеней точности 6 0,4
7 0,8
8 1,6
9 3,2
Боковые поверхности витков червяков со степенью точности: 6 0,2
7 0,4
8 0,8
9 1,6
Поверхности выступов зубьев колес, витков червяков, звездочек цепных передач 6,3
Фаски и выточки на колесах 6,3
Поверхности шпоночных пазов в отверстиях колес: рабочая 1,6
нерабочая 3,2
Рабочая поверхность шкивов ременных передач: шкивов ременных передач 3,2
зубьев звездочек передач 3,2
Отверстия под болты, винты 12,5
Опорные поверхности под головки болтов, винтов, гаек 6,3
Т а б л и ц а 1.30
Назначение и обозначения на чертежах параметров шероховатости отдельных поверхностей деталей по ГОСТ 2.309-73
с изменением от 30.11.2007
Назначение поверхности Знак шероховатости Параметры шероховатости поверхности
Поверхности деталей, заготовки которых получены отлив- кой, ковкой, штамповкой и не подвергаемые дополнитель- ной обработке <7
Поверхности, не обрабатываемые по данному чертежу, т.е. поверхности сортового материала, сохраняемые в состоянии поставки и не подвергаемые дополнительной обработке 7/
Несопрягающиеся обработанные Ка 80, 63,50, 40, 32, 25,20
Обработанные сопрягающиеся \Л?а Ка 40, 32, 25,20, 10,8; 6,3
Опорные поверхности: опорные под головки болтов и под гайки отверстия на проход фаски, проточки, округления, торцы, прорези, шлицы \Л?2. Кг 80, 63, 50, 40, 32, 25, 20
под ключ и под рукоятки под уплотнительные кольца \Л?2. Кг 40, 323, 25, 20
Посадочные, не требующие точной центровки \Л?2. Кг 20,16; 12,5; 10
Посадочные, требующие точной центровки Поверхности скольжения Профиль зуба \Л?а Ка 2,5; 2,1; 6; 1,25; 1,2; 1; 0,8; 0,63
Посадочные под шарикоподшипники Торцевые под кольца шарикоподшипников /г?а Ка 1,2; 1; 0,8; 0,63; 0,5; 0,4; 0,3
Под притирку Рабочие под шпонки призматические и клиновые Свободные ( базовые) \А?а Ка 2,5; 2; 1,6; 1,25;
Нерабочие под шпонки призматические и клиновые \Л?2. Кг 80, 63, 50, 40
Впадины зуба \/ра Ка 40, 32, 25,20, 16, 12,5; 10
Примечания: 1. Обозначение шероховатости по ГОСТ 2.309-73 с изменением от 30.11.2007:. ' , где К- — параметр обозначения шерохо- ватости, а 50 - значение параметра шероховатости поверхности; или'' , где Ка - параметр обозначения шероховатости, а 32 и 0,4 - значения параметра шероховатости поверхности. 2. Обозначение шероховатости по ГОСТ2.309-73 (до введения изменением от 30.11.2007): V или 9 где Кг - параметр обозначения ше- НИ, роховатости, а 80 и 40 - значение параметра шероховатости поверхности; ' или 9 где Ка — параметр обозначения шероховатости не указы- вается, а 2,5 и 0,32 — значения параметра шероховатости поверхности.
Методы определения числовых значений шероховатости поверхностей деталей машин. Шероховатость поверх-
ности - совокупность неровностей поверхности с относительно малыми шагами, рассматриваемых на базовой длине. В со-
ответствии с ГОСТ 2789-73 для оценки шероховатости поверхностей рекомендуется один или несколько из следующих ше-
сти параметров шероховатости:
Ка - среднее арифметическое отклонение профиля;
8. - высота неровностей профиля по десяти точкам;
- наибольшая высота неровностей профиля;
8,„ - средний шаг неровностей;
8- средний шаг неровностей профиля по вершинам;
1р - относительная опорная длина профиля, где р — числовое значение уровня сечения профиля.
На рис. 1.25 приведена профилограмма шероховатости поверхности детали (записанная на приборе) с нанесенными
обозначениями отклонений профиля, которые соответствуют ГОСТ 2789-73.
Рис. 1.25. Профилограмма шероховатости поверхности детали
По методике, изложенной в ГОСТ 2789-73, с помощью приборов определяют основные параметры шероховатости -Ка
и К-.
Параметр Ка - среднее арифметическое абсолютных значений отклонений профиля в пределах базовой длины I. (рис.
1.25).
Параметр Л - сумма средних арифметических абсолютных отклонений точек пяти наибольших максимумов и пяти
наибольших минимумов профиля в пределах базовой длины
Оба этих высотных параметра определяются в микрометрах в пределах базовой линии, значение которой устанавлива-
ется стандартом и не указывается на чертеже в обычных случаях.
ГОСТ 2780-73 устанавливает значения параметров шероховатости, выделяя среди их предпочтительнее значения.
Приведем ряд предпочтительных значений параметров: 100 50 25 12,5 6,3 3,2 1,6 0,8 0,4 0,2 0,1 0,05 0,025.
Чем больше значение параметра, тем большие неровности образует профиль поверхности. Сравнение приведенных
значений параметров позволяет выявить закономерность их изменения.
На практике выбор значений параметров шероховатости принято производить по следующим признакам:
шероховатость поверхностей, образованных литьем или штамповкой, задают через параметр Кх его значениями 200,
100 или 50 мкм, при этом чем больше значение параметра, тем большие неровности образуют профиль поверхности;
для грубообработанных поверхностей, которые не имеют относительных перемещений при работе изделия или не кон-
тактируют с другими поверхностями, используют параметр Ка со значениями Ка 12,5 или Ка 6,3 мкм;
если поверхности должны иметь хороший неподвижный контакт или опираться друг на друга со взаимным перемеще-
нием, то их шероховатость задают через Ка 3,2 или Ка 1,6 мкм;
шероховатость фасонных поверхностей, например, резьбы, характеризуют через параметр К/ со значениями К/ 50 или
К/ 25 мкм, в том числе к небольшим по площади поверхностям, например к фаскам;
отражающие поверхности оптических призм подвергают тщательной отделочной обработке, поэтому их качество
определяют через Ка 0,025 мкм.
Преимущество параметру Ка отдают в связи с тем, что при его использовании качество поверхности оценивается бо-
лее точно по сравнению с поверхностями образцов, шероховатость поверхности которых оценивается значениями параметра
К/.
По числовым значениям этих параметров назначают и определяют требуемую шероховатость поверхности деталей
машин в зависимости от функционального назначения (табл. 1.27-1.30).
Параметры шероховатости и допуски на размеры обрабатываемой поверхности взаимозависимы и должны соответ-
ствовать друг другу. Табл. 1.28 позволяет определить значение параметра шероховатости по заданному значению допуска.
Обозначения шероховатости поверхностей деталей на чертежах. Правила нанесения обозначений шероховатости
поверхностей деталей на чертежах, с обозначением по ГОСТ 2.309-73 с изменением от 30.11.2007, приведены в табл.
1.ЗСН1.35 и на рисунках.
Пример полного обозначения шероховатости поверхности, с обозначением по ГОСТ 2.309-73 с изменением от
30.11.2007, приведен на рис. 1.26.
Способ обработки поверхэсти
(4или) другие бополхлтелы-ье
сказания
Полка
э-а-а
Базовая длина по ГОСТ 2789-73/
Условное
оСээнаценпе
(параметры шероховатости
ГОСТ 2789-73
и" /параметр
юлраВлендя шерохоЕотосги
Рис. 1.26. Указание двух и более параметров шероховатости поверхности
Знаки для обозначения шероховатости поверхности в зависимости от вида ее обработки. В обозначении шерохо-
ватости поверхности применяют один из знаков, изображенных на рис. 1.27 - 1.29. Все знаки используются с указанием
параметра или группы параметров шероховатости. Поэтому все знаки имеют полки.
Таблица 1.31
Знаки для указания параметров шероховатости
Знак обозначения шероховатости Назначение
с рис. 1.27 Обозначение шероховатости поверхности, вид обработки которой конструктором не устанавливается
у- рис. 1.28 Обозначение шероховатости поверхности, при образовании которой обязательно удаление режущим инструментом слоя материала (точением, фрезерованием, сверлением, шлифованием и т.д.)
с рис. 1.29 Обозначение шероховатости поверхности, полученной в состоянии поставки металла для заготовок (прокат, поковка, литье и др.), без механической обработки, а также изго- товляемой из материала определенного профиля (сортамента) и размера, и не подлежа- щие по данному чертежу дополнительной обработке
Высота Л знаков должна быть приблизительно равна применяемой на чертеже высоте цифр размерных чисел. Высота
//равна (1,5...5) Л. Толщина линий знаков должна быть приблизительно равна половине толщины сплошной линии, приме-
няемой на чертеже (табл. 1.3 Г).
Таблица 1.32
Указание наибольшего и наименьшего значения параметра шероховатости
При указании наибольшего значения параметра шероховатости в обозначении приводят параметр шероховатости без предельных отклонений. \/Р&5О рис. 1.30.
При указании наименьшего значения параметра шероховатости после обозначе- ния параметра следует указывать «тт». \/раЛ2тп рис 131
В табл. 1.32 даны примеры указания наибольшего и наименьшего значения параметра шероховатости.
При указании диапазона значений параметра шероховатости поверхности в обозначении шероховатости приводят пре-
делы значений параметра, размещая их в две строки, например (табл.1.33).
Таблица 1.33
Указания диапазона значений параметров шероховатости поверхности
^°0,4 ПХ0.05 /?тахо|° 1 70 ‘5050
В верхней строке приводят значение параметра, соответствующее более грубой шероховатости.
При указании номинального значения параметра шероховатости поверхности в обозначении приводят это значение с
предельными отклонениями по ГОСТ 2789-73, например:
Ка 1 + 20 %; Кг 100 -10 % ; Ля 0,63 +20 %; Г50 70 ± 40 % и т. п.
При указании двух и более параметров шероховатости поверхности в обозначении шероховатости значения парамет-
ров записывают сверху вниз в следующем порядке (табл. 1.34).
Таблица 1.34
Указания двух и более параметров шероховатости поверхности
Параметр высоты неровностей профиля /яын /ал^ рис.1.32
Параметр шага неровностей профиля
Относительная опорная длина профиля
При нормировании требований к шероховатости поверхности параметрами Ка, К:. К„ш базовую длину в обозначении
шероховатости не приводят, если она соответствует стандартной величине, указанной в ГОСТ 2789-73 для выбранного зна-
чения параметра шероховатости.
Условные обозначения направления неровностей должны соответствовать табл. 1.35. Условные обозначения направ-
ления неровностей приводят на чертеже при необходимости.
Высота знака условного обозначения направления неровностей должна быть примерно равна Л. Толщина линий знака
должна быть приблизительно равна половине толщины сплошной основной линии.
Таблица 1.35
Условное обозначение направлений неровностей поверхности
Направление неровностей Схема обработки Условное обозначение Понятия
Параллельное Параллельно линии, изображающей на чертеже поверхность
Перпендикулярное 1, Перпендикулярно линии, изображаю- щей на чертеже поверхность
Перекрестное Перекрестное направление двух наклонных линий к линии, изобража- ющей на чертеже поверхность
Произвольное \/м Различные направления по отношению к линии, изображающей на чертеже поверхность
Круговое Радиальное о \/Е \/р Приблизительно кругообразно по от- ношению к центру поверхности Приблизительно радиально по отноше- нию к центру поверхности
Мелкая структура типа «наждак» Хаотично расположенные неровности, зависящие от структуры материала или способа его обработки
/ ,'.Ч‘
Вид обработки поверхности указывают в обозначении шероховатости только в случаях, когда он является единствен-
ным, применимым для получения требуемого качества поверхности (рис. 1.33).
Полировать
\/м РаОО25
Полировать
\/ - ^ЮВ/Па0.4
Рис. 1.33. Пример указания вида обработки
2.5/^бП
поверхности рис. 1.34. Пример упрощенного обозначения
шероховатости поверхностей
Допускается применять упрощенное обозначение шероховатости поверхностей с разъяснением его в технических тре-
бованиях чертежа. В упрощенном обозначении (рис. 1.34) используют знак • и строчные буквы русского алфавита в алфа-
витном порядке, без повторений и, как правило, без пропусков.
Если направления измерения шероховатости должно отличаться от предусмотренного ГОСТ 2789-73, его указывают
на чертеже по примеру, приведенному на рис. 1.35.
Рис. 1.35. Пример указания направления
измерения шероховатости поверхности
Обозначения шероховатости поверхностей на изображении изделия располагают на линиях его контура, выносных ли-
ниях (по возможности ближе к размерной линии) или на полках линий-выносок.
Рис. 1.37. Обозначение шероховатости
поверхности знаком с полкой относительно основной надписи
Рис. У.Зб.Примеры расположения знаков обозначения
шероховатости
Рис. 1.38. Обозначение шероховатости
поверхности знаком с полкой относительно основной надписи
Рис. 1.39. Обозначение шероховатости
поверхности знаком без полки относительно основной надписи
Примечание. При расположении поверхности в заштрихованной зоне (рис. 1.37 —1.39) обозначение наносят только на полке-выноске.
Допускается при недостатке места располагать обозначения шероховатости на размерных линиях или на их продолже-
ниях, а также разрывать выносную линию (рис. 1.36).
На линии невидимого контура допускается наносить обозначение шероховатости только в том случаях, когда от этой
линии нанесен размер.
Обозначение шероховатости поверхности, в которых знак имеет полку, располагают относительно основной надписи
чертежа так, как показано на рис. 1.37 и 1.38.
Обозначения шероховатости поверхности, в которых знак не имеет полки, располагают относительно основной надпи-
си чертежа так, как показано на рис. 1.39.
При обозначении изделия с разрывом обозначение шероховатости наносят только на одной части изображения, по
возможности ближе к месту указания размеров (рис. 1.40).
При указании одинаковой шероховатости для всех поверхностей изделия обозначение шероховатости помещают в
правом верхнем углу чертежа и на изображении не наносят (рис. 1.41). Размеры и толщина линий знака в обозначении ше-
роховатости, вынесенном в правый верхний угол чертежа, должны быть приблизительно в 1,5 раза больше, чем на обозна-
чениях, нанесенных на изображении.
Рис. 1.40. Пример обозначения шероховатости поверхности
Рис. 1.41. Указание шероховатости
одинаковой для всех поверхностей изделия
Обозначение шероховатости, одинаковой для части поверхностей изделия, может быть помещено в правом верхнем
углу чертежа (рис. 1.42, 1.43) вместе с условным обозначением ). Это означает, что все поверхности, на которых на изоб-
ражении не нанесены обозначения шероховатости или знак , должны иметь шероховатость, указанную перед условным
обозначением.
Размеры знака, взятого в скобки, должны быть одинаковыми с размерами знаков, нанесенных на изображении.
Рис. 1.42. Указание шероховатости одинаковой для части
поверхностей изделия
Рис. 1.43. Указание шероховатости, когда большая часть поверхностей
не обрабатывается по данному чертежу
Примечание. Не допускается обозначение шероховатости или знак выносить в правый верхний угол чертежа при наличии в изделии поверхностей,
шероховатость которых не нормируется.
Параметры зубчатого венца указываются в обязательной таблице, помещаемой в правом верхнем углу чертежа. Табли-
ца должна быть прижата к правой рамке поля чертежа. Отступ от верхней рамки - 20 мм (для нанесения обозначения шеро-
ховатости). Пример полностью заполненной таблицы приведен на рис. 1.44.
Количество строк в таблице для разных видов деталей - разное, при необходимости высота отдельных строк может
быть удвоена. В таблице параметров обязательно заполняют три строки: определяющие значение модуля, число зубьев и
делительный диаметр зубчатого венца.
Х/ХаЗ.гЫ)
и
11^
Рис. 1.44. Таблица с параметрами зубчатого венца
Обозначение шероховатости поверхностей повторяющихся элементов изделия (отверстий, пазов, зубьев и т. п.), коли-
чество которых указанно на чертеже, а также обозначение шероховатости одной и той же поверхности наносят один раз,
независимо от числа изображений.
Обозначение шероховатости симметрично расположенных элементов симметричных изделий наносят один раз.
Рис.1.45. Пример обозначения различной шероховатости
на одной поверхности
Рис 1.46. Пример обозначения различной
шероховатости на одной поверхности
Если шероховатость одной и той же поверхности различна на отдельных участках, ТО' эти участки разграничивают
сплошной тонкой линией с нанесением соответствующих размеров и обозначения шероховатости (рис. 1.45). Через заштри-
хованную зону линию границы между участками не проводят (рис. 1.46).
Рис. 1.47. Примеры обозначения шероховатости рабочих поверхностей зубьев
Обозначение шероховатости рабочих поверхностей зубьев зубчатых колес, эвольвентных шлицев и т. и., если на чер-
теже не приведен их профиль, условно наносят на линии делительной поверхности, а для глобоидных червяков и сопряжен-
ных для них колес - на линии расчетной окружности (рис. 1.47).
Рис. 1.49. Пример обозначения
шероховатости наружной резьбы
Рис. 1.48. Пример обозначения
шероховатости профиля резьбы
Обозначение шероховатости поверхности профиля резьбы наносят по общим правилам при изображении профиля
(рис. 1.48) или условно на выносной линии для указания размера резьбы (рис. 1.49 - 1.50), на размерной линии или на ее
продолжении (рис. 1.53).
Рис. 1.50. Пример обозначения
шероховатости наружной резьбы
Рис. 1.51. Пример обозначения
шероховатости внутренней резьбы
Рис 1.52. Пример обозначения
шероховатости внутренней конической резьбы
Рис. 1.53. Пример обозначения
шероховатости внутренней резьбы
Если шероховатость поверхностей, образующих контур, должна быть одинаковой, обозначение шероховатости нано-
сят один раз в соответствии с рис. 1.54. Диаметр вспомогательного знака о 4...5мм.
Рис. 1.55. Пример обозначения шероховатости
поверхности, плавно переходящей одна в другую
Рис 1.54. Обозначение одинаковой шероховатости
поверхностей, образующих замкнутый контур
В обозначении одинаковой шероховатости поверхностей, плавно переходящих одна в другую, знак о не приводят (рис.
1.55).
Рис. 1.56. Пример обозначения поверхности сложной формы,
имеющей одинаковую шероховатость
Обозначение одинаковой шероховатости поверхности
сложной конфигурации допускается приводить в техниче-
ских требованиях чертежа со ссылкой на буквенное обозна-
чение поверхности, например: «шероховатость поверхности
А—х/фк» ПрИ этом буквенное обозначение поверхности
наносят на полке линии-выноски, проведенной от утолщен-
ной штрихпунктирной линии, которой обводят поверхность
на расстоянии 0,8... 1 мм от линии контура (рис. 1.56).
Рекомендации по выбору и обозначению параметров шероховатости для отдельных поверхностей приведены в табл.
1.30.
На рис. 1.57 и 1.58 показаны примеры нанесения обозначений шероховатости поверхности на чертежах деталей и
фрагментах деталей.
Рис 1.57. Пример чертежа детали с обозначением шероховатости поверхностей
Устаревшее обозначение параметров шероховатости поверхности деталей. В настоящее время находятся в произ-
водстве и эксплуатации машины, на чертежах деталей которых обозначения шероховатости поверхностей имеют некоторые
отличительные особенности от обозначений шероховатости поверхности деталей, которые были изложены выше. Для того,
чтобы можно было пользоваться этими чертежами, ниже приводится краткое описание обозначений шероховатости поверх-
ностей деталей, которые применялись на чертежах деталей ранее и поэтому названные как устаревшие.
Таблица!.36
Устаревшее обозначение шероховатости поверхности по ГОСТ 2.309-73, зависящее от назначения поверхностей деталей машин
Параметры шероховатости, мкм Обозначение шероховатости поверхности Поверхность
Ка К:
- - Вид обработки поверхности не оговаривается:
у Черные, но ровные поверхности отливок, поковок, проката. Обработка без снятия стружки
320; 250 200; 160 Яг 320/ Зачищенные поверхности отливок, поковок и пр.
160; 125 100; 80 Яг 160/
80; 63; 50; 40 ШОу Поверхности отверстий из-под сверла, зенковок, фасок и пр. Нерабочие по- верхности. Посадочные, не трущиеся поверхности изделий не выше 12-го квалитета
40; 32; 25; 20 ЯМ Точно прилегающие поверхности. Отверстия после черновой развертки. Поверхности под шабрение. Посадочные не трущиеся поверхности изделий не выше 8-го квалитета
20; 16; 12,5; 10 Отверстия в неподвижных соединениях всех квалитетов точности. Отвер- стия в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Боковые поверхно- сти зубьев зубчатых колес 8-й и 9-й степеней точности
2,5; 2,0; 1,25 Отверстия в трущихся соединениях 6 - 8-го квалитетов. Отверстия под подшипники качения. Поверхности валов в трущихся соединениях 11-го и 12-го квалитетов. Поверхности червяков и ходовых винтов. Боковые по- верхности зубьев зубчатых колес 7-й степени точности
1,25; 1,00; 0,63 Поверхности валов в трущихся соединениях б-8-го квалитетов. Поверхно- сти валов под подшипники качения. Боковые поверхности зубьев зубчатых колес 1 -й и 6-й степени точности
0,63; 0,50; 0,32 0,63^ То же, для более ответственных поверхностей. Поверхности валов под подшипники качения
0,32; 0,25; 0,16 0,32/ V Весьма ответственные трущиеся поверхности валов либо других охватыва- емых деталей
Рис. 1.59. Структура устаревшего обозначения
шероховатости поверхности
О, в О
Ь, 0,050
6,015
ъооип.
0,8
0,25'
м
^77777777777
Рис.1.60. Пример устаревшего полного обозначения
шероховатости поверхности
На рис. 1.60 показано, что для поверхности К, = 0,25 не должно быть грубее 0,8 мкм, средний шаг неровностей профи-
ля 8т=0,050 ... 0,025 мм, относительная опорная длина профиля 150, номинально равная 80% на уровне сечения (р - уровень
сечения профиля) профиля р=50% имеет симметричные предельные отклонения 20%. Базовая длина для параметра К, не
указана (принимается стандартной), для 8т она равна 0,8 мм, для 1р - 0,25 мм. Направление неровностей (М) произвольное.
Т а б л и ц а 1.37
Знаки для обозначения шероховатости поверхности в зависимости от вида ее
Назначение
Знак для обозначения шероховатости поверхности, вид которой конструктором не устанавливается
Знак для обозначения шероховатости поверхности, образованной только удалением слоя материала
(точение, фрезерование, сверление и т.д.)
Знак для обозначения шероховатости поверхности, образованной без удаления слоя материала (про-
кат, поковка, литье и др.)
На всех поверхностях изделия, выполняемых по чертежу, независимо от их образования (кроме поверхностей, ше-
роховатость которых не обусловлена требованиями конструкции), наносят условный знак с обозначением параметра шеро-
ховатости (рис 1.61).
Рис. 1.61. Устаревший условный знак с обозначением
параметра шероховатости
Полировать
Шабрить
Рис. 1.62. Пример устаревшего обозначения шероховатости
поверхности с указанием вида обработки
Каждая поверхность обозначается условным знаком, над которым указывается числовое значение наибольшего,
наименьшего или диапазона значений параметров и значение базовой длины, на которой происходит определение параметра
(рис. 1.62).
Т а б л и ц а 1.38
Знаки для устаревшего обозначения шероховатости поверхности, выносимые в верхний правый угол формата_______________
Знак обозначения шероховатости Назначение
Все поверхности изделия должны иметь одинаковую шероховатость, соответствую- щую обозначению, указанному в правом верхнем углу чертежа (знаки шероховатости на изображении не ставятся)
Часть поверхностей изделия, не обозначенных на изображении, должны иметь шеро- ховатость, соответствующую обозначению, указанному в правом верхнем углу чертежа перед знаком
Часть поверхностей изделия, не обозначенных на изображении, не должна обрабаты- ваться по данному чертежу
Обозначение шероховатости, одинаковой для части поверхностей изделия, может быть помещено в правом верхнем
углу чертежа вместе с условным обозначением 1 • '. Это означает, что все поверхности, на которых на изображении не нане-
, с/ -
сены обозначения шероховатости или знак • , должны иметь шероховатость, указанную перед условным обозначением.
На рис. 1.63 дан пример чертежа вала с устаревшим обозначением значений шероховатости поверхностей вала.
Рис. 1.63. Чертеж вала с устаревшим обозначением значений шероховатости поверхностей вала
1.9. РАЗМЕРНАЯ ТОЧНОСТЬ
1.9.1. РАЗМЕРНЫЕ ЦЕПИ В КОНСТРУКЦИИ МЕХАНИЗМА
Все размеры, приведенные на чертеже, как известно, имеют предельные отклонения независимо от того, указаны они
на чертеже или нет. Это значит, что при изготовлении детали фактический ее размер не должен выходить за означенные
пределы поля допуска. При этом часть изготовленных деталей может иметь фактический размер ближе к верхнему пределу
допуска на номинальный размер, указанный в чертеже, а другая часть к нижнему.
Если взять несколько смежных деталей из сборки и сложить их фактические размеры, то мы получим размер А, если
взять другие такие же детали и сложить их фактические размеры, то мы получим размер В+ А. которые будут отстоять от
номинального размера на разную величину (зазора). Наличие и величина зазора (или натяга) может оказать влияние на рабо-
ту передачи.
Рис. 1.64. Схемы размерных связей поверхностей
Для того, чтобы предусмотреть возможность появления нежелательных ситуаций при изготовлении конструкции при-
меняют теорию размерных цепей.
Размерная цепь - это замкнутый контур взаимосвязанных размеров (звеньев) деталей или сборочной единицы. Изме-
нение одного из размеров вызывает изменение других размеров цепи.
Размерная цепь (пример по всем известным металлорежущим станкам) состоит из состав!ляющих звеньев А1. А2. А3. В].
В2. Вз. (рис. 1.64), исходного или замыкающего звена А& и 5Д. Исходное или замыкающее звено размерной цепи ха-
рактеризует точность, которую необходимо обеспечить при сборке для нормальной эксплуатации рассматриваемой сбороч-
ной единицы.
При этом следует иметь в виду, что составляющие звенья подразделяют на увеличивающие, с возрастанием величины
которых увеличиваются замыкающее или исходное звено, (обозначают ) и уменьшающие, с ростом величины которых
исходное или замыкающее звено уменьшается (обозначают Д,/?/). Например, уравнение размерной цепи сборочной еди-
ницы, схема которой изображена на рис. 1.64, а. в. имеет вид
А) + А2 —А3 -А& = 0.
Как правило, размеры и отклонения исходного или замыкающего звена на чертеже не проставляются, а его размер и
отклонения получаются в результате соблюдения при изготовлении размеров и отклонений составляющих звеньев размер-
ной цепи.
К ним относятся следующие исходные или замыкающие размеры: допустимые несовпадения осей передней и задней
бабок токарного станка, а также шпинделя и отверстия подвески фрезерного станка;
отклонения от параллельности осей шпинделя передней и задней бабок, а также ходового винта и валика направляю-
щей станины токарного станка, шпинделя к плоскости стола фрезерного станка;
отклонения от перпендикулярности направляющих поперечного суппорта к оси шпинделя токарного станка, плоскости
стола к оси шпинделя сверлильного станка и др.
Размерные цепи составляют для решения двух задач:
1. По величине и допуску (отклонениям) исходного звена определяют допуски (отклонения) составляющих звеньев.
Например, известно, что допускаемое несовпадение осей задней и передней бабок (допуск исходного А& звена) токарного
станка 0,02 мм, определить допуски и отклонения составляющих А]. А2 (рис. 1.64, а).
2. По размерам и допускам (отклонениям) составляющих звеньев определяют величину (размер) и допуск (отклонения)
замыкающего звена. Например, известны размеры и отклонения составляющих В; и В2 шпоночного соединения (рис. 1.64,
б). Определить размер и отклонения замыкающего звена (зазора) 5Д.
При решении размерной цепи, т. е. при определении допусков (отклонений) составляющих или исходного (за-
мыкающего) звеньев, устанавливают, какой из вышеперечисленных методов сборки является наиболее приемлемым.
Из теории размерных цепей известно, что допуск исходного или замыкающего звена равен сумме допусков размеров
составляющих звеньев цепи.
Следовательно, если допуск замыкающего звена имеет такое значение, при котором составляющие допуска полу-
чаются экономически выгодными и достижимы при использовании типовых методов обработки, то сборку этих составляю-
щих звеньев можно вести методом полной взаимозаменяемости.
Метод полной взаимозаменяемости заключается в том, что требуемая точность замыкающего звена размерной цепи
достигается при включении в нее или замене в ней любого звена (детали) без выбора, подбора или изменения его величины.
Если допуск замыкающего звена мал или число составляющих звеньев цепи большое, то допуски составляющих звень-
ев получаются небольшими и их достижение при обработке экономически невыгодно, а иногда и технически недостижимо.
В этом случае допуски составляющих звеньев расширяют до величин средней экономической точности. Так как сумма до-
пусков составляющих в данном случае превышает заданный допуск замыкающего звена, то при сборке методом полной вза-
имозаменяемости часть сборочных единиц может не собираться или собираться с превышением заданного допуска замыка-
ющего звена, т. е. получится брак. В этом случае следует определить возможные убытки от полученного брака. Они должны
быть меньше, чем расходы, связанные с применением других методов сборки. Если убытки от брака недопустимы, то прибе-
гают к другим методам сборки: методы групповой взаимозаменяемости, пригонки или регулировки.
С помощью этих методов добиваются обеспечения заданного допуска замыкающего звена при расширении допусков
составляющих. Е1апример, допускаемое несовпадение осей двигателя 1 (рис. 1.64, в) редуктора 2 (допуск замыкающего) не
должно превышать 0,024 мм. Следовательно, допуски составляющих А1, А2 иА3 не должны превышать 0,024 / 3 = 0,008 мм,
где 3 - число составляющих звеньев. Очевидно, что обеспечить изготовление размеров А2 станин строганием или шлифова-
нием и размера А] расточкой отверстия в корпусе редуктора с точностью 0,008 мм экономически не выгодно, так как на этих
станках экономическая точность размеров А3. А2 и /I, составляет 0,2 - 0,5 мм. Поэтому назначают допуски на А3 и А3 - 0,5
мм, а на А2 - 0,2 мм, а затем методом пригонки (шабрением или шлифованием) добиваются совпадения осей /1-, в пределах
0,024 мм.
Рассмотрим подробнее сущность метода групповой взаимозаменяемости и пригонки.
Метод групповой взаимозаменяемости заключается в том, что точность замыкающего звена достигается путем
включения в размерную цепь составляющих звеньев, принадлежащих к одной из групп, т. е. собирают детали одной из
групп, на которые они предварительно рассортированы по величине фактического отклонения размера. При использовании
этого метода величину допуска Тср увеличивают в п раз и получают производственный допуск Т'ср = пТср. Исходя из величи-
ны Т'ср, устанавливают экономичные допуски Г). Т'2. Т'3 .... на каждое составляющее звено размерной цепи. На каждое
из увеличивающих или уменьшающих звеньев можно устанавливать разные по величине допуски, но при этом необходимо,
чтобы сумма допусков всех увеличивающих звеньев была равна сумме допусков всех уменьшающих звеньев. При обработке
деталей выдерживают отклонения размеров в пределах установленных допусков.
После обработки размеры деталей проверяют. Годные детали внутри каждого типоразмера сортируют на п групп. Из-
делия собирают из деталей, принадлежащих к одной из групп, и тем самым обеспечивают заданную точность замыкающего
звена у всех изделий. Этот метод используют для достижения высокой точности замыкающих звеньев малозвенных размер-
ных цепей в серийном и массовом производствах.
Метод пригонки заключается в том, что заданную точность замыкающего звена размерной цепи достигают за счет
изменения величины одного заранее выбранного составляющего звена путем снятия необходимого слоя материала. Это зве-
но называют компенсирующим. При использовании этого метода на все составляющие звенья устанавливают экономичные
допуски, в результате чего допуск замыкающего звена оказывается увеличенным на величину изменения допусков состав-
ляющих звеньев.
В качестве компенсирующего звена не следует выбирать звено, общее для нескольких параллельно связанных размер-
ных цепей. Снятие припуска на пригонку осуществляют подрезкой, шабрением, шлифованием и т.д. Этот метод малоэконо-
мичен, требует значительных затрат ручного труда рабочих высокой квалификации. Метод пригонки применяют при ремон-
те оборудования, в единичном и мелкосерийном производствах для обеспечения точности замыкающих звеньев в многозве-
нных размерных цепях.
Метод регулировки состоит в том, что заданная точность замыкающего звена достигается изменением величины зара-
нее выбранного компенсирующего звена без снятия слоя материала. В принципе этот метод аналогичен методу пригонки.
Различие состоит в способе изменения величины компенсирующего звена. При методе регулировки это изменение осу-
ществляют путем изменения положения одной из деталей и путем введения в размерную цепь специальной детали 1 требуе-
мого размера. В первом случае (рис. 1.65, а) такая деталь называется подвижным компенсатором, во втором - неподвижным
компенсатором (рис. 1.65, б). В качестве неподвижных компенсаторов применяют прокладки, проставочные кольца, втулки
и т.д.
Рис. 1.65. Схемы размерных цепей:
а - малозвенная размерная цепь с неподвижным компенсатором; б - многозвенная размерная цепь;
А/-Аб - составляющие звенья размерной цепи; А^ - исходное или составляющее звено размерной цепи; 1 - компенсатор
Подвижные компенсаторы позволяют поддерживать точность замыкающего звена в процессе эксплуатации и компен-
сировать износ составляющих звеньев. При использовании неподвижных компенсаторов сначала производят измерение ве-
личины замыкающего звена, затем подбирают компенсатор или набор компенсаторов нужной величины. Число ступеней
неподвижных компенсаторов и количество неподвижных компенсаторов в каждой ступени размеров определяют опытным
путем.
Метод регулировки позволяет достичь высокой точности замыкающих звеньев без применения пригоночных работ или
работ, связанных с подбором деталей. Этот метод является весьма экономичным.
В подвижных соединениях, когда детали должны осуществлять тот или иной вид взаимного перемещения, необходимо
обеспечить между сопрягаемыми поверхностями зазоры оптимальной величины.
Наличие зазоров между поверхностями сопрягаемых деталей дает возможность подвижной детали, кроме требуемого
движения, дополнительно изменять свое положение относительно сопрягаемой детали и других деталей под влиянием дей-
ствующих сил, особенно знакопеременных.
Различают следующие виды размерных цепей:
Детальная размерная цепь - это цепь, звеньями которой являются размеры одной детали.
Сборочная размерная цепь - это цепь, звеньями которой являются размеры отдельных деталей. Такая цепь определяет
точность расположения заданных поверхностей данной сборочной единицы или всей машины.
Линейная размерная цепь - это цепь, звеньями которой являются линейные размеры, расположенные на параллельных
прямых линиях.
Угловая размерная цепь - это цепь, звеньями которой являются угловые размеры, расположенные в одной плоскости и
имеющие общую вершину.
Плоская размерная цепь - это цепь, звеньями которой являются линейные и угловые размеры, расположенные в одной
или нескольких параллельных плоскостях.
Пространственная размерная цепь - это цепь, звеньями которой являются линейные и угловые размеры, располо-
женные в пространстве произвольно.
1.9.2. ПОДГОТОВИТЕЛЬНЫЕ РАБОТЫ ДЛЯ ОФОРМЛЕНИЯ РАБОЧЕГО ПРОЕКТА
Состав рабочего проекта. Рабочий проект состоит из чертежей общего вида, где указаны основные размеры кон-
струкции и стыковочные размеры для установки изделия на фундамент или другую базовую поверхность, а также располо-
жение и размеры концов входного и выходного валов для встройки проектируемой конструкции по назначению; из черте-
жей сборочных единиц (узлов), к которым может быть отнесена быстроходная или тихоходная ступень редуктора в сборе, а
также чертежи деталей, которые не вошли в сборочные единицы и значатся на общем виде изделия.
Понятно, что все детали, которые вошли в рабочий проект, должны быть изображены каждая на своем чертеже, по ко-
торому она будет изготовлена, и затем, согласно общему виду, поставлена на предусмотренное для нее место для выполне-
ния предусмотренной для нее работы.
Поскольку все детали находятся во взаимодействии, то сопрягаемые детали должны иметь такое расположение и
иметь такие поверхности, которые обеспечили бы работоспособность конструкции в целом.
Для того, чтобы определить местоположение каждой детали в проекте и ее сопряжение с соседними деталями необхо-
димо выбрать общий вид того (можно сказать - окончательного) варианта конструкции, по которому предполагается разра-
ботать рабочие чертежи на детали, по которым они будут изготовляться.
На общем виде могут быть показаны условно детали (подшипники, болты), которые будут брать в готовом виде, а де-
тали, которые будут изготовлены по чертежам, должны быть показаны со всеми поверхностями, сопрягаемыми с другими
деталями. Допускается не показывать проточки, галтели, фаски и другие стандартные элементы, которые не оказывают вли-
яние на размеры деталей.
На этот общий вид наносят сетку размеров, образующую размерную цепь, по горизонтали и по вертикали, которая
позволит увязать размеры всех деталей, не придерживаясь масштаба изображения. Фрагменты этой сетки нанесения разме-
ров по вертикали и по горизонтали показаны на рис. 1.64 и 1.65.
Отличие в том, что эта работа выполняется на одном листе общего вида конструкции и может быть продолжена на
других листах общего вида.
Эта увязочная схема (увязка) позволяет объединить размеры всех деталей, определяемые по эмпирическим и расчет-
ным зависимостям и конструктивно.
В дальнейшем при вычерчивании чертежей отдельных деталей не потребуется прикладывать масштабную линейку к
общему виду для съема размера, а достаточно подсчитать нужный размер, если он не указан на распечатанной схеме.
Достаточно легко проверить правильность размеров на чертежах деталей, а также произвести корректировку их разме-
ров, если изменили размер на общем виде (заменили муфту, уплотнение, подшипник, сместили деталь на валу и т.п.), не
изменяя графику чертежа на общем виде.
При нанесении на чертеж увязки, цепочки размеров, удобно пользоваться размерными линиями не со стрелками, а с
засечками.
Рис. 1.66. Разъем корпуса редуктора с условными обозначениями размеров
В качестве примера показана работа с увязкой, нанесенной на разъем компоновки одноступенчатого редуктора.
На рис. 1.66 представлено зубчатое зацепление цилиндрических колес, размещенных в литом корпусе редуктора. В ка-
честве опор для валов применены конические роликоподшипники. Торцовые крышки накладные.
На разъем корпуса нанесена увязка с условными обозначениями размеров, которые определяются в основном эмпири-
ческими зависимостями, а также расчетными и конструктивными. Рассмотрим как образуется увязка размеров по вертикали
разъема тихоходной ступени редуктора после замены условных обозначений размеров принятыми цифровыми.
Межцентровое расстояние а^= 180 мм; рекомендуется толщина стенки б = 0,025 а„ (1. ..5) мм = 4,5...9,5 мм, прини-
маем 8 мм.
Для подшипника ГТ = 80 мм крышка имеет осевой размер 1\~ 8...25 мм, принимаем равным 18 мм (фланец -12 мм);
ширина подшипника Т" = 23 мм; Зазору = (0,5...1,5)8 = 4...12 мм , принимаем 8 мм; ступица /ст /ъ 75 мм ; зазору =
(0,5... 1,5)<5 = 4... 12 мм , принимаем 8 мм; ширина подшипника 7^ах = 23 мм; осевой размер крышки = 8...25 мм, принима-
ем равным 18 мм; расстояние от торца подшипника до головки вала /9 = 35 мм, принимаем конструктивно; головка вала /2 =
(1,5...2)б7В2 = 75... 100 мм при Д,2 50 мм, принимаем 85 мм.
Таким образом, по эмпирическим данным с учетом расчетных и конструктивных данных длина тихоходного вала мо-
жет быть: минимальная - 23+4+75+4+23+8+35+75 = 247 мм; максимальная - 23+12+75+12+23+25+35+100 = 305 мм; приня-
тая - 23+8+75+8+23+18+35+85 = 275 мм.
Аналогично можно определить предельные размеры быстроходной ступени редуктора, а также длину и ширину (внут-
ри и снаружи) корпуса редуктора, затем путем их сравнения принять размеры, которые будут определять конструкцию ре-
дуктора.
При составлении цепочек размеров будут обнаружены недостающие размеры (например, отсутствие толщины фланца
на размере /,, который связан с размером ширины корпуса). Эти размеры необходимо подсчитать, определить по справоч-
нику или по аналогичной конструкции и включить в цепочку размеров.
После этого можно выполнить прорисовку конструкции в масштабе и принять окончательное решение по размерам и
конструкции.
Простановка размеров на чертежах. На чертежах при простановке размеров придерживаются определенной схемы,
определяемой базами конструктивной, технологической и базой измерения.
Нанесение размеров на чертежах механически обрабатываемых деталей. Детали вращения типа валов, осей, вту-
лок и т.п. предварительно, а иногда и окончательно обрабатывают на токарных станках.
Рис. 1.67. Установка заготовок:
а - в патроне с применением заднего центра (1 - заготовка, 2 и 3 резцы);
б - в центрах с поводковым патроном (1 - поводковый патрон, 2 - поводок, 3 - хомутик, 4 - центр передней бабки,
5 - деталь, 6 - центр задней бабки)
При этом токарной обработкой образуется форма контура обрабатываемой детали и взаимное расположение обраба-
тываемых поверхностей. Для обработки на станке заготовка может устанавливаться и крепиться в токарном патроне (рис
1.67, а) с поддержкой задним центром длинных деталей или в центрах (рис 1.67, б). Обработка в центрах позволяет обеспе-
чить соосность обрабатываемых диаметральных поверхностей более точную, чем при обработке в патроне. При обработке в
патроне измерения длин производят от торцевой поверхности кулачков патрона или от базового торца детали, а при обра-
ботке в центрах - от базового торца.
При токарной обработке могут быть получены поверхности детали, показанные на рис 1.68.
Черновая и чистовая базы. Принято считать, что поверхность детали, которая не была обработана (поверхность ли-
тья, поковки, проката, грубой разрезки и т.п. ) или не защищена допуском является черной поверхностью. Поверхность заго-
товки, которая обработана после установки и выверки на станке и относительно которой затем будут измеряться и обраба-
тываться другие поверхности принято называть чистой поверхностью.
Черная (необработанная) поверхность, при установке заготовки на станок, может послужить один раз исходной базой,
черной или черновой, для отсчета координаты (по горизонтали, по вертикали или по длине) до поверхности, с которой будет
начата обработка детали. От черновой базы проставляется один раз размер до поверхности, которая будет обработана и бу-
дет применяться в дальнейшем для установки детали при обработке на станке, при измерении или для стыковки с другими
деталями при сборке. Расположение этой поверхности четко определяется на чертеже в конструкции узла и детали. Эта по-
верхность называется чистой или, по аналогии, чистовой базой.
Рис. 1.68. Поверхности, образованные при токарной обработке:
а - наружное обтачивание; 6 - растачивание отверстия; в - обтачивание с подрезанием уступа под прямым углом; г - прорезание канавки;
д - обтачивание радиусной галтели; е, ж - нарезание наружной и внутренней резьбы
Таким образом, получаем две размерные цепи. Одна размерная цепь для литья, а другая — для механической обработки
детали, которые связаны между собой одним переходным размером. В результате, все необработанные поверхности на чер-
теже связывают размерами с черновой базой, а все обработанные поверхности связывают размерами только с чистовой ба-
зой.
При таком разделении схем простановки размеров исключается возможность попадания в размерную цепь обрабаты-
ваемых поверхностей размера, который искажен в результате деформации или поводки литой поверхности детали, или раз-
мера выполненного с точностью, характерной для литья, проката, ковки и т.п.
Поэтому размеры на обработку детали следует привязывать не к ближайшему размеру на чертеже, а к размеру обрабо-
танной поверхности, которая может быть базой при обработке на станке, для измерения или для присоединения к другой
детали.
Следует также учесть, что при измерении расстояний и при подводе на размер резца к детали неизбежны погрешности.
Если резец подводится к детали несколько раз для образования новых поверхностей, то погрешности накапливаются и сум-
марная погрешность может выйти за пределы допуска.
Поэтому, при разработке рабочего чертежа детали необходимо расставить размеры на изображении детали так, чтобы
станочник знал какие размеры принципиально важные, а какие являются соединительными или вспомогательными.
При изготовлении детали размеры, указанные на чертеже, могут быть выполнены с положительными и отрицательны-
ми отклонениями, поэтому на чертеже оставляют участок без размера, который компенсирует накопленную погрешность.
Для удобства лучше наносить размеры, образующие поверхность, на одном виде чертежа. Например, для валов диа-
метр и длину шейки желательно указывать на одном виде чертежа.
Для пояснения принципов расстановки размеров на чертеже в качестве примера приведен вал редуктора. На рис. 1.69
показан вал редуктора с шестерней, установленной на диаметре «7 вала.
Вал вращается на упорных шарикоподшипниках, установленных на шейках а, и </5. Поверхности диаметров вала «7
совместно с А и Д образуют торцевые поверхности на размере /7, в которые упираются подшипники. Натяг подшипников
создается за счет выборки зазоров /[ А и /4 между подшипниками, торцевыми крышками и торцами бобышек на размере /3
корпуса редуктора.
Из рассмотрения схемы размеров следует, что размер /7 между торцами подшипников влияет на величину натяга и ра-
ботоспособность подшипников. На чертеже этот размер желательно защитить допуском более жестким, чем остальные по-
верхности, со свободными размерами, точность которых не указывается на чертеже, но по умолчанию она должна быть не
более (Н/Ь) 14 квалитета.
Рис. 1.69. Схема вала редуктора в сборе
Можно предположить следующий маршрут обработки вала редуктора. Сначала заготовка будет зажата в патроне, под-
резан и зацентрован ее торец для поддержки детали задним центром (рис 1.70, «). Обтачивают диаметр с припуском б/, на
длине [\ и диаметр с припуском «7 по всей длине до кулачков патрона, затем А на длине 77 .
Рис. 1.70. Схема размеров для обработки вала редуктора:
а - начало обработки; б - обработка после перестановки вала
Затем следует перестановка вала (рис 1.70, б). Вал ставится в патрон диаметром до упора в торец кулачков и за-
жимается, подрезается в размер Ь (длина вала), центруется и поджимается задним центром. После этого вал протачивают
с припуском диаметром сб, от правого торца вала до размера /7, измеренного от торца кулачков патрона. Затем протачива-
ют диаметр б/4 на длину Т5 , протачивают с припуском диаметр «7 на длину Т3 протачивают с припуском диаметр б6 на
длину Тд и протачивают с припуском диаметр «Г После термической обработки вал устанавливают в центрах шлифоваль-
ного станка для снятия припуска с сб б6 и сб и для обеспечения их соосности, а также для снятия припуска с торцов
вала на размере /7.
В результате таких рассуждений получена схема (рис. 1.71) расстановки размеров на чертеже для вала редуктора. Раз-
меры Ь и /7являются замыкающими, а шейки без размеров являются компенсирующими.
Рис. 1.71. Схема простановки размеров вала редуктора
Ниже приведены примеры оформления чертежей на детали редуктора: вал и вал-шестерню (рис. 1.72, 1.73).
Рис. 1.72. Примеры оформления чертежа на вал редуктора
%/)
^14
2
|6|Ф№~1
|аЖ
ТВ4 Л0.8...10 НЯСЧО ,А5
Л1
ЧийкЯцОьЛе ?
НСЛ МММ1 !Шб»»5 Р
натва/Млие лилии _
А
Л(8ог
О
X
!еиия
ии-Мныиконтив
Конршиииент
степень тчмикгг
аеыгльнмоиа'кгр д
Ланачелие чапгжа ”
гаерлжныто лоллт
ч<расли
Вал- шестерня
1-!
Ш I
Стоп ЯХН ГОСДУМ.
Рис. 1.73. Пример оформления чертежа на вал-шестерню редуктора
е
ЬяЖ Ю...56мглубинуО8..Л2нм
1X1 К034-74
А-А
Нанесение размеров на чертежах литых деталей. Нанесение размеров на чертежах литых деталей должно отражать
расположение литейных баз и баз механической обработки, а также учитывать отклонения размеров.
Основные правила нанесения размеров литых деталей следующие:
Г) необрабатываемые поверхности следует привязывать к литейной черновой базе непосредственно или к другим не-
обрабатываемым поверхностям;
2) исходную базу чистовой механической обработки следует привязать к черновой литейной базе один раз и одним
размером. Все остальные размеры механически обрабатываемых поверхностей следует привязывать к чистовой базе меха-
нической обработки непосредственно или к другим обрабатываемым поверхностям, положение которых уже определено
размерами относительно чистовой базы;
3) литейные размеры и размеры механически обрабатываемых поверхностей допускается привязывать к одной базе
только в том случае, когда литейная база и база механической обработки совпадают (осевые базы).
Приведенные правила необходимо соблюдать для всех трех координатных осей отливки. При этом чистовые базы, об-
разованные для каждой координатной оси, должны быть связаны между собой допусками формы и расположения.
На рис. 1.74 приведены примеры нанесения размеров для обработки литой детали. В качестве черновой базы (рис. 1.74,
а) выбрана верхняя, необрабатываемая поверхность фланца, помеченная зачерненным ромбом. К ней через размер 15 мм
привязана чистовая база механически обрабатываемой нижней поверхности фланца, помеченная светлым ромбом. К чисто-
вой базе привязана размером 200 мм обрабатываемая верхняя торцевая поверхность фланца отверстия детали. Положение
литой поверхности, над которой расположен фланец отверстия, определено размером 175 мм и к этому размеру привязана
размером 5 мм толщина верхней стенки.
Рис. 1.74. Примеры нанесения размеров для обработки литой детали
Расстояние к между верхней обрабатываемой поверхностью фланца и верхней черновой поверхностью является замы-
кающим звеном в рассмотренной размерной цепи. Поскольку величина к на чертеже не указана, то фактическое ее значение
зависит от погрешностей, получаемых при отливке детали, т.е. величина Л’является компенсатором отклонений расположе-
ния литых поверхностей и ее не принимают в расчет при контроле обработанной детали.
В качестве черновой базы (рис. 1.74, б) выбрана верхняя, необрабатываемая поверхность фланца, помеченная зачер-
ненным ромбом. К ней через размер 15 мм привязана чистовая база механически обрабатываемой нижней поверхности
фланца, помеченная светлым ромбом. К чистовой базе привязана размером 200 мм обрабатываемая верхняя торцевая по-
верхность фланца отверстия детали. Положение литой поверхности, над которой расположен фланец отверстия, определено
размером 165 мм и к этому размеру привязана размером 5 мм толщина верхней стенки.
Вертикальная ось является совмещенной черновой литейной базой и чистовой базой для механической обработки и
помечена наполовину зачерненным ромбом. Поэтому размер ПО от нижней поверхности фланца до горизонтальной оси
определяет положение оси расточки отверстия. Вертикальная ось как черновая литейная база определяет размерами 80 и 100
расположение вертикальных стенок отливки и их толщину 5 мм, а как чистовая база для механической обработки размером
150 положение обрабатываемого фланца горизонтального отверстия.
Положение внутренней перегородки с бобышкой для отверстия определяется размерами 15 и 30 от черновой базовой
поверхности нижнего фланца, помеченной зачерненным ромбом. Положение обрабатываемой торцевой поверхности бо-
бышки определяется размером 10 мм от нижней чистовой базовой поверхности, помеченной светлым ромбом.
Глава 2
ПРАВИЛА ПРОЕКТИРОВАНИЯ МАШИН,
ПЕРЕДАТОЧНЫХ МЕХАНИЗМОВ
И ИХ ДЕТАЛЕЙ
2.1. ЗАДАЧИ, СОДЕРЖАНИЕ И ПРАВИЛА ПРОЕКТИРОВАНИЯ ИЗДЕЛИЙ
Проектирование машин, сборочных единиц и их деталей относится к особому виду инженерного искусства. Творче-
ский процесс конструктора при проектировании базируется:
- на знании достоинств и недостатков существующих аналогичных конструкций машин (изделий) в зависимости от
условий их эксплуатации;
- на поиске альтернативных вариантов более эффективных конструкций новых машин и менее трудоемких в изготов-
лении и техническом обслуживании;
- на применении или изменении конструкций, имеющихся сборочных единиц и деталей, с учетом новых условий их
работы;
- на умении конкретно воплощать идеи творческого замысла в виде конструктивного чертежа;
- на знании эффективных способов изготовления деталей и сборочных единиц для проектируемой машины (изделия);
- на максимальном использовании научно-технических достижений и имеющихся конструкторских наработок, вклю-
чая стандартные изделия и готовые комплектующие изделия, проспектов, справочников, материалов промышленных выста-
вок и других обзоров и публикаций.
Конструирование - это логико-математический, расчетно-аналитический и творческий процесс поиска оптимального
варианта структуры, форм, размеров, материалов и взаимосвязи совокупности отдельных элементов машины или механиз-
ма, предназначенных для выполнения заданных функций в соответствии с требованиями технического задания. Техническое
задание должно быть составлено с учетом достижений науки и техники, патентных материалов и перспектив развития вида
техники, к которому относится разрабатываемый проект.
Правила проектирования машин и механизмов, используемых как технологическое оборудование для производства
продукции и оформления рабочего проекта определены стандартами, где предусмотрены стадии разработки конструктор-
ской документации.
Основой для начала конструкторских работ является техническое задание. В техническом задании (ГОСТ Р 15.201-
2000) формируются функциональное назначение создаваемого изделия, отличительные особенности, его технические харак-
теристики, показатели качества и предъявляемые к нему эксплуатационные, технико-экономические и специальные требо-
вания, в том числе этапы выполнения работ (проектирования) со сроками их выполнения.
К этапам проектирования можно отнести (условно) технический и рабочий проекты.
Результатом конструирования машин и механизмов является полный комплект конструкторских документов, необ-
ходимых для изготовления, испытания и эксплуатации машины (изделия), который передается заказчику и изготовителю.
Документация, получаемая в результате проектирования и конструирования, носит единое наименование - проект.
2.2. СТАНДАРТЫ И ИХ ПРИМЕНЕНИЕ
Материал, приведенный выше, изложен в государственных стандартах Российской Федерации. По своему содержа-
нию он не противоречат международным стандартам ИСО, МЭК и стандартам развитых промышленных стран.
Стандартизация - установление технических терминов и понятий (технического языка), норм, методик и правил,
называемых стандартами, которые базируются на опыте работы отечественной и зарубежной промышленности при созда-
нии производственных машин на основе материалов, унифицированных элементов деталей, регламентов, деталей и сбороч-
ных единиц.
Система стандартизации по машиностроению включает: стандарты 180 (Тгйетабопа! Огдатхабоп Гог 81ап<1агс11хабоп)
Международной организации по стандартизации; стандарты ТЕС (Стандарты МЭК) (1п1етабопа1 Е1ес1го1ес1гшса1
Сотгшззюп) Международной электротехнической комиссии; стандарты Г1Т X ЕХ (180 и Европейской комиссии по стандар-
тизации (СЕХ). Кроме того, имеются стандарты национальные (России - ГОСТ Р, Японии, Франции и др.), региональные и
стандарты предприятий. В стандартах предприятий отражается специфика технологической и производственной деятельно-
сти предприятия.
Стандарты делятся на две категории: обязательные и рекомендательные. К обязательным стандартам относятся стан-
дарты по безопасности и по охране экологии и окружающей среды, а остальные стандарты являются рекомендательными.
Наличие стандартов дает возможность выполнить проект машины, который будет понятен изготовителю машины, а
также дает возможность использовать имеющиеся на заводе средства производства (материалы, станки, режущий и измери-
тельный инструмент и др.) и многие комплектующие (болты, винты, гайки и др.), которые будут соответствовать потребно-
стям, заложенным в проекте. Например, на заводе должны быть станки, стандартные фрезы, мерительный инструмент и
методики измерения, которые соответствуют стандартному модулю и степени точности зубчатого колеса, изображенного
конструктором на чертеже.
В стандартах сконцентрированы знания и опыт, накопленные за многие годы работы специалистов и ученых в раз-
личных областях промышленности, позволяющий согласовывать текущую деятельность специалистов и предприятий при
разработке, изготовлении, испытании, эксплуатации, техническом обслуживании и ремонте производственного оборудова-
ния.
В создании новых и совершенствовании действующих стандартов принимают участие научные работники, специали-
сты заводов и конструкторских организаций, специализирующиеся в конкретной области, которые участвуют в обсуждении
и согласовании проектов стандартов перед их принятием для широкого пользования.
Понятно почему не обоснованное, произвольное отклонение от регламента, изложенного в стандартах влечет за собой
лишние затраты времени и средств, связанные с изготовлением оригинального инструмента, изменением техпроцесса, с
выбором метода измерения и соединения деталей и т.п., которые могут привести к нестандартным ситуациям и ошибкам.
В конструкторских организациях соблюдение требований государственных стандартов проверяют при нормоконтроле
конструкторской документации на вновь проектируемую машину или механизм (изделие). Выполнение рекомендаций и
требований государственных стандартов в документации на проектируемое изделие позволяет более оперативно организо-
вать изготовление новых конструкций машин и механизмов, с меньшими затратами и более высокого качества.
2.3. ВИДЫ КОНСТРУКТОРСКИХ ДОКУМЕНТОВ
К конструкторским документам относят графические документы ( например, чертеж детали, сборочный чертеж, чер-
теж общего вида, монтажный чертеж и др.) и текстовые документы ( например, спецификации, пояснительная записка, ве-
домости, технические условия, программы, методики испытаний и др.), которые в отдельности или в совокупности опреде-
ляют состав или устройство изделия (машины) и содержат необходимые данные для его разработки или изготовления, кон-
троля, приемки, эксплуатации и ремонта.
Чертеж детали - документ, содержащий изображение детали и другие данные, необходимые для изготовления и
контроля.
Сборочный чертеж - документ, содержащий изображение сборочной единицы и другие данные, необходимые для ее
сборки (изготовления) и контроля. К сборочным чертежам относят также чертежи для монтажа гидро-, пневмо- и электро-
оборудования.
Чертеж общего вида - документ, определяющий конструкцию изделия, взаимодействие его основных составных ча-
стей и поясняющий принцип работы изделия.
Технические условия - документ, содержащий требования (совокупность всех показателей, норм, правил и положе-
ний) к изделию, его изготовлению, контролю, приемке и поставке, которые нецелесообразно указывать в других конструк-
торских документах.
Габаритный чертеж (ГЧ) - документ, содержащий контурное (упрощенное) изображение изделия с габаритными,
установочными и присоединительными размерами.
Монтажный чертеж (МЧ) - документ, содержащий контурное (упрощенное) изображение изделия, а также данные,
необходимые для его установки (монтажа) на месте применения.
Схема - документ, на котором показаны в виде условных изображений или обозначений составные части изделия и
связи между ними.
Спецификация - документ, определяющий состав сборочной единицы, комплекса или комплекта.
Изображения - виды, разрезы, сечения. Представление об изделии связано с изучением его формы. Форма определя-
ется поверхностями, ограничивающими изделие. Задать на чертеже форму изделия - это значит построить проекционные
изображения совокупности точек и линий, определяющих форму изделия и проекции ее контурных линий.
Отображение изделия осуществляется по методу параллельного прямоугольного проецирования.
Вид - изображение видимой, обращенной к наблюдателю поверхности предмета. Если необходимо пояснить чертеж,
то на виде штриховыми линиями допускается указывать невидимый контур предмета, что позволяет уменьшить число ви-
дов. Виды подразделяются на основные, дополнительные и местные.
Основной вид - это вид, полученный проецированием предмета на шесть основных плоскостей проекций. Изображение
на фронтальной плоскости проекций принимается на чертеже в качестве главного. Предмет располагают относительно
фронтальной плоскости проекций так, чтобы изображение на ней давало наиболее полное представление о форме и размерах
предмета.
Число видов должно быть наименьшим, но обеспечивающим полное представление о предмете.
Устанавливаются следующие названия видов, получаемых на основных плоскостях проекций: 1 - вид спереди (глав-
ный вид); 2 - вид сверху; 3 - вид слева; 4 - вид справа; 5 - вид снизу; 6 - вид сзади (рис. 2.1).
Рис. 2.1. Схема формирования проекций детали на шесть основных плоскостей развертки куба:
а - развертка куба; б - основные плоскости проекций
Дополнительный вид - это вид, получаемый проецированием предмета на дополнительную плоскость проекций, не па-
раллельную ни одной из основных плоскостей проекций.
Рис 2.2. Изображения на чертежах:
а - дополнительный вид; б - местный вид и разрез; в - выносной элемент; г - сечения
Если виды сверху, слева, справа, снизу, сзади не находятся в непосредственной (прямой) проекционной связи с глав-
ным видом, то направление взгляда указывается стрелкой, обозначаемой прописной буквой, а над видом делается надпись
по типу «Вид А», которую подчеркивают сплошной тонкой линией.
На чертеже для изображения элемента отдельного или ограниченного места поверхности детали, в отличие от допол-
нительного вида, применяют местный вид, на котором изображают форму и размеры определенного элемента детали,
например форму ребра, отверстия, паза и т. п. Изображение местного вида элемента детали располагают на свободном поле
чертежа без проекционной связи с основным изображением и дополняют надписью, например «Вид Д».
Выносной элемент - дополнительное изображение части предмета, выполненное в большем по сравнению с основ-
ным изображением масштабе. Часть изделия, изображаемую в виде выносного элемента, обводят замкнутой сплошной тон-
кой линией в виде окружности, овала и т. и. и обозначают римской цифрой на полке линии выноски (рис. 2.2, в), а у вынос-
ного элемента указывают эту цифру и соответствующий масштаб.
Линия обрыва и разрыва - тонкая сплошная волнистая линия (рис. 2.2, г).
Сечение - изображение фигуры, получающейся при мысленном рассечении одной или несколькими плоскостями. В
сечении показывают только то, что расположено в секущей плоскости. Сечения, не входящие в состав разреза, разделяют на
вынесенные и наложенные (рис 2.2, г).
Разрез - изображение предмета, мысленно рассеченного одной или несколькими плоскостями; при этом мысленное
рассечение предмета относится только к данному разрезу и не влечет за собой изменения других изображений того же
предмета. На разрезе в отличие от сечения показывается то, что получается в секущей плоскости и что расположено за ней.
(рис. 2.2, б).
На чертежах (ГОСТ 2.303-68) применяются линии непрерывные сплошные ( контура детали), равные А; прерывистые
- с постоянно повторяющимися одними и теми же элементами (например, штриховые), равные А/3 до А/2; чередующиеся -
с постоянно повторяющимися группами разных элементов (например, штрихпунктирные), равные А/3 до А/2; сплошные
тонкие, равные А/3 до А/2.
Форматом чертежа или другого документа, согласно ГОСТ 2.301-68, называется размер листа этого документа,
определяемый размерами внешней рамки, выполняемой тонкими линиями.
За основной принят формат 1189x841 мм, площадь которого равна 1 м*; остальные форматы получаются путем после-
довательного деления соответствующего формата на две равные части параллельно его меньшей стороне.
По ГОСТ 2.301-68 форматы должны обозначаться двумя цифрами (числами), первая из которых показывает кратность
одной стороны формата величине 297 мм, а вторая - кратность другой стороны величине 210 мм (табл. 2.1).
Масштаб изображения (по ГОСТ 2.302-68) - отношение линейных размеров изображения предмета на чертеже к
его действительным размерам. Масштабы изображений выбираются из ряда, приведенного в табл. 2.2.
Шрифты чертежные служат для дополнения изображения на чертежах надписями, выполняемыми чертежными
шрифтами по ГОСТ 2.304-81. Различают буквы прописные и строчные. Размеры шрифта определяются высотой прописных
букв: 2,5; 3,5; 5; 7; 10; 14; 20; 28; 40 мм. Толщина линии шрифта зависит от типа и высоты шрифта.
Таблица 2.1
Обозначение форматов чертежей
Обозначение формата чертежа Размеры сторон формата, мм Обозначение формата бумаги по ГОСТ 9327-60
44 1189x841 АО
24 594x841 А1
22 594x420 А2
12 297x420 АЗ
И 297x210 А4
Таблица 2.2
Масштабы изображения
Масштаб уменьшения Натуральная величина Масштаб увеличения Масштаб уменьшения Натуральная величина Масштаб увеличения
1:2; 1:2,5; 1:1 2:1; 2,5:1; 1: 100; 1:1 10:1; 20:1;
1:4; 1:5; 4:1; 5:1 1: 200; 40:1; 50:1;
1:10; 1:15; 1: 400; 100:1
1:20; 1:25; 1: 500;
1:40; 1:50; 1: 800;
1:75 1: 1000
На чертежах допускается делать поясняющие надписи, но предпочтение отдается дополнительному изображению (ви-
ду, разрезу, сечению, развертке и т.д.).
2.4. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
К ПРОЕКТИРУЕМЫМ МАШИНАМ И МЕХАНИЗМАМ
Проектируемые машины, механизмы и их детали должны удовлетворять основным техническим требованиям, которые
выработаны обобщением опыта эксплуатации производственного оборудования в отечественной промышленности и за ру-
бежом.
Работоспособность машины, механизма, детали и т. д. состоит в том, чтобы машина, механизм или деталь были спо-
собны выполнять функции, для которых они предназначены, при этом значения заданных параметров должны сохраняться
в пределах, предусмотренных технической документацией на эти изделия.
Основными техническими требованиями к машинам, механизмам и их деталям являются безопасность, прочность,
жесткость, устойчивость, износостойкость, виброустойчивость, теплостойкость, надежность и технологичность.
Безопасность - основное свойство машины, механизмов или деталей, исключающее возможность нанесения вреда че-
ловеку или окружающей среде. Машина и ее механизмы должны быть выполнены конструктивно так, изготовлены из таких
материалов и защищены кожухами, ограждениями и блокировками так, чтобы исключить возможные травмы и возможности
нанести вред здоровью оператора, обслуживающему персоналу и окружающей среде. Машины и механизмы должны соот-
ветствовать требованиям, изложенным в стандартах по безопасности.
Прочность - способность машины, механизма или детали выполнять работу в течение срока службы, в соответствии с
нагрузками и условиями эксплуатации, предусмотренными в прилагаемой технической документации.
Прочность детали определяется расчетом опасного сечения, в котором возникают наибольшие нормальные и каса-
тельные напряжения, и требованиями к качеству изготовления.
Жесткость - один из важнейших критериев работоспособности деталей машин. Жесткость - расчетный параметр, ко-
торый определяет конструкцию деталей и их сочетание для обеспечения работоспособности машины или механизма. При
условии достаточно высокой жесткости валов обеспечивается работоспособность и износостойкость подшипников и пере-
дач при заданных параметрах работы; от жесткости соответствующих деталей машин зависит обеспечение требуемой точ-
ности. Вместе с тем, торсионы и пружины и другие устройства позволяют компенсировать избыточные нагрузки и устра-
нять нежелательные зазоры и люфты для обеспечения работоспособности машины.
Устойчивость - критерий, которым должна располагать любая конструкция машины, механизма или детали, прежде
всего, при определенном положении центра тяжести. Вместе с тем, конструкция должна быть выполнена так, чтобы при
сжатии нагрузкой, не превышающей допустимой (расчетной, указанной в технической документации), не произошло де-
формации отдельных деталей, сборочных единиц и их деталей (корпусов). Потеря устойчивости конструкции происходит
при достижении у нагрузки критического значения; при этом происходит резкое качественное изменение характера дефор-
мации деталей или всей конструкции и изменение положения центра тяжести.
Износостойкость - критерий, влияющий на долговечность работы деталей машин. Существуют различные виды из-
носа деталей: усталостное, абразивное, адгезионно-механическое, эрозионное, коррозионно-механическое и др. Интенсив-
ность изнашивания деталей машин зависит от формы, размеров, физико-химических свойств, условий нагружения и тепло-
вого режима работы контактирующих поверхностей, а также от физико-химических свойств смазочного материала.
В зубчатых передачах, подшипниках качения и некоторых других механизмах при работе возникает усталостное из-
нашивание (выкрашивание), характерное для хорошо смазанных контактирующих поверхностей деталей машин, которые
испытывают повторные контактные напряжения и работают в режимах качения и качения со скольжением.
Абразивное изнашивание возникает в результате режущего или царапающего действия твердых тел и частиц. Данный
вид износа типичен для механизмов, функционирующих в запыленной среде, в условиях недостатка смазки, при работе
всухую. В трущиеся места контакта поверхностей деталей в процессе работы попадают частицы песка, пыли, грязи, продук-
ты износа. Интенсивность абразивного изнашивания механизмов зависит от физико-механических и геометрических харак-
теристик абразива, его количества, прочностных свойств материала трущихся тел, действующей нагрузки, состояния сма-
зочного слоя.
В местах контакта трущихся поверхностей деталей в результате пластической деформации при сжатии и сдвиге за-
щитные поверхностные пленки разрушаются, возникают поверхностные связи, схватывание (молекулярнно-атомных струк-
тур), способствующие адгезионно-механическому изнашиванию. Адгезионный износ наиболее типичен для механизмов, ра-
ботающих без смазки или с твердыми смазочными покрытиями, особенно в вакууме и в инертных газовых средах.
Эрозионный износ, возникающий при химических изменениях поверхностей, зависит от свойств смазочных материа-
лов и трущихся поверхностей, условий эксплуатации, окружающей среды, температурного режима и времени взаимодей-
ствия.
Наиболее опасный вид износа - заедание трущихся поверхностей. Это происходит в высоконагруженных и высоко-
скоростных механизмах в результате разрыва смазочной пленки на контактирующих поверхностях деталей или отсутствия
смазки. При этом из-за высокой температуры, возникающей в месте контакта поверхностей деталей, возникают сложные
физико-химические процессы на поверхностях трущихся деталей, что может вызвать схватывание (прилипание, сваривание)
поверхностей в местах контакта и отрывание частиц материала одной контактирующей поверхностью от другой. В резуль-
тате сваривания на движущейся поверхности детали образуется нарост, который, обладая более высокой твердостью, внед-
ряется в поверхность сопряженной детали, оставляя на ней глубокие борозды задиров. Этим нарушается характер соедине-
ния деталей.
Меры борьбы с износом деталей машин: подбор свойств трущихся пар, снижение контактных нагрузок, связанных с
удельными давлениями; повышение износостойкости изнашивающихся поверхностей; наличие или увеличение толщины
смазочного слоя; улучшение физико-химических свойств смазочного материала и уплотнений для устранения утечек масла
и попадания пыли. Для уменьшения износа поверхностей сопряженных деталей необходимо:
- понижать высоту неровностей (К:. К„) обработанных трущихся поверхностей;
- применять противокоррозионные покрытия, термическую, термохимическую, дробеструйную и другие виды обра-
ботки поверхностей;
- обеспечивать хорошую защиту от попадания абразивных частиц (пыли, песка, грязи) в рабочую зону трущихся по-
верхностей;
- ограничивать рабочие давления в зоне контакта;
- устанавливать надежные фильтры очистки смазки и обеспечивать регулярную нормальную смазку трущихся поверх-
ностей.
Расчеты деталей на износ, для определения достаточной их долговечности, заключаются в определении условий, обес-
печивающих их жидкостное трение.
Расчеты деталей на износ, при невозможности создания условий для жидкостного трения, включают:
- подбор для трущихся пар конструкционных материалов со свойствами, имеющими низкие коэффициенты трения
скольжения;
- подбор конструкций трущихся пар, соответствующих допускаемым рабочим нагрузкам и удельным давлениям;
- подбор свойств смазки.
Виброустойчивость - способность конструкции работать в диапазоне скоростей и нагрузок, предусмотренных для
нее технической документацией, без возникновения недопустимых для конструкции колебаний (достаточно далеких от об-
ласти резонанса). В общем, наличие вибраций ухудшает качество работы машины, порождает шум и может вызвать аварий-
ные ситуации.
Теплостойкость - важнейший критерий работоспособности многих деталей. Работа некоторых машин сопровождает-
ся тепловыделением, которое вызывается трением. Работа тепловых двигателей, литейных машин, прокатных станов связана
со значительным тепловыделением. Чрезмерное тепловыделение, не предусмотренное конструкцией, снижает работоспо-
собность деталей машины и ухудшает качество ее работы. Следует учитывать, что в стальных деталях при непродолжитель-
ном действии температур выше 300. . ,400°С и в деталях из легких сплавов и пластмасс при температурах выше 100. . ,150°С
значительно снижаются механические свойства (предел прочности, предел текучести, предел выносливости и др.). При дли-
тельном действии высоких температур в деталях работающей машины возникает ползучесть, т. е. непрерывная пластическая
деформация при постоянной нагрузке. При повышении температуры выше предусмотренных пределов, понижается защит-
ная способность масляного слоя, расположенного между трущимися деталями, что приводит к повышенному износу этих
деталей или может вызывать их заедание. При чрезмерном нагреве деталей ухудшаются свойства трущихся поверхностей
(например, снижается коэффициент трения в тормозах и муфтах), изменяются зазоры в подшипниках скольжения и качения
и снижается точность машин. В конструкции машины должна быть предусмотрена изоляция источника тепла и отвод тепла
с таким расчетом, чтобы нагрев устройств, обеспечивающих работоспособность машины, не выходил за допустимые преде-
лы. Расчеты на теплостойкость деталей машин, находящихся в напряженном состоянии, заключаются в определении проч-
ности по пониженным допускаемым напряжениям с учетом температуры их нагрева.
Повышение температуры деталей при работе вызывает увеличение их линейных размеров. Влияние температуры на
изменение размеров деталей можно определить по формуле
8, = (Т-20°)ЬК,
где - изменение размера от изменения температуры в мм;
Ь - измеряемый размер при температуре 20°;
А- - коэффициент линейного расширения в миллиметрах на 1°С;
Г - температура изделия (или инструмента), при которой производится измерение;
20°- постоянная температура, при которой производится тарировка и паспортизация измерительных инструментов.
Коэффициенты линейного расширения для наиболее часто встречающихся в конструкциях материалов следующие:
для стали - 0,0000105; для чугуна - 0,0000101; для бронзы - 0,0000171; для алюминия - 0,0000224.
Для практического применения можно учесть, что при измерении с достаточной точностью у образца длиной 100 мм и
при разности температур в 1°С его длина изменяется: на 0,001 мм для стали и чугуна; на 0,0015 мм для бронзы и латуни и
на 0,0023 мм для алюминия.
При измерении скобой стального валика диаметром 100 мм при нагреве его до 35 °С и при температуре окружающего
воздуха и инструмента 20° температурная ошибка измерения будет равна 0,015 мм, что соответствует, при скользящей по-
садке 70% всего поля допуска на этот диаметр по к6 и 20% поля допуска по .
Влияние температуры на конструкцию необходимо учитывать при назначении посадок сопряжения деталей, а также
при назначении радиального и осевого натяга подшипников качения.
Надежность - свойство объекта (машины или агрегата) выполнять заданные функции, сохраняя во времени значения
установленных эксплуатационных показателей в нужных пределах, соответствующих заданным режимам и условиям ис-
пользования, технического обслуживания, ремонтов, хранения и транспортирования.
Надежность машин и их деталей тесно связана с их работоспособностью.
Работоспособность определяет способность машины и ее деталей функционировать с заданными параметрами, а
надежность, кроме того, характеризует и вероятность этой способности машины и ее деталей на протяжении определенного
срока времени или выполнения требуемой наработки.
В результате неисправностей машин и их деталей возникают нарушения эксплуатационных показателей, вызывающие
частичную или полную потерю их работоспособности. Событие, связанное с нарушением работоспособности объекта, назы-
вается отказом.
Надежность изделия обусловливается его безотказностью, ремонтопригодностью, сохраняемостью, а также долговеч-
ностью его частей.
Безотказность - свойство объекта непрерывно сохранять работоспособность в течение некоторого времени или неко-
торой наработки.
Наработка - продолжительность или объем работы объекта.
Ремонтопригодность - свойство объекта, заключающееся в приспособленности к предупреждению и обнаружению
причин возникновения его отказов, повреждений и устранению их последствий путем проведения ремонтов и технического
обслуживания.
Сохраняемость - свойство объекта непрерывно сохранять исправное и работоспособное состояние в течение и после
срока хранения и (или) транспортирования.
Долговечность - свойство объекта сохранять работоспособность до наступления предельного состояния при установ-
ленной системе технического обслуживания и ремонтов.
Надежность - одна из важнейших характеристик качества машин и их деталей. Недостаточная надежность машин и дета-
лей приводит к снижению их производительности, простоям, внеплановому ремонту, браку изготовляемой продукции, аварии
и в конечном итоге к большим экономическим потерям, а иногда и человеческим жертвам. Поэтому надежности машин и дета-
лей уделяют самое большое внимание. Надежность деталей машины зависит в основном от качества изготовления и от того,
насколько режимы их работы по напряжениям, скоростям, температурам соответствуют условиям, принятым при расчетах и
конструировании. Поэтому расчеты и конструирование деталей машин должны наиболее точно отражать их действительные
условия работы, а качество их изготовления должно соответствовать техническим требованиям и быть достаточно высоким.
Одна из основных качественных характеристик надежности машин и их деталей - вероятность безотказной работы Р
(1), т.е. то, что в заданном интервале времени или в пределах заданной наработки не вызывает отказа машины или детали.
Вероятность безотказной работы машины (детали) до момента времени или конца наработки приближенно определяют по
формуле
Р (I) ~ 1-1Д1) /Н
где Н(1) - число машин (деталей), отказавших за промежуток времени или к концу наработки I; Н- число машин (дета-
лей), подвергнутых испытанию.
Так, например, если У 310 и Н(1)=16, то надежность безотказной работы
Р(0= 1-26/310 = 0,92.
Технологичность - свойство конструкции, связанное с реализацией проекта в металле. Как показала практика, разра-
ботку конструкции узла или машины необходимо сочетать с ее технологической проработкой. На стадии создания кон-
струкции конструктор самостоятельно или с привлечением технологов-специалистов вынужден принимать решение по во-
просам ее изготовления с учетом опыта изготовления предшествующих машин. При этом конструктору целесообразно
предусматривать возможность использования покупных изделий и материалов. В создаваемой конструкции конструктору
следует предусматривать более простую конфигурацию деталей; при расстановке размеров следует обеспечивать возмож-
ность обработки детали от одной базы; при возможности, следует сократить количество раздельно обрабатываемых мест,
особенно с допусками; следует применять более простые формы литых деталей с доступными и выступающими местами
под обработку.
В создаваемой конструкции конструктору следует применять более простую схему сборки и регулировки; применять
детали и сборочные единицы, ранее освоенные изготовителем или спроектированные и изготавливаемые для других машин.
Конструктору следует учитывать возможности (через стандарты предприятия), технологические особенности производства,
где будет изготовляться создаваемая конструкция. Очень большую пользу при разработке конструкции приносит комплект
чертежей на аналогичную конструкцию того предприятия, которое будет изготовлять создаваемую конструкцию. Конструк-
тору следует учитывать также те недостатки изготовления, которые выявлены при эксплуатации предшествующих кон-
струкций. Технологичность конструкции обычно проверяют при технологическом контроле конструкторской документации.
Обоснованность изменении в конструкции изделия конструктор излагает в пояснительной записке по результатам рас-
смотрения нескольких альтернативных (возможных) вариантов (с графической проработкой и увязкой размерных цепей)
внесения конструктивных изменений и способов их исполнения в конструкции действующей машины или сборочной еди-
ницы или при разработке новой конструкции изделия, взамен действующего.
Какие параметры и как они должны быть проверены после изготовления изделия, конструктор приводит в Программе
и методике испытаний нового или модернизированного изделия (ГОСТ 34.603-92, ГОСТ 19.301-79, ГОСТ 19.105-78 и др.).
Порядок разработки и постановки продукции на производство приведен в ГОСТ Р 15.201-2000.
2.5. ВЛИЯНИЕ НАПРЯЖЕНИЙ НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Выполняя работу, машина или механизм воспринимает нагрузки, которые передаются деталям. Под действием нагру-
зок детали в зоне контакта деформируются (сминаются, изгибаются, закручиваются), т.е. испытывают поверхностные и
внутренние напряжения в соответствии с воспринимаемыми нагрузками.
В зависимости от направления действия в деталях внутренних сил различают нормальные и касательные напряжения.
Нормальные напряжения обозначаются греческой буквой а (сигма), а касательные - буквой т (тау).
В процессе расчета деталей машин различают рабочие, предельные и допускаемые напряжения.
Рабочие или действительные напряжения - это такие напряжения, которые испытывает деталь в процессе работы.
Например, на стальном прутке круглого сечения диаметром <1=10 мм подвешен груз Р= 10000 Н. Следовательно, рабо-
чее напряжение в прутке
ар= Р / Р = 17(<Г / 4) = 4-10000/(71-102 ) = 127,3 МПа,
где Р - растягивающая сила, Н; Р - площадь поперечного сечения, мм2.
Предельные напряжения - это такие напряжения, которые возникают в процессе механических испытаний специаль-
ных образцов различных материалов. Предельные напряжения - это напряжения, при которых появляются признаки хруп-
кого разрушения или существенные пластические деформации материала, предшествующие разрушению испытуемого об-
разца.
К предельным напряжениям относятся следующие напряжения:
- пределы текучести материала при растяжении ат и при срезе тт;
- пределы прочности (или временное сопротивление разрыву) при растяжении ав, при срезе или кручении тв;
- пределы выносливости, определенные при знакопеременном изгибе <т. или при кручении т.[ образца.
Действие нагрузки в зоне контакта по величине может быть постоянным и переменным (циклическим).
Постоянный (статический) цикл напряжений. При действии на деталь статических нагрузок в ней возникают посто-
янные напряжения. Например, на крюк подвешивают груз, напряжение в крюке возрастает от нуля до определенного значе-
ния и остается постоянным (рис. 2.3, а).
Рис. 2.3. Периодичность приложения нагрузки
Отнулевой (пульсирующий) цикл. Напряжения в этом случае изменяются периодически от нуля до максимума или от
максимума до нуля и т. д. Рассмотрим, например, механизм, у которого рычаг одним концом опирается на эксцентрик, а
вторым - на пружину. При вращении эксцентрика рычаг будет совершать колебательное движение, при этом пружина сжи-
мается и разжимается, а рычаг будет испытывать напряжения изгиба, изменяющиеся по пульсирующему циклу (рис. 2.3, б).
Симметричный цикл. В этом случае напряжения изменяются от нуля до максимума, затем от максимума до нуля, от
нуля до минимума и т. д. (рис. 2.3, в). Примером возникновения такого напряжения может служить шейка вагонной оси во
время вращения колеса. При переменных напряжениях такого рода предельным напряжением будет предел выносливости с;
при изгибе.
Расчетные размеры детали при одинаковых максимальных напряжениях, но разных циклах напряжения (статический,
пульсирующий или симметричный) будут соответственно возрастать.
Механические характеристики (ав, ат) материалов, применяемых в машинах, приведены в табл. 2.3.
Таблица 2.3
Механические характеристики (п,,, от) материалов (краткая выборка)
Марка металла Св, МПа Ст, МПа Коэффициент Пуассона, у Модуль упругости, Е, Па
Сталь 3 320М20 — 0,25-0,33 (1,9-2,15)10"
Сталь 45 610 360 0,25-0,33 -
Сталь 40Х 1000 800 0,25-0,33 -
Бр.ОЦС5-5-5 180 — 0,32-0,35 (0,74-1,22)10"
Бр.АЖ9-4А 400:500 — — (1,33-1,18)10"
Допускаемые напряжения применяют при расчете деталей машин на прочность. Разумный выбор допускаемых
напряжений определяет возможность получения при проектировании надежных и в то же время легких и экономичных кон-
струкций.
Существует два основных метода выбора допускаемых напряжений.
Табличный метод, который составлен экспертно на основании обобщения опыта и результатов испытаний, а также
учета статистических данных эксплуатации больших партий машин и механизмов и приведен в таблицах выбора допускае-
мых напряжений в передачах.
Дифференциальный метод, позволяющий при расчетах на прочность наиболее полно учесть все факторы (выявлен-
ные расчетным методом и экспертно), влияющие на величину допускаемых напряжений.
При расчетах на прочность механических передач более распространен дифференциальный метод определения до-
пускаемых напряжений.
Допускаемое напряжение в общем виде равно предельному напряжению, деленному на коэффициент запаса прочно-
сти и в отличие от действительных напряжений обозначается буквами о иг в квадратных скобках - нормальные [а] и каса-
тельные [т]:
[а] = Опред/п или [т] = т пред/п,
где п = П!П2п3 - коэффициент запаса прочности, который можно приближенно определить, как произведение частных
коэффициентов запаса прочности, имеющих значения:
п1 - коэффициент, зависящий от точности производимого метода расчета или точности определения действующих
нагрузок, точности расчетной схемы и т. п.; при сравнительно точном методе расчета п1 = \ ... 1,5, при менее точном методе
расчета п1 = 2...3;
п2 — коэффициент, зависящий от степени пластичности материала, которая определяется отношением пт/ав. Значения п2
для различных материалов можно определить по табл. 2.4.
Таблица 2.4
Значения п2 для различных материалов по п,,'пв.
ат/ав 0.45:0.55 0,55-0,70 0,70-0,90
1,2-1,5 1,4-1,8 1,7-2,2
Коэффициент [л2] для стальных деталей из поковок и проката равен 1,2 - 1,5; для деталей из стального литья - 1,5-1,8;
для чугунных деталей - 1,5-2,5.
п3 - коэффициент дополнительного запаса прочности для ответственных деталей. В зависимости от степени ответ-
ственности п2 = 1,1 - 2,5 и более.
2.6. КОНТАКТНАЯ ПРОЧНОСТЬ
Работоспособность многих деталей машин ограничивается из-за недостаточной прочности рабочих поверхностей, по
которым происходит контакт двух деталей. Под действием нагрузок, прижимающих эти детали, возникают местные на-
пряжения и деформации, называемые контактными. Они возникают при малых размерах площадки касания по сравне-
нию с размерами деталей (сжатие двух шаров, шара и плоскости, двух цилиндров). Когда размеры площадки касания срав-
нительно велики, то принято называть напряжение, возникающие на этих площадках, напряжением сжатия или удельным
давлением.
Для деталей, в поверхностных слоях которых возникают контактные напряжения (например, фрикционные катки, зуб-
чатые колеса, подшипники качения), решающую роль играет не общая (объемная) прочность, а прочность рабочих по-
верхностей - контактная прочность.
Рис. 2.4. Схема взаимодействия двух цилиндров под нагрузкой
Рассмотрим пример сжатия двух цилиндров с параллельными осями (рис. 2.4). До приложения удельной нагрузки г/
цилиндры соприкасались по линии. При нагрузке линейный контакт переходит в контакт по узкой площадке. При этом точ-
ки максимальных контактных напряжений атах располагаются на продольной оси симметрии контактной площадки. Вели-
чина этих напряжений вычисляется по формуле Г. Герца (при применении материала с коэффициентом Пуассона, ц = 0,3)
(табл. 2.3).
а =
тах
7ГС
где д - нагрузка на единицу длины контактной линии; с - ширина контактной площадки, определяемая из выражения
С = 3 04.1^"р^ ’ тогда
V Е
гг = 0,418------> гДе
Р\Р1
Ру +Р1
приведенный радиус кривизны; р и р2 - радиусы цилиндров; V - коэффициент Пуассона; Е - модули упругости одинаковых
материалов цилиндров, для неодинаковых материалов цилиндров определяют приведенный модуль упругости.
е = е,е2 ,
"р Е, + Е2
где Е] и Е2 - модули упругости материалов цилиндров.
2.7. ВИДЫ И СОДЕРЖАНИЕ РАСЧЕТОВ
Различают два вида расчетов, выполняемых конструкторами, а именно: проверочный и проектный.
Проектный расчет (выполняется как предварительный) производят по формулам в тех случаях, когда необходимо
получить размеры, обеспечивающие прочность проектируемой детали, для конструкторской проработки. На этой стадии
проектирования конструкция детали неизвестна и в большинстве случаев практически невозможно более или менее точно
учесть все факторы, влияющие на прочность детали (концентраторы напряжений и т. д.).
Этот расчет, например, для растяжения - сжатия выполняется по следующей основной формуле:
А > Р / [а] ,
где Р - внутренний силовой фактор (растягивающая или сжимающая сила, изгибающий или крутящий момент); А-
геометрический фактор (площадь поперечного сечения, момент сопротивления сечения изгибу или кручению).
Проверочный расчет выполняют в тех случаях, когда необходимо определить прочность существующей или проекти-
руемой детали, размеры которой известны (после конструкторской проработки механизма или машины).
Этот расчет производят, например, для растяжения - сжатия по следующей формуле:
а = Р / А < [а],
где в общем виде действительные или рабочие напряжения равны силовому фактору, деленному на геометрический
фактор, и должны быть меньше или равны допускаемым напряжениям. Чем ближе будет действительное напряжение к до-
пускаемому, тем лучше будет использован материал детали.
При проверочном расчете можно определить фактические (расчетные) напряжения и коэффициенты запаса прочности,
действительные прогибы и т.д.
В случае, если действительные расчетные параметры существенно отличаются от допускаемых, в размеры конст-
рукции деталей вносят необходимые коррективы.
В некоторых ответственных случаях при выполнении проверочного расчета требуется определить действительный за-
пас прочности (выносливости), зная величину амплитуды аа симметричного цикла напряжений. При этом, как правило, из-
вестны материал детали и его механические характеристики <т. и т.[ .Такой метод расчета используется при проверке проч-
ности уже спроектированной конструкции, размеры деталей которой и условия работы известны. При таком напряженном
состоянии при любых циклах изменения напряжений действительный коэффициент запаса прочности определяется по сред-
неквадратичному значению:
П = ^^,
где п„ - запас прочности по изгибу; пт- запас прочности по кручению.
Пределы выносливости при симметричном цикле изменения напряжений можно определить для углеродистой стали
по эмпирическим формулам: при растяжении или сжатии - а.1р = 0,35 ав; при изгибе - <т. = (0,40.. .0,45) ав; при кручении -
= 0,43 ав.
2.8. ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ ЛИТЫХ ДЕТАЛЕЙ
Литые детали конструируют так, чтобы они были технологичны в производстве, обеспечивали наименьшие затраты
труда и материалов, а также позволяли максимально механизировать и автоматизировать их изготовление.
При конструировании деталей должны быть также учтены: стандартизация, унификация, нормализация, удобство в
эксплуатации, транспортабельность для железной дороги.
Технические требования к конструкциям отливок
При конструировании контура отливок следует особое внимание уделить черновым базовым плоскостям. Литейной
(черновой, первичной) базой называют поверхность или ось, от которой определяют положение операции для первой меха-
нической обработки. Желательно, чтобы литая конструкция имела одни и те же базовые плоскости для изготовления и про-
верки моделей, для литья и механической обработки. От черновой условной поверхности, оси или плоскости отсчитывают-
ся размеры при разметке модели для литья и отливки.
Черновая базовая поверхность не должна пересекаться плоскостью разъема формы.
Конфигурация черновой базы должна обеспечивать удобное и устойчивое крепление детали при механической обра-
ботке; затяжка по базе не должна вызывать коробления литой заготовки.
Базовая чистовая поверхность, с которой начинают обработку (вторичная база), связывается один раз исходным разме-
ром с черновой поверхностью (первичной базой) и после механической обработки образует плоскость на длинных отливках
из бобышек, платиков и выступов, которые при короблении отливки не вызывают большого ее искажения. Очень важно,
чтобы базовая поверхность, плоскость, имела минимальные размеры и была расположена, примерно, на равном расстоянии
от всех обрабатываемых поверхностей контура детали. Это уменьшает допуски на размеры от чистовой базовой поверхно-
сти до обрабатываемых поверхностей контура отливки. При необходимости базовую поверхность следует умышленно сме-
щать в сторону, где нужно достичь минимальных допусков на размеры.
Рис. 2.5 Черновые и чистовые базы для поверхностей отливки
В детали, изображенной на рис. 2.5, а. черновой базой могут служить или отмеченная зачерненным ромбиком поверх-
ность фланца, или верхняя плоскость детали (рис. 2.5, б). Чистовая база после механической обработки показана светлым
ромбиком.
От черновой базы координируют все остальные литейные поверхности (размеры К), от базы после механической обра-
ботки координируют все остальные механически обрабатываемые поверхности (размеры к').
Чистовую базу при механической обработке выполняют с минимальным припуском, что обеспечивает равномерное
распределение припусков по остальным механически обрабатываемым поверхностям.
Иногда черновые базы приходится создавать искусственно, вводя технологические приливы (т, рис. 2.5, в) или изме-
нять соответствующим образом конфигурацию детали с тем, чтобы исключить подставку т.
В общем случае литейных баз должно быть три - по одной для каждой из осей пространственной системы координат.
Осевыми базами являются оси отверстий бобышек. Осевая база определяет литейные размеры в плоскости, перпенди-
кулярной к оси, а поверхностная база - вдоль оси (рис. 2.6) отверстия.
Рис. 2.6. Черновая база (помечена зачерненным ромбиком); чистовая база (помечена светлым ромбиком);
ось среднего отверстия - совмещенная черновая литейная база и чистовая база для механической обработки
(помечена частично зачерненным ромбиком)
При механической обработке заготовку фиксируют чаще всего по двум отверстиям и по поверхностной базе.
Тела вращения имеют только две базы - осевую, совпадающую с осью тепа вращения,, и высотную, определяющую
размеры вдоль оси. При наличии осевых баз литейные базы и базы механической обработки совмещаются; общей базой
служит ось отверстия, избранного в качестве базового.
2.8.2. ВНЕШНЯЯ ФОРМА ОТЛИВОК
Поверхности отливок должны быть выполнены с возможно меньшими отклонениями от плоскости или поверхности
тела вращения. Внешнюю форму их нужно максимально выполнять более простой с тем, чтобы обеспечить формовку и
легкое извлечение модели из формы. Модель не должна в своих элементах иметь так называемых теневых зон (рис. 2.7),
устранение которых исключает применение на моделях отъемных частей, дополнительных стержней, стержневых знаков,
снижающих точность изготовления отливки.
Рис. 2.7. Конструкции отливок:
а - с теневыми зонами; б - без теневых зон
Элементы конструкции по внешнему контуру нужно располагать в одной плоскости (рис. 2.8). Контуры деталей и
внутренних полостей рекомендуется образовывать простейшими линиями - прямыми, дугами окружности и т. д.
в) 6)
Рис. 2.8. Устранен перекос (б) от ступенчатого крепления (а) направляющих втулок
В литых плоских деталях не следует допускать двухсторонней механической обработки (рис. 2.9, а), особенно тех, ко-
торые испытывают воздействие динамических нагрузок.
Рис. 2.9. Двухсторонняя обработка отливки
Контур, приведенный на рис. 2.9, а, для упрочнения сверху соединяется при отливке с плитой (рис. 2.9, б), обраба-
тываемой по всей верхней плоскости или только по поверхности платиков при их наличии. Нижняя опорная поверхность
контура обрабатывается по замкнутой поверхности контура или только по боковым поверхностям контура (рис. 2.9, в).
При необходимости нижнюю поверхность плиты можно укрепить перекрестными ребрами, аналогично, как показано на
рис 2.9, а.
К основным требованием к конструкции литых деталей следует отнести рациональную компоновку, уменьшение габа-
рита и массы и обеспечение несущей способности отливки к нагрузке.
Рис. 2.10 Кронштейн:
а - первичный вариант; б - вариант после модернизации
На рис. 2.10, б показан кронштейн после модернизации. Перемещение бобышки на расстояние а устранило консоль-
ное крепление втулки и позволило увеличить ребро для крепления втулки к основанию.
Отливка должна иметь как можно меньше криволинейных очертаний (рис 2.1 Г).
Рис. 2.11. Очертания моделей кронштейна:
а -криволинейное; б -прямолинейное (правильное)
На рис. 2.11, б показана конструкция кронштейна после модернизации. В целесообразной конструкции сечениям от-
ливки придана простая прямоугольная форма.
Конструкция отливки кронштейна, изображенной на рис. 2.11, а. имеет конструкцию со сложным профилем в про-
дольном и поперечном сечении. Конструкция переходов между сечениями сложна и при формовке будет трудно выдержать
одинаковые переходы в модели и стержневом ящике, что неизбежно приведет к разностенности отливки и др.
Если конструкция состоит из нескольких литых деталей, то рекомендуют упростить отливку наиболее сложной и
крупной детали, несколько усложняя более простую из стыкуемых деталей. Конструкция отливки (рис. 2.12, а) сложна и
трудоемка в изготовлении и механической обработке. Объединение стенок ш с крышкой (рис. 2.12, б) значительно упрощает
отливку и ее механическую обработку, а также доступ к встроенному обслуживаемому механизму.
Рис. 2.12. Упрощение конструкции отливок
Размеры бобышек, платиков, уступов и переходных фасок, оформляющих внешний контур, рекомендуется выбирать в
зависимости от приведенного габарита литой конструкции, который находят по формуле:
21 + Ь + к
М =.
3
где / - длина; Ъ - ширина; Л - высота отливки в м.
Величины указанных элементов приведены в табл. 2.5.
Таблица 2.5
Рекомендуемые размеры бобышек, платиков, уступов и переходных фасок
Приведенный габарит, м Высота платиков и бобышек над необработанной поверхностью, мм (не более) Высота уступа на обработанной поверхности, лш ( не менее) Высота переходной фаски к необработаной поверхности, лш ( не менее)
0,5 10 12 5
2,0 15 18 8
4,5 20 25 12
8,5 30 40 18
13 40 50 22
Между диаметром /) бобышек и диаметром с! отверстия отливки следует выдерживать следующее соотношение:
<1 < 40 при 1)>2с1;
с! < 50 : X0 при П>1,5<1;
с1 < 80 при П><1 + (4л-6)а (при а >15мм) и П><1 + (4:8)а (при <1<15мм);
где а - толщина стенки литой конструкции.
Если бобышки, платики и уступы расположены близко, то их следует объединять и выравнивать в одну плоскость,
уменьшая местные скопления металла.
2.8.3. КОНСТРУИРОВАНИЕ СТЕНОК
При выборе минимальной толщины стенок литой конструкции необходимо учитывать их назначение, а также размер,
вес и способ изготовления детали. При литье в песчаные формы толщину чугунных стенок, преимущественно крупных от-
ливок, можно найти по диаграмме (рис. 2.13) в зависимости от приведенного габарита отливки №
0 <567 Ум
Габариты детали
Рис. 2.13. Определение минимальной толщины чугунной стенки
Толщину стенок мелких и средних отливок из чугуна, стали и цветных металлов можно определить по табл. 2.6 или по
формуле:
Ь я
а =----1- 4мм,
100
где I. - наибольший габаритный размер литой детали, мм.
Таблица 2.6
Минимальная толщина стенок а для различных сплавов, мм
Материал Наибольший размер детали, мм
До 500 До 1500 Свыше 1500
Чугун серый 6 10 15
Чугун ковкий 5 8 -
Сталь 6-8 10-12 15-20
Бронза 3-5 10-12 —
Алюминий 3-5 5-8 -
2.8.4. КОНСТРУИРОВАНИЕ СОПРЯЖЕНИЙ СТЕНОК
При сопряжении стенок необходимо выравнивать их толщину, чтобы устранить внутренние напряжения и усадочные
раковины. Равномерность толщины стенок и допускаемое скопление металла в их сопряжениях можно определять правилом
вписанной окружности. Необходимо соблюдать условие:
й> 1,5л,
где (/-диаметр вписанной окружности; а -минимальная толщина стенки (рис. 2.14).
Рис. 2.14. Применение метода вписанных окружностей
При соединении стенок, отличающихся по толщине в 2 раза и более, следует применять конусное сопряжение (рис.
2.15 ), при котором для чугуна и цветных металлов I > 4 (а - Ь). а для стали /> 5 (а - Ъ).
Рис. 2.15. Применение метода конусного сопряжения, уклонов
Толщина стенок, расположенных внутри отливки: ввиду их замедленного остывания, следует выбирать длину уклона /
приблизительно на 20% меньше, чем наружных.
При соединениях стенок необходимо избегать острых углов, в которых от быстрого остывания возникают напряжения
и микротрещины. Галтели должны быть выбраны так, чтобы они обеспечивали плавный переход и устраняли местные скоп-
ления металла.
Галтелью называют закругление внутреннего (меньше 180°) угла, предназначенное для обеспечения в отливке плав-
ного перехода от одной стенки к другой.
Радиусы галтелей принимают от '/5 до % среднеарифметической толщины соединяемых стенок. Рекомендуют следу-
ющий ряд радиусов внутренних галтелей: 1, 2, 3, 5, 8, 10, 15, 20, 25, 30, 40 мм. Радиусы в 1, 2 и 3 мм применяются в основ-
ном для отливок, изготовляемых по металлическим моделям. Радиусы закруглений в литых деталях принимают: при тол-
щине стенки до 25 мм - примерно %, а при толщине стенок 25 мм - равным */5 среднеарифметической толщины сопрягае-
мых стенок.
Для сплавов с повышенной усадкой (цветные сплавы, чугун ковкий, серый сталистый, легированный марганцовистый,
хромоникелевый) рекомендуют радиусы галтелей принимать по табл. 2.7.
Таблица 2.7
Радиусы галтелей, зависящие от толщины сопрягаемых стенок, мм
(а + Ъ)/2 Г (а + Ъ)/2 г
До 12 6 45-60 25
12-16 8 60-80 30
16-20 10 80-110 35
20-27 12 110-150 40
27-35 15 150-200 50
36^45 20 — —
Примечание: а и Ь- толщины сопрягаемых стенок; г-радиус внутренней галтели.
В одной отливке необходимо иметь минимальное количество размеров радиусов; желательно свести их к одному ра-
диусу для всей детали и на чертеже ограничиться примечанием, например: «Литейные радиусы внутренних углов Кб».
Для устранения местных утолщений и создания плавных переходов угловые сопряжения при соотношении толщины
стенок - А/а < 2 выполняют с внешним К, равным толщине стенки - А и внутренним радиусом К. равным толщине А стен-
ки, и с внутренним радиусом г закругления, равным '/6 > % среднеарифметической толщины стенок (рис. 2.16, а), т. е.
1 ( А + а п„ 1 ( А + а
у = — ----- А'-’ р —_ ____
6^ 2 } 2
При большей разнице в толщине стенок рекомендуется построение переходов согласно рис. 2.16, б, где
с я з7Л - а ; а + С <А; к>4с. Для стального литья к > 5с.
Рис. 2.16. Угловое сопряжение стенок:
а - при отношении толщины менее двух; б - при отношении толщины более двух
Таблица 2.8
Возможные варианты сопряжения двух стенок
Рекомендуемая | Допустимая Рекомендуемая | Допустимая
7Ь— 1- . с X А -Г .
/ХС. Г 1 с д „У* * ко
о * к * - 1 ,1 1 1
А Ж т ' -А 4. 4» /г 1
9 6^—1 № е' -к
я X. О V —Г
1 з 1
ЛЕ к --ь
—к €) * 1 г- । е)
Параметры сопряжения Вид сопряжения
а б в г д е
А/а 1 1 1 >1,25 1,25 >1,25
Угол сопряжения, “ 75-105 >75 >105 75-105 75-105 <75
К , мм г + а г + а г + а г + а г + а + с г + т= г + а+с
К - по конструктивным соображениям; для чугуна 1г = 4с; для стали 11~ 5с
А/а >2,5 1,8 >2,5 1,25 >1,8 < 1,25
с 0,7А-а 0,8А-а А-а -
Возможные варианты сопряжения двух стенок приведены в табл. 2.8; возможные варианты сопряжения трех стенок - в
табл. 2.9 и 2.10.
Таблица 2.9
Возможные варианты сопряжения трех стенок
схЗу/А-а ;а+с<А; с « \,5^А-а ; а+2с^4;
11>4с - для чугуна и 11>5с - для стали Л>8<? - для чугуна и Л> 1 Ос - для стали
Таблица 2.10
Возможные варианты сопряжения трех стенок
1г = 8с - для чугуна и й = 1 Ос - для стали
Рекомендуемое построение переходов
1,8-2,5 1,25-1,8
0,5(0,7А-а) 0,5(0,8А-а) 0,5(А-а)
В отливках из алюминиевых сплавов рекомендуют в пересечениях двух и трех стенок соотношения конструктивных
элементов, приведенные в табл. 2.11.
Число сопрягаемых стенок в одной точке нужно сводить к минимуму.
Радиусы скругления стенок в местах сопряжения поверхностей зависят от их размеров и углов сопряжения (табл.
2.12). Радиусы скругления г при минимальной толщине стенки а, мм, в стальных отливках приведены в табл. 2.13.
Таблица 2.12
Величины радиусов скругления сопрягаемых поверхностей
/а Г 2 ~—р -7 1 а V
1 \Ак СГГ
4
Размеры Р, Р1, Р2, мм Угол соп эяжения п. ।. (ь "
до 50 50-75 75-105 105-135 135-165 св. 165
Радиусы К, К], К2 скругления сопрягаемых поверхностей, мм
До 25 2 2 2 4 6 8
26-50 2 4 4 6 10 16
51-150 4 4 6 8 16 25
151-250 4 6 8 12 20 30
251-400 6 8 10 16 25 40
401-600 6 8 12 20 30 50
601-1000 8 12 16 25 40 60
1001-1600 10 16 20 30 50 80
1601-2500 12 20 25 40 60 100
Свыше 2500 16 25 30 50 80 120
Таблица 2.13
Радиусы скругления г при минимальной толщине стенки а, мм, в стальных отливках
а Н — । ,г г' \ * _ 1 л А + а ~ и/ г* К = г н , лш; г > Змм V*! Ста/п 2 / 0^)
Отношение толщин сопрягаемых стенок А/а Радиус г при минимальной толщине стенки а, мм
до 6 6-10 10-15 15-20 20-25 25-35 35-45 45-60 60-80 80-100
Свыше 1 до 2 5 8 10 12 15 20 25 30 40 50
Свыше 2 до 3 6 10 12 15 20 25 30 40 50 -
Свыше 3 10 12 15 20 25 30 40 50 - -
Известно, что в жидком металле содержится в растворенном виде воздух, который при остывании металла выделяется
и нуждается в выходе в атмосферу. В металле содержатся шлаки, которые всплывают по мере остывания металла. При
остывании металл уменьшается в объеме, т.е. происходит его усадка, и по мере остывания металл продолжает заполнять
отливку. Поэтому при конструировании чугунных деталей им следует придавать такую формгу в поперечных сечениях, ко-
торая обеспечивала бы свободную усадку металла и выход шлакам и газам.
Конструируя стенки, нужно учитывать их расположение при заливке металлом (рис. 2.17). Следует избегать больших
горизонтальных плоскостей, расположенных на среднем и верхнем при заливке уровне, так как на них могут задерживаться
газы, шлак и другие неметаллические примеси, образующиеся в литейной форме и выделяющиеся из металла.
Рис. 2.17. Схемы литых конструкций:
а - неправильные (не обеспечивающие всплывание газов и неметаллических примесей);
б - правильные; в - с труднопроходимой зоной для остывающего жидкого металла;
г - правильная (с постепенным утолщением стенки кверху)
Конструкция литых деталей должна соответствовать одновременному или последовательному (направленному) затвер-
деванию отливки. В первом случае желательна наибольшая равномерность сечения, во втором - постепенное нарастание
массивности стенок в предполагаемом направлении затвердевания (рис. 2.18).
Рис. 2.18. Литая конструкция:
а - скопление металла в узле В;
б - устранено скопление металла соединением бобышки с фланцем Б
2.8.5. КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕБЕР
Толщина ребер, оформляющих внешний контур, не должна превышать 0,6+0,8 наименьшей толщины стенки, к кото-
рой они примыкают, а толщина ребер внутренней полости - 0,5+0,6 толщины стенки. Высота ребер не должна быть 3+6
кратной толщине стенки. Более низкие ребра ослабляют отливку, а более высокие - плохо отливаются. Максимальный шаг
ребер, при котором не наступает ослабление отливки, можно определить по зависимости
где 8ср и й - средняя толщина и высота ребра; б - толщина стенки отливки.
Рекомендуется применять шахматное или кольцевое пересечение ребер и перегородок (рис. 2.19).
Рис. 2.19. Схемы оформления ребер и перегородок
В табл. 2.14 приведены схемы крестовин с ребрами и соотношения размеров, которые применяются на практике.
Таблица 2.14
Рекомендуемые соотношения размеров отливок с ребрами
Размеры К. б/ и Ъ выбирают конструктивно. Ребра жесткости необходимо располагать перпендикулярно к плоскости
разъема формы и стержневого ящика (для упрощения формовки) и симметрично (для равномерного распределения внут-
ренних напряжений).
2.8.6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ОТВЕРСТИЙ В ЛИТЬЕ
Следует избегать выполнения в отливках отверстий малого диаметра и большой длины. Для ориентировочного опре-
деления минимального диаметра отверстий можно пользоваться формулой а ао\ 0,1/, где / - длина отверстия, мм (рис.
2.20, г). Для алюминиевых сплавов и бронз с!о = 5 мм; для чугунов с!о = 7 мм; для сталей с1о = 10 мм. Отверстия меньшего
диаметра не отливают, их сверлят. Отверстия в литье не следует выполнять при единичном производстве, если их диаметры
не превышают 50 мм.
На рис. 2.20 изображены возможные варианты образования отверстий в отливках. Предпочтителен вариант, приве-
денный на рис. 2.20, в, при котором имеется возможность сквозного нарезания резьбы. Размер 8 должен учитывать возмож-
ное смещение в отливке литого отверстия.
Рис. 2.20. Литейные отверстия
Окна и отверстия в стенках (круглые и прямоугольные) увеличенных размеров следует упрочнять отбортовкой (рис.
2.21), которая защищает от возникновения горячих и холодных трещин.
Я,
а) б)
Рис. 2.21. Схемы отбортовки для литых деталей:
а - двухстенных; б - одностенных
Литая конструкция не должна иметь тонких пазов и выступов, образуемых тонкими выступами и перемычками литей-
ной формы. Тонкие выступающие части формы могут быть смыты металлом в процессе заливки, что приведет к браку по
земляным раковинам и намывам.
2.8.7. КОНСТРУИРОВАНИЕ ФЛАНЦЕВ
Толщину фланцев, обрабатываемых с одной стороны (рис. 2.22, а), принимают в среднем равной (1,5 —1,8) з; толщину
фланцев, обрабатываемых с двух сторон (рис. 2.22, б), — (1,8 -2)8, где 8 - толщина прилегающей стенки.
Рис. 2.22. К определению толщины фланцев
Для повышения прочности и жесткости фланцы соединяют со стенками ребрами (рис. 2.22, в) или придают фланцам
коробчатые формы.
Способы устранения массивов во фланцах увеличенной высоты показаны на рис.2.23, а. б. в.
Рис. 2.23. Устранение массивов во фланцах
2.9. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУИРОВАНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Конструкция деталей машин должна учитывать возможности механической обработки деталей и обеспечивать: крат-
чайшие сроки подготовки производства; наименьший объем механической обработки; возможность применения прогрес-
сивных методов производства и синхронизацию операций, выполняемых при единичном и серийном производстве; удобные
и надежные базирующие поверхности для установки заготовок деталей машин для их обработки. В некоторых случаях для
получения первичной базы и удобства установки для обработки на станке в конструкциях деталей целесообразно преду-
сматривать специальные выступы и бобышки, которые после обработки могут быть удалены. Обрабатываемые детали
должны иметь достаточную жесткость, обеспечивающую восприятие усилий резания без ощутимых деформаций (рис. 2.24,
а, б), и удобный подвод режущего инструмента к обрабатываемой поверхности (рис. 2.24, в); возможность применения вы-
сокопроизводительного прочного и жесткого инструмента.
а)
в)
Рис. 2.24.
б)
Жесткость конструкции
Платиками или бобышками (рис. 2.25) отделяют обрабатываемые поверхности от необрабатываемых черных поверх-
ностей. Это позволяет сократить площадь обработки черных поверхностей и возникновение случайных погрешностей в
размерах обрабатываемых заготовок. Высота обрабатываемых платиков и бобышек дана в табл. 2.14.
Рис. 2.25. Высота обрабатываемых платиков и бобышек
Таблица 2.14
Высота платиков и бобышек
Ь или Н отливки До 50 50- 250 250- 500 500 -750 750- 1000 1000 - 1250 1250-1500 1500-2000
А - высота платика
14-16
При обработке поверхностей предусматривают свободный выход режущего инструмента при обработке на проход
(рис. 2.26, размер ширины канавки А и К).
Рис. 2.26. Выход инструмента из зоны обработки
При нарезании прямозубых колес глубину канавки для выхода долбяка назначают на Л = 1-2 мм больше высоты зуба, а
ширину канавки к выбирают в зависимости от модуля т (табл. 2.15).
Таблица 2.15
Ширина канавки к для выхода долбяка______________________________
т 1.5 2-3 4 5-6 8 10
к, мм 5 6 7 8 10 И
Предусматривают конструкцию деталей, позволяющую устанавливать на станке нескольких деталей для одновремен-
ной (пакетной) обработки (рис. 2.27, а).
Рис. 2.27. Конструкции деталей для пакетной обработки
В ряде случаев для снижения расхода и стоимости материала производят замену цельных точеных деталей литыми,
армированными или составными, т. е. сборочными единицами (рис. 2.27, б).
Предусматривают возможность применения для обработки деталей стандартного или типизированного инструмента
(для обрабатываемого профиля).
Снижение металлоемкости изделия в целом, повышение передаваемой мощности и уменьшение габаритов обеспечи-
вают также рациональным выбором марок металлов и режимов термической обработки.
При конструировании деталей машин целесообразно также учитывать рекомендации по конструктивным размерам де-
талей, приведенные в таблицах и в разделах настоящего справочного пособия.
2.9.1. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ К КОНСТРУКЦИИ ПОВЕРХНОСТЕЙ ДЕТАЛЕЙ МАШИН
Плоские поверхности. При конструировании корпусных и базовых деталей конфигурацией обрабатываемых плоских
поверхностей обеспечивают по возможности равномерный и безударный съём стружки (рис. 2.28, а).
Если нет выхода для режущего инструмента, то переходная часть должна соответствовать размерам и виду поверхно-
сти режущего инструмента (рис 2.28, б. в).
Обрабатываемые плоскости выполняют по возможности взаимно параллельными или перпендикулярными.
На сопряженных плоскостях предусматривают фаски, а не галтели (рис. 2.28, г).
Фасонные поверхности. Радиусы вогнутых и выпуклых поверхностей (рис. 2.29) согласовывают с размерами нор-
мальных полукруглых выпуклых и вогнутых фрез, которые имеют размерный ряд радиусов профиля К (ГОСТ 9305-93): 1,6;
2; 2.5; 3; 4; 5; 6; 7; 8; 9; 10; 11; 12; 14; 16; 18; 20; 25 мм.
Рис. 2.29. Радиусный профиль деталей
В литых деталях радиус закруглений К принимают при толщине стенки до 25 мм - К > У
а свыше 25 мм - К > У
средней толщины сопрягаемых стенок в соответствии с рядом: 1, 2, 3, 5, 8, 10, 15,20, 25, 30, 40 мм.
Пазы, гнезда и уступы. В отверстиях избегают применения глухих пазов (рис. 2.30, а). В конце хода инструмент
должен выходить в проточку, глубина которой перекрывает глубину паза.
Рис. 2.30. Пазы
Пазы по возможности выполняют обработкой на проход (рис. 2.30, б).
Если нет такой возможности, то траектория выхода паза на наружную поверхность должна соответствовать радиусу
фрезы (рис. 2.30, в).
Основание паза должно представлять собой плоскую или цилиндрическую поверхность.
Глубина и ширина пазов должны выбираться в соответствии с размерами нормальных дисковых трехсторонних фрез
по ГОСТ 3964-69 и ГОСТ 8543-71, которые имеют следующий размерный ряд по ширине: 4 0 0 через 1 мм, 10:20 через 2
мм, дальше 22, 25, 28 мм.
В деталях без конструктивной необходимости не применяют пазы с односторонним разрывом (рис. 2.31, а).
Пазы располагают по возможности в одной плоскости (рис. 2.31, б).
Рис. 2.31. Форма и расположение пазов
Радиусы закругления у основания выемок пазов должны быть одинаковыми по всему периметру (рис. 2.32, а) и долж-
ны назначаться в соответствии с размерами концевых фрез по ГОСТ 17025-71 и ГОСТ 17026-71.
Основные размеры твердосплавных фрез (7)х//з - диаметр х длина рабочая х число зубьев): 15x16x4; (20,25)х20х5;
32x20x5; 40x25x6; 50x32x6.
Без необходимости не применяют фасонных, а также глубоких обрабатываемых выемок; глубина выемки не должна
превышать трех диаметров концевой фрезы.
Рис. 2.32. Сопряжение стенок пазов и уступов
Обрабатываемые поверхности уступов выполняют взаимно перпендикулярными, а конфигурация переходов между
ними должна соответствовать конфигурации режущего инструмента (рис. 2.32, б).
Отверстия. Отверстия должны быть по возможности сквозными. Конфигурация глухих отверстий должна соответ-
ствовать конструкции применяемого инструмента: сверла, зенкера, развертки (рис. 2.33).
Рис. 2.33. Конфигурация глухих отверстий
Отверстия располагают так, чтобы была возможность применить сверла нормальной длины (рис. 2.34, а).
Рис. 2.34. Сверление отверстий
Отношение длины к диаметру отверстий должно допускать сверление без повторных вводов и выводов сверла.
Следует обеспечить при сверлении отверстий вход и выход инструмента перпендикулярно к поверхности (на рис.
2.34, б - технологичная конструкция, на рис. 2.34, в - нерациональная).
Отверстия на рис. 2.35, а располагают на расстоянии не ближе размера А от поверхности стенки детали, где
А>— + К и О - диаметр отверстия. Если отверстия предназначены для соединительных болтов, то А > + К , где О-> -
2 2
диаметр описанной окружности гайки (рис. 2.35, б).
В литых деталях радиус закруглений К принимают при толщине стенки до 25 мм - К > , а свыше 25 мм - К > %
средней толщины сопрягаемых стенок в соответствии с рядом: 1, 2, 3, 5, 8, 10, 15,20, 25, 30, 40 мм (рис. 2.35, а).
Рис. 2.35. Способы получения отверстий
При расположении нескольких отверстий на одной оси уменьшают последовательно их размеры на величину, превы-
шающую припуск на обработку предшествующего отверстия (рис. 2.35, б): П2 = П[- 2га_Л, где 2ц - припуск на обработку
предшествующего отверстия; Л - наибольшее смещение осей в заготовке.
В случае обработки нескольких отверстий на одной оси, расположение их обеспечивают возможностью размещения
приспособления (кондуктора) с направлением для инструмента (рис. 2.35, в).
Бобышки под отверстия диаметром А (рис. 2.35, г) в кованых или литых деталях выполняют овальными для того, что-
бы обеспечить нужную толщину стенки в случае смещения бобышек от заданного расстояния между центрами отверстий.
В конструкциях деталей не следует применять: наклонно расположенные отверстия в стенках; отверстия длиной Ь
>1 Об/; два и более точных параллельных глубоких отверстия.
Размеры отверстий в пазах должны быть меньше размеров ширины пазов на 0,5-1 мм.
Рис. 2.36. Способы получения отверстий
В конструкции фасонных деталей наиболее точную ступень отверстия следует выполнять сквозной (рис. 2.36, а)
В конструкции детали с вогнутой сферической поверхностью необходимо предусмотреть углубление, чтобы при ее
обработке не было нулевых скоростей резания (рис. 2.36, б).
Не следует применять в деталях механически обрабатываемых проточек по длине отверстия (рис. 2.36, в). При наличии
литых проточек диаметр их должен быть выбран таким, чтобы учитывалась возможная погрешность смещения литого от-
верстия и исключалась механическая обработка проточки.
Следует по возможности избегать галтелей, заменяя их фасками или притуплением кромок. Фаски в отверстиях целе-
сообразно выполнять сверлами, для чего угол фаски следует назначать в соответствии с удвоенным углом сверла в плане.
Наружные поверхности вращения. На деталях, обрабатываемых в центрах, следует предусматривать возможность
сохранения центров на готовой детали.
Рекомендуют, если это возможно, конструктивно оформлять сферические выпуклые поверхности с плоской торцовой
поверхностью (со срезом по оси) (рис. 2.37, а).
Рис. 2.37. Сферические и многогранные поверхности
В середине длинного валика и на внешних поверхностях вращения вместо квадратов и шестигранников следует
назначать две обрабатываемые грани-лыски (рис. 2.37, б).
Рекомендуют, если это возможно, вместо галтелей, применять фаски или притупления.
При обработке труб центры для базирования рекомендуют предусматривать с углом 60°.
Торцовые поверхности вращения. Торцовые поверхности должны быть по возможности плоскими и перпенди-
кулярными к оси.
Не следует применять конструкции, у которых при обработке торцовых поверхностей имеются разрывы (рис. 2.38, а).
Рис. 2.38. Торцовые поверхности
б)
При подрезке внутренних торцов отверстий расстояние между стенками должно быть не менее 50 мм (рис. 2.38, б).
С технологической точки зрения конструкция торцов по рис. 2.39, а предпочтительнее, чем конструкция
по рис. 2.39, б, применением бобышки или платика. Величина зазора б должна быть больше радиуса закругления г
(рис. 2.39, в).
Рис. 2.39. Способы обработки торцовых поверхностей
Размеры буртиков на валах должны быть минимальными, а при необходимости увеличения их диаметра следует при-
менять шайбы или приварные кольца (рис. 2.40, а).
При обработке высоких буртиков фасонными резцами, обрабатывающими одновременно и цилиндрическую поверх-
ность, необходимо буртики наклонить на 1 - 3 к плоскости, перпендикулярной к оси изделия (рис. 2.40, б).
Рис. 2.40. Торцовые поверхности
Не следует применять конструкции отверстий с глухим плоским дном, особенно если отверстие обрабатывается осе-
вым инструментом (рис. 2.40, в).
Не следует применять конструкции отверстий с вогнутым дном; в этих случаях лучше применять вкладыш
(рис. 2.40, г).
Резьба. На торце отверстия с резьбой следует предусматривать заходную фаску. При этом следует соблюдать стан-
дартные требования для резьбы по сбегам, недорезам и проточкам. Размеры сбега резьбы в глухом отверстии без канавок
должны устанавливаться в 2-3 витка для чугуна и до 5 витков для стали.
Не следует применять резьбы длиной Ь < 2с1.
Не следует применять, где это возможно, механическое нарезание резьбы диаметром 6 мм и менее, т.к. наблюдаются
частые поломки метчиков при механическом нарезании резьбы.
Центрирование детали следует выполнять по пояскам и не применять для этой цели поверхности с резьбой
(рис. 2.41, а).
Рис. 2.41. Конструкции с резьбой
Если необходимо применить резьбы большого диаметра (30 мм и более) в корпусной детали, то в отверстие корпус-
ной детали вставляют втулку с резьбой с креплением по фланцу или выполняют ее в виде отдельной детали, вставляемой в
корпус (рис. 2.41, б).
2.9.2. КОНСТРУКЦИИ С ИЗМЕНЕНИЕМ ФОРМЫ ЗАГОТОВОК
Гибка - обеспечение заготовкам, полосам или листам заданного расположения частей детали в двух или более плоско-
стях под углами, закруглениями по дуге окружности или по дуге иной кривой. Работу выполняют на прессах или на гибоч-
ных машинах специальными или универсальными штампами.
При гибке брусков и полос в материале возникают упругие и пластические деформации. Удлинение наружных волокон
вызывает напряжения, стремящиеся уменьшить ширину исходного материала, а сжатие внутренних волокон вызывает
напряжения, стремящиеся увеличить эту ширину, поэтому исходное прямоугольное сечение изгибается (рис. 2.42). При ши-
рине более (20^30)8 это влияние сказывается только у краев полосы. В зоне гибки толщина материала несколько умень-
шается (8').
Рис. 2.42. Модель изогнутой полосы К- 8’
Так как напряжения внешних волокон _ Г 5 ), где К: - радиус гибки, то при относительно малом К: в этих волокнах
ст приближается к пределу прочности при растяжении о-вр. в результате чего материал разрушается (образуются трещины).
Минимальный радиус гибки приближенно определяется по формуле
р =«.ь
Значения коэффициента к в зависимости от материала и направления проката приведены в табл. 2.16. Зачисткой кро-
мок перед гибкой можно снизить к в 1,5, а иногда и в 2 раза.
Таблица 2.16
Значения коэффициента А, определяющего минимальный
радиус гибки в зависимости от материала и направления проката
Материал Ось гибки поперек волокон Ось гибки вдоль волокон
к
Медь, цинк 0,25 0,40
Латунь мягкая, алюминий 0,30 0,45
Латунь твердая(наклепанная) 0,50 1,20
Сталь мягкая для глубокой вытяжки 0,50 1,20
Сталь средней твердости 0,80 1,50
Дуралюмин ДМ 1,30
Дуралюмин ДТ 2,50
Длина заготовки Ь при гибке определяется суммой длин прямых участков и длин нейтральных осей изогнутых уча-
стков, например, Ь = + I + Л, (рис. 2.42).
Длина нейтральной оси / определяется по формуле:
/ = ^А-+Х) = О’О17^А-+Х)’
1 оО
где ф- угол дуги / в градусах (ф = 180° - 0); х - расстояние от внутренней плоскости до нейтральной оси в мм равное
х = 8т. причем значения т в зависимости от В2/8 выбирают следующее (табл. 2.17).
Таблица 2.17
Значение коэффициента т
К2/8 0,5 0,8 1 2 3 4
ГП 0,25 0,30 0,35 0,37 0,4 0,41
К2/8 5 6 7 8 9 10
ш 0,43 0,44 0,45 0,46 0,47 1
Найденная теоретическим расчетом длина заготовки в ряде случаев, должна быть проверена экспериментально на ма-
кете (при помощи тонкой проволоки).
В случае гибки под углом без закругления (В2 —> 0) приближенное значение размера заготовки определяем формулой:
к = 11+к + ....+ /„ + 0.58(11-1).
где /7,Д ... /„ - длины прямых участков в мм; п - число изгибов.
При гибке стальных труб радиусы гибки (рис. 2.43) не должны быть менее значений, приведенных в табл. 2.18.
Рис. 2.43. Гибка стальных труб
Таблица 2.18
Наименьший радиус гибки стальных труб К, мм
Диаметр трубы, мм Толщина стенки, мм
ОТ ДО до 2 свыше 2
5 20 4<1 за
20 35 5а за
35 60 - 4а
60 140 - 5а
2.10. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ КОНТРОЛЬ ЧЕРТЕЖЕЙ
При разработке новых конструкций машин и механизмов большое значение имеет участие технологов при разработке
рабочих чертежей и технологический контроль чертежей.
При технологическом контроле чертежей технологи обращают внимание на:
- технологичность конструкции базовых и корпусных деталей, на соблюдение принципа преемственности в конструк-
циях оригинальных деталей и сборочных единиц;
- возможность удобной сборки машины и ее узлов;
- рациональность выбора материала и вида заготовки;
- виды и режимы термической обработки;
- назначения допусков, посадок и шероховатости поверхности деталей.
Конструкция деталей должна обеспечивать удобную установку и выверку, доступность обрабатываемых поверхностей
деталей для применяемого режущего инструмента, возможность обработки на наименее дефицитном оборудовании, при
помощи стандартного или унифицированного инструмента и применяемой унифицированной технологической оснастки.
Для повышения эффективности производственных процессов и сокращения сроков изготовления новых конструкций
изделий необходимо также проверять соблюдение в чертежах заводских нормалей и руководящих материалов. В частности,
в заводской нормативной документации (нормалях) устанавливают сокращенные ряды диаметров отверстий, типов и разме-
ров резьбы, посадок, материалов, модулей и других элементов деталей механических передач, применяемый сокращенный
ряд сортамента проката, размеров крепежных деталей и т.п. Соблюдение требований заводских нормалей к применяемым
элементам деталей (радиусы закруглений, фаски, уклоны, конусы и т. и.) облегчает работу заготовительных, инструмен-
тальных и механических цехов.
Кроме того, следует отметить, что в настоящее время технические возможности новых производственных процессов
находятся на высоком техническом уровне. Это значит, что некоторые применяемые технические приемы изготовления ме-
ханизмов стали более совершенными. Например, более совершенным стал метод получения заготовок для вала с шестерней,
который позволяет из стальной болванки получать вал-шестерню, где диаметр шестерни до 400 мм и длина вала до 400 мм.
Это говорит о том, что необходимость применения шлицевых, шпоночных и др. элементов, применяемых для соединения
вала с насаженными деталями, зависит от уровня технологической подготовки производства.
Поэтому при конструировании деталей необходимо получить и изучить нормативную документацию (нормали) и ана-
логичный комплект чертежей того производства, на котором предстоит изготовлять машину или механизмы.
Глава 3
КОНСТРУКЦИИ ДЕТАЛЕЙ
С ВРАЩАТЕЛЬНЫМ ДВИЖЕНИЕМ
3.1. КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ВАЛОВ
Таблица 3.1
Рекомендуемая шероховатость для различных мест вала
Поверхности посадочных мест валов, мм Шероховатость, Ка
Квалитет точности 0 от 0 ДО
11-й 30 500 6,3
12-й 6 80 2,5
9-й 80 500 2,5
11-й 3 30 2,5
7-й и 8-й 6 80 1,25
6-й 10 120 0,63
Шейки валов с манжетными уплотнениями 0,32
Шейки валов с фетровыми уплотнениями 1,25-0,63
Рабочие поверхности шпоночных пазов 3,2-6,3
Нерабочие поверхности шпоночных пазов 6,3-10
Фаски, отверстия из-под сверла, торцы 10-20
Таблица 3.2
Посадки для деталей на валах
Закрепляемые детали Режим работы
нормальный тяжелый
Зубчатые колеса до 0 120 мм Н7/р6 Н7/г6
Зубчатые колеса свыше 0 80-500 мм Н7/г6; Н8/з7 Н7/р6; Н8/и8
Зубчатые колеса при частом демонтаже Н7/п6; Н7/т6; Н7/к6
Муфты свыше 0 80-500 мм Н7/п6; Н7/т6; Н7/к6 Н7/р6; Н7/г6
Таблица 3.4
Канавки для выхода шлифовального круга при наружном и внутреннем шлифовании (ГОСТ 8820-69)
Шлифование:
по наружному (млммдру по нарумиову торцу
Иекмнсвие I Исполнение 2
□о наружному цилиндру и тори у по внутреннему горну
Исполнение I исполнение 2
по вгутреннему иилшдру и торну по внутреннему цилиндру
ж»
ъ а> Й2 и К К, а
1 а-о,з 0+0,3 0,2 0,3 0,2 До ю
1,6 0,5 0,3
2 а - о,5 а +о,5 0,3 0,5 0,3 До Ю От 10 до 50
3 1,0 0,5
5 а-1 а+ 1 0,5 1,6 0,5 От 50 до 100
8 2,0 1 От 100
10 3,0 1 От 100
Примечание: с?/ - при наружном шлифовании; - при внутреннем шлифовании.
Т аб л и ц а 3.5
Центровые отверстия для валов с углом конуса 60° (ГОСТ 14034-74)
Ф«риа А Форма В Форм т
•ч 8 .-IV
1. ч
Размеры, мм
/) (1 б/? / 0 Ь 1з
4 1,0 2,12 3,15 — 1,3 0,97 1,27 —
5 (1,25) 2,65 4,00 — 1,6 1,21 1,60 —
6 1,6 3,35 5,00 — 2,0 1,52 1,99 —
10 2,0 4,25 6,30 7,0 2,5 1,95 2,54 0,6
14 2,5 5,30 8,00 9,0 3,1 2,42 3,20 0,8
20 3,15 6,70 10,00 12,0 3,9 3,07 4,03 0,9
30 4 8,50 12,50 16,0 5,0 3,90 5,06 1,2
40 (5) 10,60 16,00 20,0 6,3 4,85 6,41 1,6
60 6,3 13,20 18,00 25,0 8,0 5,98 7,36 1,8
80 (8) 17,00 22,40 32,0 10,1 7,79 9,35 2,0
100 10 21,20 28,00 36,0 12,8 9,70 11,66 2,5
120 12 25,40 33,00 — 14,6 11,60 13,80 —
Примечание. Рекомендуют применять центровые отверстия формы: А - в случаях, когда после обработки необходимость в центровых отверстиях отпадает; в случаях, когда сохраннюсть центровых отверстий в процессе эксплуатации гарантируется соответствующей термической обработкой; В-в случаях, когда центровые отверстия являются базой для многократного использования, а также когда центровые отверстия сохраняются в гото- вых деталях; Т- для оправок и калибров.
Окончание таблицы 3.5
Форма ? Форма Н
Размеры, мм
В для форм а <11 <1? а3 1, не более 11 Ь не более 1з
р Н
8 - М3 3,2 5,0 — 2,8 1,56 — —
10 16 М4 4,3 6,5 8,2 3,5 1,90 4,0 2,4
12,5 20 М5 5,3 8,0 11,4 4,5 2,30 5,5 3,3
16 25 Мб 6,4 10,0 13,3 5,5 3,00 6,5 4,0
20 32 М8 8,4 12,5 16,0 7,0 3,50 8,0 4,5
25 40 М10 11,0 15,6 19,8 9,0 4,00 10,2 5,2
32 50 М12 13,0 18,0 22,0 10,0 4,30 11,2 5,5
40 63 М16 17,0 22,8 28,7 11,0 5,00 12,5 6,5
63 80 М20 21,0 28,0 33,0 12,5 6,00 14,0 7,5
100 М24 25,0 36,0 43,0 14,0 9,50 16,0 11,5
Примечание. Центровые отверстия форм Р и Нрекомендуют применять для монтажных работ, транспортирования, хранения и
термической обработки деталей в вертикальном положении.
Таблица 3.6
Отверстия смазочные в валах
1 - . и 4— )
ед
Размеры в дюймах и мм
Тип и диаметр резьбы с1 Глубина нарезания <11 <12 11 шах ь А2 шт С
коническая дюймовая трубная метрическая мелкая коническая дюймовая трубная метрическая
коническая цилиндрическая коническая цилиндрическая
- - - 10x1.25 12 8,5 6 150 15 0,5
- - - 14x1,5 - - - 16 12,5 8 200 20 1
'8 '8 - - 6,7 10 - - 8,5 6 150 15 1
'/4“ /4 /4 - 10,2 11 18 - 11,5 8 200 20 1
- V V - - 13 20 - 14,5 10 400 25 1
- 13,5 16 25 - 18,5 12 800 30 1
Таблица 3.7
Концы валов цилиндрические, мм (ГОСТ 12080-75)
Номин диамет] альный э, б, мм / Г С 11 <11 Номинальный диаметр, <1. мм / Г С 11 <11
1 -й ряд 2-й ряд д К 1 -й ряд 2-й ряд д К
12 14 30 25 1,0 0,6 18 М8х1 50 55 52 56 110 82 2,5 2,0 82 МЗбхЗ
16 18 19 40 28 28 М10*1,25
60 70 63 65 140 105 105 М42хЗ
20 22 24 50 36 1,6 1,0 36 М12*1,25
М48*3
25 28 60 42 42 М16х1,5 71 75
32 36 30 35 38 80 58 2,0 1,6 58 М20х1,5 80 90 85 95 170 130 3,0 2,5 130 М56*4
100 110 125 120 210 165 М72х 4 М80х 4 М90х 4 М90х 4 МЮОх 4
40 45 42 48 110 82 82 М24*2
М30*2
140 130 250 200 4,0 3,0 165
Примечания: 1. ГОСТ 12080-75 предусматривает Л от 0,8 до 630 мм.
2. д - исполнение длинное; к - исполнение короткое.
3. Концы валов электродвигателей (исполнение - д): 16, 18, 20, 25, 28, 30, 35, 38, 40, 45, 48, 50, 55, 60, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 100,120,150.
Таблица 3.8
Концы валов конические с конусностью 1:10, мм (ГОСТ 12081-72)_________________
Гио/ , А-А . .Ь А
гР 5^2 с Г —
л ♦ Г1.
т —
*А ул
г,
Номинальный диаметр с1 11 11 ^ср ь к 0 Ь С?! ^2 13 1<
д К д К д К
20 22 50 36 36 22 18,2 20,2 18,9 20,9 4 4 2,5 1,8 М12*1„25 Мб 9,0 11,3
25 28 60 42 42 24 22,9 25,9 23,8 26,8 5 5 3,0 2,3 М16х1,5 М8 14,0 15,7
32 36 80 58 58 36 29,1 33,1 30,2 34,2 6 6 3,5 2,8 М20х1,5 М24*2 М10 М12 17,0 20,0 19,0 22,3
40 45 110 82 82 54 35,9 40,9 37,3 42,3 47,3 53,3 10 12 8 8 5,0 5,0 3,3 3,3 М24*2 М30*2 М12 М16 20,0 26,0 22,3 28,5
50 56 45,9 51,9 12 14 8 9 5,0 5,5 3,3 3,8 МЗбхЗ МЗбхЗ М16 М20 26,0 32,0 28,5 35,0
63 71 140 105 105 70 57,75 65,75 59,5 67,5 16 18 10 И 6,0 7,0 4,3 4,4 М42хЗ М48хЗ М20 М24 32,0 36,0 35,0 39,3
80 90 95 170 130 130 90 73,5 83,5 88,5 75,5 85,5 90,5 20 22 25 12 14 14 7,5 9,0 9,0 4,9 5,4 5,4 М56х4 М64х 4 М64х 4 МЗО 44,0 47,9
Примечания; 1. д - исполнение длинное; к - исполнение короткое. 2. Концы валов электродвигателей (исполнение - д): 16, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 60, 70, 80, 90,100, 120, 130,150.
Таблица 3.9
Концевые шайбы для валов по ГОСТ 14734-69, мм
—р- Г*— 1
44 1 ка 4—(. ч "Х *
Г >3 I 2$ т Л №.
уу"'
| С д
о Н А ±0,2 Т с (I Т а4 1 11 Болт Штифт
32 36 40 45 50 56 5 9 10 10 12 16 16 6,6 4,5 1,о 24—28 28-32 32—36 36—40 40—45 45—50 Мб 4 18 12 М6х16 4н8х 12
63 67 71 75 85 6 20 20 25 25 28 9,0 5,5 1,6 50—55 55—60 60—65 65—70 70—75 М8 5 22 16 М8х20 5м8х 16
Таблица 3.10
Концы валов с торцовыми шайбами, мм
Вал Шайба торцовая Планка стопорная Болт
с1 А Л 11 О 8 Масса, кг 81 Масса, кг Шт Масса, кг
35 40 45 20 М8 16 20 45 50 55 5 0,06 0,07 0,09 0,5 0,002 М8Х16 2 0,02
50 55 60 65 70 32 М10 20 24 60 65 70 75 80 0,10 0,12 0,14 0,17 0,18 0,004 М10*20 0,04
75 80 50 М12 25 30 85 90 0,21 0,24 0,007 М12х25 0,07
85 90 95 100 100 105 110 115 8 0,48 0,53 0,59 0,64
110 120 130 140 80 М12 22 26 130 140 150 160 0,81 0,94 1,08 1,23 0 5 0,02 М12х25 3 0,10
150 160 170 180 105 М16 26 34 170 180 190 200 12 2,09 2,35 2,61 2,90 0,04 М16х35 0,24
Таблица 3.11
Держатели для концов неподвижных осей, мм
1
1
\
Л 1 - 'Н $
Уяп. п У
тПГ.71 С
—-♦в
а в <11 и С ь 1 <3 . иШ1П 8 Резьба болта
20 22 25 28 30 24 И 18 19 19,5 21 22 45 70 16 18 20 23 25 8 6 6 М10
35 40 45 50 55 29 13 26,5 29 30,5 32 33,5 65 95 29 34 38 42 46 10 8 8 М12
60 65 70 75 80 39 17 40 42,5 44 45,5 48 80 120 50 55 59 63 68 14 10 10 М16
90 100 110 Приме 49 чание. Держа! 22 пели устанав. 56 60 63 швают так, ч 120 тобы они не в 160 эспринимали и 76 85 93 агрузки оси. В 16 ерхняя кромка 12 держателя о 12 бработана в рс М20 гзмер паза на валу.
Таблица 3.12
Кольца установочные на валах со штифтовым креплением, мм
ь
(1 /) Ь Штифт конический по ГОСТ 3129-70 (1 /) Ь Штифт конический по ГОСТ 3129-70
8 20 9 3 3x22 55 85 20 8 8 х 90
10 22 60 90
12 25 3x25 65 95 10 10 х юо
И 28 4x30 70 100 23
15 30 4x32 75 110
16 10 4 80
18 34 4x36 85 120 Юх 120
20 36 90
22 38 5x40 95 26
25 42 12 5 5x45 100 140 Юх 140
28 45 105
30 48 14 6 6x50 110 150 30 12 12 х 160
32 52 6x55 120 160
35 55 16 6x55 125 170 12 х 180
45 70 18 6x70 130
50 80 8 8x80
Примечания: 1. Предельные отклонения для размера (I по Н7; допускаются по Н9, если нет необходимости в большей точности.
2. Предельные отклонения для размеров И, Ь и (1> по Н14.
3. Отверстие под штифт следует сверлить с одной стороны. Окончательно сверлить и развертывать в собранном виде.
4. Покрытие установочных колец - хим.окс.прм. по ГОСТ 9.303-84.
Таблица 3.13
4 до 30 мм вкл. <7 =32 мм и более
(1 /) ъ Ь] Л с1] Винт по ГОСТ 1476-93 О1 (1 /) Ъ Ь] к Винт по ГОСТ 1476-93 О1
8 20 10 1,0 1,75 М5 М5х8 15 70 100 20 1,6 3 М10 МЮх 16 80
10 22 17 75 110 22 2 3,5 М12 М12х 65 95
12 25 20 80 100
14 28 12 2 Мб Мб х Ю 23 85
15 30 24 90 120 25 110
16 95 125
18 34 28 100 130 120
20 36 30 105
22 38 32 110 150 30 М12х 25 140
25 42 14 1,2 2,5 М8 М8 х 12 34 120 160 150
28 45 38 125 170 160
30 48 16 40 130 -
32 52 42 140 180
36 55 1,6 3 М10 МЮх 16 42 150 200 М12х 30
40 60 50 160 210
45 70 18 60 170 220
50 80 65 180 240
55 85 70 190
60 90 20 75 200 250
65 95 80
Примечания: ГПредельные отклонения для размера 4 по Н7; допускаются по Н8, если нет необходимости в большей точности.
2.Предельные отклонения для размеров И, Ь, Ь) и к по к14.
З.Кольца диаметром более 130 мм вместо замковых колец обвязываются проволокой. Узел проволоки закладывают в специально просверленное отверстие диа-
метром, равным трем диаметрам проволоки, и глубиной не менее половины толщины кольца.
4.Покрытиеустановочных колец - хим.окс.прм. по ГОСТ 9.303-84.
5.Р/ - внутренний диаметр замкового кольца по ГОСТ 2833-77.
Таблица 3.14
_____Пружинное кольцо, мм (ГОСТ 2833-77)
Аммеры камЛш
Диаметр детали Канавки Пружинное кольцо Длина заготовки Диаметр детали Канавки Пружинное кольцо Длина заготовки
о Ъ О2 с1 л о. ъ 02 с/
20 22 25 28 30 32 34 36 38 16,5 18,5 21,5 24 26 28 30 32 34 1,0 15 17 20 22 24 26 28 30 32 0,7 52 58 68 75 81 88 93 100 106 65 70 75 80 85 90 95 100 59 64 69 74 79 84 89 94 1,6 55 60 65 70 75 80 85 90 1,2 184 200 215 230 248 263 278 294
105 110 120 125 130 140 150 160 170 98 103 ИЗ 118 123 133 143 153 163 2,0 95 100 110 110 120 130 140 150 160 1,8 310 325 356 368 388 418 450 481 514
40 42 45 48 50 52 55 60 35 37 40 43 45 47 49 54 1,2 32 34 38 40 40 42 45 50 1,0 110 115 126 134 140 145 154 168
63 57 1,6 55 1,2 180
Примечания: 1. Материал: Проволока класса И, с покрытием 02 толщиной 9мкм.
2. Пример условного обозначения пружинного кольца диаметром И = 38 мм, из проволоки класса II, с покрытием 02 толщиной 9 мкм: Кольцо 38.11.029 ГОСТ
2833-77.
Таблица 3.15
Кольца установочные разъемные для валов, мм
винт соьдинит^льныа
/) В] В а Ь С с/о Винт соединительный Винт установочный
с/х/ шт. с/х/ ШТ.
30 85 25 30 17 8 10,5 М10 х 30 2 М10х25 1
35
40 90 35
45
50 105 30 40 20 10 12,5 М12х30 М12х25
55 2
60 115 45
65
70 130 50 14 М12х40 М12х30
75
80 140 55
90 150 60
100 160 65
110 180 38 70 28 20 16,5 М16 х 60 М16х40
120 200 80
130 210 85
140 220 90
150 240 95
Примечания; 1. Материал колец: сталь Ст. 5 по ГОСТ 380-88.
2. Винты соединительные по ГОСТ1491-62.
3. Винты установочные по ГОСТ 1476-93.
4. Вместо закругления радиусом г=1,5 мм допускается снятие фасок.
Таблица 3.16
Углубления на валах под концы установочных винтов, мм
Наименьшая высота заплечика (:т1П, мм
Номинальное значение радиуса г на торце посадочного диаметра подшипника 0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 4
Наименьшая высота заплечика /тЬ1 1 2,5 3 3,5 4,5 5 6 7
3.2. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ
Валы и оси конструктивно связывают через подшипники вращающиеся детали с корпусными деталями. Предвари-
тельные размеры шеек валов определяют расчетом, затем после определения способа соединения вращающихся деталей с
валом (шпоночным, шлицевым или др.) уточняют размеры посадочных мест и конструкцию валов. Расчет на прочность и
жесткость валов и осей приведен в главе 7.
Основные принципы конструирования валов можно рассмотреть на примере конструирования валов трех-ступенчатого
редуктора (рис. З.Г).
Рис. 3.1. Определение размеров валов трех-ступенчатого редуктора
Размеры валов предварительно определяют при расчете зубчатых передач на прочность и уточняют их конструкцию с
использованием таблиц и эмпирических зависимостей.
Первый (быстроходный) вал. Диаметр выходного конца вала 1 (рис. З.Г) не должен сильно отличаться от диаметра
вала электродвигателя. При большой разности их размеров трудно, а иногда и невозможно подобрать соединительную муф-
ту. Кроме того, такие валы будут выглядеть не очень гармонично.
На данном этапе конструирования диаметр вала «7 уточняют по соотношению
с1]= (0,8... 1,2)с/э
где б/-, - диаметр вала электродвигателя.
Уточненный диаметр конца вала должен быть округлен до стандартного ряда.
Рис.3.2. Схема установки подшипника на вал со шпонкой
Призматическую шпонку после ее посадки в паз вала вынимать крайне нежелательно. Поэтому диаметр «7 последую-
щего участка вала рекомендуют выбирать, если это возможно, таким, чтобы подшипник свободно проходил через шейку
вала с заранее посаженной шпонкой (рис.3.2).
с12 = с1 + 2,1 ?2,
где Ь - высота выступающего участка шпонки над поверхностью вала.
В случае применения сегментных шпонок, которые легко вставляются в паз и вынимаются из него, а также в случае
шлицевого конца вала диаметр «7 можно принимать
б, = (1,05...1,ГК
Размер сг2 также должен увеличиваться до значения, соответствующего размеру отверстия подшипника качения.
Если предусматривается вал-шестерня, то следующий участок вала должен иметь диаметр
— с12 + 2?,
где I- высота заплечика для упора подшипника (выбирают по справочнику или каталогу), табл. 3.35.
Второй вал. Диаметр вала под зубчатым колесом принимают по следующему эмпирическому соотношению:
ат=(0,35...0,4)А,
где А - межцентровое расстояние между валами.
Диаметры с!, вала для подшипников качения должны быть меньше диаметра <1Т:
^=ат/(1,5... 1,1)
Размеры Д, и б/,, должны быть больше размеров <1т и с14:
Д? = <34 + 21,
б/,, = <14 + 21,
где I- высота заплечика для упора подшипника и зубчатого колеса (табл. 3.35).
Третий вал. Аналогично определяют размеры всех участков для третьего, четвертого и других валов передачи.
Если подшипник устанавливают на вал со шпонкой, то при возможности диаметр выходного конца тихоходного чет-
вертого вала Д( (рис.3.2) может быть таким, чтобы подшипник свободно проходил через вал 8ц с поставленной шпонкой.
Тогда
Д; — б/, — 2,1 ??
В случае применения сегментных шпонок, которые легко вставляются в паз вала или шлицев, диаметр
Дд — Д4 —21.
Так как каждый последующий, более тихоходный вал нагружен по величине большим вращающим моментом, то диа-
метры всех участков последующего вала соответственно должны быть больше диаметров предыдущего вала.
Полученные размеры валов согласуют с размерами, приведенными в таблицах, и проверяют на прочность и жесткость.
Окончательные размеры всех участков вала определяют с учетом размеров, полученных при окончательном расчете
его на прочность и жесткость, и с учетом размеров подшипников. При этом должны быть выдержаны размеры упорных бур-
тиков (заплечиков) на валах под подшипники и размеры высоты заплечиков для упора зубчатого колеса и размеров деталей
для их крепления.
Конструктивно определяют способы соединения вращающихся деталей с валом (шпоночным, шлицевым или др.),
уточняют размеры посадочных мест и конструкцию сопрягаемых участков валов с другими деталями.
Концевые участки валов выполняют цилиндрическими или коническими. Посадка деталей на конус обеспечивает лег-
кость сборки и разборки, высокую точность базирования, возможность создания любого натяга. Поэтому консольные концы
валов редукторов серийного производства, как правило, делают конусными (табл.3.8). Поскольку цилиндрические концы
валов проще в изготовлении, то при единичном и мелкосерийном производствах они имеют преимущественное распростра-
нение (табл. 3.7).
Конструктивные переходы в местах изменения диаметров вала. Если переход от цилиндрической поверхности к
вертикальной торцовой поверхности буртика или к торцу переходной поверхности выполнен по радиусу, то такой переход
называют галтелью, а если с проточкой, в виде канавки, то его называют поднутрением.
Если применен в конструкции галтельный переход от заплечика 8 к диаметру б/ (табл. 3.3), то радиус галтели г должен
быть меньше радиуса или меньше фаски на сопрягаемой насаживаемой детали.
Если применен переход от заплечика 8 к диаметру с! с поднутрением, то ширина канавки Ъ должна быть больше радиу-
са шлифовального круга, которым будет шлифоваться диаметр с! цилиндрической поверхности вала или оси. Глубина канав-
ки Л должна быть минимальной для уменьшения концентрации напряжений и повышения прочности вала (табл. 3.4).
Если для осевой фиксации деталей или для создания натяга в подшипниках применяется резьбовое соединение с резь-
бой на шейке вала, то в месте перехода от резьбы к цилиндрической поверхности вала должна быть предусмотрена канавка.
Диаметр канавки Одолжен быть меньше на 0,2. ..0,8 мм внутреннего диаметра резьбы. Ширина Ъ канавки - 3. ..5 мм.
Размеры элементов вала по длине определяют конструктивно с учетом характера распределения нагрузок, т. е. эпюра-
ми изгибающих и крутящих моментов, условиями сборки и технологии изготовления. Однако следует стремиться к форме
профиля вала, приближающегося к форме бруса с равнопрочными сечениями или равного сопротивления изгибу.
Посадочные места под подшипники и другие неподвижные детали, сопрягаемые с валом по длине, выполняют на 1-2
мм меньше, чем размер длины посадочного места устанавливаемой на вал детали. Для прохода сопрягаемой детали до поса-
дочного места при монтаже диаметр этого участка вала занижают на 0,2.. .0,5 мм.
Поверхности посадочных мест валов, предназначенные для установки деталей, передающих вращающий момент, вы-
полняют по форме поверхности, с допусками размеров и шероховатости, которые удовлетворяют требованиям сопряжения
валов с этими деталями.
Рекомендуемые значения шероховатости поверхности различных участков валов под сопрягаемые детали приведены в
табл.3.1. Рекомендуемые посадки деталей на валах приведены в табл.3.2, которые могут уточняться в зависимости от харак-
тера соединения деталей с валом.
Для уменьшения биения посадочных мест валы обрабатывают в центрах. Центровые отверстия выбирают по ГОСТ
14034-74 (табл. 3.5). Если посаженные на конце вала детали (подшипник, муфта, шестерня) не имеют крепления торцовой
шайбой или она крепится двумя винтами, применяют центровые отверстия без резьбы формы А (без предохранительного
конуса) или формы В (с предохранительным конусом). Если торцовая шайба крепится центральным винтом, выбирают от-
верстия формы Р или Н (с резьбой).
Характерные способы крепления деталей, устанавливаемых на концах валов (полумуфт, шкивов, зубчатых колес, звез-
дочек и др.) приведены на рис.3.3 и в табл. 3.7 и 3.8.
Рис. 3.3. Способы установки деталей на концах валов
Посадку деталей на конусный конец вала производят с обязательным приложением осевой силы, например, с помо-
щью болта 4 через торцовую шайбу (рис.3.3, а). Стопорная шайба 3 фиксирует болт относительно шайбы 7, а цилиндриче-
ский штифт 2 фиксирует шайбу 7 относительно вала. Надежно также крепление детали гайкой 7 (рис. 3.3, б). Гайку после
затяжки стопорят шайбой 3. Для достижения точного базирования при относительно короткой ступице (7ст/с1 < 0,8) детали,
посаженные на гладкий или шлицевой цилиндрический конец вала, поджимают гайкой к торцу заплечика вала (рис. 3.3, в).
При относительно длинной ступице деталь фиксируют на валах установочным винтом 7, застопоренным пружинным коль-
цом 2 - рис. 3.3, г. На рис. 3.3, д деталь фиксируют на валу стопорным пружинным кольцом 7; вследствие погрешностей
размеров /, Ъ и 8 между торцами кольца и ступицей детали может возникнуть зазор к. Для устранения зазора между ступицей
и кольцом 7 ставят компенсаторное кольцо 2 (рис. 3.3, д, вариант 2). Размеры крепежных деталей приведены в табл.3.9 -
3.16.
Рис. 3.4. Закрепление детали на гладком валу без шпонки
Для соединении детали с гладким валом без шпонки между деталью и валом ставится впулка 7 аналогичная закрепи-
тельной втулке для радиальных шарико- и роликоподшипников (рис.3.4). Для исключения пробуксовывания (проскальзы-
вания) втулки на валу (вследствие остаточного удлинения винта или смятия контактирующих поверхностей) между гайкой 3
и втулкой 1 иногда ставят толстые упругие прокладки, что позволяет затягивать конус во втулку с постоянной силой. Для
того, чтобы ослабить затяжку втулки для перемещения детали по валу, втулка снабжается на противоположном конце резь-
бой 2 под затяжную гайку. Возможно также применение кольцевых пружин.
Пример оформления чертежа на вал приведен на рис.3.5.
Рис. 3.5. Рабочий чертеж на вал
3.3. КОНСТРУКЦИЯ ВАЛОВ-ШЕСТЕРЕН И ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
3.3.1. КОНСТРУКЦИЯ ВАЛОВ- ШЕСТЕРЕН
На базе проектировочного расчета или чертежей машины, которая находится в эксплуатации, производят конструктор-
скую проработку конструкции передачи.
Если при расчете шпоночного или шлицевого соединения будет установлено, что толщина 8 тела зубчатого колеса
между впадиной зуба и пазом для шпонки (шлица) будет иметь значение 8 < 2,5т для цилиндрической шестерни (рис. 3.6, а)
или 8< 1,6т1е для конической шестерни (рис. 3.6, б), то такое зубчатое колесо выполняют совместно с валом (рис. 3.8, а).
а)
6)
Рис. 3.6. Минимальные размеры насадной шестерни
Недостатком объединенной конструкции является необходимость изготовлять вал из того же материала, что и шестерня,
часто более высококачественного и дорогого, чем требуется. Кроме того, при замене шестерни, например, вследствие износа
или поломки зубьев приходится заменять их вместе с валом. Несмотря на это, в редукторах шестерню часто выполняют заодно
с валом и даже при толщине, значительно превышающей указанные нормы. Это объясняется большей жесткостью и проч-
ностью, а также технологичностью изготовления вала-шестерни, что в конечном итоге оправдывает ее стоимость.
Рис. 3.7. Конструктивные условия нарезания зубьев на валу-шестерне
В некоторых случаях зубчатый венец углубляется в тело вала. При углублении зуба в тело вала следует учитывать
участки входа и выхода фрезы (табл.3.17). Возможность выхода фрезы следует учитывать также при нарезании рядом рас-
положенных венцов на валу-шестерне (рис. 3.7, а, б).
Таблица 3.17
Протяженность дорожки а, мм, для выхода фрезы (рис. 3.7)___________________
т, мм, фрезы 2 3 4 5 >6
а /т 15 14 13 12 10
Рис. 3.8. Конструкция и основные размеры для нарезания:
а, б - валов-шестерен; в - червяков
Обычно зубья вала-шестерни располагаются на выступающем венце. В этом случае для возможности выхода фрезы
рекомендуется выдержать следующее соотношение размеров внутреннего диаметра шестерни или червяка с посадочным
диаметром под подшипники (рис. 3.8).
б0 + (2. ..5) мм.
Остальные конструктивные элементы вала-шестерни определяются так же, как конструктивные элементы валов.
3.3.2. КОНСТРУКЦИЯ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОЛЕС
Форму зубчатых колес в большинстве случаев определяют по чертежу и в зависимости от способа получения заготов-
ки. В свою очередь способ получения заготовки выбирают с учетом материала и размеров колес, а также объема выпуска. В
единичном и мелкосерийном производстве зубчатые колеса диаметром с1„ ~ 200 мм изготовляют из круглого проката, поко-
вок и сварные. При с1„ ~ 150:600 мм заготовку получают ковкой в виде круглых поковок. В крупносерийном и массовом
производстве заготовки колеса небольших и средних диаметров (с1„ до 600 мм) получают штамповкой в двусторонних штам-
пах, а больших размеров - литьем или сваркой.
Колеса больших диаметров обычно изготовляют литыми, колеса сравнительно тихоходных и малонагруженных пере-
дач - литыми и при меньших диаметрах. В индивидуальном производстве колеса больших диаметров могут выполняться
также сварными.
Рис.3.9. Конструкция зубчатого венца
В конструкции зубчатых колес различают (рис. 3.9) зубчатый венец или обод, ступицу и диск, который соединяет зуб-
чатый венец со ступицей. Зубчатые колеса конструируют двух видов: зубчатый венец выполнен непосредственно на валу
(вал-шестерня) и зубчатый венец выполнен совместно с диском и ступицей для соединения с валом при сборке (насадная
шестерня).
В приводах производственных машин и в редукторах применяются зубчатые колеса относительно небольших диамет-
ров, насаживаемые на валы. Их изготовляют из круглого или листового проката, из поковок или сварными. В зависимости
от требования конструкции зубчатый венец насадного колеса может располагаться симметрично относительно ступицы или
несимметрично. В результате это определяет положение и форму диска, который должен обеспечить устойчивость зубчато-
го колеса к воспринимаемым нагрузкам.
Для обеспечения прочного сопряжения ступиц зубчатых колес с валами при шпоночном соединении рекомендуют
применять следующие посадки (в скобках - для реверсивных передач):
для цилиндрических прямозубых колес Н7/рб; (Н7/г6);
для цилиндрических косозубых и червячных колес Н7/гб; (Н7/87).
для конических колес Н7/з7; (Н7Л6).
Для обеспечения возможности перемещать колесо на валу в процессе передачи вращения используют посадки Н7/§6;
(Н7/Г7).
Стандартом определено поле допуска Ь9 размера ширины призматической шпонки и размера толщины сегментной
шпонки. Призматическая шпонка должна сидеть в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска для размера ширины шпоноч-
ного паза вала во всех случаях принимают И9.
Поле допуска для размера ширины шпоночного паза отверстий принимают:
- при неподвижном соединении нереверсивной передачи .1.9;
- при неподвижном соединении реверсивной передачи Р9;
- при подвижном соединении для призматической шпонки П10;
- при шлицевом прямобочном соединении с центрированием по <1: Н7/§6 - по центрирующему диаметру и Р10/19 - по
боковым сторонам шлицев.
При конструкторской проработке проекта производят определение размеров элементов зубчатых колес передачи, ис-
пользуя эмпирические соотношения.
Ступица. Наружный диаметр для стальных колес - <1ст =1,55... 1,7с1 мм и для чугунных — <1СТ =1,7... 1,8<1; толщина- бст =
(0,3...0,4)<1 мм; длина-/ст= (1,0... 1,2)<1 мм.
Для обеспечения нормальной работы зубчатые и червячные колеса должны быть установлены на валах без перекосов.
Если ступица колеса имеет достаточно большую длину /ст > 0,8 <1 мм; (в редукторах это отношение принято /ст = (1... 1,5) <1
мм), то зубчатое или червячное колесо будет сидеть на валу без перекосов (рис. 3.1 Г).
Шпоночный паз в колесах малого диаметра следует располагать против впадины зуба (рис.3.10).
Рис. 3.10. Положение шпоночного паза
Чтобы колесо не деформировалось, расстояние от углов шпоночного паза до окружности впадин зубьев должно быть >
2,5т для колес из чугуна и > 2т для колес из стали.
При <1ст< 0,25Ду мм положение шпоночного паза не влияет на деформацию колеса.
Выступающая с обеих сторон венца ступица дает возможность нарезать зубья только на одном колесе. Ступица, вы-
ступающая лишь с одной стороны венца, позволяет нарезать одновременно на двух колесах. Поэтому если ширина ступицы
превышает ширину венца, она часто сдвигается по оси колеса до совпадения ее торца с торцом венца. Наконец, при одина-
ковой длине ступицы и ширине венца возможно одновременное нарезание нескольких колес.
У ступиц литых колес иногда для уменьшения веса и сохранения прочности на ступице против шпонки выполняют
прилив, что позволяет изготовить остальную часть ступицы более тонкой.
Зубчатый венец. Для зубчатых колес из проката или поковки наружным диаметром <1а< 100...500 мм толщину 8 обода
принимают 8 = Хгт и толщину диска с = Х2-т (табл. 3.18 и рис.3.11 и 3.12).
Таблица 3.18
Коэффициенты толщины обода и диска
т 1,5 2,0 2,5 3 4 5 6
X, 4 3,8 3,5 3,3 3,0 2,8 2,5
X, 4,8 4,5 4,2 4,0 3,6 3,4 3,0
8 = 2,2т+0,05Ъ2 мм; ширина уточняется расчетом и составляет - й2=(6... 10)т; при больших окружных скоростях -
й2=(10...15)т.
Зубчатый венец шестерни обычно шире на 3...10 мм зубчатого венца колеса. На торцах зубчатого венца выполняют
фаски размером/= (0,6...0,7) т. На прямозубых колесах выполняют фаски под углом = 45°, на косозубых колесах при
твердости рабочих поверхностей НВ<350 - аф = 45°, а при НВ>350 - аф = 15°.
При диаметрах <1>500 мм тяжелонагруженные колеса могут выполняться бандажированными. Бандаж (обод) выполня-
ется из легированной стали, центр - из дешевой углеродистой стали литым или сварным, а также может быть литым чугун-
ным (рис. 3.13, б). Толщину бандажа (мм) по впадинам зубьев определяют по формуле:
при
2 <150 <)„ = (2,4т+ 10) — ;
при
7 >150 80= (2,4т+10).
Толщина обода центра колеса 8 = 80. Размеры буртика Л и I и диаметр стопорных винтов принимают как для червяч-
ных колес.
Диск. Колеса с диаметром вершин зубьев 4, < 250 мм выполняют в виде дисков, со спицами и без них. На колесах в
виде дисков (рис. 3.1 Г) на торцах необходимо выполнять углубления на 2...5 мм, чтобы выделить торец, который после об-
работки служит технологической базой при нарезании и монтаже колес. Минимальная толщина диска для зубчатых колес из
проката или поковки наружным диаметром ба< 100...500 мм составляет С = (0,25...0,5) Ъ2 мм. Меньшие значения в сочета-
нии с отверстиями применяют для облегчения конструкции, а большие - для уменьшения влияния термической обработки
зубчатых колес на точность геометрической формы.
Колеса, применяемые в тихоходных малонагруженных передачах, изготовляют литыми из чугуна и используют наибо-
лее часто в открытых передачах. У колес литой конструкции в дисках выполняют 4...6 отверстий круглой или треугольной
формы. Отверстия применяют для крепления колеса при обработке заготовки, что позволяет обрабатывать отверстие под вал
и наружную поверхность обода с одной установки, а также для транспортировки колес. Отверстия больших размеров служат
для уменьшения массы колес, а в литых колесах - для выхода литейных газов при отливке.
Расположение диска относительно обода колеса может быть несимметричным. Расположение диска у одного из торцов
обода позволяет в ряде случаев существенно уменьшить неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, более
технологично для изготовления тем, что позволяет ковать колеса в односторонних подкладных штампах, а при отливке -
делает проще модель и формовку.
Рис.3.11. Конструкция толщины обода и диска зубчатого цилиндрического колеса
Острые кромки на торцах ступицы и углах обода притупляются фасками/ размеры которых принимают в зависимости
от диаметра сопряжения с валом <1 (табл. 3.19).
Таблица 3.19
Фаски для ступицы и обода, мм
а 20: 30 30:40 40-50 50-80
г 1,0 1,2 1,6 2,0
Ниже приведены примеры конструкций литых (рис. 3.12 - 3.14) и кованых (рис. 3.15) зубчатых цилиндрических колес.
Элементы конструкции: / < 500: 600 мм; <1ст = 1.6/, для стального литья; с!СТ = 1,8 /, для чугунного литья; /сг> Ъ при
соблюдении условия /сг> (1,2 - 1,5) с1в. <50= (2,5 - 4) т„. но не менее 8-15 мм; п = 0,5 т„:= 0.5(/)0 + бет); ботв = О,25(/Эо +
бет); с = 0.20.
Рис. 3.13. Конструкция литых зубчатых колес Ла > 500 1000 мм: цельное (а) и с бандажом (б)
Элементы конструкции общие:
</,, > 400 1000 мм; <1ст = 1,6 </в для стального литья; <1ст = 1,8</в для чугунного литья; /(-/> Ъ при соблюдении условия 1СТ
> (1.2 1,5) ; е= 0,8 Оо; К - вписанная дуга окружности.
Элементы для конструкции (рис. 3.13, а):
<5о= (2,5 4) т,„ но не менее 8-15 мм; п = 0,5 т„; с = Н/5, но не менее 10 мм; 8 = Н/6, но не менее 10 мм; ; Н = 0,8 </в;
Н,= 0,8 Н; Ъ < 200 мм.
Элементы для конструкции (рис. 3.13, б):
с = 0,15/>; <50 = 4от„. но не менее 15 мм; 1= <50; <//=(0,05 0,1) бв: /; = 3 </> При Ъ > 300 мм применяют 2 бандажа. У зубча-
тых колес с бандажом проверяют на смятие соединение по материалу колесного центра: при стальном центре [асм] < 0,3 ат, а
при чугунном - [асм] < 0,4 аВ11 Болты проверяют на срез [тср] < 0,25 ат.
Форма спиц для литых колес приведена на рис. 3.14. Спицы эллиптического сечения применяют при малых нагрузках,
крестообразного и таврового сечения - при средних нагрузках, а спицы двутаврового сечения применяют при работе в тя-
желых условиях.
Рис. 3.14. Конструкция формы сечения спиц литых зубчатых колес:
а - эллиптическая; б - тавровая; в - крестообразная; г, д - двутавровая
Рис. 3.15. Конструкция кованных зубчатых цилиндрических колес:
а - с1а < 200 мм; б - с1а < 500 мм
Элементы конструкции:
б/ст = 1,6 /ст> Ъ при соблюдении условия /ст = (1,2 1,5) б/в; <50 = (2,5 4) тп, но не менее 8-10 мм; п = 0,5 тп; ^0ТЁ =
О,5(Ло + (1СТ); с1ОТВ = 12 25 мм: при малых с1а отверстия не предусматривают и с ~ 0,36 для кованых колес.
Конструирование сварных зубчатых колес. По сравнению с литыми колесами сварные колеса в обычном исполне-
нии издают больше шума. Для уменьшения шума целесообразно снабжать колеса ребрами. Зубчатые колеса малого диамет-
ра изготовляют со ступицей, приваренной к торцу колеса или со сквозной втулкой (рис. 3.16, а). Большие колеса могут быть
сварены из нескольких частей - ступицы, одного или двух дисков с ребрами и венца, который может быть поковкой из нуж-
ного металла (рис. 3.16, б).
Зубчатое сварное колесо обычной конструкции имеет диаметр ступицы (рис. 3.16, в) с! =1,55... 1,7с1 мм ; диаметр сту-
пицы с бортом с! = с! +10 мм; толщину венца (Д- П0)/2 мм; толщину венца с бортом (Д- П0)/2 +5 мм; диаметр расположе-
ния отверстий в диске П[= (П0-Д)/2 мм; диаметр отверстий в диске Д = (По- <11)/5 мм; толщину диска с = 0.4сГ~ мм; углубле-
ние ребра з = 0,8с мм; фаску п = 0,5т мм.
Рис. 3.16. Конструкция сварных цилиндрических колес
Ниже приведены примеры оформления чертежей на детали цилиндрической косозубой передачи (рис. 3.17).
Нобуль
число зцбьеб
Направление шнии
зуба______
нрртльныи
исмОныйконпур
Коиршициёйп
смацения
Обозначение «ютмга
сопряженного плеса
т 2 .
- Лебос
ГОС!
х 0
а!4Йг
Нодуль
число зцбьёТГ
Усол каллма _ ? Й'Й'_
Направление шнии
исходный юнлур
Козахрициерп
смещении
Проба
~7хГ
Степень точтсша - 8-В
йлительньнПйуугр д КО
обозначение чертежа
сопряженной шхаерии
1 НВ 269...302,зубья НРС 50.56 на глудшдОД...!,?
ЬНещазакные предельные отклонения, разпероб;
отверстии*1,оало6-г,остльныхт ( среднего класса
точности по С1С36 302-75 1
—
Т
Рис 3.17. Рабочие чертежи на вал-шестерню и зубчатое колесо
3.3.3. КОНСТРУКЦИЯ ЗУБЧАТЫХ КОНИЧЕСКИХ КОЛЕС
Конструкция конических зубчатых колес (рис 3.18) отличается от конструкции цилиндрических зубчатых колес соот-
ношениями размеров зубчатого венца, форма и размеры которого определяются в основном расчетом и, частично, графиче-
ски: толщина основания венца - 8 = 2,5ш1е; 8о>1,2т1е. Для колес с наружным диаметром бае> 120 мм (рис. 3.18, в.г) ширина
Ъо = 8 ; для с!|е> 180 мм (рис 3.18, д.е) ширина Ъо= 0,5 Ъ. Толщина диска для с!|е> 120... 180 мм, С = 0,5(8+бст)>0,25Ъ.
Фаски выполняют размером/= 0,5ш1е.
Рис 3.18. Конструкция конических колес
Если расстояние от углов шпоночного паза до окружности впадин зубьев меньше 1,6 т1е, то шестерню изготовляют
совместно с валом.
Ниже приведен пример оформления чертежей на конические зубчатые колеса (рис. 3.19).
_________260”
Л/Д.74Ж56.ЛЗ
Полиробап
7 г-дац
4
7*45
«о/.70
©27.1
20/?
37
1,5^
?граски
1269.302 НЭ
2 ‘Ризм1м &« бчятДи
7 Иаоиусы сюдгленм Ст пчи
а Неунамнмчп отиюненца лсчнг1>Ы
оюблктм л,6ию6-1,Х1яалыш г чг
среднего *л«о ючиот,' т СТ СЭВ 302-26
ймиИгё ауужёВЯ ТодуЛЬ
ЧйсМЗ^ЬН ------------
Тип моа ~ ~
Сребий угол наклоне
На^аВление линии ум'
ИсхаЗяый контур
нжтинчп слещ'ния
моишпеяьпго юнуса
юлекь точности
тсееой усол перюачи
ъ Чу'
&ее пнусюе расномие
Ъий /юыплыый юОуль
^ий Оеяителйыи 1анегр
мочение черте* а
сепрасеимго кыесс
ЯГ
<620211
.ч
э
I НВ 269...302,Зубья НЯС 45 50 на глуби»! 0,8... 17мл.
^неуказанные предельные отклонения разыероб:
отберстий • (. балоо- С.шпальньа 141ре0него класса
точности т СТ СЭВ 302-75
3. * Размер Мя спрабок
Рис 3.19. Рабочие чертежи на конические зубчатые колеса
3.3.4. КОНСТРУКЦИЯ ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС И ЧЕРВЯКОВ
Зубчатый венец червячного колеса, по условиям работы червячной пары, должен изготовляться из антифрикционных
материалов. Обычно червячные колеса выполняют составными: диск и ступица колеса из стали или из серого чугуна, а ве-
нец - из антифрикционного материала (бронза, латунь, чугун).
Применяют различные способы соединения венца с диском.
Конструкция бандажированного колеса, в которой бронзовый венец посажен на стальной или чугунный диск с натягом
(рис. 3.20, а). Конструкция проста в изготовлении и применяют ее для колес относительно небольших диаметров, а также
для колес передач, не испытывающих тепловые нагрузки. Следует учитывать, что при нагреве до высокой температуры
вследствие большего линейного расширения бронзы, чем у чугуна, посадка может ослабнуть.
Обычно применяют легкопрессовую, реже прессовую посадку.
Н1 Н1 Н1 Н1 Я8
рб гб л-6 л-7 л-7
Посадочную поверхность выполняют с упорным буртиком (исполнение Г) или без буртика (исполнение 2) (рис. 3.20,
а). Буртик, с размерами Ь= (0,15.. ,0,2)Ъ, I = 0,1Ъ, предназначен для того, чтобы фиксировать относительное положение дета-
лей при запрессовке, но в то же время он уменьшает посадочную поверхность, усложняет конструкцию и технологию. По
этим соображениям конструкцию без буртика следует признать более предпочтительной. Возможные неточности сборки
устраняют последующей обработкой рабочих поверхностей колеса.
Для предотвращения взаимного смещения венца и ступицы при работе в плоскости соединения их поверхностей сто-
порят 3...4 винтами с последующим срезанием головок заподлицо со ступицей или венцом (рис. 3.20, в). Размеры винтов:
диаметр = (0,8... 1,0)8, длина /в = (2...3) Д(.
В соединении без буртика винты ставят с двух сторон в шахматном порядке.
Червяк представляет собой вал с приложенной нагрузкой между опорами и на консоли. По конструкции на червяке,
как на любом валу, необходимо выдержать расположение и размеры всех сопрягаемых элементов (заплечиков, буртиков,
галтелей, проточек, посадок и др.), которые дадут возможность обеспечить соединение деталей при монтаже и работоспо-
собность сопрягаемых деталей: подшипников, уплотнений, шпонок, муфт и др. для работы передачи.
Геометрические размеры червяка, включая длину нарезной части и расстояние между опорами, получают из расчетов
и эскизной проработки передачи. Поэтому при конструировании вала-червяка эти данные являются исходными.
Одним из основных требований является конструктивное обеспечение высокой жесткости червяка. С этой целью рас-
стояние между опорами желательно выполнять как можно меньшее. Диаметр вала-червяка за пределами нарезанной части
назначают таким, чтобы обеспечить свободный выход инструмента при нарезании витков. По размеру этого диаметра за
вычетом необходимой величины упорных заплечиков определяют размер посадочного диаметра для подшипников качения
и затем определяют размер диаметра вала под защитное уплотнение. Размеры выступающего конца вала-червяка из редук-
тора согласовывают с соответствующими размерами вала электродвигателя и муфты, которой они соединяются.
Рис 3.20. Конструкция червячных колес
Толщина обода червячных колес в самом тонком месте (рис. 3.20, б) 8=(2...2,5)т = О.О5с12 ; обод ступицы 80 =
(1,2... 1,3)8; размеры буртика й = 0,15Ъ2; 1=0,811.
Таблица 3.20
Толщина обода червячных колес в самом тонком месте 8
Модуль т, мм 1,5 2,0 2,5 3,0 4,0 5,0 >6,0
8 3,5т 3,2 т Зт 2,8т 2,5т 2,4т 2,1т
Другие конструктивные элементы принимают как у цилиндрических зубчатых колес.
Червячные колеса, как правило, вращаются с небольшой скоростью, поэтому нерабочие поверхности обода, диска и
ступицы колеса оставляют необработанными, но тщательно очищенными и делают конусными с большими радиусами за-
круглений.
Ниже приведен пример оформления чертежей на червячную передачу (рис. 3.21).
А-А
П1-1
45
ю
т
2
$
1
|/|С!ог|й|
ГГсСёркт
бсборе
Модуль
Числе 1Р/1П1'о5
'Х/О
ф34Хб /?
ВС^тах
'Нал .тодьенаделительн.
Нспрёвленсе линии блпка -
77т
2фС(М
А
в
45
М____
?9(7
МГ
____
Шмробагь
:.Н8215...262,6итм.Н/К 50. .56 на глубину 1,5-’;Чин
2.0т6 центр. А4ГОС! 14016-74 .
злеухазанные предельные отклоним разперобогбем пей ♦ ?, Нс? №«цн
кето-I, ос голыш* | среднего плюса ючноаи т 11 с 14502-16 %*-%{-
4. *Гсзнер для справок
ш
А-А
И0.ЗД
МШГИ
в
.ПДЯВчЫ
В 30
5'45’
Тсроски Я, 20,
2!
8Ш
ботб
НооЛл<й чербяк _
Сгёа&ь пниаи г.о ПЪ&:г-76
ЛелигагнылкЗ Зиаке/гц
Лопррщ'чеа Зсскегра
Мекхебое рсатояьие
Чис!'.мбйб апмог.енюго
черничного колрса______
СОозючеяие чертеж;
'Иного колеса
30
Правие
!СЖ?Ы?>
ЛА.
_Л5_
2-
71
нииЕдзаидв
Вал-червяк
Сталь 45ГОСПО5О-14
й5₽У
линиизува
Лдзофиц иент снесения
чербяка
сгсзГ
'66-73
ИоЗТл»
Ксхздныо чербяк
Стёкяь точности
гк>(ТОд311-7б
Телшпельиш От
ныюс-сбае раса
тнчпр
.ляоссбпе расстаяие
бис червяка
Число битков
Число битков
7-(г?--
ЕЛ ШИШ
иНе!тазан)>ь№ п/едолыыо отк/ююшя разнерЧ- нпЬе/ктий >1.
балоб-I,остижп>а»4 ‘реднега класса нпмеш ш С1СЗВ107-16
1*Разпер для сграбоК
Г Г1. .П|. 21-1 л_Г ’Ч
№ хш Колесо червячное 111| | |
мтааи&лиит
3.4. КОНСТРУКЦИЯ ЗВЕЗДОЧЕК ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ
Звездочки приводных роликовых цепей по конструкции во многом подобны зубчатым колесам. Основными геометри-
ческими параметрами цепи приняты: I - шаг цепи и «7 — диаметр ролика цепи.
Профилирование звездочек рекомендуется производить по делительной окружности //мп Диаметр окружности вы-
ступов /),. Д, I 0.9 Д (при 7>16), где б/>-диаметр ролика цепи.
Рис 3.22. Возможные варианты выполнения конструкций звездочек
Ширина венца звездочки Ъ = 0,93 Ввн- 0,15 мм, где Ввн - внутренний размер цепи по ролику. Радиус закругления зуба
г3 = 1,7с13 и й3 = О.Хс1 - расстояние от вершины зуба до линии центров г3. Угол скоса у=20° и фаски зуба Г = 0,2Ъ. Радиус за-
кругления г4 = 1,6 при 1 < 35 мм и г4 = 2,5 мм при 1 > 35 мм.
Диаметр проточки Пс = 1 с1§(18077) - 1,311. Толщина диска С = Ъ + 2 г4 (рис 3.22, а); С=Ъ (рис. 3.22, «); С = Ъ - 2 г4
(рис. 3.22, в).
Положение ступицы относительно венца с диском принимают в зависимости от требований конструкции. Возможные
варианты: г - без проточек на диске; д - с проточками на диске; е - со съемным ободом (рис. 3.22).
Другие конструктивные элементы принимают как в конструкциях цилиндрических зубчатых колес.
При постоянном направлении вращения и умеренно нагруженных валах (т= 15 МПа) звездочки устанавливают на ци-
линдрических концах валов со шпонками по переходным посадкам (Н7/т6, Н7/кб). При реверсивной работе, а также при
тяжелонагруженных валах (т > 15 МПа) применяют посадки с натягом (Н7/п6 (рб)). При такой установке звездочек на валах
могут возникнуть проблемы при их демонтаже. Поэтому целесообразно звездочки, предназначенные для работы с большими
нагрузками, устанавливать на конусные концы валов. При такой посадке звездочек на вал можно создать значительный
натяг в соединении и обеспечить точное радиальное и угловое положение звездочек относительно вала.
Ниже приведены примеры оформления чертежей на звездочку для приводных роликовых цепей (рис. 3.23) и на звез-
дочку для зубчатой цепи (рис. 3.24).
Рис. 3.23. Рабочий чертеж звездочки для роликовой цепи
Рис. 3.24. Рабочий чертеж звездочки для зубчатой цепи
3.5. КОНСТРУКЦИЯ ШКИВОВ ПЛОСКОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
Основные конструктивные элементы шкива: обод, несущий ремень; ступица, насаживаемая на вал; диск или спицы,
соединяющие обод со ступицей.
Материалами для шкивов плоскоременных передач могут быть: чугун, сталь, легкие сплавы, пластмассы.
Чугунные шкивы наиболее распространены; они изготовляются из серого чугуна методом отливки марок СЧ15 и СЧ18
при окружных скоростях р= 15:25 м/с, СЧ20 и СЧ25 при окружных скоростях г>= 30:35 м/с; для сбалансированных шкивов
из модифицированного чугуна эта скорость может быть выше (до 45 м/с).
Стальные шкивы могут быть литыми, сварными или точеными. Стальное литье может применяться при окружных
скоростях до 45 м/с; сварные шкивы допускают скорость до 60 м/с.
Шкивы из алюминиевых сплавов имеют среди металлических шкивов минимальную массу и могут использоваться при
скоростях до 100 м/с, так как малая плотность этих сплавов значительно снижает центробежные нагрузки.
Неметаллические шкивы имеют малую массу, высокий коэффициент трения ремня о шкив, но теплопроводность и из-
носостойкость их ниже, чем у металлических шкивов.
3.5.1. ОСНОВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШКИВОВ, КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ
И ТЕХНИЧЕСКИЕ УСЛОВИЯ
Шкивы плоскоременных передач могут быть с посадочным отверстием - цилиндрическим или коническим (рис. 3.25,
«, б).
Рис 3.25. Конструкция шкивов для плоскоременных передач
Посадочные отверстия под вал должны иметь шероховатость не выше Ка =1,25^2,5 мкм, остальные обработанные по-
верхности Кг = 40 мкм. Необработанные поверхности шкивов должны быть окрашены.
При шпоночном соединении и цилиндрическом сопряжении назначают посадки: в случае нереверсивной спокойной
нагрузки - Н7/к6; нереверсивной нагрузки с умеренными толчками и ударами - Н7/ш6; нереверсивной нагрузки с большими
толчками и ударами - Н7/р6.
Шкивы должны иметь гладкую рабочую поверхность обода. На поверхности обода шкивов, работающих с окружной
скоростью свыше 40 м/с, должны быть проточены треугольного или прямоугольного профиля кольцевые канавки (рис. 3.25,
в), обеспечивающие выход воздуха из-под ремня для исключения образования воздушного клина и ухудшающего сцепление
между ремнем и шкивом.
Для того, чтобы при работе не происходило сползание плоского ремня со шкивов, что может быть вызвано непарал-
лельностью осей шкивов или формой поверхности обода, у одного из них выполняют рабочую наружную поверхность ци-
линдрической, а другой шкив (обычно ведомый) - с выпуклой наружной поверхностью в осевом сечении на величину е,
которая образуется дугой окружности (рис 3.26, а), (табл. 3.2Г) или выполняют цилиндрическую наружную поверхность по
середине шкива и конические поверхности по краям (рис. 3.26, б), или выполняют шкив выпуклым с ребордой (рис. 3.26, в).
Обычно выпуклость предусматривается на большем шкиве. При п> 25 м/с с выпуклой наружной поверхностью должны
быть оба шкива.
За расчетный принимается наибольший диаметр шкива.
Таблица 3.21
Стрела выпуклости е шкивов, мм__________________________________
Ширина обода В, мм Диаметр шкива I). мм
250...300 315...350 | 400...450 500...560 630... 1000
е, мм
До 125 0,8 1,0 1,0 1,0 1,0
125... 160 0,8 1,0 1,2 1,5 1,5
Свыше 160 0,8 1,0 1,2 1,5 2,0
Рис 3.26. Конструкция обода шкивов
Для уменьшения износа ремня в результате упругого скольжения шероховатость поверхности обода шкива не должна
превышать Ка =1,25 = 2,5 мкм.
Ширина В обода шкива принимается по результатам расчета ремня на прочность. Ширина Ъ ремня выбирается из ряда
(мм): 16; 20; 25; 32; 40; 50; 63; 71; 80; 90; 100 и т. д. до 250 (для открытых передач 5= 1,1й +10 мм) (табл. 3.22).
Таблица 3.22
Определение ширины шкива
Ширина ремня Ъ, мм 20 25 32 40 50 63 71 80 90 100 112 125 140 160
Ширина шкива В, мм 25 32 40 50 63 71 80 90 100 112 125 140 160 180
Толщина обода у края для чугунных шкивов 8= 0.00511(3.. .5) мм, для стальных - 8= 0,88чуг.
Толщина диска для чугунных шкивов С = (1,2... 1,3)8 мм, для стальных С = (0,8... 1,0)8.
Наружный диаметр чугунной ступицы <1СТ = (1,6... 1,8)<1 мм, стальной - <1ст= 1,55с1 мм, длина чугунной ступицы /ст =
(1,8.,.2)с1 мм, стальной - /ст= (1,2... 1,5)<1 мм.
Толщина диска для чугунных шкивов С = (1,2... 1,3)8 мм, для стальных С = (0,8... 1,0)8. Наружный диаметр ступицы
чугунной <1ст = (1,6... 1,8)<1 мм, стальной - Д.т = 1,55с1 мм, а длина ступицы чугунной /ст = (1,8. ..2)<1 мм, стальной /ст =
(1,2...1,5)<1мм.
Допускаемые отклонения расчетных диаметров а,, по ГОСТ 25347-82 приведены в табл. 3.23.
Таблица 3.23
Допускаемые отклонения размеров диаметров шкивов
Диаметр шкива, П 40 45\50 46:63 70:80 90-110 125-140 160-200 250-280 315-500 500-900
Доп. отклонение ( ±) 0,5 0,6 0,8 1,0 1,2 1,6 2,0 2,5 3,2 5
Чугунные шкивы диаметром до 300=350 мм изготовляют с диском. В дисках предусматривают отверстия круглой или
контурной формы для облегчения шкива и транспортировки.
Шкивы диаметром свыше 300 мм выполняют со спицами в один ряд при ширине обода дю 300 мм и в два ряда при ши-
рине обода свыше 300 мм. При диаметре шкива до 500 мм ставят четыре спицы, до 1600 мм - 6 спиц.
Шкивы со спицами используют при окружной скорости в <25 м/с, если скорость выше, применяют шкивы с диском.
д' Л'.
Рис. 3.27. Шкив со спицами
У литых шкивов спицы выполняют эллиптического сечения. Отношение малой оси сечения спицы к большой а/к 0.4+
0,5. Спицы рассчитывают на изгиб при допускаемом напряжении для чугуна [а]н = 30-45 МПа; для стали - [а]н = 60 100
МПа.
При условной высоте (большая ось) сечения спицы в условном диаметральном сечении шкива а/к = 0,4 (рис. 3.27).
1 Т
к =з --->
у 0,4л
где з - число спиц; Т- крутящий момент на валу, Н'мм.
Размеры спицы по наружному диаметру шкива: а'= 0,8«; к ’ = 0.8/;.
У шкивов со спицами обод, а также ступицу, выполняют с ребрами в плоскости расположения спиц для более равно-
мерного охлаждения и уменьшения внутренних напряжений в местах соединения спицы с ободом, а также для увеличения
жесткости обода.
Неуказанные предельные отклонения обработанных несопрягаемых поверхностей: отверстий - по Н14, валов - по й 14,
остальных - поу'Дб.
Предельные отклонения длины ступицы с коническим посадочным отверстием не более ЫЗ. Радиальное биение обода
шкива не должно превышать 7-й степени точности, торцовое биение - 8-й степени точности по ГОСТ 24643-81. Нормы ра-
диального и торцового биения обода шкивов приведены в табл. 3.24.
Таблица 3.24
Радиальные и торцовые биения обода шкивов
Радиальное биение Торцовое биение
Наружный диаметр шкива П, мм Биение, мкм Наружный диаметр шкива П, мм Биение, мкм
От 50 до 120 40 От 60 до 160 40
От 120 до 260 50 От 160 до 400 60
От 260 до 500 60 От 400 до 1000 100
От 500 до 800 80 - -
Шкивы, работающие с окружной скоростью 5 < п< 35 м/с. проверяются на наличие дисбаланса при статической балан-
сировке. Величина допускаемого дисбаланса приведена в табл. 3.25.
Таблица 3.25
Величина допускаемого дисбаланса
Окружная скорость о, м/с 5-10 10-15 15-20 20-25 25-30 40
Дисбаланс, г-см, не более 6 4 2 1,6 1,0 0,5
Шкивы быстроходных передач, при скорости п > 35 м/с, необходимо подвергать динамической балансировке
Шкивы быстроходных передач для лучшего дисбаланса обрабатывают шлифованием. В подобных случаях внутрен-
нюю поверхность обода и наружную поверхность ступицы выполняют цилиндрической.
Посадочное отверстие под вал должно иметь шероховатость не выше А’,, 1.25 :2.5 мкм, остальные обработанные по-
верхности К: = 40 мкм, необработанные литые поверхности К: = 40 мкм. Необработанные поверхности шкивов должны
быть окрашены.
3.5.2. ПРИМЕНЯЕМЫЕ ПОСАДКИ В СОЕДИНЕНИИ ШКИВА С ВАЛОМ
Передача крутящего момента осуществляется шпоночным или шлицевым соединением. При шпоночном соединении и
цилиндрическом сопряжении назначают следующие посадки: в случае нереверсивной спокойной нагрузки - Н7/кб; неревер-
сивной нагрузки с умеренными толчками и ударами - Н7/ш6; реверсивной нагрузки с большими толчками и ударами -
Н7/рб.
Ниже приведен пример оформления чертежа на конструкцию шкива для плоскоременной передачи (рис. 3.28).
1 *0азыеры для арабок
2 аориобочные ушмы д ‘
5 Геукаламые предельные отклонения рамеряб диаметров нм пн
атальных Э}И; поберхностлй У'* '
4 . Аг рабочей поверхности или8с порисгтсти и
рхобины не допускаются
5 . [влансиробат статически, дисбаланс не более 6 е ы ‘
6 . деукамнные штеиные радиусы 4...9мм
Рис. 3.28. Рабочий чертеж на шкив плоскоременной передачи
3.6. КОНСТРУКЦИЯ ШКИВОВ КЛИНОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
В отличие от рассмотренных конструкций плоскоременных шкивов у клиноременных шкивов рабочей поверхностью
являются боковые стороны клиновых канавок (рис. 3.29, а, б). Размеры и углы профиля канавок, толщину обода шкива
принимают стандартными (табл. 3.26) в зависимости от типа ремня. Рабочую поверхность канавок желательно полировать,
шкивы должны быть хорошо сбалансированы. Размеры и число канавок определяются профилем ремня и числом ремней.
Ремень при изгибе на шкиве деформируется и угол его сечения уменьшается тем больше, чем меньше диаметр шкива. Для
лучшего прилегания боковых поверхностей ремня к канавкам шкива угол канавки <р следует выбирать в зависимости от рас-
четного диаметра шкива.
Шкивы клиноременных передач изготовляют сварными или штампованными и литыми из чугуна СЧ15, СЧ18 (о < 30
м/с), модифицированного чугуна и стали 25Л и из легированной стали (о < 45 м/с). Шкивы из алюминиевых сплавов, а также
сварно-штампованные шкивы имеют минимальную массу и могут быть использованы при и < 80...100 м/с.
Шкивы из неметаллических материалов отличаются повышенным трением.
Шкивы для клиноременных передач (рис. 3.29) имеют на наружном диаметре канавки, размеры которых приведены в
(табл. 3.26).
Форму канавки шкива проектируют так, чтобы между шкивом и ремнем постоянно был гарантированный радиальный
зазорр (рис. 3.29, б).
Нейтральная линия ремня
Рис. 3.29. Профили канавок шкивов:
а, б - клиноременного; в - поликлинового
Таблица. 3.26
Размеры для профилей канавок шкивов (рис. 3.29)
Ремень Размеры канавок, мм Углы профиля канавок а°
Сечение *р к К / Е 34° 36° 38° 40°
Расчетный диаметр шкивов с1в, мм
О 8,5 7,0 2,5 8,0 12,0 63-71 80-100 112-160 > 180
А 11,0 8,7 3,3 10,0 15,0 90-112 125-160 180-400 >450
Б 14,0 10,8 4,2 12,5 19,0 125-160 180-224 250-500 >560
В 19,0 14,3 5,7 17,0 25,5 200-315 200-315 355-630 >710
Г 27,0 19,9 8,1 24,0 37,0 - 315-450 500-900 > 1000
Д 32,0 23,4 9,6 29,0 41,5 — 500-560 630-1120 > 1250
УО 8,5 10 2,5 8,0 12,0 63-80 - >80 -
УА 11,0 13 3,0 10,0 15,0 90-118 — >118 —
УБ 14,0 17 4,0 12,5 19,0 140-190 - >190 -
УВ 19,0 19 5,0 17 26,0 224-315 — >315 —
К - 2,35 1,0 3,5 2,4 - - - -
Л — 4,85 2,4 5,5 4,8 — — — —
м - 10,35 3,5 10 9,5 - - - -
Примечание. Ширина обода шкива, лш. М= (г, - 1)е + 2/, где г -числоремней в клиноременной передаче.
Ширина обода шкива поликлинового ремня определяется при расчете.
Предельные отклонения на расстояние между осями канавок и торцом шкива для нормальных ремней ±0,3.. .±0,6 мм.
Предельные отклонения угла канавки для механически обработанных шкивов - а < 1° - для ремней сечений 0, А, Б и а
= 30’- для ремней сечений В, Г, Д, Е.
Биение конусной рабочей поверхности канавки шкива на 100 мм диаметра должно быть не более 0,2 мм при частоте
вращения шкива 8 с'1 и 0,15 мм при частоте вращения шкива более 16с'1.
Рабочие поверхности канавок должны иметь шероховатость не более Ка = 2,5 мкм, а при малых диаметрах шкивов - не
более Ка = 1,25 мкм.
Наружный диаметр шкива рассчитывают по формуле Пн = <1р ± 2й0 (знак минус для поликлинового шкива) (рис. 3.30).
Отклонение по 1111.
Конструкция шкива определяется его диаметром, типом выбранного ремня и числом ремней. Шкивы диаметров бр -
63±100 мм выполняют монолитными, точеными с выступающей односторонней ступицей или без нее. Шкивы диаметром бр
- 80-400 мм изготовляют с диском, в котором могут быть отверстия, и укороченной или удлиненной ступицей. Шкивы диа-
метром бр > 180 мм изготовляют со спицами. Шкивы из пластмасс (рис.3.30, в) изготовляют с металлическими ступицами.
Предельные отклонения диаметров <1р до 500 мм — по Ъ11; свыше 500 мм - по <111; Д,- по Ъ11. Неуказанные предельные
отклонения обрабатываемых несопрягаемых поверхностей: отверстий - по Н14; валов - по 1114, остальных - по /, 16.
Толщина обода для чугунных шкивов 8= 0.0050 (3 ; 5) мм, для стальных - 8= 0,88чуг
Ширина обода. Экспертно установлено эффективное количество 7 клиновых ремней на шкиве в зависимости от его
диаметра (табл. 3.27), которыми определяют ширину обода клинового шкива (табл. 3.28).
Таблица 3.27
Количество х клиновых ремней
<1р , мм <90 90-1-100 >100
2 1-5-4 1^6 1-5-8
Таблица 3.28
Ширина клинового шкива
Сечение ремня Ширина М при числе ремней 7 или М= (: - 1)е + 2[
1 2 3 4 5
О 16,0 28,0 40,0 52,0 —
А 20,0 35,0 50,0 65,0 80,0
Б 25,0 44,0 63,0 82,0 101,0
Рис. 3.30. Конструкция шкивов для клиновых ремней:
а - ведущий шкив; б - ведомый шкив; в - шкив из пластмассы
Ступица шкива может быть расположена симметрично или несимметрично относительно обода. На вал ее устанавли-
вают с натягом.
Ширину ступицы / назначают в зависимости от диаметра вала Д под который производится расточка шкива
(табл. 3.29).
Таблица 3.29
Ширина ступицы / шкива
а 18 20-5-22 25-5-28 32-5-38 40-5-55 60-5-75 80-5-75
/ 30 38 45 60 85 110 135
Предельные отклонения длины ступицы с коническим посадочным отверстием - не более ЫЗ.
Радиальное и торцовое биение обода шкивов приведено в табл. 3.30.
Таблица 3.30
Радиальное и торцовое биение обода шкивов
Радиальное биение Торцовое биение
Диаметр 1)е мм Биение, мкм Диаметр 1)е мм Биение, мкм
От 50 до 120 100 От 60 до 160 100
От 120 до 260 120 От 160 до 400 160
От 260 до 500 160 От 400 до 1000 250
От 500 до 800 200 - -
Шкивы должны быть статически сбалансированы. Значения допускаемого дисбаланса приведены в табл. 3.31.
Таблица 3.31
Значения допускаемого дисбаланса шкивов
Окружная скорость шкива, м/с Допускаемый дисбаланс, г-м
От 5 до 10 6
От 10 до 15 3
От 15 до 20 2
Свыше 20 1
Внутренние поверхности отверстий ступиц под вал должны иметь шероховатость не более На = 2,5 мкм, остальные
обработанные поверхности (наружный диаметр, торцы обода и ступицы) - Ка = 40 мкм, необработанное литье - К7 =400 и
должно быть окрашено.
Для нормальной эксплуатации ременной передачи непараллельность осей шкивов не должна превышать 1 мм на длине
100 мм; смещение рабочих поверхностей шкивов - не более 2 мм на 1 м межосевого расстояния.
Передача крутящего момента осуществляется шпоночным или шлицевым соединением. При шпоночном соединении и
цилиндрическом сопряжении назначают следующие посадки: в случае нереверсивной спокойной нагрузки - Н7/кб; неревер-
сивной нагрузки с умеренными толчками и ударами - Н7/ш6; реверсивной нагрузки с большими толчками и ударами -
Н7/рб.
3.7. КОНСТРУКЦИЯ ШКИВОВ ЗУБЧАТОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
По наружному диаметру этот шкив аналогичен венцу прямозубого колеса, зубья которого имеют оригинальную
форму. Для предупреждения сбегания ремня один из шкивов (преимущественно меньший) делают с ребордами высо-
той 1,5...4 мм. Материал шкивов - чугун, сталь, легкие сплавы или пластмассы. Зубья нарезают методом обкатки, при
серийном производстве получают точным литьем под давлением без дополнительной обработки зубьев.
Расчетные размеры шкивов
Диаметр окружности вершин зубьев
с1а = с1 - 21р + к, мм,
где 1р = 0,5(<1-<1а) - расстояние от впадины зуба ремня до осевой линии троса, принимают 1р =
= 0,8 мм для ш = 3 - 10 мм;
Л’ - поправка, учитывающая податливость витков троса, принимают к = 0,08...0,18 мм при Д, :
0,6 мм для т = 2 и 3 мм; 1р
= 50...500 мм.
Рис. 3.32. Основные параметры передачи зубчатым ремнем
Для повышения равномерности распределения нагрузки между зубьями ремня наружные диаметры шкивов следует
увеличивать 0,05...0,2 мм (большие значения при больших модулях).
Диаметр окружности впадин зубьев
с1 = с!а- 2?я.мм,
где с, - высота зубьев шкива, значение которой принимают по табл 3.32 (рис 3.32 , а).
Ширина зубчатого обода шкива (рис 3.32, б).
В = Ъ + т. мм.
Таблица 3.32
Значения высоты зубьев шкива __________________________________
т , мм 2 3 4 5 7 10
мм 2,2 3,0 4,0 5,0 8,5 12,5
Рис. 3.33. Зазоры для плавности работы передачи
Для более плавного входа зубьев ремня в зацепление между ремнем и шкивом рекомендуется делать зазоры (рис.
3.33): боковой зазор Н= (0,25...0,4) т и радиальные с = (0,25...0,35) т (большие значения при малых модулях).
Расчетным делительным диаметром для зубьев шкива является расстояние ср от центра шкива до осевой линии троса
(рис. 3.32, а). Отсюда наружный диаметр шкива выразится по зависимости
Да = с!р- 21г0 + с,
где Ло - расстояние от впадины ремня до осевой линии троса, принимают Лв = 0,6 мм при ш = 2.. .4 мм; Ло =1,3 мм при
ш = 5... 10 мм;
с -поправка, учитывающая податливость троса, принимают с = 0,08...0,18 мм при ба= 50...500 мм.
Для повышения плавности работы передачи наружный диаметр шкивов следует увеличить на (0,05...0,2)ш мм (соот-
ветственно модулю) и обеспечить боковой и радиальный зазоры/= (0,25..,0,4)т мм.
Высота зуба к3 выбирается по табл. 3.33.
Таблица 3.33
Высота зуба Из
Модуль т, мм 2 3 4 5 7 10
к3, мм 2,2 3,0 4,0 5,0 8,5 12,5
Диаметр окружности впадин зубьев
= с!а - 21г:. мм.
Ширина зубчатого обода шкива
В = 8 + т, мм.
Рис 3.34. Конструктивные элементы передачи с плоскозубчатым ремнем
Для предупреждения сбегания ремня один из шкивов (преимущественно меньший) делают с ребордами высотой
1,5...4 мм. Материал шкивов - чугун, сталь, легкие сплавы или пластмассы. Зубья нарезают методом обкатки, при серийном
производстве получают точным литьем под давлением без дополнительной обработки зубьев.
3.8. КОНСТРУКЦИЯ МЕХАНИЗМОВ С ПЕРЕКЛЮЧЕНИЕМ СКОРОСТЕЙ
В ряде случаев для осуществления заданного технологического процесса необходимо регулировать угловую скорость
привода движений рабочих органов машины. Эта задача легко решается в приводах от электродвигателя постоянного тока.
Если применяют в машине привод с электродвигателем на переменном токе, то для изменения частоты вращения вала дви-
гателя применяют сложную электрическую схему или же проектируют для этой цели механические устройства. В простей-
шем случае это ступенчатые ременные шкивы, сменные зубчатые колеса или звездочки, более сложные - коробки передач с
механизмом переключения скоростей. Это позволяет производить ступенчатое регулирование скорости вращения выходно-
го вала со стабильной передачей крутящего момента.
3.8.1. ОСОБЕННОСТИ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Угловую скорость валов в коробках передач с зубчатыми колесами устанавливают изменением передаточного отно-
шения привода за счет введения в зацепление пар зубчатых колес с требуемым передаточным: числом зубьев. Выбор зацеп-
ляющихся пар зубчатых колес производят переключением связанных с ними кулачковых, зубчатых или электромагнитных
муфт (автоматически) (рис. 3.35, а) или перемещением (вручную) блока шестерен с разным числом зубьев (рис. 3.35, б) или
совместным применением этих средств (рис. 3.36, а).
Рис. 3.35. Схемы коробок передач:
а - с переключением зубчатых колес муфтами; б - перемещением блока шестерен
Рис. 3.36. Конструкция коробки передач с блоком шестерен и кулачковой муфты
Таблица 3.34
Ширина проточки к в зависимости от модуля ш (рис. 8.36, б)
Наклон зубьев, р° Модуль, т, мм
1,5 2-3 4 5-6 8 10
К, мм
0 5 6 7 8 10 И
15 5,5 7 8,5 12 12 15
23 6,5 8 10 15 15 18
30 7,5 10 12 18 18 22
В коробке передач ширину Ъ шестерен принимают одинаковой. Для облегчения ввода зубьев в зацепление предусмат-
ривают боковые скосы на всю высоту зуба (рис. 3.36, б) и округление кромок профиля на торцах зубьев шестерни со ско-
сами.
Если блок зубьев изготовляется за одно целое, то между венцом шестерни и диском соседней шестерни делают про-
точку на глубину Л, которая на 1-2 мм глубже высоты зуба, и шириной Л’для выхода инструмента (табл. 3.34).
Рис. 3.37. Рычажный механизм, применяемый для переключения муфт или шестерен:
а - конструкция механизма; 1 - переводной камень; 2 - рычаг; 3 - валик; 4 - рукоятка; 5 - ступица рукоятки; 6 - блок шестерен;
7 - шариковый фиксатор
3.8.2. ПЕРЕКЛЮЧЕНИЕ ЗУБЧАТЫХ ПАР
При компоновке зубчатых передач необходимо учитывать нейтральные положения муфт или блока шестерен при их
переключении. Между выступами кулаков незамкнутых муфт, а также между торцами шестерен подвижного блока и непо-
движно закрепленных шестерен (рис. 3.36, а) должен быть зазор Л =НЗ мм.
В распространенных устройствах коробок передач предусмотрено ручное переключение. Наиболее распространены
рычажные механизмы переключения.
На рис 3.37, а.б представлена распространенная несложная конструкция рычажного механизма, которым осуществля-
ется перемещение блока шестерен б по шлицевому валу. Переключение выполняется рычагом 2, который через вал 3 связан
с рукояткой 4.
а) б)
Рис 3.38. Схемы переключения рычажным механизмом:
положения рычага при двух- (а) и трехступенчатых передачах (б)
Рычаг 2 связан с блоком шестерен переводным камнем 1, который входит в кольцевой паз блока шестерен 6.
У рукоятки 4 на валу 3 имеется ступица 5 с фиксатором, который состоит из шарика 7 с пружиной. Фиксатор ограни-
чивает угол поворота рукоятки 4 и фиксирует ее крайние положения для удержания блока в зацеплении. На рис 3.37, в пред-
ставлена конструкция более надежного устройства фиксации положения рукоятки 4.
У этого механизма переключения имеется особенность, которую необходимо учитывать. Она состоит в том, что при
относительно большом перемещении блока или муфты, особенно при малом радиусе рычага К (рис. 3.38, а. б), имеет место
значительное радиальное перемещение Лг переводного камня, и он может выйти из кольцевого паза муфты или блока ше-
стерен. Поэтому при использовании этого механизма допускается Лг < 0,ЗН, где Н - высота переводного камня.
Рис. 3.39. Конструкции устройств для перемещения блока шестерен:
а - варианты расположения кольцевого паза под переводной камень;
б, в - конструкции переводных камней; г - конструкции переводных вилок
Муфта или подвижные шестерни имеют кольцевые пазы шириной В для соединения с рычагом (рис. 3.39, а).
Переводные камни в основном изготовляют из серого или антифрикционнго чугуна, а также из текстолита и бронзы.
Конструкции камней представлены на рис. 3.39, б. в.
На рис. 3.39, г показаны переводные вилки. Применение их целесообразно при небольших диаметрах шестерен, так как
возможно заклинивание под действием момента
Т = Рвг,
где Рв - усилие включения.
Размеры поперечного сечения рукоятки механизма управления переключением (рис. 3.39, а.е) назначают конструктив-
но. В момент включения рукоятка подвергается действию изгибающего момента от усилия, прилагаемого рабочим на ее
конце. Это усилие становится наибольшим в момент ввода в зацепление зубьев шестерен или кулачков муфты. Усилие ра-
бочего ориентировочно может быть принято равным 100- 150 Н. Допускаемое напряжение изгиба принимают пониженным
- |п|Е;:- 20. ..30 Н/мм\ чтобы обеспечить жесткость рычага.
Глава 4
КОНСТРУИРОВАНИЕ
ЛИТЫХ И СВАРНЫХ ДЕТАЛЕЙ
4.1. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
Под компоновкой механизма понимают относительное расположение деталей в сборочной единице (в редукторе), что
определяет ее (его) конструкцию.
Компоновку механизма и расположение деталей в сборочной единице (в редукторе) рассмотрим на примере цилин-
дрического зубчатого редуктора.
Схема двухступенчатого редуктора, представленная на рис. 4.1, является наиболее распространенной в машинострое-
нии. В редукторе применена развернутая схема (как на кинематической схеме) размещения сборочных единиц, удобная для
монтажа и ремонта.
Рис. 4.1. Компоновка двухступенчатого редуктора
Компоновка двухступенчатого редуктора (рис 4. Г) состоит из трех валов, с помощью которых образовано зацепление
двух ступеней (пар) косозубых колес. Быстроходный вал выполнен валом-шестерней. Промежуточный вал составной и со-
стоит из вала-шестерни, на шейку которого насажено зубчатое колесо, зацепляющееся с шестерней быстроходной ступени.
Выходная ступень образована валом, на который насажено колесо, которое получает вращение от вала-шестерни промежу-
точного вала. Валы установлены в корпусе редуктора на подшипниках качения, которые могут быть шариковыми и ролико-
выми. Осевые нагрузки от подшипников качения воспринимаются корпусом через врезные крышки.
В обычной конструкции зубчатых редукторов (рис 4. Г) корпус состоит из двух основных деталей - основания 1, за-
крепляемого на фундаменте или на установочной раме, и крышки 2.
Линия разъема между крышкой и основанием корпуса редуктора проходит на уровне плоскости, проходящей через
оси валов.
Для точной установки крышки на основание корпуса редуктора (рис. 4.Г) предусмотрены конические штифты 9 и от-
жимные винты для облегчения снятия крышки с основания корпуса.
Для предотвращения вытекания масла через плоскость разъема места разъема смазывают спиртовым лаком или жид-
ким стеклом. Прокладки в плоскости разъема не ставят, так как при этом нарушается посадка подшипников в корпус. Ино-
гда на плоскости разъема основания корпуса вдоль разъема фрезеруют канавку для сбора масла, которое стекает обратно в
корпус.
Отдельные детали корпуса скрепляют между собой болтами (винтами, шпильками).
В крышке корпуса предусматривают смотровое отверстие, закрываемое крышкой 3 для осмотра зубчатых передач и
заливки масла (рис. 4.1). В редукторе с большим тепловыделением в крышке 3 предусматривается отдушина 4.
По концам крышки корпуса установлены два грузовых рым-болта 5 и крюки для захвата подъемником крышки при
подъеме всего редуктора или только крышки.
В основании корпуса 1 расположено отверстие для слива масла, закрываемое пробкой 6 с прокладкой из маслостойкой
резины и здесь же расположен указатель 7 уровня масла в редукторе; в тяжелых редукторах предусмотрены крюки 8 для
захвата редуктора при подъеме краном или погрузчиком.
Корпус редуктора должен быть прочным и жестким с тем, чтобы выдерживать нагрузки, воспринимаемые зубчатой
передачей, без деформации в местах размещения опор, которые могут вызвать перекос валов и, следовательно, неравно-
мерное распределение нагрузки по длине зубьев. Жесткость корпуса создают наружными или внутренними ребрами, рас-
положенными у бобышек для подшипников.
Форма крышек для подшипников редукторов определяется типом подшипников и способом их установки.
Корпуса редукторов изготовляют обычно из чугунного литья СЧ15 и СЧ 20. Корпуса редукторов, передающих боль-
шие мощности при ударных нагрузках, отливают из высокопрочного чугуна или из стали. При единичном производстве
корпуса редукторов изготовляют сварными из листовой стали.
Основные размеры габарита корпуса редуктора зависят от размеров зубчатых колес, остальные размеры определяют
по эмпирическим формулам.
Валы передач редукторов обычно устанавливают на подшипниках качения. Подшипники скольжения применяют
только для очень быстроходных передач (в мультипликаторах) и в редукторах большой мощности.
Смазка зубчатых колес редукторов при окружных скоростях до п 12...15 м/с осуществляется окунанием колес в мас-
ляную ванну. Такой способ смазки зубьев называется смазкой окунанием или картерной смазкой.
Вместимость масляной ванны принимается из расчета 0.4 0.8 л на 1 кВт передаваемой мощности (меньшее значение -
принимают для крупных редукторов).
Масло должно покрывать рабочие поверхности зубьев, а потери передаваемой мощности на сопротивление масла
вращению зубчатых колес и соответственно на нагрев масла должны быть минимальными. Так как в редукторе во время
работы происходит колебание уровня масла, то рекомендуется зубчатые колеса погружать в масляную ванну на глубину не
менее 0,75 высоты зубьев, а для конических передач вся длина нижнего зуба должна находиться в масле. При окружной
скорости колеса примерно 0.5:0.8 м/с предельной высотой погружения в масло следует считать не более '/6 его радиуса, а
тихоходные зубчатые колеса второй и третьей ступеней редуктора при необходимости допускается погружать в масло на
глубину до % радиуса делительной окружности (рис. 4.1).
Чтобы избежать глубокого окунания колес в ванну, колеса первой ступени смазывают с помощью специальных сма-
зочных шестерен, смазочными кольцами, брызговиками или предусматривают раздельные смазочные ванны в корпусе ре-
дуктора.
В редукторах с быстроходными передачами применяют струйную или циркуляционную смазку под давлением. Масло,
прокачиваемое насосом через фильтр, а при необходимости и охладитель, поступает по трубопроводу к соплам. При окруж-
ной скорости 1><20 м/с прямозубых передач и п < 50 м/с косозубых передач масло подается соплами непосредственно в
зону зацепления, а при более высоких скоростях, для избежания гидравлических ударов, масло подается на зубья шестерни
и колеса отдельно на некотором расстоянии от зоны зацепления.
Смазку подшипников редукторов при окружной скорости зубчатых передач в >4 м/с часто осуществляют тем же мас-
лом, что и зубчатых колес. Масло при разбрызгивании колесами по стенкам редуктора стекает в полости, называемые кар-
манами. Из карманов масло самотеком по каналам направляется для смазки подшипников.
При окружной скорости передач п<4 м/с, а также при возможности попадания в масляную ванну металлических ча-
стиц от износа зубьев, для подшипников редукторов предусматривают самостоятельную смазку, обычно консистентную.
При больших скоростях и нагрузках для подшипников редуктора предусматривают смазку под давлением от общей системы
смазки.
В червячных редукторах при окружной скорости червяка и >5 м/с червяк размещают над колесом, которое на высоту
зуба опущено в масло. Этого масла достаточно для смазки зацепления. Червяк, который находится под червячным колесом,
рекомендуют погружать в масло на высоту витка
Жидкое масло является основным смазочным материалом. Оно имеет низкий коэффициент внутреннего трения, легко
поступает к месту смазки, оказывает охлаждающее действие. Рекомендуют применять следующие марки (в зависимости от
кинематической вязкости при 50° С и окружной скорости, м/с) индустриальных масел: И-5А, И-8А, И-12А, И-20А, И-25А,
И-ЗОА, И-40А, И-50А, И-70А, И-100А и др.
4.1.1. ЛИТОЙ КОРПУС РЕДУКТОРА С РАЗВЕРНУТОЙ СХЕМОЙ КОМПОНОВКИ
Т а б л и ц а 4.1
Основные элементы конструкции литого корпуса редуктора из чугуна
(зависимости эмпирические)
Толщина стенки корпуса 6: для одноступенчатой передачи для двухступенчатой передачи для трехступенчатой передачи для червячной передачи Рис. 4.2. 8 = 0,025А + 1 мм, но не менее 7 мм; 8 = 0,025Ат + 3 мм, но не менее 8 мм; 8 = 0,025Ат + 5 мм, но не менее 8 мм, 8 = 0,04А + 2 мм, но не менее 8 мм
А - межосевое расстояние, мм; Ат- межосевое расстояние тихоходной ступени, мм
Габарит корпуса М=(2Ь + В + Н)/4, где Ь.В.Н - длина, ширина и высота корпуса, м
А. м 0,4 0,75 1,0 1,5 1,8
<5. мм 6 8 10 12 14
Толщина стенки крышки 81 8! = 8 - (0,1. ..0,2)8.
Зазор а между колесами и стенкой оно «>(1,0...1,2)8
Зазор Ъ между дном корпуса и колесом й>38
Уклон дна корпуса 2...30
зазор с между вращающимися деталями с>48
зазор е между торцами подвижных деталей е> (0,4...0,6)8
Расстояние до обработанной поверхности к = (4...6) мм.
Расстояние от плоскости разъема до основания корпуса редуктора Н = 0,5 • <Д, + Ъ + 8 +к. где <1а — наружный диаметр тихоходного колеса
Ширина фланца для крепления крышки к,= (3,5...4)8.
Толщина фланца крышки Ъ = 1,5(5
Крепление крышки к корпусу болтами - \[2ГТ > 10 (рис. 4.3)
А, мм До 160 Свыше 160 до 220 Свыше 220 до 280 Свыше 280 до 350
Болт - А. мм М10 М12 М16 М20
Отверстие - А,. мм И 13 18 22
Конструкция крепления крышки Рис. 4.2, 4.3
Конструкция крышки с отдушиной Рис. 4.4
Конструкция элементов бобышки Рис.4.5
Наружный диаметр бобышки - В- В6 = Вф + (2...5) мм, где Вф = ВА + (4,0..,4,4)</
Болты для крепления торцовых крышек - В,|, к бобышкам (рис.4.5)
/),, подшипника, мм 40-62 65-75 80-95 100-145 150-200
А болта, мм 6 6 8 10 12
Число болтов 4 4 6 6 6
Ширина фланца основания корпуса к ~ (4... 4,5)8.
Фундаментный болт ~ <1ф = \]47'п, >12
Аф, болта М12 М16 М20 М24 М27 МЗО
к 38 42 52 58 65 75
Толщина фланца под фундаментный болт 84 = (2,0... 2,35)8;
То же, с уклоном 84 = (2,0... 2,35)8 ; 85 = 1,58.
Конструкция маслосливных отверстий Рис. 4.7
Конструкции маслоуказателей Рис. 4.8, 4.9
Упрочнение корпуса и крышки ребрами Рис. 4.10. 83 = (0,85... 1)8; 83 = (0,85...1)8!
Крюки и проушины для транспортировки Рис. 4.11
Технологические элементы в конструкции Рис. 4.12, 4.13
Диаметры фундаментных болтов с1ф для крепления редуктора к раме или плите (рис. 4.6)
одноступенчатые двухступенчатые трехступенчатые
А ^•ф Число болтов 1А Число болтов 1А с1ф Число болтов
100+150 М12 4 250+350 М16 6 400+500 М20 6
200+250 М16 400 М20 8 600 М24 8
300+350 М20 6 500 М24 800 мзо 10
Примечание. Ттах - момент на тихоходном валу.
Проектирование литого корпуса редуктора с развернутой схемой компоновки. При конструировании корпуса
редуктора используют результаты расчета элементов зубчатого зацепления и связанных с ним валов, шпонок и подшипни-
ков, а для редуктора большой мощности также результаты теплового расчета.
Проектировать литой корпус редуктора начинают с определения размеров и конфигурации внутреннего пространства
редуктора, пользуясь эмпирическими зависимостями.
В сечении перпендикулярном осям валов (рис. 4.2) между наружными поверхностями вращающихся деталей (шесте-
рен) и стенкой редуктора обеспечивают зазор а не менее толщины стенки б : а > (1,0... 1,2)8 , где
для одноступенчатой передачи б = 0,025А + 1 мм, но не менее 7 мм;
для двухступенчатой передачи 5 = 0,025Ат + 3 мм, но не менее 8 мм;
для трехступенчатой передачи 5 = 0,025Ат + 5 мм, но не менее 8 мм;
для червячной передачи 5 = 0,04А + 2 мм, но не менее 8 мм,
где А - межосевое расстояние, мм; Ат- межосевое расстояние тихоходной ступени, мм.
Рекомендуемая толщина стенки редуктора может быть определена также в зависимости от приведенных размеров га-
барита корпуса И (табл. 4.2). Значение А определяют из формулы М=(2Ь + В + Н)/4, где Ь.В.Н - длина, ширина и высота
корпуса, м.
Таблица 4.2
Рекомендуемая толщина стенки редуктора, мм
М, м 0,4 0,75 1,0 1,5 1,8
8, мм 6 8 10 12 14
Для крышки корпуса толщину стенки 8 (рис. 4.2) допускается уменьшить до значения
б! = 8 - (0,1...0,2)8.
На чертеже радиусом, равным сумме радиуса наружной поверхности колеса и зазора а, из центра колес проводят дуги,
которые затем сопрягают прямыми линиями.
Рис. 4.2. Определение конструктивных элементов:
а - зубчатого редуктора; б - червячного редуктора
Зазор Ъ между дном корпуса и венцом зубчатого колеса или червяка определяют по эмпирической зависимости Ь>3б;
зазор с между поверхностями вращающихся деталей - с >46;
зазор е между торцовыми поверхностями вращающихся деталей - е > (0,4-4),6)8.
В результате получаем размеры внутреннего контура крышки и основания корпуса редуктора.
Расстояние от необработанной поверхности корпуса редуктора до обработанной поверхности предусматривают рав-
ным Л = (4>6) мм.
Расстояние от плоскости разъема крышки и корпуса до основания корпуса редуктора Н = 0.5-4, + Ъ + б +Л, где 4а-
наружный диаметр тихоходного колеса.
Конструкция крепления крышки к корпусу. Разъем между крышкой и основанием корпуса выполняется в виде
двух фланцев.
Ширина фланца к1 для крепления крышки к основанию корпуса редуктора равна к1 = (3,5...4)8. Толщину фланцев
обычно принимают Ъ = 1,5<5.
По всему контуру фланцев размещают крепежные болты. Диаметры болтов с! для крепления крышки к корпусу на
проход и диаметры отверстий Д (рис. 4.2) в зависимости от межосевого расстояния А можно получить из табл. 4.3.
Таблица 4.3
Размеры резьбы болтов и диаметров отверстий на проход
А, мм До 160 Свыше 160 до 220 Свыше 220 до 280 Свыше 280 до 350
4, мм М10 М12 М16 М20
ас, мм И 13 18 22
Крепление крышки редуктора к корпусу выполняют болтами или винтами, которые располагают на фланце по всему
периметру корпуса редуктора, симметрично на каждой его стороне, примерно с шагом 1Ь = (12>15)<1. Выступающая резьбо-
вая часть болта над гайкой или корпусом не должна превышать двух шагов резьбы (табл. 4.4).
Таблица 4.4
Размеры для установки крепежных болтов, мм
г
$
—м'. - П
к П Тз —
Шаг резьбы Р Я] не менее а2 не менее (без сбега) а3 не менее а4 С
1,0 3,5 2 6 1,5>2,5 1
1,25 4 2,5 8 1,5>2,5 1,6
1,5 4,5 3 9 2 >3 1,6
1,75 5,5 3,5 И 2>3 1,6
2,0 6 4 12 2,5>4 2
2,5 7 5 15 2,5>4 2,5
3,0 8 6 18 3>5 2,5
Примечание. Глубина завинчивания в чугун а> 1,25(1, в сталь а>й, в дюраль а = 2(1.
Точное фиксирование и совмещение крышки с корпусом при разборке достигается двумя коническими штифтами,
располагаемыми на осевой линии между болтами, но по диагонали фланца на наибольшем расстоянии друг от друга. Диа-
метр штифта на 20 >30% меньше диаметра болта или винта, которым крепится крышка к корпусу редуктора (поз. 9 на рис.
4.1 и рис. 4.3, д) (табл. 4.5).
Таблица 4.5
Штифты конические
Тип1 Тип 2 <3 1Я —_ Л.
н-
• 14 п
1 1
Размеры, мм
а С Интервалы длин а С Интервалы длин а С Интервалы длин
4 0,6 16-70 10 1,6 30-180 25 3,0 60-280
5 0,8 16-90 12 1,6 36-220 32 4,0 80-280
6 1,0 20-110 16 2,0 40-280 40 5,0 100-280
8 1,2 25-140 20 2,5 50-280 50 6,3 120-280
Примечание. 1. Ряд длин Ь 16, 20, 25, 30, 36, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70, 80, 90,100, НО, 120, ПО, 120,140,160,180, 200, 220, 250, 280 мм.
Таким же образом, как штифты, предусматривают два отжимных болта для облегчения отделения крышки от основа-
ния редуктора при демонтаже (рис. 4.3, е).
Глубину завинчивания Ъ винтов для крепления фланца крышки к фланцу корпуса редуктора (рис. 4.3, б. и г) и половин
бобышек выбирают по величине отношения Ъ/б и предела прочности материала ав винтов и материала корпуса (табл. 4.6).
Таблица 4.6
Глубина завинчивания винтов, мм
Материал болтов Сталь Чугун Силумин
И ВИНТОВ, Ов,МПа а > Квс1
400 - 500 0,8-0,9 1,3- 1,4 1,4-2,0
900- 1000 1,6-2,0 2,0 - 2,5 2,0-2,5
Ширина фланца к1 для крепления крышки к основанию корпуса редуктора обычно равна к1 = (3,5.. .4)8.
Конкретную ширину фланца К (рис. 4.3) выбирают такой, чтобы на нем свободно размещалась гайка или шестигран-
ная головка болта на расстоянии С и можно было повернуть гаечный ключ на угол не менее 60°. При креплении болтами
(рис. 4.3, а, б) К ~2,7б\ при креплении винтами (рис. 4.3, в) К~ ( 2.1 : 2.2)с/. Толщину фланцев принимают (рис. 4.3, а, б) Ъ =
1,58; Ь 1.561 При креплении винтами (рис. 4.3, в) принимают «2=(0,8^ 1,0) б; Ъ = (1,4^1,6) б\ Ь2= (1,8... 2,0) б. где б - диа-
метр винтов.
Рис. 4.3. Способы крепления крышки к корпусу редуктора
Если фланцам придают уклон в 10° по направлению к внешней кромке (рис. 4.3, г), то под крепежные детали преду-
сматривают платики и оси болтов размещают на расстоянии С[ = 0,5К от кромки фланцев.
В крышке корпуса редуктора предусматривают смотровое отверстие, закрываемое крышкой для осмотра зубчатых пе-
редач и заливки масла (рис. 4.4 и табл. 4.7).
Во время работы, в связи с нагревом воздуха и масла, повышается давление внутри редуктора. Это приводит к выбра-
сыванию масляного тумана из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы исключить это, устанавливают отдушины в верх-
ней части в крышке корпуса редуктора, через которые внутренняя полость корпуса редуктора сообщается с внешней средой.
Рис. 4.4. Крышка с отдушиной
Таблица 4.7
Крышка смотрового отверстия редуктора, мм (рис 4.4)
А В А1 В1 С К К Размер винта Число винтов
100 75 150 120 125 100 12 М8х22 4
150 100 190 140 175 120 12 М8х22 4
200 150 250 200 230 180 15 М10х22 6
Конструкция мест в корпусе редуктора для размещения концов валов с подшипниками представляет собой при-
ливы на стенках корпуса редуктора в виде толстостенных втулок (рис. 4.5), называемых бобышками, Если линия разъема
крышки и корпуса проходит на уроне осей валов, то одна половина бобышки размещена в крышке, а вторая в корпусе ре-
дуктора.
Рис. 4.5. Определение конструктивных элементов бобышки
Наружный диаметр бобышки /)„ = Оф + (2... 5) мм, где Оф = I). + (4,0-4.4) с! - диаметр фланца крышки, которая запира-
ет подшипник в бобышке; ОА - наружный диаметр подшипника.
Диаметр расположения отверстий под болты для крепления торцовой крышки к бобышке: - Нб= ГД +(2-2,5) Д.
Диаметр и количество резьбовых отверстий под болты для крепления торцовых крышек к бобышкам приведены в
табл. 4.8.
Таблица 4.8
Диаметр и количество резьбовых отверстий под болты для крепления торцовых крышек
ПА,мм 40-62 65-75 80-95 100-145 150-200
<1. мм 6 6 8 10 12
Число болтов 4 4 6 6 6
Расположение резьбовых отверстий на торце бобышки должно быть таким, чтобы резьбовые отверстия для винтов
крепления крышек подшипников не совпадали с линией разъема крышки с корпусом.
Отверстия под болты, расположенные на наружном диаметре бобышки, для крепления верхней половины к нижней,
максимально приблизить к отверстию 1), для увеличения прочности соединения, но так чтобы они не пересекались с болта-
ми для крепления торцовых крышек. Расстояние / от оси отверстия до оси отверстия ОА определяют графически так, что-
бы отверстия Д' и сГ не пересекались, расстояние между их осями принимают а = (1.1... 1,2)с1А Приливы для размещения бол-
тов обычно скругляют радиусом К = С.
Высоту Л' также определяют графически. Ее принимают такой, чтобы создались опорные поверхности, достаточные
для размещения головок винтов аналогично платикам под винты и расположению отверстий, приведенным на рис. 4.3, г.
Для удобства обработки все наружные торцы бобышек, на каждой стороне корпуса, располагают на расстоянии К2 + Л
(рис. 4.5) в одной вертикальной плоскости, а плоскости параллельно друг другу.
Конструктивное оформление основания корпуса. Фланец в основании корпуса служит для крепления корпуса к
плите или раме.
Рис. 4.6. Определение конструктивных элементов основания редуктора
Диаметры с!ф крепежных фундаментных болтов к раме или плите (рис. 4.6) в зависимости от межцентрового расстоя-
ния А или их суммы приведены в табл. 4.9.
Таблица 4.9
Диаметры Д/, фундаментных болтов для редукторов
Одноступенчатые Двухступенчатые Трехступенчатые
А Число болтов ЕД с!ф Число болтов ЕД Число болтов
100-150 М12 4 250- 350 М16 6 400-500 М20 6
200-250 М16 400 М20 8 600 М24 8
300-350 М20 6 500 М24 8 800 МЗО 10
Ширина фланца к основания корпуса для крепления редуктора к плите или раме примерно равна к ~ (4^4,5) 8. Реко-
мендуемые значения к в зависимости от диаметра фундаментных болтов приведены в табл. 4.10.
Таблица 4.10
Значения к в зависимости от диаметра фундаментных болтов
с/4 болта М12 М16 М20 М24 М27 МЗО
к 38 42 52 58 65 75
Конкретную ширину фланца к выбирают такой, чтобы на нем свободно размещалась гайка или шестигранная головка
болта на таком расстоянии от стенки редуктора, чтобы можно было повернуть гаечный ключ на угол не менее 60°.
Толщина фланца 84 = (2,0... 2,35)8; 85 = 1,58.
Если фланцам придают уклон в 10° по направлению к внешней кромке (рис. 4.3, г), то под крепежные детали преду-
сматривают платики и оси болтов размещают на расстоянии С[ = 0,5К от кромки фланцев.
Стенки основания корпуса редуктора обычно применяют вертикальные, основание (дно) редуктора выполняют с укло-
ном 2...3° в сторону тихоходной ступени, где предусматривается небольшое углубление для сбора продуктов износа переда-
чи и сливное отверстие для отработанного масла, которое закрывается пробкой с цилиндрической или конической резьбой
(рис. 4.7).
Рис. 4.7. Маслосливные отверстия и пробки для них
Таблица 4.11
Цилиндрическая резьба (рис. 4.7, а)
<1(мм) 1 ь Ъ О 8(ключ)
М12х1,25 12 22 3 20 17
М16х1,5 13 24 3 25 19
М2 0x1,5 13 25 3 30 22
М2 4x1,5 13 28 4 34 27
Таблица 4.12
Коническая резьба (рис. 4.7, б)
4“ (мм) О Ь Ъ 8(ключ)
К'/,“труб 20,9 15 7,5 8
К%“ труб 26,4 16 7,5 12
К1“ труб 33,2 19 7,5 14
Цилиндрическая резьба (табл. 4.1 Г) не создает надежного уплотнения. Поэтому под пробку с цилиндрической резьбой
ставят уплотняющие прокладки из промасленного технического картона или паронита толщиной Л 1... 2 мм, алюминия или
меди.
Коническая резьба (табл. 4.12) создает герметичное соединение, и пробки с этой резьбой дополнительного уплотнения
не требуют. Поэтому их применение предпочтительно.
Для наблюдения за уровнем масла в картере редуктора предусматривают различные конструкции маслоуказателей
(рис. 4.8).
В местах, труднодоступных для наблюдения, следует применять жезловые (а) или крановые (б) маслоуказатели
(рис. 4.8). Жезловые указатели (щупы) желательно защищать от масляной волны (стенкой или трубкой), чтобы в любой мо-
мент у работающего редуктора можно было проверить уровень масла. В корпус редуктора жезловые указатели вставляют по
скользящей посадке (рис. 4.8, а) или ввинчивают при помощи резьбы М12 х1,5 или М16х1,5.
Крановые маслоуказатели устанавливают попарно для контроля за нижним и верхним уровнями масла. В кране по рис.
4.8, б надежность уплотнения достигается затяжкой, в результате которой происходит смятие гнезда в корпусе редуктора.
Рис. 4.8. Маслоуказатели: а - жезловые; б - крановые
По аналогии с этими конструкциями для контроля за уровнем масла применяют также обычные резьбовые пробки,
устанавливаемые в корпусе редуктора на верхнем и нижнем уровнях смазочной жидкости (рис. 4.8, а).
Круглые и трубчатые, удлиненные прозрачные маслоуказатели (рис. 4.9, б, в) применяют в редукторах и других меха-
низмах, расположенных на достаточной высоте от уровня пола, т. е. при условии удобного наблюдения за уровнем масла.
Рис. 4.9. Маслоуказатели:
а - пробковый; б - круглый (фонарный); в - удлиненный (жезловый)
Основные размеры указателей круглого типа: <1 = 30:50 мм; П = 60...82 мм; П1 = 48:70 мм; 1 = 12:14.5.
Основные размеры указателей трубчатого типа: Н = 80: I 25; ЛИ = 25:80.
Корпус и крышка редуктора находятся под действием нагрузок, действующих на стенки изнутри корпуса. Поэтому
конструкцию корпуса и крышки укрепляют введением ребер 1 с наружной стороны корпуса (рис 4.10), которыми соединяют
верхний фланец основания корпуса с нижним и, особенно, бобышки со стенками и фланцем основания корпуса. Толщина
ребер основания корпуса б3 = (0.85 : I )б, а у крышки б3 = (0.85 : I )б[. Фланцы по линии разъема должны быть сплошными и
при сборке скреплены хорошо затянутыми болтами.
Рис. 4.10. Упрочнение корпуса редуктора ребрами
Корпус редуктора оснащается крюками и проушинами в литье (рис. 4.1 Г) или платиками с резьбовыми отверстиями
для установки рым-болтов (рис. 4.8, а), которые используют для транспортировки при обработке корпуса, а также при
транспортировке редуктора в собранном виде.
Могут быть встроены места для подвода централизованной смазки или устройства периодической смазки.
Рис. 4.11. Крюки и проушины для транспортировки редуктора и его деталей
(§!=!,58,;“82=42= (1,5+2,0)8; <±п=(1,5+2,0) 8,; К.’=242)
Технологичность конструкции литого корпуса редуктора. Конструкция корпуса редуктора должна состоять из ли-
тых элементов, обеспечивающих получение качественной отливки.
Получение качественной отливки обеспечивается технологическим процессом, содержание которого зависит от ряда
составляющих, которыми располагают специалисты-технологи.
Конструктору, который занимается расчетами и созданием конструкции, приходится постоянно учитывать характер и
направление действия сил нагрузок, в том числе от температурных деформаций и вносить поправки в конструкцию. Напри-
мер (рис. 4.12, а), если соединить фланец основания корпуса непосредственно без необходимого сопряжения со стенкой
корпуса, которые связаны отношением 8 = (2,0+ 2,35)8, то стенка 8 от тепла будет быстро расширяться, а при остывании -
быстро сужаться. Фланец, имея большую толщину, будет всегда запаздывать в остывании. Очевидно, что на границе соеди-
нения фланца и стенки будут возникать напряжения, которые перейдут в усталостные, что может привести к образованию
трещин. Чтобы этого не произошло необходимо предусматривать плавные переходы по толщине в виде различной величи-
ны радиусов, уклонов и др. (рис. 4.12, а. б).
Например, плоскости стенок, сопрягающиеся под прямым углом, соединяют внутри корпуса радиусом не менее г =
0,58 и снаружи К = 1,5 8. Если отношение толщин 8[/8 < 2, то сопряжение производят радиусом 11+0.5 8. Если отношение
толщин 8[/8 >2, то сопряжение производят радиусом Е+0.5 8, 82 + 1,5 8 и 1т>4(62 - 8).
Необходимо стремиться внутренние стенки делать вертикальными, плоскими, без ниш (поднутрений) и выступов. Ес-
ли в них имеется необходимость, то нужно избегать больших перепадов по толщине и по высоте выполнять в виде ребра (не
должно быть теневых участков от выступающих частей, если смотреть внутрь корпуса сверху).
Рис. 4.12. Технологические элементы в конструкции корпуса редуктора
При создании новых литых конструкций, учитывая накопленный опыт практикой, целесообразно придерживаться ре-
комендаций по литейным уклонам, радиусам галтелей и переходов (рис 4.13) и (табл. 4.12 - 4.16).
Таблица 4.13
Толщина стенок литых деталей при отливке в земляные формы
Материал Наибольший размер деталей, мм
мелких ( до 500) средних (до 1500) крупных (свыше 1500)
Минимальная толщина стенок заготовок, мм
Чугун 3-5 8-10 12-15
Сталь 6 10-12 15-20
Бронза 3-5 5-8 -
Алюминий 3-5 5-8 -
Рис. 4.13. Технологическое сопряжение элементов конструкции литого корпуса:
а - при б/б) < 2; б, в, г - при б/б] > 2
Таблица 4.14
Уклоны вертикальных стенок, в зависимости от высоты корпусной детали
Высота й, мм До 20 21 —50 51 - 100 101-200 201 -300
Уклон 8,5 8,0 7,6 6,0 4,3
Таблица 4.15
Уклоны поверхностей ребер при высоте И<5д
Высота 11, мм До 20 21 -50 51-80 81 - 120 121 - 180 Св.180
Уклон 7,1 6,5 4,4 3,4 2,8 2,3
Таблицы 4.16
Места сопряжения платиков, приливов и бобышек со стенками
Параметры Г К / <5з Г1
3/3, < 2 (0,5-1,0)3 г + 3, - - -
3/3, > 2 0,25(3+3,) 0,5(3+3,) >4(0,63-3,) 0,63, 0,53,
Галтелью называют закругление внутреннего (меньше 180°) угла, предназначенное для обеспечения в отливке плав-
ного перехода от одной стенки к другой.
Для галтелей отливок деталей машин устанавливается следующий нормальный ряд радиусов в мм: 1, 2, 3, 6, 8, 10, 16,
20, 25, 30, 40. Радиусы в 1, 2 и 3 мм применяются в основном для отливок, изготовляемых по металлическим моделям.
Радиусы закруглений в литых деталях принимают: при среднеарифметической толщине сопрягаемых стенок до 25 мм
- примерно %, а при 25 мм - равным */5.
Таблица 4.17
Литейные уклоны
Уклон а:к Величина угла р Рекомендуемое применение
1а ‘'ль 1:5 11 °30' Для стали 11<25 мм
ж 1:10 1:20 5°30' 3° К—25 : 500 мм
1:50 1° 1э>500 мм
1:100 30' Для цветных металлов
В конечном счете, следует отметить, что различные литейные производства имеют различные литейные возможности,
поэтому чертежи на литые детали, выполненные в соответствии с приведенными выше рекомендациями, необходимо согла-
совать с возможностями предприятия-изготовителя, которое будет изготовлять отливку.
Корпус редуктора со свернутой схемой компоновки. Известно, что многоступенчатые редукторы (трех и
четырехступенчатые) с традиционной развернутой схемой компоновки занимают много места в плане. Зачастую, для сов-
мещения по высоте вала привода машины с выходным валом редуктора, приходится монтировать специально плиту или
раму.
Для экономии производственной площади и для удобства стыковки с машиной проектируют редуктор со свернутой
схемой компоновки. Этот редуктор состоит, в основном, из зубчатых передач и деталей, используемых в редукторе с тради-
ционной развернутой схемой компоновки. Поэтому все расчетные параметры редуктора остаются без изменений. Меняется
конструкция корпуса редуктора.
В данном примере (рис. 4.14) при сохранении значений межосевых расстояний между валами в конструкции корпуса
со свернутой схемой компоновки применяется расположение валов зигзагом по высоте и по горизонтали.
Рис. 4.14. Корпус для свернутой компоновки трехступенчатого редуктора
В редукторе со свернутой схемой компоновки быстроходный вал I первой ступени остается на высоте вала электро-
двигателя, тихоходный вал II первой ступени смещен вверх так, что его межосевое расстояние по горизонтали заняло размер
В|;- (0,5^0,6)А1, промежуточный вал III на сколько допустимо опущен вниз и занял от вала II по горизонтали размер В2:-
(0,6^0,7)А2, выходной вал IV смещен в верхнее положение и занял от вала III по горизонтали расстояние В3 = (0,4-Н),6)А3
Расстояния В' и В соответствуют расстоянию в корпусе редуктора. Расстояние И принимается по высоте вала машины, для
которой редуктор будет служить приводом, и оно может быть откорректировано изменением по высоте положения валов III
и IV.
Верхняя крышка проектируется аналогично, методом огибания радиусом из цента вала IV выступающей из корпуса
редуктора части венца колеса или плоская. Для конструирования корпуса редуктора может быть применена методика, изло-
женная для обычного корпуса редуктора, с использованием предложенных эмпирических зависимостей для определения
элементов литого корпуса.
При проектировании такого корпуса следует учитывать, что размер расточек под боковые крышки зависит от вариан-
та сборки вала с корпусом и с деталями, которые размещаются на нем (рис. 4.15).
Рис. 4.15. Влияние вариантов сборки валов на конструкцию корпуса редуктора
Например, если шестерня не превышает диаметр подшипника, то производят сборку вала с шестерней, подшипником
и закрепляют их гайкой. Затем зубчатое колесо вводят через верхнее отверстие корпуса (рис. 4.15, а) и продевают через него
вал, напрессовывают подшипник, закрепляют конструкцию гайкой, после чего фиксируют собранный вал крышками.
Если диаметр малого зубчатого колеса превышает диаметр посадочного отверстия подшипника, то оба колеса заводят
в корпус сверху (рис. 4.15, б). Вал может быть ступенчатым.
Если вал устанавливается в корпус в собранном виде с зубчатыми колесами, то его заводят в наклонном положении че-
рез верхнее отверстие корпуса (рис. 4.15, в), разворачивают, после чего устанавливают подшипники и фиксируют блок
крышками.
Если вал устанавливается в корпус в собранном виде с зубчатыми колесами и подшипниками (рис. 4.15, г), то при этом
приходится увеличивать размер корпуса, расточек под боковые крышки оригинальной конструкции или применять стаканы
под подшипники.
4.1.2. СВАРНОЙ КОРПУС РЕДУКТОРА
В настоящее время просматривается тенденция изготовлять машины со сварными корпусами. Это объясняется тем, что
машины со сварными базовыми деталями в целом стали значительно легче, компактнее, формы корпусных деталей стали
более эстетичными. Вместе с тем, трудоемкость изготовления, сроки изготовления значительно сократились. Самое главное
- конструктор получил возможность создавать конструкции по конфигурации и размерам такие, какие соответствуют его
замыслу, удовлетворять интересы заказчика и не связан с ограниченными возможностями литейного производства.
Принципиально построение конструкции корпуса редуктора для изготовления методом сварки совпадает с конструк-
цией, изготовляемой методом литья (рис. 4.16).
Рис. 4.16. Определение конструктивных элементов сварного корпуса редуктора
Если провести анализ элементов литого корпуса по прочностным характеристикам, то окажется, что размеры стенок,
бобышек, фланцев и др. завышаются из-за литейной технологии. Следовательно, размеры аналогичных стальных деталей
для сварного редуктора можно уточнить в сторону их уменьшения.
Эмпирические соотношения размеров элементов сварных деталей в настоящее время еще не обобщены. Рекомендуе-
мая толщина стенки сварного редуктора может быть определена в зависимости от приведенных размеров габарита корпуса
А ( табл. 4.18). Для проката Ст.З и Ст.5 значение А определяют из формулы:
М=(2Ь + В + Н)/4,
где Ь. В. А - длина, ширина и высота корпуса, м.
Таблица 4.18
Определение толщины стенки
М, м 0,25 0,4 0,75 1,5 2,0
8, мм 5 6 8 8 12
Корпуса редуктора с приведенным размером габарита до 0,25 м могут быть изготовлены сваркой из листового дура-
люмина.
Для определения других размеров сварного корпуса и крышки можно пользоваться эмпирическими соотношениями,
приведенными выше для чугунных корпусов и крышек.
Корпус и крышку редуктора сваривают из элементов, изготовленных из проката. После сварки производят механиче-
скую обработку плоскостей и отверстий деталей.
На рис. 4.17 показаны возможные варианты конструктивного решения сварного корпуса редуктора.
В сечении по А - А показаны варианты сопряжения между собой вертикальных стенок корпуса. Вертикальные стенки
могут быть получены гибкой листов проката в размер боковых стенок и сваркой встык по центру торцовой стенки, сваркой
листов проката угловыми швами или гибкой листов проката в размер торцовой стенки и сваркой встык с боковыми стенка-
ми.
Рис. 4.17. Варианты сопряжения конструктивных элементов стенок и дна
В сечении по Б-Б даны два варианта соединения вертикальных стенок с дном.
В сечении по В-В даны два варианта соединения стенок с опорными платиками.
Рис. 4.18. Варианты сопряжения конструктивных элементов стенок, разъема фланцев и основания
Вариант В-В (рис. 4.18) слева показывает, что вертикальные стенки корпуса приварены к листу, который образовал
дно корпуса и нижний фланец для крепления редуктора к плите или раме. Платики предназначены для создания плоскости
после механообработки для крепления редуктора. Вариант В-В справа показывает, что стенки использованы как база для
приварки дна редуктора и платика (лапы) для крепления редуктора.
В сечении по Д-Д представлен вариант соединения стенок с полками, которые образуют фланцы у крышки и у корпу-
са, для крепления крышки к корпусу. Вид К показывает варианты крепления полок к стенкам корпуса или крышки.
В узле Е (рис. 4.19) показано, что в стенке предварительно вырезают выемку, в которую затем вставляют предвари-
тельно обработанную на станке половину бобышки, которая имеет центрирующий поясок (вид Н-Н), вставляемый в выемку
в стенке для двусторонней сварки, а также показано соединение бобышки с полками.
Рис. 4.19. Конструктивные элементы для сопряжения стенок, фланца и бобышки
В узле Р (рис. 4.19) показано, каким образом объединяются сваркой детали: бобышка, вертикальная стенка, основа-
ние с платиком и ребро жесткости, с помощью которого сварка соединяет перечисленные детали.
4.2. БАЗОВЫЕ ДЕТАЛИ. НАЗНАЧЕНИЕ
Базовые детали, к которым относятся станины станков и детали других машин (плиты, рамы, колонны, стойки, попе-
речины и т. д.), предназначены для компоновки (размещения и присоединения) сборочных единиц (комплектов) и отдель-
ных деталей, которые при выполнении взаимных координированных вращательных движений и поступательных перемеще-
ний выполняют определенную работу.
Базовые детали характеризуются наличием различных присоединительных (приваленных) поверхностей. Часть из них
предназначена для присоединения неподвижных сборочных единиц, а другая - для размещения подвижных сборочных еди-
ниц. Поверхности, образующие основание с крепежными отверстиями, предназначены для установки базовой детали на
фундамент или пол и для крепления самой базовой детали к фундаменту. Могут быть также поверхности для размещения
других взаимодействующих сборочных единиц и деталей.
Для выверки приваленных поверхностей базовой детали в горизонтальной плоскости используют опоры клиновые ре-
гулируемые, которые устанавливают на фундамент под нижнюю плоскость базовой детали.
В процессе эксплуатации базовые детали испытывают постоянные и переменные нагрузки от сил тяжести, от сил вза-
имодействия сборочных единиц при выполнении рабочих движений при поступательном перемещении и создаваемых ими
моментов при вращательных движениях.
4.2.1. ЛИТАЯ БАЗОВАЯ ДЕТАЛЬ ИЗ ЧУГУНА
Конструкцию литой базовой детали рассмотрим на примере для металлорежущих станков, потому что требования тех-
нологии литья и многие конструктивные элементы, применяемые в металлорежущих станках, находят применение также в
конструкциях различных технологических машин.
На базовой детали (станине) металлорежущего станка предусмотрены поверхности, на которых устанавливаются и
крепятся сборочные единицы различного назначения. Наиболее ответственными являются расположенные на базовой дета-
ли (станине) направляющие поверхности, назначение которых заключается в обеспечении кругового или прямолинейного
перемещения сборочных единиц станка (столов, кареток, бабок и др.).
В процессе эксплуатации металлорежущего станка направляющие его станины и сама станина испытывают перемен-
ные нагрузки от сил тяжести перемещающихся сборочных единиц, обрабатываемой заготовки, силы резания и создаваемых
ими моментов.
Литые базовые детали изготовляют из серого и модифицированного чугуна. В большинстве случаев применяют серый
чугун марок СЧ 15 и СЧ 21 и реже модифицированные чугуны марок СЧ 32 и СЧ 35.
Литые станины для станков изготовляют коробчатой формы, внутри которой располагаются перегородки и ребра
для придания жесткости. При необходимости перегородки образуют ниши, которые используют как емкости для рабочей
жидкости (масло или охлаждающая жидкость) или как шкаф для размещения электроаппаратуры управления и питания
станка и др.
В конструкциях базовых деталей, как правило, предусматривают окна и проемы по технологическим соображениям
или предусматривают сквозные окна для возможности захвата стропами при транспортировже краном, которые не всегда
целесообразно делать. Исследования показали, что окно, выполненное в одной стенке, снижает жесткость конструкции на
кручение в несколько раз, а несколько вырезов в разных стенках снижают жесткость еще больше.
При создании конструкции базовой детали руководствуются опытом эксплуатации аналогичных конструкций и ис-
пользуют эмпирические зависимости, в основе которых лежит опыт по определению толщины стенки базовой детали. Пред-
варительно толщину стенки можно определить по зависимости
д'= 10
2В + В + Н
3
,мм.
где Ь.В.Н - габаритные размеры станины, м; Ь - имеет наибольший размер, м.
После проработки конструкции базовой детали с учетом присоединяемых сборочных единиц и нагрузок уточняют
толщину стенки, исходя из технологических требований и по соображениям необходимой жесткости. Рекомендуемые тол-
щины стенок по литейным условиям приведены в табл. 4.19, на примере конструкции станины, приведенной на рис. 4.20.
Рис. 4.20. Пример конструкции станины с условными размерами
Таблица 4.19
Рекомендуемые толщины стенок станин, мм (рис. 4.20)
ь Н В Стенки вертикальные Направляющие и горизон- тальные стенки
наружные внутренние
а К 5 5, А Я1 Т А] А-2 н, а3 к.
600- 1000 300 400 10 12 5 10 30 25 8 10 12 14 8 18 25 14 10
1000- 1500 400 700 12 14 8 12 35 30 10 12 12 16 8 20 30 16 10
1 500-2250 500 1000 14 16 8 12 35 35 12 14 14 18 8 25 35 16 10
2250- 3000 500 1200 16 18 10 15 40 40 14 16 14 20 10 25 40 18 15
Примечания: 1. Размеры уклонов в мм: для стенок станин наименьшего размера с = 6; к =50; С/=40: к/ = 35; для остальных станин с = 8;
к = 70; С/ = 6; к/= 50; для первых трех размеров Сг — 8; кг — 70; для остальных сг= 10; кг — 60.
2. Припуски на обработку не учтены.
Следует учитывать, что конструкция литой базовой детали в большой степени определяется ее назначением и техноло-
гическими возможностями предприятия-изготовителя.
4.2.2. СВАРНАЯ БАЗОВАЯ ДЕТАЛЬ
В современных машинах в качестве базовых деталей несущих конструкций нашли широкое распространение сварные
базовые детали коробчатой формы, которые менее трудоемкие в производстве и значительно легче литых. Они, исключая
станины станков и др., не имеют поверхностей, которые изнашиваются в процессе эксплуатации, и поэтому их долговеч-
ность определяется сроком морального старения всей машины.
Сварные конструкции изготовляют из листовой стали марок Ст. 3, Ст. 4 или Ст. 5 толщиной X : 12 мм.
Основные требования, предъявляемые к сварным базовым деталям, определяются их назначением и условиями рабо-
ты. Сварные рамы, как базовые детали, обеспечивают базирование и неизменное взаимное расположение устанавливаемых
на них механизмов и других сборочных единиц, которое не должно изменяться в процессе работы машины, в том числе при
ее транспортировке. Поэтому сварная базовая деталь должна обеспечивать достаточную точность расположения присоеди-
нительных поверхностей и иметь необходимую прочность и жесткость.
Нагрузки, возникающие при работе машины и имеющие вибрационный, а иногда и ударный характер, а также масса
установленных сборочных единиц должны восприниматься сварной рамой при выполнении технологической работы. По-
этому размеры и масса машины в целом во многом определяются размерами и массой рамы, которая составляет до 70 % от
массы всей машины. В связи с этим при конструировании сварной базовой детали необходимо учитывать это обстоятель-
ство и компоновать ее так, чтобы обеспечить минимально возможные габариты и массу.
Конструкция сварной рамы в большой степени определяется ее назначением и технологическими возможностями
предприятия-изготовителя. Рамы, применяемые в качестве базовых деталей в современных машинах, разделяются на свар-
но-литые, сварно-штампованные и сварные.
Сварные базовые детали используют значительно больше, так как их изготовление не требует сложных и дорогих мо-
делей и штампов. В некоторых случаях, когда базовая деталь имеет большие размеры, а отдельные ее элементы - сложную
форму, она может быть изготовлена сварно-литой конструкции. В этом случае сложные части рамы (например, направляю-
щие, корпус редуктора) выполняют литыми, которые затем соединяют со сварной конструкцией.
Сварная базовая деталь обычно имеет коробчатую форму с жестким каркасом. Верхняя поверхность базовой детали
выполняют из стального листового проката толщиной 6 X мм в виде плоской фигуры близкой к квадрату или прямоуголь-
нику, которая приварена к каркасу. Боковые прямоугольные поверхности выполнены из стального листового проката тол-
щиной 5 X мм, одна или две из которых могут быть съемными при ремонте. На верхней и на боковых поверхностях базо-
вой детали приваривают обрабатываемые в дальнейшем опорные платики в соответствии со схемой размещения сборочных
единиц. Основание базовой детали выполняют в виде рамы из швеллеров, уголков или металлических пластин с отверстия-
ми под фундаментные болты для крепления машины к фундаменту.
Конструкция сварной базовой детали влияет на выбор материалов для сварных рам, способа ее изготовления и на ее
массу. Для сварных рам главным образом используется сталь, а при ограничении массы - алюминиевые сплавы. Применяе-
мые материалы должны обладать хорошей свариваемостью.
В качестве несущих элементов конструкций рам могут использоваться как готовые балки (швеллеры, трубы, гнутые
профили и т. д.), соединяемые между собой сваркой и образующие стержневую систему определенной формы, так и балки,
изготовленные сваркой из проката более простых форм (уголки, гнутые профили, трубы, лист). Такие балки в сечении
обычно имеют конструкцию коробчатой формы.
При конструировании сварной базовой детали, прежде всего, необходимо определить компоновку устанавливаемых на
ней сборочных единиц и деталей и этим определить ее конфигурацию. Для этого уточняют взаимное расположение уста-
навливаемых на ней сборочных единиц в плане и по высоте; их габариты и присоединительные размеры; форму присоеди-
нительных элементов; материал, из которого предполагается изготовить раму; метод изготовления и конструкцию несущих
балок.
Устанавливают положение главных балок в плане. Форма рамы в плане определяется расположением на ней сбороч-
ных единиц. В некоторых случаях, если все сборочные единицы расположены в одну линию, в раме можно использовать
только одну главную несущую балку с прямой геометрической осью. Если же расположение агрегатов имеет ступенчатую
форму, то можно применить балку также ступенчатой формы.
Чаще же рамы делают двухбалочными, балки в них соединяют диафрагмами или выполняют в виде замкнутого конту-
ра. Такие рамы имеют несколько большую массу, но вместе с тем имеют сравнительно большую жесткость и устойчивость.
Конструируют также поперечные скрепления продольных балок. Поперечные скрепления могут быть как в виде диа-
фрагм, т. е. вертикальных и горизонтальных листов, связывающих балки, так и в виде балок такой же конструкции, что и
главные. Для придания рамам большей жесткости поперечные скрепления обычно располагают под сборочными единицами.
Рис 4.21. Размеры и форма сечения балок
Размеры (рис. 4.21, а) и форма (рис. 4.21, б) сечения балок, изготовленных из листа, в зависимости от требуемой высо-
ты, должны иметь следующие геометрические соотношения:
8С > 2 - 0,02Н; 8П > 8СН(В+ 8С);
е = (1,2+2) 8П . В = (0,3+0,4)Н;
ЙР>О,ЗНС. А = (1-2) 8Р;
бр = (0,8-1,0) 8С; Л = (2-3) 8Р.
Высоту балки определяют в зависимости от наибольшей длины рамы Ьа по следующей зависимости:
Н= (0,09+0,1Г)1„.
Такие металлоконструкции несколько тяжелее швеллеров, особенно при больших сечениях балок, но они обладают
большей жесткостью и в них, с точки зрения распределения напряжений, лучше используется металл.
Применяются также рамы, изготовленные сваркой из прокатных уголков и гнутых профилей. Для избежания потери
устойчивости, если высота Нс плоских стенок балок превышает (50—70) 8, где 8 - толщина стенки, а также, если горизон-
тальные листы выступают над вертикальными, вводятся ребра жесткости, а расстояния между соседними ребрами
1Р = (40 + 50) 8.
Отдельные балки, стойки и подставки, составляющие раму, соединяются между собой, образуя жесткую неизменную
конструкцию. К этим соединениям предъявляется ряд требований: равнопрочность с основными балками, достаточная
жесткость, подготовка и сборка деталей соединений с наименьшим количеством сборочных операций.
При размещении сборочных единиц (компоновке) на раме необходимо соблюдать следующие условия: конструкции
сварных соединений должны предусматривать возможность доступа для выполнения швов и их контроля; сварные швы по
возможности надо делать стыковыми, и, как исключение, внахлестку; все опорные поверхности рамы, на которые устанав-
ливаются механизмы и несущие детали, и которыми рама опирается на фундамент или основание, должны возвышаться над
плоскостью рамы и иметь доступ для их механической обработки после окончания сварочных операций; ко всем крепежным
деталям (болтам, винтам, шпилькам и гайкам) необходим свободный доступ для гаечного ключа.
Расположение находящихся рядом присоединяемых сборочных единиц должно быть таким, чтобы дать возможность
повороту гаечного ключа на угол не менее 60° для перехвата граней; опорные поверхности рамы, расположенные под голов-
ками болтов и винтов, а также под гайками, должны иметь механическую обработку. Под болты и гайки, опирающиеся на
наклонные поверхности полок швеллеров, должны устанавливаться косые шайбы.
Основным условием для размещения балок по высоте является доступ к болтам (винтам и шпилькам) крепления сбо-
рочных единиц к раме. Это условие необходимо учитывать, так как при его выполнении имеется возможность монтажа и
демонтажа сборочных единиц без съема рамы с фундамента. Если габариты всей установки не ограничены по высоте, то
верхнюю плоскость балки располагают ниже самой нижней платы на 40+50 мм (зазор, необходимый для доступа к крепеж-
ным болтам или гайкам).
Если габариты конструкции по высоте ограничены, то самую нижнюю плату устанавливают непосредственно на верх-
нюю плоскость балки. При этом необходимо соблюдать условия, чтобы отверстия для крепежных болтов не попадали на
нижележащие балки, их стенки и ребра. Вместе с тем, отверстия для крепежных болтов должны отстоять от них на расстоя-
нии, необходимом для подвода гаечного ключа. Для доступа к деталям крепления нужно также предусмотреть специальные
окна (сверху или сбоку) достаточных размеров для прохода руки или инструмента.
Подставки конструируются под платы, возвышающиеся над главными балками. Для облегчения конструкции рамы
подставки делаются сварными из листа, гнутых профилей или листовой штамповки, но иногда для этого используются и
швеллеры. В этом случае рама получается более тяжелой, но менее трудоемкой в изготовлении.
Для усиления плоских стенок балок и подставок, а также полок и плат, во избежание потери их устойчивости, устанав-
ливаются ребра жесткости.
Опорные платы должны размещаться под присоединительными элементами сборочных единиц. Так как они после
сварки рамы подлежат механической обработке, которая необходима для обеспечения платам присоединительных размеров
по высоте и исправления остаточных деформаций, вызванных местным нагревом, то места для обработки нужно распо-
лагать так, чтобы они были доступны для режущего инструмента.
Толщину плат принимают равной (0,6+1,0)<5я , где д,, - толщина присоединительного элемента сборочной единицы
(привалочного фланца). Длина и ширина плат должна быть на 15-20 мм больше размеров опорных элементов сборочных
единиц для возможности их относительного перемещения при монтаже. Отверстия в платах рамы делаются равными соот-
ветствующим отверстиям в привалочных фланцах сборочных единиц.
Для удобства монтажа сборочных единиц на опорных платах иногда размещают накладки с пазами для закладных бол-
тов (со станочными пазами), что облегчает монтаж и регулировку сборочных единиц (табл. 4.20 - 4.22).
Для возможности крепления рамы к фундаменту или к другой раме в ее нижнем основании делаются отверстия для
крепежных или фундаментных болтов.
Таблица 4.20
Пазы станочные по ГОСТ 1574-91, мм
а Ъ С й С Резьба болта
гшп тах
10 16 7 + 1 6 13 М8
12 19 8 8 15 1,0 мю
14 23 +2 9 10 18 М12
(16) 27 И И 20
18 30 12 13 23 М16
(20) 33 15 14 25 1,5 -
22 37 +3 16 16 28 М20
(24) 40 18 17 30 -
28 46 20 21 36 М24
(32) 50 22 24 42 —
36 56 +4 25 27 46 2,0 мзо
42 68 32 +3 32 54 М36
48 80 +5 36 +4 36 60 М42
54 90 40 42 70 М48
Примечание. Размеры без скобок предпочтительны.
Таблица 4.21
Сухари к пазам станочным, мм
В В, Н н. О Ъ И С С1
10 14 И 6 М8 1,0 1,0 1,0 0,4
12 18 14 7 МЮ 0,6
14 22 16 8 М12 1,6
18 28 20 10 М16 2,0 1,5
22 34 28 14 М20 2,5
28 44 34 18 М24
36 54 45 22 МЗО 1,0
42 65 52 26 М36 3,0
48 75 60 30 М42
54 85 58 34 М48
Таблица 4.22
Болты к пазам станочным по ГОСТ 13152-67
Н I____________ Ь
Станочный паз а Ь <11 Ъ Й12 О Н 1 X К
10 М8 50 8 14 20 6 20 1,6 1,о
60 25
12 мю 50 10 18 25 7
60, 70, 80, 90 30
14 М12 40, 50 12 22 28 8 25
60, 70,80 30
90, 100 40
18 М16 50,55,60 70, 80 16 28 36 10 35 2,0
90, 100, 110 50
22 М20 60, 70,80 20 34 42 14 40 2,5
90, 100, 110, 120, 130, 140 50
28 М24 100, 130, 160 24 44 55 18 60 1,6
36 МЗО 130 30 54 65 22 70 2,5
180 80
Примечание. Материал Сталь 35 ГОСТ 1050-88; Сталь 40ХГОСТ 5632-72.
При длине болта Г>75мм твердость головки 37,0... 42,0 НКС^. Покрытие -Хим.Окс.прм (для стали 35).
Устанавливают крепежные болты с шагом, зависящим от размеров рамы, в пределах от 300 до 1000 мм. Крайние болты
должны отстоять от конца рамы на 200-300 мм. Диаметр болтов принимают на 1,2<- 1,25 больше наибольшего диаметра бол-
та крепления сборочных единиц, устанавливаемых на раме. Отверстия для крепежных или фундаментных болтов могут де-
латься или в элементах балок, например в полках швеллеров, если балки изготовлены из них, или в специальных приварен-
ных к балкам пластинах, усиленных ребрами. Для избежания дополнительных изгибающих моментов, действующих на
фундаментные болты из-за эксцентричности приложенной нагрузки, все опорные поверхности головок болтов и гаек долж-
ны механически обрабатываться. Если головки болтов или гайки будут опираться на полки швеллеров или двутавров с
уклонами, то под головки болтов или гайки должны быть установлены косые шайбы (ГОСТ 10906-78).
Для подъема рамы краном необходимо предусмотреть в ней специальные отверстия или скобы, предназначенные для
захвата ее стропами. Устройства для подъема должны размещаться в доступных местах таким образом, чтобы исключить
перевертывание рамы при подъеме и по возможности уменьшить ее деформацию от собственной массы.
4.2.3. НАПРАВЛЯЮЩИЕ СКОЛЬЖЕНИЯ
Несмотря на большое различие условий работы разнообразных типов станков и машин, основные конструктивные
формы направляющих малочисленны. Направляющие станины станков разделяют на направляющие качения и скольже-
ния. Направляющие скольжения получили большое распространение (рис. 4.22).
Литые базовые детали для станков изготовляют вместе с направляющими скольжения и с накладными (присоединяе-
мыми) направляющими.
Сварные конструкции базовых деталей применяют с накладными направляющими из чугуна марок СЧ 21 или СЧ 32,
из стали с термическим упрочнением, синтетического гранита и др.
Рис 4.22. Форма направляющих станин
По конфигурации чаще всего применяются прямоугольные, плоские (рис. 4.22, а), призматические, треугольные (рис.
4.22, б), трапециевидного профиля типа «ласточкина хвоста» (рис. 4.22, в) и цилиндрические (рис. 4.22, г) направляющие
скольжения.
Каждую из этих форм можно применять в виде охватывающих и охватываемых направляющих (рис. 4.22). Кроме того,
часто используют сочетание направляющих различной формы, когда одна из направляющих выполнена прямоугольной, а
другая треугольной или в виде половины трапециевидной формы.
Прямоугольные направляющие отличаются технологичностью изготовления и простотой контроля геометрической
точности. В последнее время в металлорежущих станках они находят все большее распространение, так как отличаются
простотой и надежностью регулировки зазоров. В охватываемом варианте исполнения эти направляющие, как и все другие
формы, плохо удерживают смазку, а в охватывающем варианте хорошо удерживают смазку, но нуждаются в надежной за-
щите от загрязнений.
Треугольные направляющие обладают свойством автоматического выбора зазоров под действием собственного веса
узла. Угловое расположение рабочих граней направляющих усложняет их изготовление и контроль.
Трапециевидные направляющие отличаются компактностью конструкции, но сложны в изготовлении и контроле.
Устройства для регулирования зазора относительно просты, но не обеспечивают высокой точности сопряжений.
Цилиндрические направляющие в охватываемом варианте не обеспечивают большой жесткости из-за прогиба скалок
(штанг), закрепленных на концах; их применяют преимущественно при малой длине хода. При охватывающем варианте у
этих направляющих сложно изготовить полукруглые пазы.
Геометрическая точность направляющих в металлорежущих станках при обработке переносится на обрабатываемую
поверхность детали. Поэтому непосредственный контакт сопряженных поверхностей в направляющих скольжения опреде-
ляет требования к выбору их материалов для обеспечения износостойкости направляющих. Неудачный подбор материалов
приводит к повышенному износу, который по причине неравномерного своего характера влияет на точность обработки и на
геометрическую точность обрабатываемых поверхностей деталей.
Материал для направляющих оказывает решающее влияние на их износостойкость. Чугунные направляющие из серо-
го чугуна, выполненные за одно целое с базовой деталью, наиболее просты и дешевы, но при интенсивной работе не обеспе-
чивают необходимой долговечности. Износостойкость серого чугуна значительно повышается при термической обработке.
Закалка одной из сопряженных поверхностей токами высокой частоты снижает износ направляющих более чем в 2 раза, а
закалка обоих охватываемой и охватывающей направляющих (салазок и станины) уменьшает износ примерно в 4 раза по
сравнению с незакаленными поверхностями. При закалке лишь одной из сопряженных поверхностей целесообразно терми-
чески обрабатывать неподвижную деталь (станину) с длинными направляющими, форма которых копируется при движении
и неравномерный износ которых по длине связан с потерей точности обработки. Легирующие присадки к чугунным направ-
ляющим дают повышение износостойкости только при последующей их закалке до высокой твердости. Однако легирование
всей базовой чугунной детали, если направляющие выполнены за одно целое с ней, экономически нецелесообразно, а при
применении накладных направляющих целесообразно использовать стальные планки.
Износостойкость чугунных направляющих может быть сильно повышена при применении специальных покрытий.
Хромирование направляющих слоем твердого хрома толщиной 25-50 мкм обеспечивает твердость до 68-72/ЖС и соответ-
ственно повышение долговечности. Слой хрома равномерно наносится на окончательно обработанную поверхность направ-
ляющих, обеспечивая постоянство толщины хромированного покрытия 2-3 мкм.
Для чугунных направляющих применяют также напыление слоя молибдена и некоторых сплавов с содержанием хро-
ма, что повышает их износостойкость в 4-5 раз по сравнению со стальными закаленными направляющими.
Стальные направляющие выполняют в виде отдельных планок, которые затем крепят к базовой детали. К сварным
стальным станинам направляющие приваривают, а к чугунным базовым деталям стальные планки прикрепляют винтами или
приклеивают.
Для стальных накладных направляющих применяют малоуглеродистые стали (сталь 20, 20Х, 20ХНМ) с последующей
цементацией и закалкой до высокой твердости (60-65 НКС), азотируемые стали с глубиной азотирования 0,5 мм и закалкой
до очень высокой твердости свыше (60-65 НКС); легированные высокоуглеродистые стали типа ХВГ с объемной закалкой и
отпуском (58-62 НКС) применяют значительно реже.
Цветные сплавы типа бронз (Бр.ОФЮ-1, Бр АЖ 9-4) и цинковых сплавов (ЦАМ 10-5) обладают хорошими антизадир-
ными свойствами, и иногда их применяют в тяжелых станках. Однако из-за высокой стоимости направляющих из цветных
сплавов их применяют реже, чем закаленные стальные направляющие или направляющие жидкостного трения.
Пластмассы также обладают антизадирными свойствами, но их редко применяют как детали для направляющих ста-
нин из-за малой жесткости, а также из-за низкой износостойкости при абразивном загрязнении.
Конструктивное оформление направляющих скольжения осуществляется на основе одной из исходных форм в соот-
ветствии с рекомендациями, приведенными на рис. 4.23, и в зависимости от высоты направляющей Н (табл. 4.23).
Длину подвижной детали (длину прилегания) обычно принимают в пределах 1,5-2 от ширины направляющих, а длина
неподвижной направляющей во избежание провисания подвижной детали должна быть немного больше суммы длины по-
движной детали и общей длины хода.
Рис. 4.23. Конструктивные параметры направляющих (значения см. в табл. 4.23):
1,2 - симметричные; 3, 4 - несимметричные; 5, 8 - без регулировки зазора;
6, 9,10, 12, 14 - с регулировочной планкой; 7, И, 13-с клином
Таблица 4.23
_______________Размеры сечений направляющих, мм (рис. 4.23) _________________________________
Тип направляющих Н 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50 | 60 80 100
Треугольные симметричные и несимметричные Н1 =2Н (2,2-2,3)Н (2,5—2,7) Н — —
Ъ =2Н
й Н+ 1 Н + 2 Н + 3 Н + 4
К 0 3 0,5 1,0 1,5 2 3 4
Прямоугольные В ~ (1,5-1,7)Н =2Н =2,5Н (3—3,2) Н =4Н
т = 0,4Н =0,5Н =0,6Н
ъ — =о,зн =0,25Н
ы — =о,зн -0.2 5Н =0,2Н =0,15Н
8 — 0,5 1,0
Для точного прилегания охватывающей и охватываемой взаимно перемещающихся деталей, применяются компенси-
рующие устройства для регулирования зазора между соприкасающимися поверхностями.
Регулирование зазоров в направляющих скольжения осуществляют клиньями или планками, которые желательно рас-
полагать с ненагруженной стороны направляющих, так как они понижают суммарную жесткость несущей системы. Клинья
обеспечивают более тонкую регулировку зазора, чем планки, но требуют точной обработки поверхностей, расположенных
под заданным углом.
Для регулировки призматических и У-образных направляющих (рис. 4.24, а) требуются только компенсаторы-планки
1, которые прижимаются к одной из плоскостей направляющих, чаще всего нижней, с помощью винтов 2.
Регулировка зазоров в плоских направляющих и направляющих в виде ласточкина хвоста (рис. 4.24, б) осуществляется
компенсатором в виде клина, который имеет возможность перемещаться вдоль направляющих посредством винтов и гаек.
Клинья имеют уклон от 1 : 40 до 1 : 100. Чем длиннее клин, тем меньше его уклон. Компенсаторы ставят с ненагруженной
стороны.
Рис. 4.24. Механизмы регулировки направляющих:
а - призматических; б — плоских и в виде «ласточкина хвоста»
Накладные направляющие крепят к базовой детали по всей их длине. При механическом креплении винтами или креп-
лении клеем целесообразно предусматривать надежную фиксацию к центрирующим выступам в поперечном направлении.
Примеры конструктивного оформления накладных направляющих приведены на рис. 4.25, а-г.
Рис. 4.25. Накладные направляющие:
а, б - накладные на литье; в, г - приваренные к сварной станине
Во всех случаях не следует нарушать однородность поверхности рабочих граней направляющих. Крепежные винты
следует располагать с определенным шагом во избежание искривления накладной планки и волнистости.
При требовании износостойкости ограничивают допустимые давления на рабочих гранях направляющих, а при требо-
вании жесткости лимитируют допустимые контактные нагрузки и перемещения. Давления на рабочих поверхностях направ-
ляющих можно определить приближенным методом, справедливым для тех случаев, когда собственная жесткость сопря-
женных базовых деталей существенно больше контактной жесткости направляющих. Допускаем, что по длине направляю-
щих давления изменяются по линейному закону, а по ширине направляющих в связи с ее малой сравнительно с длиной ве-
личине давления считаются постоянными. Из практики эксплуатации металлорежущих станков рекомендуют максимальное
давление при малых скоростях не более 2,5. ..3,0 Н/мм", при больших скоростях не более 1,0. ..1,2 Н/мм". Для станков высо-
кой точности и тяжелых средние давления не должны превышать 0,1.. .0,2 Н/мм\
Для снижения коэффициента трения применяют жидкие и консистентные смазки, а также синтетические покрытия и
пластмассовые накладки.
4.2.4. НАПРАВЛЯЮЩИЕ КАЧЕНИЯ
Направляющие качения предназначены так же, как и направляющие скольжения, для поступательного перемещения
сборочных единиц или рабочих органов с заданными параметрами, к которым можно отнести скорость перемещения, вес
перемещаемого груза, точность траектории перемещения и др.
Рис. 4.26. Основные схемы направляющих качения:
а - на колесах с закрепленными осями; б - с потоком тел качения; в - с циркуляцией тел вращения
Направляющие качения бывают трех видов.
1 . Направляющие качения, когда для перемещения сборочной единицы или рабочего органа используются колеса или
ролики, вращающиеся на закрепленных осях, которые применяют при перемещении конвейерных столов, тележек тельфе-
ров, крановых тележек и др. (рис. 4.26, а).
2 и 3. Направляющие качения (рис. 4.26, б, в) для перемещения сборочной единицы или рабочего органа используются
тела качения (шарики или ролики), которые размещают между поступательно перемещающимися, контактирующими через
них, сопрягаемыми поверхностями. Такие направляющие применяют в металлорежущих станках, а они также находят при-
менение в другом технологическом оборудовании.
Особенность этих направляющих заключается в том, что по скорости перемещения тела качения в два раза отстают от
скорости перемещения по ним подвижной поверхности. Поэтому при больших перемещениях используют подвижные
направляющие с возвратной циркуляцией тел качения.
Направляющие качения (рис. 4.26) имеют ряд преимуществ по сравнению с направляющими скольжения:
- более высокая точность перемещения и остановки подвижных узлов;
- отсутствие скачков при медленных перемещениях;
- малая величина силы, необходимая для перемещения узлов;
- отсутствие заеданий и легкость осуществления смазки.
В направляющих качения, в зависимости от нагрузки, используются различные тела качения: при малых - шарики и
иглы, при средних и больших - ролики. Конструкция направляющих качения дает возможность приместить большое число
тел качения в зоне контакта и обеспечить необходимую жесткость и точность движения.
Материал для рабочих поверхностей направляющих качения должен обеспечивать высокую твердость и однородность
рабочей поверхности.
Чугунные направляющие применяют сравнительно редко, лишь при небольших нагрузках, поскольку допустимые
нагрузки на тела качения при чугунных направляющих в 10 раз меньше для роликов ив 30 раз меньше для шариков. Чугун-
ные направляющие обладают более низкой износостойкостью, чем стальные направляющие, и их необходимо тщательно
защищать от загрязнений.
Стальные закаленные направляющие, при твердости не ниже 60-62 НКС, чаще всего выполняют из подшипниковых
сталей ШХ9, ШХ15 с объемной закалкой, реже используют высокоуглеродистые стали марок ХВГ и 9ХС. Малоуглероди-
стые стали марок 20Х и 18ХГТ применяют, когда необходима механическая их обработка после термической обработки.
Глубина цементированного слоя по всей рабочей поверхности должна быть не менее 0,8-1,0 мм. Азотируемые стали марки
38ХМЮА используют крайне редко, поскольку они дают малую толщину упрочненного слоя и, как следствие, меньшую
нагрузочную способность.
Конструктивные формы направляющих качения используют те же исходные профили, которые применяют для
направляющих скольжения. Возможны другие варианты конструкций направляющих в результате различных комбинаций
основных форм направляющих и тел качения (рис. 4.27), в зависимости от воспринимаемых нагрузок по направлению и
величине.
Рис. 4.27. Примеры конструктивных форм направляющих качения
Число тел качения в одном ряду на направляющей не должно быть меньше 12-16 штук, так как с их уменьшением
усиливается копирование исходных погрешностей по длине направляющих и снижается точность движения. С другой сто-
роны, для загрузки всех или почти всех тел качения внешней силой необходимо соблюдать условия:
: < 2,5<у = 3,5-2=’
л/с/
где д- погонная нагрузка на единицу длины ролика, Н/см; Р - нагрузка на один шарик, Н:; с! - диаметр шарика, з - чис-
ло тел качения.
Увеличение числа тел качения з свыше расчетного приводит к тому, что увеличивается число тел качения ненагружен-
ных полностью или частично
Диаметр тел качения выбирают из тех соображений, что с уменьшением диаметра возрастают силы трения, а с уве-
личением диаметра увеличиваются габариты направляющих. Жесткость шариковых направляющих возрастает с увеличени-
ем диаметра шариков, а жесткость роликовых направляющих почти не связана с диаметром роликов. Для роликовых
направляющих в станках используют короткие ролики диаметром 5-12 мм и длинные ролики диаметром 5-20 мм.
Предварительный натяг в направляющих качения устраняет вредное влияние зазоров и обеспечивает повышение
жесткости направляющих в 2-3 раза.
Предварительный натяг для горизонтальных рядов роликов может создаваться постоянно действующей внешней
нагрузкой от перемещаемой массы сборочной единицы или рабочего органа станка (рис. 4.28, а). Недостаток такого способа
предварительного натяга - невозможность выбора оптимальной величины натяга и его регулирования. При изготовлении
конструкции необходимо выдерживать размеры А1 и Л2 с большой точностью, так как максимальные величины натяга для
шариковых направляющих не должны превышать 7-10 мкм, а для роликовых направляющих 10-15 мкм. Рекомендуемые
величины натяга обычно составляют 5-6 мкм.
б)
Рис. 4.28. Способы создания предварительного натяга в направляющих качения
Универсальным способом создания натяга является применение регулирующих устройств (рис. 4.28, б) или пружин, но
при этом желательно, чтобы, во избежание снижения жесткости, действие этих устройств не совпадало с действием основ-
ной нагрузки.
Рис. 4.29. Направляющие с циркуляцией тел качения (разрез А-А повернут на 90°)
Другой вид - направляющие с циркуляцией тел качения. Его применяют если длина хода или перемещения больше
длины перемещаемого подвижного узла. Эти направляющие выполняют без сепаратора со сплошным потоком шариков или
роликов (рис. 4.29), причем часть тел качения прокатывается между рабочими поверхностями направляющих, воспринимая
нагрузку, а другая их часть в это время свободно перемещается по каналу возврата. В некоторых конструкциях рабочие
шарики и ролики чередуют с такими же шариками и роликами, но немного меньшего диаметра, которые выполняют функ-
ции сепаратора.
Находят также применение конструкции направляющих с циркуляцией тел качения, у которых используют сепараторы
в виде гибкой цепи.
Рис 4.30. Унифицированный узел с циркуляцией роликов (танкетка)
В настоящее время промышленность выпускает унифицированные узлы с циркуляцией роликов (танкетки) (рис 4.30),
которые предназначены для использования в конструкциях технологических машин в качестве направляющих качения.
Расчет направляющих качения предусматривает проверку по предельно допустимой нагрузке, исходя из прочности
поверхностного слоя и отсутствия пластических деформаций на площадках контакта, определение упругих перемещений и
уточнение величины предварительного натяга.
Предельные нагрузки по контактным напряжениям для стальных и чугунных направляющих подсчитывают по фор-
муле Герца - Беляева, которые преобразуют к простейшему виду:
для роликовых направляющих
Р = 10КЫ:
для шариковых направляющих
Р = ЮКс!2,
где с! - диаметр шарика или ролика, мм; Ъ - ширина ролика, мм; К-условное напряжение, Н/мм" (табл. 4.24).
Таблица 4.24
Условные напряжения для направляющих качения
Тела качения К, Н/мм2
для стальных закаленных направляющих (60-62 НЕС) для чугунных направляющих (НВ 200)
Шарики 0,6 0,02
Ролики: короткие 20 2
длинные 15 1,5
4.2.5. НАПРАВЛЯЮЩИЕ ЖИДКОСТНОГО ТРЕНИЯ
Гидродинамические направляющие. Создание направляющих жидкостного трения на гиродинамическом эффекте
для прямолинейного и кругового движений возможно только при достаточно больших скоростях, которые соответствуют
скоростям главного движения в станках.
Здесь движение скольжения - прямолинейное со скоростью постоянной (в направляющих скольжения станков) или
переменной (в направляющих пазах кривошипно-шатунных и кулисных механизмов). В обоих случаях направление движе-
ния изменяется в мертвых точках, в которых скорость равна нулю, а поэтому в них и возникает наибольшая опасность за-
едания. Вне мертвых точек возможно жидкостное трение, если скорость скольжения достаточно велика (для малых давле-
ний - примерно от 0,5 м/сек), если достаточен подвод масла и если оно правильно распределяется.
г)
Рис. 4.31. Подшипники скольжения при поступательном движении
Для этого передние грани (кромки) ползуна или каретки должны быть пришабрены с уклоном (рис. 4.31, г), или же
смазочные канавки должны переходить в плоские поверхности скольжения с уклоном (рис. 4.31, а-в). Длина пришабривае-
мой поверхности должна быть не больше половины ее ширины, для того чтобы масло у кромок не вытекало слишком интен-
сивно. Смазочные канавки должны быть перпендикулярны направлению движения, чтобы было возможно образование гид-
родинамического давления (рис. 4.32, а, б).
Глубину канавок принимают по табл. 4.25.
Глубина смазочных канавок для направляющих
Таблица 4.25
С //-(5-6)/ г* Г> <0.0: В А 1 л
Ширина направляющей, мм Глубина смазочной канавки, й,мм
для жидкого масла для консистентной смазки
До 70 1,5 2
70-100 2 2,5
100-130 2,5 3
130-170 3 3,5
170-200 3,5 4
200 - 250 4 4,5
Свыше 250 4 5
Материалом для ползуна и направляющей чаще всего является чугун; в этом случае допускают удельные давления
от 0,3 до 0,5 Н/см\ Для более высоких давлений (до 1,0 Н/см") и скоростей свыше 4 м/с ползун заливают баббитом. Хорошо
зарекомендовала себя (для давлений до 1,0 Н/смД облицовка ползуна пластмассой.
Поверхности скольжения шлифуют или пришабривают. Пришабренные поверхности более износостойки. Если шли-
фуют обе поверхности, то одну следует шлифовать в продольном, а другую - в поперечном направлении, чтобы обеспечить
образование масляных карманов.
Критическое значение скорости, необходимое для создания жидкостного трения, при малой ширине направляющей по
сравнению с ее длиной, определяют по зависимости:
ц — 2,4 10б ——
////В
где Р - общая нагрузка на направляющую, Н; /(„„„-минимальная толщина смазочного слоя (в зависимости от длины
направляющей следует брать в пределах 0,06- 0,1 мм); (ц - динамический коэффициент вязкости, сП; Г. 5-соответственно
длина и ширина направляющей, мм.
Рис. 4.33. Диаграмма для направляющих с гидродинамической смазкой
Условие (см. формулу Г), обеспечивающее жидкостное трение на основе гидродинамического эффекта, представлено
на рис. 4.31 для оптимальных геометрических параметров направляющей.
Весьма существенным недостатком гидродинамических направляющих является нарушение жидкостного трения в пе-
риоды разгона и торможения, а также трудность подбора оптимальных параметров направляющей (геометрия клинового
скоса) для достаточно большого диапазона скоростей и нагрузок.
Гидростатические направляющие. В тяжелых станках и в станках с высокой точностью перемещений применяют
гидростатические направляющие (рис. 4.32), в которых трущиеся поверхности полностью разделены слоем масла, подавае-
мого под давлением в специальные карманы.
Жесткость таких направляющих выше, чем обычных, практически исключен износ, обеспечивается высокая чувстви-
тельность, равномерность и точность перемещений. Изготовление гидростатических направляющих, особенно масляных
карманов, технологически трудоемко, что ограничивает их применение.
Рис. 4.34. Гидростатические направляющие
К точности обработки направляющих поверхностей предъявляют высокие требования.
1. Допуск прямолинейности направляющих, станин не более 0,01-0,025 мм на длине 1000 мм для станков нормаль-
ной точности и до 0,002 мм на длине 1000 мм для станков высокой и особо высокой точности.
2. Допуск параллельности направляющих станин нормальной точности 0,01-0,025/1000 мм и 0,002/1000 мм (у станин
станков высокой и особо высокой точности).
3. Допуск перпендикулярности поверхностей 0,02— 0,01/1000 мм.
4. Шероховатость направляющих станин должна быть в пределах Ка = 0,4 0,8 мкм для станков нормальной точности
и Ка = 0,2 ^0,1 мкм для высокоточных станков.
Высокие требования к точности и жесткости положения направляющих на станке объясняются тем, что от этого зави-
сит точность изготовления деталей. Получение точности направляющих является сложным технологическим процессом,
начиная от получения заготовки, ее старения, стадий предварительно и окончательной обработки. В целях восстановления
направляющих при ремонте при отсутствии возможности их станочной обработки производится шабрение.
Гидростатические направляющие получают все большее распространение в станках в силу ряда достоинств: обеспе-
чение режима жидкостного трения при любых скоростях и в связи с этим полное устранение износа, высокие демпфирую-
щие свойства, равномерность и высокая чувствительность точных исполнительных движений. К недостаткам гидростатиче-
ских направляющих следует отнести сложность системы смазки и трудности, связанные с надежной фиксацией перемещае-
мого узла в заданной позиции и обеспечение жесткости положения направляющих на станке при обработке детали.
Гидростатические направляющие с постоянством расхода рабочей жидкости через каждый карман предусматривают
присоединение каждого кармана к питающему насосу либо применение дозаторов, распределяющих объем масла, подавае-
мого общим насосом, между карманами в определенной пропорции.
Рис. 4.35. Гидростатические опоры:
а, б - открытые; в, г - замкнутые; а, в-с системой питания «насос-карман»;
б, г - с системой питания через дроссель к каждому карману
Сравнение характеристик гидростатических опор основных типов, приведенных на рис. 4.35, позволяет сделать сле-
дующие выводы:
- жесткость открытых незамкнутых гидростатических опор связана с величиной внешней нагрузки и может быть до-
статочно большой только при значительной массе подвижного узла;
- жесткость замкнутых гидростатических опор в результате повышения давлений в карманах может быть доведена до
необходимой величины;
- жесткость гидростатических опор с дроссельным регулированием не зависит от вязкости масла и его температурных
изменений, в то время как при системе питания «насос-карман» с изменением вязкости меняется величина зазора в опоре.
4.3. ЛИТЫЕ ПЛИТЫ И СВАРНЫЕ РАМЫ
Таблица 4.26
Размеры обрабатываемых платиков и бобышек, мм
1
г—
| Ш "Тт»
‘1
Приведенный габарит плиты Л, м с|. мм при Ь, В, мм
до 200 свыше 200 до 300 свыше 200 до 300 свыше 300 до 500 свыше 500 до 1000
Свыше 0,5 до 3,5 3+5 6+8 6+8 10+12 -
Свыше 3,5 до 5,5 6+8 10+12 10+12 15.+18 15+18
Свыше 5,5 до 6,8 6+8 10+12 15+18 15+18 20+25
Таблица 4.27
Наименьшая высота И обрабатываемых платиков и бобышек, мм
/ / 1 1 Г 1 _ г 1
/. или // 11 /. или // 11 /. или // 11
до 50 2 Свыше 500 до 750 6 Свыше 1250 до 1500 12
Свыше 50 до 250 3 Свыше 750 до 1000 8 Свыше 1500 до 1750 14
Свыше 250 до 500 4 Свыше 1000 до 1250 10 Свыше 1750 до 2000 16
Таблица 4.28
Диаметр и число фундаментных болтов в зависимости от длины плиты
Длина плиты Ь, мм До 500 От 500 до 600 От 600 до 700 От 700 до 800 От 800 до 1000 От 1000 до 1200 От 1200 до 1500
Диаметр фундаментных болтов , 6, мм 12 16 16 20 20 24 24
Число болтов 4 4 4 6 6 8 8
Таблица 4.29
Ширина фланца к основания
в зависимости от диаметра фундаментных болтов мм
<1ф. болта М12 М16 М20 М24 М27 МЗО
к 38 42 52 58 65 75
к
Таблица 4.30
Размеры элементов деталей, примыкающих к уголкам, мм
( ГОСТ 8509-93 и ГОСТ 8510-86)
а
. Гн
о 1 1 а . <4
» 1; ' с 1 •С? 1
Угольник ЪхЪ Угольник ВхЪ а Угольник Ь ХЬ Угольник ВхЪ Й±1 С Г е
а±1 а±1 а1±1
40 40 45 45 45 50 50 50 40 40 45 45 50 50 25 25 28 28 32 32 3 4 3 4 5 3 4 5 37 36 42 41 40 47 46 45 22 21 25 24 29 28 37 36 42 41 47 46 4 5 4 5 6 4 5 6 5 1 а+1
56 56 56 56 36 36 4 5 52 51 32 31 52 51 5 6 6
63 63 40 4 5 6 59 58 57 36 35 34 59 58 57 5 6 7 7
70 70 45 6 6 8 65 64 62 40 65 6 7 9 8 1,5
75 75 80 80 75 80 80 50 50 50 5 6 5 6 7 70 69 74 73 45 44 45 44 70 69 75 73 6 7 6 7 8 9
90 90 56 6 7 84 83 51 50 85 84 7 8 10
100 100 63 8 12 93 80 56 93 9 13 12 2
125 125 80 8 12 118 114 73 69 118 114 9 13 14
140 140 90 8 10 131 83 81 133 131 9 И
160 180 160 160 180 100 100 110 10 12 16 10 12 152 150 146 170 91 89 103 101 151 149 173 171 И 13 17 И 13 16 3
Таблица 4.31
Размеры элементов деталей, примыкающих к швеллерам, мм
( ГОСТ 8240-97)
№ профиля а±1 е Г Тип 1 Тип II
Й-1 й+5 1-1 с Ь±2 й±1
5 6,5 28 32 6 1,5 38 52 68 87 107 127 6,0 6,5 38 47 4 22 37 14
8 10 36 42 6,0 6,5 60 80 50 68 15 16
12 14 16 18 20 22 47 53 59 65 72 78 7 6,5 99 86 17
118 136 5 104 122 18 19
2,0 147 167
155 6 140 158 20 21
186 206 7 173 192
7 174 23
24 27 85 90 8 226 210 192 24
2,5 255 7,5 239 8 220 25
30 94 9 285 268 246 27
33 100 314 8,0 295 9 272 29
36 40 104 109 10 3,0 342 380 9,0 10,0 323 360 10 300 334 30 33
Таблица 4.32
Размеры элементов деталей, примыкающих к двутавру, мм
_________________( ГОСТ 8239-89)____________________________________________
I г I [7 т
1
сТ ми
№ профиля а С 1 11 Фаска 1
14 38 4 127 111 4
16 42 4 146 130 5
18 44 5 165 148 5
20а 47 5 184 167 6
24а 55 6 220 203 6
30а 59 6 280 260 7
36а 63 7 338 315 7
40а 66 7 376 352 8
Таблица 4.33
Размеры косых шайб, мм, и их установка (ГОСТ 10906-78)
Диаметр резьбы болта а В 81 8 а № швеллера № двутавра
10 и 20 5,1 5 30 8 14
12 14 16 13 15 17 30 5,7 6 30 35 35 10 12 14 18 18а
18 20 22 24 19 22 24 26 40 6,2 7 40 40 50 16 18 20а 22а 24а 30а
24 26 50 6,8 9 50 22а 40
Пример условного обозначения косой шайбы для болта номинальный диаметром 20 мм, из материала группы 01, без покрытия: Шайба 20.01 ГОСТ 10906-78. Примечания: 1. Допускается вместо радиуса К1,6тах выполнить фаску 1,6*45°. 2. Размер Н рекомендуется при получении шайб способом механической обработки или штамповки.
Компоновочные схемы приводов механизмов. После того как будут разработаны один или несколько вариантов ки-
нематических схем и определены основные размеры главных деталей изделия, составляют схему общей компоновки изделия
и схемы компоновки узлов.
Под общей компоновкой понимают относительное расположение узлов изделия в пространстве. Это, прежде всего,
размещение составляющих элементов привода на занимаемой площади и относительно рабочей машины, в том числе по
высоте, имеется в виду совмещение выходного вала привода с приводным валом машины и способ их соединения.
Под компоновкой узлов понимают относительное расположение деталей в узле (в редукторе).
Рис. 4.36. Варианты компоновочной схемы привода механизма
Влияние общей компоновки на конструктивную схему узлов рассмотрим на следующем примере. На рис. 4.36 показа-
ны схемы относительного расположения на плоскости привода механизма подъемника. Этот привод механизма состоит из
электродвигателя, редуктора и барабана, который размещен на раме. Как видно из рисунка, один и тот же привод механизма
может иметь разные компоновки. Возможные варианты компоновок привода механизма имеют свои особенности.
Привод, скомпонованный по схеме на рис. 4.36, а, имеет своеобразную конфигурацию рамы и больше габаритные
размеры по сравнению со схемой привода на рис. 4.36, б, которая более компактна и конфигурация рамы более проста. Од-
нако такое расположение сборочных единиц, как на рис. 4.36, б, возможно, когда электродвигатель и приводной барабан
размещаются с одной стороны редуктора на безопасном расстоянии или когда барабан и электродвигатель разнесены по
высоте. Возможны и другие варианты.
Плиты литые. Плиты и рамы предназначаются в основном для установки электродвигателя и механических передач
в виде редукторов или комплектов сборочных единиц и деталей, связанных между собой требованиями точности их относи-
тельного положения. После сборки эти узлы и детали вместе с плитой в данном случае будут представлять привод к машине
(тележке крана) или самостоятельный агрегат (лебедка для подъема груза).
Конструкция плиты или рамы и конструкция устанавливаемых на них комплектов сборочных единиц и деталей долж-
ны быть выполнены так, чтобы при монтаже без дополнительных доработок и подгонок можно было совместить узлы на
плите по сопрягаемым размерам для крепления.
Вместе с тем, чтобы в процессе работы машины заложенная в конструкции и достигнутая при монтаже точность отно-
сительного положения узлов не нарушалась необходимо предусмотреть надежное их взаимное крепление и фиксацию их
положения двумя контрольными, обычно коническими штифтами, на каждый узел.
Плиты изготовляют в виде отливок из серого чугуна марок СЧ12 и СЧ15.
Для того, чтобы выполнить конструкцию плиты, необходимо иметь сборочные чертежи или схемы привязки, на кото-
рых нанесены размеры подсоединяемых мест, которыми определяется взаимное положение сборочных единиц и двигателя.
Например, для редуктора - это высота центров от основания и межцентровое расстояние выходных валов и привязанное к
ним расположение крепежных отверстий корпуса редуктора к плите или раме.
Рис. 4.37. Конструкция литой плиты
Прежде чем приступить к проектированию плиты (рамы), необходимо определить ее основные размеры и конструк-
тивную форму. Для этого вычерчивают общий вид установки в трех проекциях.
Размер Н плиты (рис. 4.37, а) выбирают, исходя из условия создания необходимой жесткости. Обычно
Н= (0,09+0,1 Г)Т.
Размеры плиты Но и Ь. а также ее ширина определяются конструкцией и компоновкой устанавливаемых на ней сбо-
рочных единиц.
Толщину 8 стенок, а также размеры других литейных элементов плиты определяют также как для корпуса редуктора.
Во всех сечениях плиты толщина стенок должна быть одинаковой.
При конструировании плиты необходимо предусматривать в вертикальных стенках скво зные окна или другие устрой-
ства для возможности захвата плиты стропами при транспортировке краном.
По технологии литья крайне нежелательно иметь большие горизонтально расположенные поверхности. Поэтому в го-
ризонтальной поверхности плиты следует предусматривать сквозные окна, но так, чтобы не ослабить конструкцию плиты.
Для восстановления утраченных прочности и жесткости, вызванных применением окон, по контуру окон располагают с
нижней стороны плиты невысокие ребра (рис. 4.37, а).
Для придания большей прочности и жесткости плите больших размеров на внутренней стороне располагают про-
дольные и поперечные ребра жесткости толщиной 0,88. Высота ребер должна быть не более пятикратной их толщины
(рис. 4.37, б).
Толщину внутренних стенок, перегородок и ребер назначают на 15...20 % меньше толщины наружных стенок.
Ребра жесткости должны быть расположены так, чтобы они не совпадали с местами крепления расположенных на пли-
те узлов и не выступали над обрабатываемыми поверхностями. При сопряжении стенок различной толщины необходимо
выдержать литейные уклоны р и радиусы.
Чтобы в окна не попадали мусор и грязь, после монтажа привода их обычно закрывают крышками из листовой жести
или фанеры.
Под места крепления механизмов и электродвигателя на поверхности плиты предусматривают платики, поверхности
которых обрабатывают.
Размеры обрабатываемых опорных платиков (шероховатость К;| = 10 5 мкм и допуск параллельности плоскостей -
0,1+0,15 мм ) с учетом неточности литья принимают на величину д больше по всему контуру опорных поверхностей присо-
единяемых деталей (табл. 4.26). Величина д зависит от приведенного габарита плиты (V, который определяют по зависимо-
сти
.У = 0,25 (2Е+В+Н),
где В - ширина или средняя ширина плиты, м.
Высоту Л обрабатываемых опорных платиков принимают в зависимости от габаритов плиты (табл. 4.27).
Плиту крепят к полу или фундаменту специальными болтами, которые размещают на фланце или приливах.
Диаметры болтов си крепления плиты или рамы к фундаменту (табл. 4.28) определяют по зависимости
^ф = ’
где Т„„а - крутящий момент на тихоходном выходном валу передачи (редуктора).
Количество болтов определяют из условия обеспечения допускаемого давления опорного фланца плиты на фундамент.
Расстояние между фундаментными болтами 300+500 мм.
Диаметр и число фундаментных болтов можно принимать по табл. 4.28. Длина заложения болтов в фундаменте зави-
сит от их диаметра. Для производственных машин длину заложения рекомендуют выбирать в пределах (12 +15) с/.
Ширина фланца к основания корпуса для крепления редуктора к плите или раме примерно равна к ~ (4+4,5)8. Реко-
мендуемые значения к в зависимости от диаметра фундаментных болтов 6$ приведены в табл. 4.29.
Конкретную ширину фланца к выбирают такой, чтобы на нем свободно размещалась гайка или шестигранная головка
болта на таком расстоянии от вертикальной стенки плиты, чтобы можно было повернуть гаечный ключ на угол не менее 60°.
Толщина фланца 1= (2,0+2,35)8.
При большом периметре фланца ширину его К уменьшают (рис 4.37, а), а для фундаментных болтов формируют в
размер К или более приливы (рис. 4.37, а, разрез В-В), которые могут быть пустотелыми и одинаковой высоты или по высо-
те могут совпадать с обрабатываемой верхней поверхностью плиты. Размер приливов должен соответствовать размеру го-
ловки или гайки выбранного фундаментного болта.
Размер К плиты целесообразно затем проверять по условию
^тах — Исж,
где атах - наибольшее напряжение в стыке, возникающее от затяжки фундаментных болтов и от внешних нагрузок
(сдвигающих сил и моментов и опрокидывающих моментов), действующих на плиту; [а]сж - допускаемое напряжение сжа-
тия для материала фундамента (пола).
Для крепления устанавливаемых на плите узлов рекомендуется делать сквозные резьбовые отверстия глубиной
(2«2,5)<1 резьбы, что иногда требует местного утолщения стенок. Крепление сборочных единиц на плите болтами с гайками
не должно усложнять конструкцию плиты и вызывать значительные трудности при сборке.
Для установки и регулировки положения электродвигателя применяют салазки, которые крепят к платикам плиты
(табл. 4.34).
Таблица 4.34
Салазки для крепления
Де Г— Ч * 1 . а, (Ги
«Г
1 Г “ О I ; ।
<• 1
*Г — и и — — А
. 1 . -д |Х Вг
а Я] В] В2 С] (1] ^2 Ь] 112 Ь3 1 Масса, кг Болты
16 38 370 440 410 М12 12 15 44 36 42 3,8 М10Х35
18 25 45 65 430 570 510 670 470 620 М12 М16 14 18 18 22 55 67 45 55 50 72 53 12,5 М12X40 М16Х55
25 65 630 770 720 М16 18 26 74 60 75 17,5 М16X60
30 90 770 930 870 М20 24 30 88 70 105 31 М20Х75
Рамы сварные. Сварные рамы в качестве базовой детали более практичны при единичном изготовлении (рис. 4.37).
При этом могут быть использованы детали из стандартного профильного проката и профильные детали собственного
изготовления из листового металла. При конструировании сварных рам следует иметь в виду, что деталь в процессе сварки
может деформироваться. Поэтому все базовые поверхности под сборочные единицы после сварки механически обрабаты-
вают для выранивания плоскостей. Чтобы не производить обработку больших поверхностей рамы, в местах, предназначен-
ных для установки и в местах крепления на них сборочных единиц привода, приваривают платики, которые затем обрабаты-
вают в заданный размер. Размер привариваемых платиков можно принять такого же размера, как для литой рамы.
Рис. 4.38. Типовая сварная рама для установки электродвигателя и редуктора
Размер Н рамы можно выбирать по соотношению Н> (0,09^0,1 Г)/,.
Размеры В и Ь определяют конструктивно при компоновке устанавливаемых на раме сборочных единиц (рис. 4.38).
Нижнюю поверхность рамы обычно не обрабатывают. При обработке платиков, расположенных на верхней поверхно-
сти рамы, за базу при выверке принимают нижнюю поверхность рамы.
В сварной раме предусматривают окна и проемы, удобные для ее транспортировки краном, а также для установки и
выверки на фундаменте. Обычно сварные рамы конструируют из швеллеров, которые располагают полками наружу (рис.
4.38, вид А). Такое расположение полок удобно для крепления сборочных единиц к раме. Сборочные единицы крепят как
болтами, так и винтами. В первом случае в полках швеллеров сверлят отверстия на проход для! стержня болта (рис. 4.37). На
внутреннюю поверхность полки должны навариваться или накладываться косые шайбы, выравнивающие поверхность полки
швеллера под головками крепящих болтов (или под гайки) табл. 4.33. Такие же шайбы приваривают на нижних полках
швеллеров, в местах расположения фундаментных болтов (рис. 4.39, г). Также для увеличения жесткости сварной рамы
верхние и нижние полки швеллеров связывают косынками (рис. 4.39, а), которые позволяют вюспринимать внешние усилия
всей высотой, а не только нижними полками швеллеров. Если позволяет конструкция, то для увеличения жесткости рамы и
выравнивания усилий затяжки фундаментные болты пропускают через обе полки швеллера (рис. 4.39, а).
Размеры элементов металлоконструкций, примыкающих к уголкам, швеллерам и двутаврам приведены в табл. 4.30,
4.31 и 4.32. Фрагменты конструкции различных угловых соединений приведены на рис. 4.39, б. в.
Рис. 4.39. Конструкции различных видов соединений
Глава 5
КОНСТРУКЦИИ РАЗНЫХ ДЕТАЛЕЙ
5.1. МАХОВИКИ
Маховики применяют в качестве аккумуляторов кинетической энергии для выравнивания скорости вращения машин,
т. е. для сохранения заданной равномерной скорости движения.
В машинах различают моменты и силы сопротивления реактивные и потенциальные. К реактивным относятся момен-
ты и силы, противодействующие вращению электропривода, например, моменты и силы трения, сжатия, растяжения и скру-
чивания упругих тел. К потенциальным относятся моменты и силы, вызывающие изменение: потенциальной энергии в от-
дельных элементах системы, например, моменты и силы от веса, от сжатия, растяжения и скручивания упругих тел.
Периодически преобладает то потенциальные силы, то реактивные силы сопротивлений, но за время одного рабочего
цикла общая подведенная энергия находится в равновесии с суммарной энергией сопротивлений. В периоды преобладания
движущей силы скорость вращения системы возрастает, в периоды преобладания сопротивлений скорость уменьшается. Для
того чтобы эти периодические колебания скорости вращения не были слишком большими, применяют маховик, который,
аккумулируя кинетическую энергию в периоды преобладания движущей силы, расходует ее в периоды преобладания сопро-
тивлений. Подобным же образом в машинах с резко колеблющейся нагрузкой, где необходимы маховики для преодоления
пиковых сопротивлений. Маховики требуются также для регулирования скорости вращения механизмов, а часто и для об-
легчения их пуска.
Если в приводе агрегата с неравномерной нагрузкой применяется маховик, то мощность приводного электродвигателя
может быть уменьшена.
5.1.1. КОНСТРУКЦИЯ МАХОВИКА
Конструкция маховика (рис. 5. Г) зависит от режимов эксплуатации машины, частоты вращения и материала маховика,
способа пуска машины и т. д. Наружный диаметр маховика принимают возможно большего диаметра, но с учетом допу-
стимой окружной скорости и допустимых режимов эксплуатации.
Чугунные маховики наиболее распространены. Для работы при окружных скоростях г>= 15:25 м/с маховики изго-
товляют методом литья из серого чугуна марок СЧ15 и СЧ18; для работы при окружных скоростях г>= 30:35 м/с маховики
изготовляют из серого чугуна марок СЧ20 и СЧ25. Эта скорость может быть выше (до 45 м/с/1 для сбалансированных махо-
виков, изготовленных из более прочного модифицированного чугуна.
Стальные маховики могут быть литыми, сварными или точеными. Стальное литье может применяться при окружных
скоростях до 45 м/с; сварные маховики допускают окружную скорость до 60 м/с.
Чугунные маховики диаметром до 300: 350 мм изготовляют с диском (рис.5.1, а). В дисках предусматривают отверстия
круглой или треугольной формы для облегчения маховика и транспортировки.
к'
б)
Рис.5.1. Конструкции маховиков
Маховики диаметром свыше 300 мм и при ширине обода до 300 мм выполняют со спицами в один ряд (рис.5.1, б), а
при ширине обода свыше 300 мм - в два ряда. При диаметре маховика до 500 мм ставят четыре спицы, а при диаметре махо-
вика до 1600 мм - 6 спиц.
Маховики со спицами используют при окружной скорости п-25 м/с, если скорость выше, применяют маховики с дис-
ком.
У литых маховиков спицы выполняют эллиптического сечения, а у больших - двутавровыми и др. Отношение малой
оси сечения спицы к большей а/й 0.4: 0,5.
Спицы рассчитывают на изгиб в сечении, прилегающем к ступице, при допускаемом напряжении для чугуна [а]н =
30:45 МПа; для стали - [а]н = 60з-100 МПа по изгибающему моменту
М
М х____шеп,
2
где М — изгибающий момент на валу, Н'мм; М„,ах— максимальный крутящий момент, передаваемый с вала на маховик, з
- число спиц.
При условной высоте (большая ось) сечения спицы в условном диаметральном сечении маховика аЛ = 0,4 рассчиты-
вают размеры спиц лишь у ступицы
По направлению к ободу спицы имеют сужение. Размеры спицы по наружному диаметру маховика: а' = 0,8« и к’ =
0,8Л.
У маховиков со спицами обод, а также ступицу, выполняют с ребрами в плоскости расположения спиц для более
равномерного охлаждения и уменьшения внутренних напряжений в местах соединения спицы с ободом, а также для увели-
чения жесткости обода.
Вес маховика можно уменьшить, выбрав возможно больший диаметр его, т. е. допуская как можно большую окруж-
ную скорость, м/с,
I) =------и >
1000-60 ср
где п - частота вращения маховика, мин'1 ; /),„ - диаметр средней окружности его обода, мм. так как кинетическая
энергия маховика пропорциональна квадрату этой скорости.
Однако окружная скорость, а отсюда и диаметр маховика ограничиваются прочностью применяемого для него матери-
ала.
Напряжение в ободе маховика, обусловленное центробежными силами, приближенно определяется как напряжение
во вращающемся кольце малой радиальной толщины без спиц. При вращении кольца в поперечном сечении возникает нор-
мальная растягивающая сила
ы^2™2.
8
Напряжение в поперечном сечении
сг = — = 9.8 Л'Г /? = 9.8 ;/'Г , Н/см2,
Р 8 8
где у - удельный вес материала, Н/см3; для серого чугуна у = 7,3-10'" Н/см1; со - угловая скорость, с'1; К - радиус от
средней окружности его обода до оси вращения; 18- нормальная растягивающая сила; Р - площадь поперечного сечения; и
- окружная скорость, м/с; § - ускорение силы тяжести, § = 9,81 м/с2.
В действительности к этому напряжению добавляется еще напряжение изгиба в местах присоединения спиц. С уче-
том этих дополнительных напряжений, а также внутренних напряжений в отливке напряжение [а]п следует выбирать
ближе к нижнему пределу.
Размеры маховика определяют, исходя из величины накапливаемой кинетической энергии
где 7,, - момент инерции маховика [Н -м-сек2 ].- со — угловая скорость, с'1.
Иногда вместо момента инерции Г„, пользуются маховым моментом
ОП2 = 47„8.
где О - вес маховика, Н; П - диаметр средней окружности обода, м; § = 9,81 м/с" - ускорение силы тяжести.
Отсюда момент инерции маховика со спицами
СР2 ,Н-м-с2.
4$
Момент инерции маховика с диском вместо спиц вычисляется путем разбивки маховика на простые тела вращения,
например 1, 2, 3 (рис.5.2), и вычисления моментов инерции этих отдельных частей.
Рис. 5.2. Схема для определения момента инерции маховика
Например, для части 1 веса О, //момент инерции
л,- + г,- =г ^н-м-с2
2 8 2 1 1
Сумма моментов инерции отдельных частей дает момент инерции .Цг всего маховика.
Маховик со спицами имеет момент инерции, превышающий примерно на 10% момент инерции обода этого маховика.
Если машина работает с периодически изменяющейся движущей силой или периодически изменяющимся сопротив-
лением, то необходимый момент инерции маховика определяется по уравнению
где /.,„,, - максимальная избыточная работа движущей силы или силы сопротивления машины; к - требуемая степень
равномерности хода:
_ '^тах ^ти _ ^тах ^т|п
9,8щ 9,8и
где птах - частота, мин'1, соответствующая максимальной угловой скорости сотах; пти| - частота, мин'1 , соответствую-
щая минимальной угловой скорости сот1п машины в течение одного рабочего цикла; п = 0,5(птах + птй1) - средняя частота,
мин'1.
Маховик соединяют с валом, как правило, посредством шпонок.
Длина ступицы / > 1,2(1, где (/ - диаметр вала.
Чем меньше длина ступицы, тем тщательнее должна производиться обработка и крепление маховика, для того чтобы
исключить его биение. Длинные ступицы выполняются с выемкой посредине.
Малые маховики часто закрепляют на коническом конце вала гайкой, фиксируя его положение шпонкой.
Рис. 5.3. Крепление маховика к деталям
Ступицу дискового маховика чаще всего крепят болтами к фланцу детали, закрепленной на валу (рис.5.3). Чтобы бол-
ты не работали на срез, ставят еще фиксирующие (установочные) штифты.
Необходимая площадь сечения стержня болта Р и число болтов п рассчитываются из условия, чтобы фланцевое со-
единение передавало максимальный крутящий момент Л/тах маховику только за счет силы трения между торцами ступицы
маховика и фланца. Для этого должно быть
где К - радиус окружности, на которой расположены болты; 0,1 - коэффициент трения между ступицей и фланцем;
ор-расчетное напряжение растяжения в поперечном сечении нарезной части болта.
Маховики, работающие с окружной скоростью 5 < п< 35 м/с, в сборе с вращающимися деталями на валу, проверяют
на наличие дисбаланса при статической балансировке. Величина допускаемого дисбаланса приведена в табл. 5.1.
Таблица 5.1
Величина допускаемого дисбаланса
Окружная скорость о, м/с 5-10 10-15 15-20 20-25 25-30 40
Дисбаланс, г-см, не более 6 4 2 1,6 1,0 0,5
Маховики быстроходных передач, при скорости п > 35 м/с, необходимо подвергать еще динамической балансировке.
У маховиков быстроходных передач для лучшей балансировки обрабатывают боковые поверхности шлифованием. В
подобных случаях внутреннюю поверхность обода и наружную поверхность ступицы выполняют цилиндрической.
Определение СВ2 маховика в электроприводе с пиковой нагрузкой. Обычно маховик применяется для уменьшения
мощности электродвигателя. Без маховика мощность двигателя определяется максимальным моментом нагрузки М,„ и крат-
ностью максимального перегрузочного момента двигателя
А» , ,
Номинальный момент электродвигателя в этом случае
м
0,9/1 А
’ т п.
где 0,9 - условно принятый коэффициент запаса.
При наличии маховика мощность электродвигателя может быть уменьшена и обычно определяется нагревом.
5.1.2. РАСЧЕТ МАХОВИКА
По графику переменной нагрузки, которой будет нагружен электродвигатель, определяют средний момент
ХМ„.
Выбирают предварительно номинальный момент двигателя
Рис 5.4. Механическая характеристика электродвигателя при пиковой нагрузке
Исходя из выражения момента двигателя М в конце наибольшего пика нагрузки М„Л длительностью 1к в с и зная мо-
мент, развиваемый двигателем в начале нагрузочного графика М„ач в Н м, находим маховой момент маховика СП" , Нм"
(рис. 5.4).
ГР2 ^„'375
„ о Мтк-Мнт
п08н111------Г
М,„к-М,Л
где п0 - синхронная частота асинхронного двигателя без нагрузки, мин'1; 8„ - скольжение при номинальном моменте на
рабочей характеристике; М„ - номинальный момент электродвигателя, соответствующий п„ номинальной частоте враще-
ния двигателя, мин'1, и скольжению с _ по ~ п« ; М„, - пиковая нагрузка, соответствующая частоте в мин и,, скольжению
По
$ _ по ~пс и току 1„, в а; /. = 0.9/.„, - условно принятый коэффициент запаса.
«о
5.2. РИФЛЕНИЯ ПРЯМЫЕ И СЕТЧАТЫЕ
Рифления применяют для деталей крепления и управления для удобства работы руками без скольжения. Виды рифле-
ний и размеры элементов профиля даны в табл. 5.2 - 5.5, примеры деталей с накаткой - в табл. 5.6 и 5.7.
Таблица 5.2
Рифления прямые и сетчатые (ГОСТ 21474-75)
А о Сл45
—
€
в
Прямое рифление Сетчатое рифление с углом 30“ Профиль рифления в нормальном сечении
Высота рифления 11 для стали 0.25:0.71'
Высота рифления 11 для цветных металлов и сплавов 0.25 : 0.51'
а для стали <70“
а для цветных металлов и сплавов <90“
Фаска с > 11
Примечание. Пример условного обозначения для Р=1,0: Рифление прямое 1,0 ГОСТ21474-75.
Таблица 5.3
Рифления прямые для всех металлов
Ширина накатки В В - диаметр накатываемой поверхности
до 8 до 16 до 32 до 63 до 125 свыше 125
ОТ ДО Р - шаг рифления
— 4 0,5 0,5 0,6 0,6 0,8 1,0
4 8 0,5 0,6 0,6 0,6 0,8 1,0
8 16 0,5 0,6 0,8 0,8 0,8 1,0
16 32 0,5 0,6 0,8 1,0 1,0 1,2
32 - 0,5 0,6 0,8 1,0 1,2 1,6
Таблица 5.4
Рифления сетчатые с углом наклона 30°
Ширина накатки В В — диаметр накатываемой поверхности
до 8 до 16 до 32 до 63 до 125 свыше 125
ОТ ДО Р - шаг рифления
Для цветных металлов и сплавов
— 8 0,5 0,6 0,6 0,6 0,8 —
8 16 0,5 0,6 0,8 0,8 0,8 —
16 32 0,5 0,6 0,8 1,0 1,0 —
32 — 0,5 0,6 0,8 1,0 1,2 1,6
Для стали
— 8 0,5 0,8 1,0 0,8 0,8 —
8 16 0,5 0,8 1,0 1,0 1,0 —
16 32 0,5 0,8 1,0 1,2 1,2 —
32 — 0,5 0,8 1,0 1,2 1,6 2,0
Таблица 5.5
Рифления сетчатые с углом наклона 45*
_ 1 I у
Ширина накатки В В - диаметр накатываемой поверхности
до 8 до 16 до 32 до 63 до 100 свыше 100
От До Р - шаг рифления
Для цветных металлов и сплавов
— 6 0,6 0,6 0,6 0,6 0,8 —
6 14 0,6 0,6 0,8 0,8 0,8 —
14 32 0,6 0,6 0,8 1,0 1,0 —
32 — 0,6 0,6 0,8 1,0 1,2 1,6
Для стали
— 6 0,6 0,8 0,8 0,8 0,8 —
6 14 0,6 0,8 1,0 1,0 1,0 —
14 32 0,6 0,8 1,0 1,2 1,2 —
32 — 0,6 0,8 1,0 1,2 1,6 2,0
Таблица 5.6
Гайки с накаткой
е
! г ШЛ
Г е» /7/
, 1 и 11
— Л — — Ь ОпОерстие просверлить при сборне
а Д1 <12 аз а4 е 11 к 1 Штифты цилиндрические
М5 20 15 14 1,5 2,5 12/18 8 5 1,5x15
Мб 24 18 16 1,5 2,5 14/20 10 6 1,5 х 16
М8 30 24 20 2 3 17/25 12 7 2x20
МЮ 36 30 28 3 3 20/30 14 8 3x28
Примечание. Накатка сетчатая по ГОСТ 21474-75.
Таблица 5.7
Кнопки с накаткой
Исполнение А Исполнение В
С» 1 * -г н—1 А И з' |я КЗ в Л
Сталь Пластмасса Сталь Пластмасса
О а 41 <12 аз 44 И й К конические штифты для крепления кнопки
сталь пластмасса
12 3 М3 6 8 1,5 5 8 3 2,5 1,5X6
16 4 М4 8 10 1,5 6 10 4 3 1,5X8
20 5 М5 10 12 2 8 12 5 4 2X10
25 6 Мб 12 14 2 10 16 6 5 2X12
32 8 М8 16 18 3 12 20 8 6 3X15
40 10 М10 20 22 3 14 25 10 7 3X22
50 12 М12 25 28 4 16 30 12 9 4X26
Примечание. Накатка сетчатая по ГОСТ 21474-75.
5.3. ОПОРЫ КЛИНОВЫЕ И ВИБРОИЗОЛИРУЮЩИЕ
5.3.1. ОПОРЫ КЛИНОВЫЕ РЕГУЛИРУЕМЫЕ
Опоры клиновые регулируемые (табл. 5.8) применяют для выверки машины при установке на фундамент по нормам,
приведенным в руководстве по эксплуатации. Количество применяемых опор определяют по нагрузке, приходящейся на
опору, но не менее 4 штук.
Таблица 5.8
Конструкция опор клиновых регулируемых
В Ъ Ь Ь1 1-: Ь И Р, кН Масса, кг
наиб. найм.
110 28 240 220 140 95 85 80 до 25 8,47
32
130 34 300 280 180 130 97 90 до 50 15,21
140 52 375 350 240 180 108 100 до 75 25,37
Примечание. Р грузоподъемность одной опоры. Допуск параллельности поверхностей С и Е не более 0,1 мм.
5.3.2. ОПОРЫ ВИБРОИЗОЛИРУЮЩИЕ
В тех случаях, когда внешние вибрации мешают работе машины или когда работа машины сопровождается вибрация-
ми, которые передаются через фундамент, применяют для установки машины на фундаменте: виброгасящие или виброизо-
лирующие опоры, называемые виброопорами.
Для создания этих опор применяют в качестве пружины-амортизатора техническую резину, упругие свойства которой
позволяют амортизировать толчки и удары и гасить вибрации.
Однако при этом следует учитывать свойства резины. С увеличением температуры прочность резины резко ухуд-
шается. Предельные значения температуры, допустимые для различных видов резины, составляют от минус 30 °С до плюс
85 °С. При колебательной нагрузке с высокой частотой резина нагревается вследствие внутреннего трения, что вызывает
усталостное разрушение материала.
Для этой цели выбирают синтетическую резину, стойкую к воздействию на нее бензина, бензола и масла.
Характеристика резиновой пружины - предел прочности при растяжении не менее 16 МПа и при относительном удли-
нении не менее 600 %, твердость по шкале Шора - 55 1181т
Большое достоинство резины состоит в том, что ее можно соединять непосредственно со сталью, цветными металлами,
деревом, стеклом и пластмассами. Прочность соединения «резина - металл» при сдвиге достигает 8 Н/мм". Чаще всего рези-
ну соединяют с металлом методом горячей вулканизации.
Если резина должна работать в качестве пружины, то должно быть обеспечено ее свободное деформирование: при
сжатии объем детали, изготовленной из резины, остается практически неизменным, и ее деформация происходит лишь в
форме перемещения материала (изменяется первоначальный размер). На рис. 5.5, а изображен неправильный, а на рис. 5.5, б
- правильный монтаж опоры на резиновой пружине.
а) б)
Рис. 5.5. Конструктивные варианты опор с резиновой пружиной:
а - неправильный; б - правильный
Для резиновой пружины сжатия на рис. 5.6, при Л < 0.2^.
, - - , РН
где стрела прогиба резиновой пружины под нагрузкой /г =-•
РЕ'’
Напряжение при сжатии
где Р - поперечное сечение пружины, см" ; Р - нагрузка, Н;
Г'- динамический модуль упругости, равный 6,50; при О = 0,27-10‘7 Н/м2
Н — высота ненагруженной пружины, мм;
7) - диаметр ненагруженной пружины, мм.
Обычно - Р > Н.
Виброопоры применяют в качестве опор при установке на фундамент промышленного оборудования (станки, вентиля-
торы, холодильное оборудование и др.). Они защищают от вибраций оборудование и фундаменты от возникновения резо-
нансных колебаний, а помещения от шума.
Существует виброопоры различных типов: с двумя резьбовыми винтами (шпильками) с обеих сторон (рис. 5.7, а), с
одним резьбовым винтом (рис. 5.7, б), а также различные исполнения на основе этих типов: виброопоры с резьбовыми от-
верстиями для установки шпильки, с резьбовым отверстием и с резьбовым винтом (рис. 5.7, в. г, й).
Размеры этих типов виброопор приведены в табл.5.9.
Рис. 5.7. Типы виброопор
Таблица 5.9
Размеры виброопор (рис. 5.7)
В, мм Н, мм Р, (Н) М, мм 1, мм 8, мм 81, мм Р, см2
15 15 40 М4 12 2 4,5 2,36
20 15 90 Мб 19 2 5,5 3,14
25 20 150 Мб 15 2 6,5 4,91
25 30 150 Мб 15 2 6,5 4,91
30 20 210 М8 20 2 9,5 7,07
30 30 210 М8 20 2 9,5 7,07
40 30 300 М8 20 2 9,5 12,57
40 40 300 М8 20 2 9,5 12,57
50 30 600 МЮ 25 2 10,5 19,64
50 40 600 МЮ 25 2 10,5 19,64
70 45 1000 МЮ 37 3 12,5 38,47
75 40 1200 М12 37 3 12,5 44,18
75 50 1200 М12 37 3 12,5 44,18
100 40 2000 М16 42 3 16,5 78,54
100 60 2000 М16 42 3 16,5 78,54
100 75 2000 М16 42 3 16,5 78,54
150 55 6000 М16 42 3 16,5 176,6
150 75 6000 М16 42 3 76,5 176,6
Примечание. Р - поперечное сечение резиновой опоры, см2; Р - нагрузка, Н.
Материал шпилек и опорных пластин виброопор — оцинкованная сталь, возможно исполнение из нержавеющей стали.
Виброопорами называют также - компенсаторы, опоры виброизолирующие, виброгасители, амортизирующие опоры.
Высоконагруженные опоры для промышленного оборудования защищают кожухом (рис. 5.8 и 5.9), который вносит
изменения в конструкцию опоры (табл. 5.10 и 5.11).
Рис. 5.8. Виброопора (а) и схема установки опор под нагрузкой (б):
1 - гайка, приваренная к кожуху; 2 - кожух; 3 - диск, воспринимающий нагрузку;
4 - амортизирующая опора (резиновый диск)
Таблица 5.10
Параметры вибропор (рис. 5.8)
М, мм Вь мм В, мм Н, мм 11. мм Р, (Н) кН Вес, кг
М8 37 32 20 8 1,о 0,04
МЮ 37 32 20 8 1,0 0,04
М12 66 60 30 10 5,0 0,14
М12 95 87,7 38,0 13 10,0 0,46
М16 95 87,7 38,0 13 10,0 0,46
М16 134 125,0 47,0 15 30,0 1,15
М20 134 125,0 47,0 15 30,0 1,15
М24 134 125,0 47,0 15 30,0 1,15
М
Рис. 5.9. Виброопора для промышленного оборудования
Таблица 5.11
Технические параметры виброопор (рис. 5.9)
а § Н, мм М, мм Ь, мм 11. мм Вес, кг Нагрузка Р, кН
станки прессы оборудование
80 33 М10 80 8 0,4 1,50 2,5 3,0
120 44 М12 100 12 1,1 8,00 8,0 10,0
162 47 М16 120 12 2,2 10,00 15,0 20,0
185 31 М20 130 12 4 25,00 35,0 50,0
229 66 М24х1,5 100 12 8 30,00 45,0 70,0
315 82 М30*2,0 200 12 И 55,00 74,0 90,0
5.4. ПРОБКИ ДЛЯ СЛИВНЫХ ОТВЕРСТИЙ
Таблица 5.12
Пробки с конической резьбой, мм (ГОСТ 6111-69)
(с внутренним шестигранником под ключ)
Обозна- чение Диаметр резьбы в основной плоскости О И1 Ь 1 Ь К 8 X
номинал пред. откл.
К 1/8” 10,272 10,42 5,6 6,1 7,0 4,572 4 4,0 5 +0 12 +0,04 1,о
К 1/4” 13,572 13,84 6,9 7,2 9,5 5,080 5 4,75 6 1,6
К 3/8” 17,055 17,32 9,2 9,7 10,5 6,096 6,5 8 +0 15 +0 05
К 1/2” 21,223 21,54 11,5 12,0 13,5 3,128 7 8,5 10
К 3/4” 26,568 26,89 16,2 16,7 14,0 8,611 8 13,5 14 +0,18 +0,06
КГ' 33,228 33,67 19,6 20,4 17,5 10,16 11 17,0 17 2,0
К I 1/4” 41,985 42,42 25,4 26,2 20,0 10,668 13 21,5 22 +0,21 +0,07
КI 1/2” 48,054 48,73 27,7 28,5 24,0 16 24,0 24
Примичание. Материал - Сталь 35 ГОСТ 1050-75 или Сталь 10 кп ГОСТ 1050-74.
Твердость: 32...42 НКС - дла стали 35;
57... 63 НКС - для стали Юкп (цементировать !г = 0,1... 0,2 мм).
Резьба коническая дюймовая — по ГОСТ 6111-69.
Пример условного обозначения пробки с конической ревьбой 3/4", из стали Юкп. с оксидным покрытием (05). Пробка К 3/4". Юкп.05. То же, из стала 35, с цинковым
покрытием (01), толщиной 9 мкм. Пробка К 3/4". 35. 019
Таблица 5.13
Пробки с метрической резьбой, мм
(с внутренним шестигранником под ключ)
Диаметр резьбы, б <11 <1? О О1 1Д Ь 1 Ь Ь К к. 8
номин. пред.
М10х1,0 7,0 8,4 10,5 14 5,8 6,1 10 8,0 3 4 4,0 1,2 5 +0,12 +0,04
М12х1,5 8,5 9,7 12,5 17 6,9 7,2 13 9,5 5 4,75 6
М14*1,5 10,0 11,7 14,5 19 9,2 9,7 16 12,0 7 6,5 8 +0,15 +0,05
М16х1,5 12,0 13,7 16,5 22
М18*1,5 13,0 15,7 18,5 24 11,5 12,0 18 14,0 8 8,5 10
М20х1,5 15,0 17,7 20,5 26
М22*1,5 17,0 19,7 22,5 28 13,8 14,3 20 15,0 10 9,5 12 +0,18 +0,06
М24х1,5 18,0 21,7 24,5 30 16,2 16,7 22 17,0 И 11,0 14
М27*1,5 21,0 24,0 27,5 33 19,6 20,4 4 13,0 1,6 17
МЗЗ*2,0 26,0 30,0 33,5 40 21,9 22,7 25 20,0 14 15,0 19 +0,21 +0,07
М42*2,0 32,0 39,0 42,5 50 27,7 28,5 32 25,0 18 18,5 24
М48х2,0 38,0 45,0 48,5 56 31,2 32,2 36 27,0 20 20,5 27
Примичание. Материал - Сталь 35 ГОСТ 1050-75 или Сталь 10 кп ГОСТ 1050-74.
Твердость: 32...42 НЕС - для стали 35;
57 ... 63 НЕС - для стали Юки (цементировать 11 = 0,1... 0,2 мм).
Поле допуска резьбы - 8§.
Пример условного обозначения. Пробка с цилиндрической резьбой М27*1,5- из стали Юкп.с оксидным покрытием (05): Пробка М27х1,5- 8§.10кп3.05.
То же, из стали 35,с цинковым покрытием (01),толщиной 9 мкм: Пробка М27><1,5- 8§. 35.019.
Таблица 5.14
Пробки с метрической резьбой с шестигранником
а Ъ т а Г Ь С Ч О1 О 8 1
М16х1,5 12 8 3 3 23 2 13 16 26 17 19,6
М18х1,5 25 15 18 28 19 22
М20х1,5 15 9 4 28 2,5 17 21 32 22 25,4
М22*1,5 10 29 19 34
М24х1,5 30 21 36
М27*1,5 18 12 4 34 3,5 24 25,5 38 27 31,2
М30*2 14 36 4 27 30,5 42 32 36,9
М33х2 20 38 30 45
М36х2 25 16 5 6 45 4,5 31,5 34 48 36 41,6
Таблица 5.15
Уплотнительные шайбы под пробки
Диаметр пробки а О 8 Диаметр пробки а О 8
МЮ 10 16 2 М24 24 34 2,5
М12 12 20 М2 7 27 38
М16 16 26 МЗО 30 42
М18 18 28 мзз 33 45
М20 20 30 М3 6 36 48
М22 22 32 М42 42 50
Примечание. Материал: картон прессованный; резина маслостойкая.
Таблица 5.16
( ГОСТ 6211-69)
:и с конической
**
1Г Т Г — уз-
Л
* 1
а 1 О 8 й
1 /4" 16 13,5 11,5 10 5
3/8" 18 17 13,8 12 6
1 /2" 21 21,4 16,2 14 7
3/4" 25 26,9 19,6 17 9
1” 30 33,8 25,4 22 10
1 1 /," 38 48,3 41,6 36 16
2” 44 60,1 53,1 46 20
Таблица 5.17
Пробки с конической трубной резьбой (ГОСТ 6211-69)
________(с внутренним квадратом под ключ)______
">' й- К|
1 вз
'//////У п к за 1 8Й
л м
Таблица 5.18
Пробки с метрической резьбой и кольцами круглого сечения
- л? ~7 Н-*51 1 1 1
Ь- <- ,1
а Ъ а ь О 8 <11 сП О1 1
М16x1,5 13 3 24 25 19 16 2,5 22 1,9
М2 0x1,5 15 4 28 30 22 20 3,0 27 2,2
М24х1,5 16 4 30 35 27 24 3,2 32 2,4
М27х1,5 18 4 34 39 27 27 3,6 35 2,6
Таблица 5.19
Пробки с цилиндрической резьбой и магнитным уловителем
——* к ь г 1 \д
— —
о <11 н 11 8
М16x1,5 10 30 10 17
М27х1,5 17 40 18 24
Таблица 5.20
Пробки-отдушины с фильтром, мм
Таблица 5.21
Глава 6
ЗУБЧАТЫЕ И ВИНТОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ
6.1. ОСНОВЫ ТЕОРИИ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
6.1.1. ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Зубчатые передачи используют для изменения частоты и направления вращения при передаче зубчатыми колесами
движения от ведущего к ведомому валу, которые могут быть взаимно расположены параллельно и под углом.
В машинах находят широкое применение зубчатые передачи, приведенные на рис. 6.1.
Рис. 6.1. Зубчатые передачи для вращательных движений
Цилиндрические зубчатые колеса, зубья которых расположены параллельно оси вращения, называют прямозубыми и
они могут быть наружного (рис. 6.1, а) и внутреннего (рис. 6.1, б) зацепления, а зубчатые колеса, у которых зубья располо-
жены под углом к оси вращения (рис. 6.1, в) называют косозубыми.
Конические зубчатые колеса (рис. 6.1, г) соединяют валы, оси которых расположены под углом. Величина угла зацеп-
ления может быть 90°<<р<90° , пределы угла поворота ограничиваются конструкцией передачи. Конические колеса выпол-
няют с прямыми или криволинейными зубьями.
Винтовые (рис. 6.1, д) и червячные (рис. 6.1, е) передачи соединяют валы с перекрещивающимися осями.
Червяки с прямолинейным профилем в нормальном сечении называются эвольвентными. Червяки с прямолинейным
профилем в осевом сечении называются архимедовыми и нашли более широкое распространение в машиностроении.
Зубчатые передачи бывают открытые, не имеющие защитного кожуха и масляной ванны; полуоткрытые, имеющие
защитный кожух; закрытые, имеющие крышку, хорошо изолирующую передачу от внешней среды, и картер для масляной
ванны (редукторы, коробки скоростей и т.п.).
По окружной скорости зубчатые передачи бывают тихоходные (отах = 3...4 м/с), среднескоростные (4 м/с < п <15
м/с), высокоскоростные (п>15 м/с).
6.1.2. ГЕОМЕТРИЯ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Вращение от одного вала к другому передается путем взаимного зацепления зубчатых колес.
Рис.6.2. Основные элементы зацепления зубчатых колес
В зацеплении зубчатых колес колесо меньшего диаметра принято называть шестерней, а большее - колесом.
В зацеплении зубчатых колес различают делительные (начальные) окружности (рис 6.2), по которым перекатывают-
ся зубчатые колеса и которые принято обозначать с! и с12 (рис.6.4). Особенность делительных окружностей состоит в том,
что они находятся на таком расстоянии от оси вращения, при котором пересекаемые этими окружностями зубья и впади-
ны между зубьями имеют одинаковую величину, которые вместе (впадина и зуб) образуют основной шаг зацепления - р(.
Это важно для зацепления зубчатых колес разного диаметра. При этом делительная окружность делит зуб на головку 1т, и
ножку К, зуба.
Шаг может быть измерен как часть делительной окружности между одноименными профилями двух соседних зубьев,
называется окружным шагом зубьев рь или по хорде делительной окружности - нормальным шагом зубьев - рп , а измерен-
ный по основной окружности - рь . Между окружным и нормальным шагом зубьев существует зависимость рь = р, сок а.
Линейная величина, в п раз меньшая окружного шага зубьев, называется окружным модулем зубьев, т,= рг/ п, а ли-
нейная величина, в л-раз меньшая нормального шага зубьев, называется нормальным модулем зубьев, т„ = р„/п.
Так как делительная поверхность и соответствующая ей делительная окружность являются базовыми при определении
размеров зубьев, то размеры зубьев цилиндрических прямозубых колес вычисляют по делительному нормальному модулю,
который называется расчетным модулем зубчатого колеса или просто модулем т.
Диаметр делительной окружности прямозубых колес измеряют линейной величиной (в мм), приходящейся на один зуб
зубчатого колеса, называемой модулем - т.
Модуль т - основная характеристика размеров зубчатых и червячных колес.
Ряды модулей для зацепления зубчатых колес, принятых в машиностроении, приведены в табл. 6.1.
При выборе модуля для зубчатой передачи следует отдавать предпочтение левому 1-му ряду.
Таблица 6.1
Ряды модулей для зацепления зубчатых колес, мм (ГОСТ 9563-60)
Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2
0,05 - 0,25 - 1,25 - 6 - 32 -
- 0,055 - 0,28 - 1,375 - 7 - 36
0,06 - 0,3 - 1,5 - 8 - 40 -
- 0,07 - 0,35 - 1,75 - 9 - 45
0,08 - 0,4 - 2 - 10 - 50 -
- 0,09 - 0,45 - 2,25 - и - 55
0,1 - 0,5 - 2,5 - 12 - 60 -
- 0,11 - 0,55 - 2,75 - 14 - 70
0,12 - 0,6 - 3 - 16 - 80 -
- 0,14 - 0,7 - 3,5 - 18 - 90
0,15 - 0,8 - 4 - 20 - 100 -
- 0,18 - 0,9 - 4,5 - 22 - -
0,2 - 1 - 5 - 25 - - -
- 0,22 - 1,125 - 5,5 - 28 - -
Форма контура поверхностей зубьев (в нормальном сечении), по которым зубья шестерен зацепляются, образована
кривой, называемой эвольвентой.
Рис 6.3. Образование эвольвентного контура зубьев в нормальном сечении
Эвольвента Ко Кх, которой образуется профиль зуба, начинается в точке Ко касания головки зуба смежного зубчатого
колеса с основной окружностью диаметром <1ь (рис. 6.3). Пунктирная линия является исходным положением производящей
прямой П-П. При качении производящей прямой линии П-П по основной окружности диаметром без скольжения любая
точка на ее противоположном конце перемещается по траектории эвольвенты. Таким образом, при качении производящей
прямой линии П-П из точки Кодо точки Т4Х образуется линия зацепления по эвольвенте от точки К, до точки Кх.
Рис 6.4. Основные составляющие зубчатого зацепления при обкатывании
Если линия зацепления И-И является общей касательной в точках К и Ь (рис. 6.4) к двум основным окружностям 1 и 2
зубчатых колес, которые находятся в зацеплении, то отрезок между точками пересечения линии зацепления и окружностями
вершин зубьев колес является активной частью линии зацепления (активные участки профилей поверхности зубьев заштри-
хованы) или длиной зацепления - §а= В[ В2.
Точка Р касания делительных (начальных) окружностей на пересечении с межосевой линией называется полюсом за-
цепления. Общая касательная Т-Т к делительным окружностям, проходящая через полюс Р, образует с линией зацепления 14-
М угол, называемый углом зацепления а. Для эвольвентного зацепления угол зацепления а = 20°.
Угол поворота зубчатого колеса передачи от положения входа зуба в зацепление до выхода его из зацепления называ-
ется углом перекрытия <ри.
Эвольвента Ко Кх, которой образуется профиль зуба, имеет различную кривизну. В точке Ко на основной окружности
касательная к эвольвенте направлена по нормали к окружности (рис.6.5).
Отрезки прямой между точкой, образующей эвольвенту, и точкой касания этой прямой с окружностью представляют
собой мгновенные радиусы кривизны эвольвенты. Например, в точке VII эвольвента имеет радиус кривизны р, определяе-
мый длиной отрезка VII-! с центром кривизны в точке 7.
Кривизна эвольвенты по мере удаления от начальной точки Ко уменьшается.
Поскольку кривая эвольвенты образуется в результате обкатывания прямой п-п по окружности диаметра с!0, то длина
отрезков прямой Кх^ всегда равна длине отрезков дуги окружности.
Рис.6.5. Характер изменения кривизны эвольвенты
Поэтому можно составить равенство
Из треугольника КХТ4ХО получим равенство
Из этих двух равенств получим зависимость
Кх^=К0(е + а).
КхТ4х = К01§а.
0 = а - а.
Угол 0 является центральным (полярным) углом эвольвенты, измеряемым от точки Ко основной окружности до точки
Хт который получил название эвольвентной функции, эвольвентным углом или инволютой угла а с обозначением - ту а.
Значение 0 можно вычислить по формуле
0 = ту а = Ш а - а.
Вычисленные значения приведены в табл. 6.2 , где приведены значения эвольвентной функции ту а для значений а от
4° до 33°55' с градацией через 5'.
Таблица 6.2
Значения эвольвентной функции шу н = I» н - о
Минуты Градусы Минуты Градусы
4 5 6 7 8 19 20 21 22 23
0 0,00011364 0,00022220 0,0003845 0,0006115 0,0009145 0 0,012715 0,014904 0,017345 0,020054 0,023049
5 12080 23352 4008 6337 9435 5 12888 15098 17560 20292 23312
10 12847 24522 4175 6564 9732 10 13063 15293 17777 20533 23577
15 13634 25731 4347 6797 10034 15 13240 15490 17996 20775 23845
20 14453 26978 4524 7035 10343 20 13418 15689 18217 21019 24114
25 15305 28266 4706 7279 10659 25 13598 15890 18440 21266 24386
30 0,00016189 0,00029594 0,0004892 0,0007528 0,0010980 30 0,013779 0,016092 0,018665 0,021514 0,024660
35 17107 30963 5083 7783 11308 35 13963 16296 18891 21765 24936
40 18059 32374 5280 8044 11643 40 14148 16502 19120 22018 25214
45 19045 33827 5481 8310 11984 45 14334 16710 19350 22272 25495
50 20067 35324 5687 8582 12332 50 14523 16920 19582 22529 25777
55 21125 36864 5898 8861 12687 55 14713 17132 19817 22788 26062
Минуты Г радусы Минуты Градусы
9 10 И 12 13 24 25 26 27 28
0 0,0013048 0,0017941 0,0023941 0,0031171 0,0039754 0 0,026350 0,029975 0,033947 0,038287 0,043017
5 13416 18397 24495 31832 40534 5 26639 30293 34294 38666 43430
10 13792 18860 25057 32504 41325 10 26931 30613 34644 39047 43845
15 14174 19332 25625 33185 42126 15 27225 30935 34997 39432 44264
20 14563 19812 26208 33875 42938 20 27521 31260 35352 39819 44685
25 14960 20299 26797 34575 43760 25 27820 31587 35709 40209 45110
30 0,0015363 0,0020795 0,0027394 0,0035285 0,0044593 30 0,028121 0,031917 0,36069 0,040602 0,045537
35 15774 21299 28001 36005 45437 35 28424 32249 36432 40997 45967
40 16193 21810 28616 36735 46291 40 28729 32583 36798 41395 46400
45 16618 22330 29241 37474 47157 45 29037 32920 37166 41797 46837
50 17051 22859 29875 38224 48033 50 29348 33260 37537 42201 47276
55 17492 23396 30518 38984 48921 55 29660 33602 37910 42607 47718
Минуты Г радусы Минуты Градусы
14 15 16 17 18 29 30 31 32 33
0 0,0049819 0,0061498 0,007493 0,009025 0,010760 0 0,048164 0,053751 0,059809 0,066364 0,073449
5 50729 62548 7613 9161 10915 5 48612 54238 0,060335 66934 74064
10 51650 63611 7735 9299 11071 10 49064 54728 60866 67507 74684
15 52582 64686 7857 9439 11228 15 49518 55221 61400 68084 75307
20 53526 65773 7982 9580 11387 20 49976 55717 61937 68665 75934
25 54482 66873 8107 9722 11547 25 50437 56217 62478 69250 76565
30 0,0055448 0,0067985 0,008234 0,009866 0,011709 30 0,050901 0,056720 0.063022 0,069838 0,077200
35 56427 69110 8362 10012 11873 35 51368 57226 63570 70430 77839
40 57417 70248 8492 10158 12038 40 51838 57736 64122 71026 78483
45 58420 71398 8623 10307 12205 45 52312 58249 64677 71626 79130
50 59434 72561 8756 10456 12373 50 52788 58765 65236 72230 79781
55 60460 73738 8889 10608 12543 55 53268 59285 65798 72838 80437
Величина диаметра основной окружности влияет на кривизну эвольвенты. Чем больше диаметр основной окружности,
тем более пологая эвольвента и, в конечном счете, при <4 = со принимает форму прямой линии. Поэтому в реечном зацепле-
нии профиль зуба рейки прямолинейный. Другое свойство заключается в том, что эвольвентный профиль зубьев обеспечи-
вает линейный контакт в зацеплении зубьев (в осевом сечении).
Рис. 6.6. Производящие контуры:
а) рейка - для цилиндрических зубчатых колес; б) плоское колесо - для конических зубчатых колес
На принципе обкатывания производящей прямой основан метод нарезания одной рейкой разных по размерам цилиндриче-
ских зубчатых колес, имеющих одинаковые параметры зацепления. Для этого на рейке формируется исходный производящий кон-
тур (рис. 6.6, а), который при обкатывании переносится на зубчатые цилиндрические прямозубые и косозубые колеса вместе с
образованием эвольвентой поверхности на зубьях. Нормальная высота зуба рейки состоит из расстояний от головки зуба до дели-
тельной прямой и от делительной прямой до ножки зуба, равных модулю (т), и радиального зазора с-0.25т , сумма которых со-
ставляет 2,25т. Шаг зацепления - расстояние между точками на одноименных профилях двух смежных зубьев шестерни и на дели-
тельной прямой - I = пт. Толщина зуба и размер впадины между зубьями равны - 1/2. Угол зацепления о,. = 20" и г, - радиус за-
кругления.
Для конических колес под исходным контуром подразумевается исходный производящий контур зубьев плоского колеса в
нормальном к направлению зубьев сечении (рис.6.6, б). На этом колесе формируется исходный контур, который переносится при
обкатывании на заготовку и также как рейка определяет форму и размеры зубьев нарезаемых конических колес. Для конических
колес с круговым зубом исходный контур плоского колеса формируется в пространстве взаимным расположением заготовки и ин-
струмента и кинематикой металлорежущего станка, предназначенного для нарезания конических колес.
6.1.3. КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ
Для обеспечения непрерывной безударной и плавной работы передачи необходимо, чтобы выход из зацепления одной
пары зубьев перекрывался входом в зацепление следующей пары зубьев, т.е. в какой-то момент должны находиться в зацеп-
лении две пары зубьев. Это свойство зубчатых передач характеризуется коэффициентом перекрытия, который в общем виде
можно записать
=еа
где Еа - коэффициент торцового перекрытия; ер-коэффициент осевого перекрытия.
Прямозубые передачи характеризуются только коэффициентом торцового перекрытия. Косозубые передачи ха-
рактеризуются тем и другим коэффициентами перекрытий.
Коэффициентом торцового перекрытия зубчатой передачи называется отношение угла торцового перекрытия зубча-
того колеса передачи к его угловому шагу:
Г// (Ра
где зра - угол торцового перекрытия зубчатого колеса, под которым понимают угол поворота зубчатого колеса переда-
чи от положения входа зуба в зацепление до выхода его из зацепления; т - угловой шаг передачи.
Можно также записать
Еа= 8а/Рь ,
где р.г - длина активной линии зацепления, Рь = Рг соя аш- основной шаг, где Р, =лт1.
Для прямозубых передач рекомендуется Еа > 1,2.
Полученные выражения имеют ограниченное применение, так как могут использоваться только при наличии графиче-
ских построений зацепления.
а) б)
Рис. 6.7. Схема для расчета коэффициента:
а - торцового ( еа); б - осевого (ар) перекрытия
Для аналитического метода определения коэффициента торцового перекрытия еа воспользуемся рис. 6.7, из которого
следует
яша
тп, соя а
Этой формулой можно пользоваться для определения коэффициента торцового перекрытия еа в случае неподрезан-
ных зубьев как нормальных, так и корригированных колес.
При расчетах можно пользоваться приближенной формулой
еа = [1,88-3,2
] сояр.
где знак «плюс» для внешнего, «минус» для внутреннего зацепления.
Из формулы видно, что величина еа зависит от числа зубьев з и угла наклона зубьев Р (в случае косозубых колес).
Поэтому выгодно применять колеса с большим числом зубьев или при заданном диаметре б/ колеса с малым модулем
ш1. С увеличением Р растет окружной шаг Ры , а длина активной линии зацепления о, остается неизменной. При этом еа
уменьшается, что является одной из причин ограничения угла р.
Для непрерывной нормальной работы зубчатой передачи необходимо, чтобы длина зацепления (аЬ = р/1 была больше
окружного шага рр
/Р > рь и е„ = р, /(рроз а) > 1 .
Если еа > 1 , то до выхода из зацепления одной пары зубьев к линии зацепления подходит другая пара зубьев - это и
обеспечивает непрерывность зацепления и плавность хода передачи.
При еа < 1 передача не обеспечивает нормальной работы. При этом при выходе из зацепления одной пары зубьев дру-
гая пара не попадает на линию зацепления и непрерывность вращения зубчатых колес нарушается, т. е. в этом случае про-
изойдет перерыв в зацеплении, относительные окружные скорости зубчатых колес изменятся и вход в зацепление следую-
щей пары зубьев будет сопровождаться ударом.
При Еа = 1 передача может нормально работать только теоретически.
Значение коэффициента перекрытия показывает, сколько пар зубьев в среднем одновременно находится в зацеплении.
При 1 < еа < 2 одна пара зубьев непрерывно находится в зацеплении, причем в начале и конце зацепления любой пары зубь-
ев на линию зацепления подходит вторая пара зубьев; таким образом, в зацеплении уже находятся две пары зубьев. Если 2 <
л,, < 3. то две пары зубьев непрерывно находятся в зацеплении, а в начальном и конечном периодах зацепления - три пары
зубьев.
Минимально допустимые значения коэффициента перекрытия зависят от точности изготовления и сборки зубчатых
колес. Так, для зубчатых колес, изготовленных по 6-й степени точности е:[ = 1,05, по 7-й степени точности е:[ = 1,08, по 8-й
степени точности е:[ = 1,15, по 9-й степени точности - е,, = 1,35. Чем больше коэффициент перекрытия, тем большее число
пар зубьев одновременно находится в зацеплении и тем более плавно и спокойнее работает передача. У прямозубых колес
1 < Еа < 2, у непрямозубых е,, может быть значительно больше.
Так как длина делительной окружности равна произведению окружного (торцового) шага />, на число зубьев ::
п с! = рг. то
(I = (р,/л)7 = ОТ, 7 ,
где от, = рД = т//з - окружной модуль зубьев, являющийся основным параметром зубчатой передачи.
В зубчатом зацеплении при условии, что зуб непараллелен оси вращения (рис. 6.7, б), т.е. Р^О, имеет место также осе-
вое перекрытие, которое характеризуется коэффициентом осевого перекрытия - ер.
ер = <рр / т или ер = Ъ лир / (тпп),
где фр -угол осевого перекрытия зубчатого колеса - угол поворота зубчатого колеса передачи от положения входа зуба
в зацепление до выхода его из зацепления, при котором общая точка контакта зубьев 1 (рис. 6.7), расположенная на одном
из торцов зубчатого колеса, переместится по линии контакта зубьев на другой торец в точку 2, т = 2тг/з - угловой шаг пере-
дачи; Ъ - ширина зубчатого венца.
В косозубых передачах в отличие от прямозубого зацепления, где нагрузка между зубьями передается мгновенно,
зубья нагружаются постепенно по мере захода их в зону зацепления. Плавность нагружения косозубого зацепления значи-
тельно понижает шум и дополнительные динамические нагрузки. Это становится особенно значительным в быстроходных
передачах, так как динамические нагрузки возрастают пропорционально квадрату скорости. С увеличением /> растет окруж-
ной шаг р,. а активная длина линии зацепления остается неизменной, в результате значение е,, уменьшается, что является
ограничением применения косозубых зацеплений с большим р.
Практика показала, что косозубые колеса могут работать без нарушения зацепления даже при коэффициенте торцового
перекрытия г, < I (сечение п-п на рис. 6.7, б), если обеспечено осевое перекрытие при ер> 1,1.
6.1.4. ВЛИЯНИЕ ЧИСЛА ЗУБЬЕВ НА ФОРМУ И ПРОЧНОСТЬ ЗУБА
Для уменьшения габаритов зубчатой передачи стараются применять шестерни с возможно меньшим числом зубьев.
Известно, что при нарезании зубьев методом обкатки с уменьшением числа зубьев шестерни увеличивается кривизна обра-
зующей эвольвентный профиль ( рис. 6.5) и с определенного числа нарезаемых зубьев шестерни вершины зубьев обкатного
инструмента начинают пересекать траекторию эвольвенты, т.е. появляется подрез ножки зуба шестерни (на рис 6.8 7 = 10),
что оказывает влияние на резкое снижение прочности зуба.
Рис. 6.8. Влияние числа зубьев на подрез ножки зуба
Для того, чтобы исключить подрезание ножки зуба минимальное число зубьев шестерни принимают ^^>17 при ан. =
20°. Обычно для редукторов принимают 7|Г||Г| = 20-30 (табл. 6.3).
С увеличением минимального числа зубьев шестерни повышается плавность передачи.
Таблица 6.3
Рекомендуемое минимальное число зубьев /„(„
Частота вращения шестерни, мин"1 Зубья шестерни
нормальные (7? = 2,25т) укороченные (7г = 1,85т)
прямые косые прямые косые
>1000 24-26 20-22 19-21 16-18
500-1000 22-24 18-20 18-19 15-16
100-500 18- 22 16-18 15-18 13-15
<100 17-18 16 13-15 13
6.1.5. ПОНЯТИЕ О ЗУБЧАТЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЯХ СО СМЕЩЕНИЕМ (КОРРИГИРОВАННЫХ)
Для того, чтобы исключить подрезание ножки зуба (рис. 6.9, а) достаточно ввести коррекцию, т.е. сообщить инстру-
менту смещение хт (рис. 6.9, б) от центра О, при котором вершина зуба этого инструмента выйдет из зацепления с зубом
колеса в точке 8, расположенной на основной окружности радиуса го, и эвольвента профиля получится полной, не подре-
занной.
Рис. 6.9. Влияние подреза ножки и коррекции на форму зуба:
а - некорригированный зуб; б - корригированный зуб; 1 - инструментальная рейка; 2 - колесо
Величина хт называется абсолютным смещением рейки, величина .г - относительным смещением рейки или коэф-
фициентом смещения. Согласно рис. 6.9 хт=т-ПН Из треугольников 8ПН и ОП8 находим х=1 - 0.5л5»Гаю , откуда
Корригированием называют изменение профиля зуба при очерчивании его другим участком эвольвенты по сравне-
нию с профилем нормального зацепления (рис. 6.10).
Корригирование применяют:
а) для устранения подрезания ножек зубьев шестерни при 7 < 7П1И|;
б) для повышения изгибной прочности зубьев, что достигается увеличением их толщины;
в) для повышения контактной прочности, что достигается увеличением радиуса кривизны в полюсе зацепления;
г) для получения заданного межосевого расстояния передачи.
Корригирование осуществляют методом смещения при нарезании зубьев инструментальной рейки на величину т
(рис.6.10) относительно нормального положения рейки х = 0, при котором передачу называют нулевой. При этом положении
средняя линия рейки и делительная окружность колеса радиуса б совпадают.
Смещение рейки называется положительным х > 0 при увеличении расстояния от центра зубчатого колеса, отрица-
тельным х < 0 - при смещении к центру.
Рис. 6.10. Изменение формы зуба при корригировании смещением рейки:
1 - без смещения; 2 - смещение х > 0
При положительном смещении х > 0 увеличивается толщина зуба у основания (рис. 6.10), что повышает его прочность
на изгиб. Диаметр вершин ба возрастает до б а. Профиль зуба переходит на участок эвольвенты, более удаленной от основ-
ной окружности, что приводит к увеличению радиусов кривизны и, следовательно, к повышению контактной прочности.
При отрицательном смещении рейки происходит обратное явление.
У корригированных колес по делительной окружности толщина зуба и ширина впадины не одинаковы, но в сумме
остаются равными шагу р.
В зацеплении конкретной пары зубчатых колес, в зависимости от сочетания смещений при нарезании зубьев, может
быть произведена высотная или угловая коррекция.
При высотной коррекции шестерню изготовляют с положительным эц коэффициентом смещения, а колесо с отрица-
тельным - х2. но так, чтобы их абсолютные величины были равны, = х2. Высотная коррекция применяется при большом
передаточном числе, когда требуется обеспечить такие формы зубьев шестерни и колеса, при которых они будут примерно
равнопрочными на изгиб.
При высотной коррекции зубчатой пары диаметры делительной и начальной окружностей совпадают, как и в нор-
мальном зацеплении, следовательно, межосевое расстояние ат, коэффициент перекрытия еа и угол зацепления ат остаются
неизменными. Общая высота зубьев также не изменяется по сравнению с ее нормальным значением.
Меняется только соотношение между высотой головок и ножек зубьев, вследствие чего такая коррекция и называется
высотной.
Угловая коррекция является общим случаем корригирования зубчатых колес, при котором суммарный коэффициент
смещения не равен нулю. Если шестерня и колесо будут нарезаны с положительным смещением х > 0. то толщина зубьев по
делительным окружностям и диаметры вершин Д, (рис. 6.10) увеличатся как у шестерни, так и у колеса. Для правильного
зацепления необходимо колеса раздвинуть, увеличив межосевое расстояние, при этом возникают новые начальные окруж-
ности. При увеличении межосевого расстояния аш возрастает угол зацепления аш. который не будет равен профильному углу
инструмента а = 20°, поэтому такая коррекция и называется угловой. Угол зацепления аш для колес со смещением опреде-
ляют из выражения
1т> аш = 2(х1 + х2)1§ а(з,± з;) + 1т> а ,
где знак «минус» - для внутреннего зацепления.
Угловая коррекция по сравнению с высотной дает значительно большие возможности влиять на характер зацепления и
поэтому ее применяют чаще.
У корригированных колес при необходимости производится проверка толщины зуба по окружности выступов. Значе-
ние ширины ленточки 8а определяют из выражения
5,
лч-1,45х „ . . >
---------1- 2(ип’а - 1таа) —
0.4/».
где со8 а = (Д,- диаметр окружности выступов; ф, - диаметр основной окружности).
° <
6.1.6. ПОНЯТИЕ ОБ ИНТЕРФЕРЕНЦИИ
Увеличение активных профилей зубьев возможно вследствие увеличения диаметров окружностей вершин. Однако, ес-
ли окружность вершин одного из зубчатых колес будет пересекать линию зацепления за предельными точками а или Ъ. то
произойдет явление интерференции зубьев, при котором профиль головки зуба одного колеса натыкается на профиль ножки
зуба второго колеса за пределами линии зацепления (рис. 6.11).
Рис. 6.11. Схема интерференции зубьев колес
В результате происходит сминание, выкрашивание, заклинивание колес или поломка зубьев.
Для колес с внешним и внутренним зацеплением интерференция (заклинивание) отсутствует при следующем соотно-
шении чисел зубьев колес (табл. 6.4).
Таблица 6.4
Соотношение чисел зубьев колес для исключения интерференции при наружном и внутреннем зацеплении
При наружном зацеплении При внутреннем зацеплении
2[ 13 14 15 17 и более 17 18 20 24 25 27...29 80
2? < 17 <27 <48 Любое оэ >144 >60 >38 >35 >(2, +8) >(2! +7)
6.1.7. МОДИФИКАЦИЯ ЗУБЬЕВ КОЛЕС
В цилиндрических передачах для колес внешнего зацепления тяжелонагруженных или при окружной скорости, пре-
вышающей указанную для степеней точности, целесообразно применение модифицированного исходного контура со срезом
(рис. 6.12). Это способствует увеличению нагрузочной способности передач, уменьшению динамических нагрузок, шума, а
также вероятности заедания зубьев.
При ш > 1 линия модификации прямая, а в остальных случаях закругленная.
Рис. 6.12. Схема модификации зубьев колес
Коэффициент высоты модификации головки при т > 1 принимают < 0,45. Коэффициент глубины модификации Л*
приведен в табл. 6.5.
Таблица 6.5
Коэффициенты глубины модификации А*
Модуль т, мм Степень точности по нормам плавности
6 7 8
свыше ДО А*:
2 0,010 0,015 0,020
2 3,5 0,009 0,012 0,018
3,5 6,3 0,008 0,010 0,015
6,3 10 0,006 0,008 0,012
10 16 0,005 0,007 0,010
16 25 — 0,006 0,009
25 40 - - 0,008
Цилиндрические косозубые колеса выполняются без среза профиля при углах наклона зубьев, превышающих 17°45', а
также в случае, если срез профиля приводит к уменьшению коэффициента торцового перекрытия: у прямозубых передач еа
< 1,089, у косозубых еа < 1.
6.1.8. БОЧКООБРАЗНЫЕ ЗУБЬЯ
В зубчатых передачах, имеющих зубья с твердыми поверхностями, работающих в условиях значительных переменных
перекосов шестерни относительно колеса, желательно изготовлять зубья одного из колес пары в продольном и поперечном
направлении, очерченными по некоторым кривым, зависящим от кинематики зацепления. Например, в зубчатых муфтах с
внутренним зацеплением зубья обоймы (внутренний венец) и втулки (наружный венец) выполняют с эвольвентным профи-
лем с углом зацепления а =20°. В процессе эксплуатации возможен перекос оси втулки относительно обоймы.
Для обеспечения выносливости зубьев при передаче крутящего момента зубья обоймы выполняют с прямолинейной
образующей, а зубья втулки выполняют с эллиптической образующей, которая создает в сечении делительного цилиндра
бочкообразный зуб (рис. 6.13).
Линия ссошехш
исяоЛюа ‘ох
тура
Образующая >
‘ ытыьхого
иилихбро
Дианотр
%'делитл»-
| нои ехруя-
I пости
Ро1ве(тка сонриия зуйо йтуми
де/ительныя иияичдром
Рис. 6.13. Бочкообразный зуб
6.1.9. СКОЛЬЖЕНИЕ И ТРЕНИЕ В ЗАЦЕПЛЕНИИ
В точке контакта С (рис. 6.14, а) наблюдается перекатывание и скольжение зубьев.
Скорость скольжения щ можно определить из выражения щ = е ((щ ± <в2), из которого видно, что скорость скольжения
в произвольной точке касания двух сопряженных профилей пропорциональна расстоянию е этой точки от полюса зацепле-
ния. В полюсе она равна нулю, а при переходе через полюс меняется знак.
Рис. 6.14. Схема скольжения зубьев колес
Скорость скольжения колес внутреннего зацепления (при прочих равных условиях) будет меньше, чем скорость
скольжения колес внешнего зацепления. Особенно большая разница в скорости скольжения получается при передаточном
отношении, близком к единице.
Переходя от линии зацепления к поверхности зубьев (рис. 6.14, б), отметим, что максимальное скольжение на-
блюдается на ножках и головках зубьев; на начальной окружности оно равно нулю и изменяет направление. Скольжение
сопровождается трением. Трение является причиной потерь в зацеплении и изнашивания зубьев. У ведущих зубьев силы
трения направлены от начальной окружности, а у ведомых - наоборот.
6.1.10. ТОЧНОСТЬ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
На работоспособность передачи влияют различные факторы, среди которых находятся погрешности изготовления зуб-
чатых колес и деталей корпусов, подшипников и валов, определяющих взаимное расположение колес в передаче.
При изготовлении зубчатых передач неизбежны погрешности, которые выражаются в отклонениях шага, соосности
колес, теоретического профиля зубьев, межосевого расстояния и др., которые определяют точность изготовления зубчатых
колес передачи.
Все эти погрешности приводят к повышенному шуму во время работы и преждевременному износу передачи.
Погрешности шага и профиля нарушают кинематическую точность и плавность работы передачи, что особенно неже-
лательно в кинематических цепях, выполняющих следящие, делительные и измерительные функции. Эти же погрешности в
силовых передачах, особенно при больших скоростях, дают дополнительные динамические нагрузки, удары и шум в зацеп-
лении.
Погрешности в направлении зубьев в сочетании с перекосом валов вызывают неравномерное распределение на-
грузки по длине зуба. Точность зубчатых передач регламентируется стандартами, в которых предусмотрено 12 степеней
точности с обозначением степеней в порядке убывания точности. Каждая степень точности характеризуется следующими
показателями (см. стр. 229).
Нормы кинематической точности регламентируют несогласованность углов поворотов сцепляющихся колес (по-
грешность передаточного числа), периодически повторяющуюся за один оборот колеса. Кинематическая точность наиболее
важна для делительных цепей, передач, соединенных с большими массами, и быстроходных силовых передач. Она связана с
накопленной ошибкой шага и биением.
Нормы плавности регламентируют многократно повторяющиеся за один оборот колеса колебания частоты вращения,
вызывающие динамические нагрузки, колебания и шум. Плавность работы существенно влияет на работоспособность быст-
роходных силовых передач, зависит от ошибок шага и профиля зубьев.
Нормы контакта определяют размер поверхности касания (пятно контакта) зубьев сопрягаемых колес. Пятно кон-
такта существенно влияет на нагрузочную способность силовых передач.
Нормы бокового зазора обеспечивают отсутствие заклинивания зубьев и свободный поворот (игру) одного колеса от-
носительно другого.
Степень точности передач и области применения колес различных степеней точности приведены в табл. 6.6 и 6.7.
Таблица 6.6
Степень точности передачи в зависимости от окружной скорости колес
Вид передачи Вид зубьев Предельная окружная скорость , м/с
Цилиндрическая Прямые 15 10 6 2
Косые 30 15 10 4
Коническая Прямые 12 8 4 1,5
Круговые 20 10 7 3
Степень точности ( по нормам плавности) 6 7 8 9
Таблица 6.7
Степень точности передач в зависимости от области применения
Область применения Степень точности
Редукторы турбин и турбомашин 3 .. 6
Металлорежущие станки 3 .. 7
Авиационные двигатели 4 .. 7
Легковые автомобили 5 .. 8
Грузовые автомобили 7 .. 9
Тракторы 6 .. 8
Редукторы общего назначения 6 .. 9
Крановые механизмы 7 . . 10
Степень точности выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи:
- передачи высокоточные - 6 степень: высокоскоростные передачи, механизмы точной кинематической связи;
- передачи точные - 7 степень: передачи при повышенных скоростях и умеренных нагрузках или наоборот;
- передачи средней точности - 8 степень: передачи общего машиностроения;
- передачи пониженной точности - 9 степень: тихоходные передачи с пониженными требованиями к точности.
6.1.11. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Точность изготовления зубчатых колес влияет на значение коэффициента полезного действия (КПД) зубчатых передач
(табл. 6.8). КПД передачи также зависит от качества и способа смазки и охлаждения, скорости зацепления передачи, свойств
материала и числа зубьев колес и др.
Таблица 6.8
Средние значения КПД, одной пары колес при передаче полной
мощности (без учета потерь в подшипниках)
Степень точности Закрытые передачи
цилиндрические конические
КПД
6,7 0,99... 0,98 0,98...0,96
8,9 0,975... 0,97 0,96...0,95
Открытые передачи
- 0,98...0,95 0,95... 0,94
Потери в зацеплении передачи определяют главную часть потерь.
Для зубчатой передачи, размеры которой известны, КПД можно определить по формуле
77 = 7-2,ЗЛГ—±—
-7 -2
где знак «плюс» для внешнего, а «минус» для внутреннего зацепления;/ ~ 0,06.. .0,1 - коэффициент трения в зацеплении
(табл. 6.9).
/ = 1,25/ = 2и 81паш.
Таблица 6.9
Значения коэффициента трения в зависимости от скорости скольжения
Т 0,1 0,063 0,06 0,05
1-Ук м/с 3 3-5 5-10 10-20
Из практики средние значения г| = 1 - (0,015-0.03).
В многоступенчатых передачах г] = т]! т]2... г]к.
6.2. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ
И КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
6.2.1. ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ПРЯМОЗУБЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Зубчатая передача, зубья которой располагаются на цилиндрической поверхности зубчатого колеса или шестерни па-
раллельно образующей цилиндра, называется прямозубой цилиндрической.
Цилиндрические прямозубые передачи бывают внешнего (а) и внутреннего (б) зацепления (рис.6.15).
а)
Рис 6.15. Цилиндрические прямозубые передачи и их основные размеры
Основные геометрические зависимости прямозубой цилиндрической передачи. Применяемые значения модуля т
для цилиндрической прямозубой передачи приведены в табл. 6.10.
Таблица 6.10
Значения модулей для прямозубой цилиндрической передачи
Модуль, мм
1 -й ряд 2-й ряд 1 -й ряд 2-й ряд 1 -й ряд 2-й ряд
1 1,125 2,5 2,75 6 7
1,25 1,375 3 3,5 8 9
1,5 1,75 4 4,5 10 И
2 2,25 5 5,5 12 14
Примечание. При назначении модулей 1-й ряд предпочтительнее 2-го ряда.
7[ и г2- число зубьев шестерни и колеса;
/= т делительный диаметр шестерни;
<12= т з2_ делительный диаметр колеса;
= т - высота головки зуба;
кР = ка + с - высота ножки зуба, где с = (0,2.. ,0,25)от - радиальный зазор в зацеплении зубьев шестерни и колеса;
Ъ = ширина венца;
Д,; = т 2; + 2ш-диаметр вершин зубьев шестерни;
с1а2= т ± 2т - диаметр вершин зубьев колеса (знак «минус» для передачи внутреннего зацепления);
и = 22/ 7[ - передаточное число передачи;
р = пт - шаг зацепления;
а = (Д> ± Л) /2 - делительное межосевое расстояние.
Межосевое расстояние цилиндрической передачи с внешним и внутренним зацеплением называется делительным ме-
жосевым расстоянием (знак минус для внутреннего зацепления). Если межосевое расстояние отличается от делительного, то
оно обозначается аш.
Прямозубая передача имеет только торцовое перекрытие. Коэффициент торцового перекрытия еи равен отношению уг-
ла торцового перекрытия <ра к угловому шагу т, т. е. еи= <ра/т . Для прямозубых передач рекомендуется еи >1,2.
Для цилиндрических зубчатых колес и передач установлены двенадцать степеней точности. Для каждой степени точ-
ности установлены нормы: кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев колес и передач.
В машиностроении зубчатые передачи общего назначения изготовляют по 6-9-й степеням точности. Цилиндрические
прямозубые колеса 6-й степени точности применяют при окружных скоростях колес до 15 м/с; 7-й степени - до 10 м/с; 8-й
степени - до 6 м/с; 9-й - до 2 м/с.
6.2.2 ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ КОСОЗУБЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Отличительные особенности косозубой передачи от прямозубой заключаются в том, что зубья на цилиндрической по-
верхности располагаются под углом /> = 8 >20° к оси вращения, по винтовым линиям (рис. 6.16). В отличие от прямозубой в
косозубой передаче зубья входят в зацепление не сразу по всей длине, а постепенно. Увеличивается время контакта одной
пары зубьев, в течение которого входят новые пары зубьев, нагрузка передается по большому числу контактных линий, что
значительно снижает шум и динамические нагрузки.
У пары сопряженных косозубых колес с внешним зацеплением углы наклона зубьев относительно образующей дели-
тельного цилиндра Р равны по величине, но противоположны по направлению. Одно колесо левое, другое - правое.
Косозубые колеса нарезают тем же инструментом, что и прямозубые, методом копирования.
Чем больше угол наклона линии зуба /> (рис. 6.16), тем у косозубой передачи выше плавность зацепления, ниже шум и
дополнительные динамические нагрузки; более высокая нагрузочная способность.
В отличие от прямозубой передачи работа косозубой передачи сопровождается наличием осевых сил, которые стре-
мятся сместить валы косозубых колес в противоположные стороны.
Основные геометрические зависимости косозубой цилиндрической передачи. У колеса (рис. 6.16) между зубьями
можно измерить окружной шаг р, в торцовом или окружном сечении I - / и нормальный шаг р„ в нормальном сечении п - п.
В сечении, параллельном оси вращения колеса, расстояние между одноименными точками соседних витков зубьев называ-
ется осевым шагом -рх
Рис 6.16. Отличительные особенности косозубых колес
Получаем зависимости:
Нормальный шаг рп = р( сок Ц , рп = рх зт р или (при делении на л).
Модуль окружной ш, р, / л гп„ / соз р.
Модуль нормальный - тп, модуль окружной - т( и модуль осевой- тх:
тп = т( соз Р;
тп = тх зш Р;
т( = р( / л = тп / соз р.
Делительный диаметр и диаметр вершин зубьев (рис. 6.17):
<1 = тп 7 / соз Р;
сЦ = <1 + 2 тп.
Если р=0, то тп = т( = тх и рп = р( = рх, то получаем прямозубую передачу, которую можно рассматривать как частный
случай косозубой передачи.
При этом б=т7, где 7 - число зубьев прямозубого колеса, а модуль зубьев прямозубой передачи - т=<1/7.
Модуль косозубой и шевронной передач
т=<1 созр /7.
Для проектных расчетов косозубых передач угол наклона зубьев
= агсип
(3,5...4)п7
Ь1
В косозубых передачах угол наклона зубьев может быть Р = 8 = 20°, но из-за роста осев1ых сил Ра в зацеплении реко-
мендуют применять его меньшее значение (Р = 8-16"). варьируя величиной модуля ш и шириной колеса Ъ2.
Суммарное число зубьев
_ _ 2^008/7^
-
т
Фактический наклон зубьев
т^
р = агссоз---.
2^
Число зубьев шестерни и колеса
7Х = 7Е/ (и+Г);
72 = 72;_71.
Рис. 6.17. Основные геометрические размеры косозубых колес
Расстояние между осями зубчатых колес цилиндрической передачи по межосевой линии называется межосевым рас-
стоянием:
а„ = 0,5(//;± сГ:) =0,5/77(7! 72,/совр=с!2(и+1)/2и .
где Д и /Л - делительные диаметры шестерни и колеса; знак плюс относится к передаче с внешним зацеплением, а ми-
нус - к передаче с внутренним зацеплением.
Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи, равное полусумме делительных диаметров колеса и ше-
стерни Д при внешнем зацеплении или полуразности при внутреннем зацеплении, называется делительным межосевым
расстоянием.
Ширина венца цилиндрического зубчатого колеса определяется по одной из формул
Ъ = \|/ьа«»илий = \|/ы^.
где \|/Ъа = Ъ/«к. - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, а = Ь с1, - коэффициент ширины
зубчатого венца по диаметру шестерни. Числовые значения этих коэффициентов используются при расчете на прочность
зубьев цилиндрических зубчатых передач.
Диаметры вершин а,, и впадин Д зубьев цилиндрических зубчатых колес (рис. 6.15, а):
с!а=с1+2ка;
с1)=с1-2к),
где /г, - высота головки зуба; 1у-высота ножки зуба.
Коэффициент осевого перекрытия. Угол перекрытия косозубого колеса состоит из угла тоцового и угла осевого пе-
рекрытий. Отсюда коэффициент перекрытия г... косозубой передачи в виде равен сумме коэффициентов торцового и осевого
перекрытий.
= е₽ +
Коэффициент осевого перекрытия
ер = Ъ З1пр/(тст) = Ъ/р,.
гдерх-осевой шаг, растет с увеличением ширины колеса Ъ и угла наклона линии зуба /л
Теоретически коэффициент перекрытия косозубых передач может быть большим числом. В связи с практической
ограниченностью ширины колеса и угла наклона линии зуба в косозубых передачах значение коэффициента перекрытия не
превышает нескольких единиц. Рабочую ширину колеса Ъ косозубых передач принимают такой, чтобы ер >1,1 ... 1,2. При
этом нагрузка на зубья будет постоянной, а шум и динамические нагрузки будут уменьшаться. Суммарная длина контакт-
ных линий в этом случае равна
« = Ъ еи / сов р.
6.2.3. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Таблица 6.11
Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи
(рис 6.15 и 6.17)
Параметр Прямозубая Косозубая
Модуль Рекомендуемые значения т - 1; 1,5;2;2,5;3;4;5;6;8; 10
Передаточное число и— 7^ 71—П{1П2
Межосевое расстояние ап= 0,5(2 2+ -’) л,— 2+ т/(2 сои Р)
Суммарное число зубьев 2,+ 22=2ап.( т 2^а,, со$р,„!„ /т
Число зубьев шестерни С Г лД(1+»)
Число зубьев колеса
Угол наклона зубьев (/?=8-16°) Р,„!„ =агсзгп(3,5т/Ь2)
Диаметр делительный шестерни с11= с т с11= с т/со$ р
Диаметр делительный колеса (1+= 22 т (1+= 22 т/ сои р
Диаметр наружный шестерни (1а]= с12+2т (1а]= с12+2т
Диаметр наружный колеса а ,2- с12+2т а ,2- с12+2т
Ширина венца колеса Ъ2 = (6-10) т Ъ2= уа
Ширина венца шестерни Ь/-б; । (2 :4 )мм
Высота зуба 7г = (2,2-2,25)т
Высота головки зуба = т
Высота ножки зуба 1гг= (1,2-1,25)т
Передачи с внутренним зацеплением относятся к цилиндрическим зубчатым передачам с прямыми зубьями. Геометри-
ческие параметры аналогичны цилиндрической зубчатой передаче с внешним зацеплением за исключением определения
значения межосевого расстояния, которое определяется по зависимости
«„.= 0,5(2:- 22) т.
При известном межосевом расстоянии из проектного расчета при внешнем зацеплении цилиндрической зубчатой пе-
редачи модуль можно выбрать по эмпирическим зависимостям:
ш = (0.01: 0,02) аш при твердости поверхности зубьев шестерни НВ<350;
ш = (0.0125: 0,025) аш при твердости поверхности зубьев шестерни НКС > 45 и колеса НВ<350;
гп (0.016 : 0,0315) аш при твердости поверхности зубьев шестерни и колеса НКС > 45.
Рекомендуют также для силовых зубчатых передач при твердости колес НВ<350 принять ш > 1 мм; при твердости од-
ного из колес НКС > 45 принять ш > 1,5 мм.
Модуль зацепления цилиндрической зубчатой передачи можно определить по формуле
для прямозубой передачи
2а„,СО8/? ;
т - —5’
”| +-2
для косозубой передачи
Значение ширины прямозубых колес выбирают по рекомендуемым значениям коэффициента \|/а= Ъ2/атпри расположе-
нии колес относительно опор (табл. 6.12).
Таблица 6.12
Значения коэффициента уа ширины цилиндрических зубчатых колес
Расположение колес относительно опор Уа= Мао
при симметричном 0,4-0,5
при несимметричном 0,25-0,4
при консольном 0,2-0,25
Значение ширины для косозубых колес 0,2-0,6
Примечание. Большие значения у/ даны для постоянных и близких к ним нагрузок, для жестких конструкций валов и опор.
Для косозубых колес допускается \|/а < 0,4 при условии \|/а> 2,5 т„/ «„.зшД
Затем вычисляют для косозубых передач угол наклона зубьев р.
„ . 3,5т
= агсвш—-
Ъ1
В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают р = 8-20°, но из-за роста осевых сил Ра в зацеплении жела-
тельно получить его меньшие значения р = 8-16°, варьируя величиной модуля т и шириной колеса Ъ2.
Определяют суммарное число зубьев для шестерни и колеса:
для прямозубых колес
для косозубых колес
/у = 7|/2 = 2а„/гп;
7-2 = 21+х2 = 2а„софт|„/гп.
Полученное значение 7 округляют в меньшую сторону до целого числа.
Уточняют действительную величину угла наклона р зубьев для косозубых передач по формуле: р = агссоз 7тт/(2а„).
Точность вычисления угла р до пятого знака после запятой.
Определяют число зубьев шестерни: 7[ = 7т/(1+и).
Значение 7[ следует округлить до ближайшего целого числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания
зубьев рекомендуют принимать: > 18.
Определяют число зубьев колеса 72 = 7т - и фактическое передаточное число н,<,. После этого проверяют отклонение
Ли от заданного и. При невыполнении нормы Ли на отклонение передаточного числа необходимо пересчитать и 72.
Определяют фактическое межосевое расстояние:
для прямозубых передач
а„ = (71+72)т/2;
для косозубых передач
а» = (г\ + х2) т / (2 соз Р).
6.2.4. КОРРИГИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Рис. 6.18. Корригирование формы зуба колеса смещением рейки:
а) смещение х = 0 - зуб некорригированного колеса; х > 0 - положительное смещение; х < 0 - отрицательное смещение
Применяют два типа зубчатых передач со смещением относительно нулевой (рис. 6.18):
Г) коэффициенты смещения шестерни колеса х2 и суммарный х?, удовлетворяют условиям х;>0, хэ<0, [х2]=[ ху] и х?
= Х!+х2=0;
2) коэффициенты смещения х;,х2 и удовлетворяют условию х? = х7+х,/ 0 (обычно х;>0, х2>0 и х. >0).
В передачах первого типа высота зубьев постоянна, но изменяется соотношение высот головки и ножки зубьев шесте-
рен и соответственно изменяются диаметры вершин и впадин зубьев при сохранении межцентрового расстояния аш.
Второй тип передач со смещением по сравнению с первым типом имеет ряд преимуществ: повышенная прочность
зубьев обоих зубчатых колес, возможность проектирования зубчатой передачи с желаемым межосевым расстоянием ахш и
при любых сочетаниях чисел зубьев шестерни и колеса. Поэтому этот тип передач имеет преимущественное применение.
В итоге при угловой коррекции получаем передачу с колесами, которые перекатываются по новым начальным окруж-
ностям с диаметрами с1л[о1 и , но эти окружности не совпадают с диаметрами делительных окружностей.
Коэффициенты смещения исходного контура хт и х2 для силовых прямозубых передач принимают по рекомендациям,
приведенным в табл. 6.13 (ГОСТ 16532 - 70).
При этом следует учитывать также рекомендуемое соотношение между 7.|Г||Г| и хь приведенным в табл. 6.14.
Таблица 6.13
Рекомендуемые значения коэффициентов смещения зубчатых колес прямозубой передачи
Область применения Коэффициент смещения
шестерни х} колеса х2
Межосевое расстояние задано равным 0,5 (7! + 72) т -/>21 0 0
14 < л; <20; и >3,5 0,3 -0,3
Межосевое расстояние не задано 2] >30 0 0
16 < 2 < 30 0,5 -0,5
Примечание: где и — передаточное отношение передачи.
Таблица 6.14
Рекомендуемое соотношение между и
2тт и 12 14 16 18 19
-и 0,5 0,4 0,3 0,2 0,1 0
Коэффициент суммы смещений хуследует принимать на основе табл. 6.15, где = х;+х2.
Таблица 6.15
Разбивка коэффициента суммы смещений л~2 у прямозубой передачи на составляющие хз и л~.
Область применения Коэффициенты суммы смещения х2; Коэффициенты смещения
шестерни X] колеса х2
Л;>7т1п; 72> 21 0 < тг < 0,5 0
21> 1 1; 72> 7т(п 0,5 < тг< 1 0,5 л-у - 0,5
Коэффициент разности смещений х^ =х/- х2 следует принимать на основе опыта проектирования передач данного типа.
В табл. 6.16 даны рекомендуемые наибольшие коэффициенты смещения их2 для прямозубых передач наружного за-
цепления из условий наибольшего повышения: контактной прочности зубьев; прочности на изгиб (при равнопрочности
зубьев шестерен и колеса, изготовленных из одинакового материала); износостойкости и сопротивления заеданию зубьев.
В этой таблице значения коэффициентов Х[ и х2 даны при условии, что минимальная толщина зубьев по окружности
вершин зубьев за> 0,25т и коэффициент перекрытия &,,> 1,2. Рекомендации по выбору коэффициентов смещения цилиндри-
ческих эвольвентных зубчатых колес даны в приложениях к ГОСТ 16532 - 70.
Таблица 6.16
Рекомендуемые наибольшие коэффициенты смещения х: их2
для прямозубых передач наружного зацепления, повышающие эффективность передачи
Х2 21 Условия
12 15 18 22 28 34 42 50 65 82 100
X] X’ X] ±2 Х1 X’ Х1 ±2 Х1 ±2 Х1 х2 Х1 х2 Х1 х2 Х1 х2 Х1 х2 Х1 х2
15 0,30 0,53 0,43 0,50 0,22 0,34 0,45 0,58 0,44 0,45 0,28 0,44 - - - - - - - - 1 2 3
18 0,30 0,57 0,49 0,61 0,25 0,35 0,34 0,64 0,48 0,64 0,29 0,46 0,54 0,72 0,54 0,54 0,34 0,54 - - - - 1 2 3
22 0,30 0,62 0,53 0,66 0,28 0,38 0,38 0,73 0,55 0,75 0.32 0,54 0,60 0,81 0,60 0,64 0,38 0,63 0,68 0,95 0,67 0,68 0,39 0,67 - - 1 2 3
28 0,30 0,70 0,57 0,88 0,26 0,48 0,26 0,79 0,60 1,04 0,35 0,63 0,40 0,89 0,63 1,02 0,38 0,72 0,59 1,04 0,71 0,94 0,40 0,81 0,85 1,26 0,85 0,86 0,42 0,85 - - - - 1 2 3
34 0,30 0,76 0,60 1,03 0,22 0,53 0,13 0,83 0,63 1,42 0,34 0,72 0,30 0,93 0,67 1,30 0,37 0,82 0,48 1,08 0,74 1,20 0,38 0,90 0,80 1,30 0,86 1,08 0,36 1,00 1,01 1,38 1,00 1,01 0.34 1,00 - - - - 1 2 3
42 0,30 0,75 0,63 1,30 0,21 0,67 0,20 0,92 0,68 1,53 0,32 0,88 0,29 1,02 0,68 1,48 0,36 0,94 0,40 1,08 0,76 1,48 0,38 1,03 0,72 1,24 0,88 2,33 0,31 1,00 0,90 1,31 1.00 1,30 0,27 1,16 1,17 1,35 1,15 1,17 0,20 1,15 - - - - 1 2 3
50 0,30 0,58 0,63 1,43 0,16 0,77 0,25 0,97 0,66 1,65 0,31 1,02 0,32 1,05 0,70 1,63 0,36 1,11 0,43 1,22 0,76 1,60 0,42 1,17 0,64 1,22 0,91 1,60 0,25 1,26 0,80 1,25 1,00 1,58 0,20 1,31 1,И 1,30 1,16 1,41 0,12 1,31 1,34 1,34 1,31 1,34 0,04 1,31 - - - - 1 2 3
65 0,30 0,55 0,64 1,69 0,35 1,00 0,26 0,80 0,67 1,87 0,04 1,22 0,41 1,10 0,71 1,89 0,40 1,35 0,53 1,17 0,76 1,80 0,36 1,44 0,70 1,19 0,88 1,84 0,20 1,56 0,83 1,23 0,99 1,79 0,15 1,55 1,05 1,25 1,17 1,75 0,02 1,59 1,32 1,28 1,32 1,60 0,05 1,58 1,58 1,32 1,56 1,58 0,12 1,56 - - - - 1 2 3
80 0,30 0,54 0,65 1,96 0,54 1,18 0,30 0,73 0,67 2,14 0,15 1,36 0,48 1,14 0,71 2,08 0,40 1,61 0,61 1,15 0,76 1,99 0,26 1,73 0,75 1,16 0,87 2,04 0,12 1,85 0,89 1,19 0,98 1,97 0,07 1,81 1,09 1,20 1,14 1,95 0,06 1,86 1,26 1,21 1,28 1,89 0,15 1,84 1,57 1,24 1,54 1,83 0,22 1,84 1,82 1,25 1,81 1,82 0,32 1,81 - - 1 2 3
100 0,30 0,53 0,65 2,90 0,76 1,42 0,36 0,71 0,66 2,32 0,22 1,70 0,52 1,00 0,71 2,31 0,28 1,90 0,65 1,12 0,76 2,19 0,22 1,98 0,80 1,14 0,86 2,26 0,08 2,12 0,84 1,15 0,97 0,22 0,01 2,15 1,12 1,15 1,12 2,20 0,14 2,18 1,28 1,14 1,20 2,13 0,22 2,09 1,56 1,17 1,44 2,10 0,35 2,04 1,76 1,18 1,67 2,00 0,15 1,98 1,90 1,18 1,90 1,90 0,56 1,90 1 2 3
125 - - - - - 0,75 1,И 0,76 2,43 0,21 2,38 0,83 1,12 0,86 2,47 0,07 2,40 1,00 1,20 0,92 2,46 0,09 2,40 1,36 1,12 1,03 2,52 0,15 2,37 1,44 1,13 1,06 2,42 0,22 2,22 1,54 1,14 1,30 2,32 0,35 2,22 1,70 1,14 1,45 2,16 0,46 2,05 1,79 1,15 1,68 2,05 0,54 2,00 1 2 3
Примечание» Условия: 1 — наибольшего повышения контактной прочности, 2 — прочности на изгиб; 3 — износостойкости и сопротивления заеданию.
Для передач первого типа угол зацепления равен для прямозубых колес профильному углу инструмента а = 20°, а для
косозубых щ
а(= а / соз р.
Для зацепления передач второго типа со смещением угол зацепления ахо1 передачи находят с помощью табл. 6.2.
ту ахш = 2х2 а / (г2±70 + ту щ,
где знак «минус» для внутреннего зацепления.
Если межцентровое расстояние ахш известно, то угол зацепления
ахш = аге соз соз а,,
где аш делительное нулевое межосевое расстояние для наружного и внутреннего зацепления.
аш= (г2± 71) тп/ (2 соз Р).
По найденному ахш определяют коэффициенты смещения х; и х2.
Коэффициент воспринимаемого смещения у
У = («га- аш) / = ахш/ отп — (7, ± г,) /(2 соз Р).
Коэффициент уравнительного смещения Ду для передачи с внешним зацеплением
Ау = (х2 + х2) - у.
Коэффициент уравнительного смещения Ду для передачи с внутренним зацеплением
Ду = (х;-.гД-у.
Делительные диаметры окружностей зубчатых колес:
<11 = 21тп.а2 = 72тп.
Начальные окружности с диаметрами и бхш2 для внешнего зацепления
4»; = 2 «га/(и + Г) = й, + 2й, [(.г7 + х,) - Лу] / (г2 + г,); с!хш2 = и.
Начальные окружности с диаметрами бхш1 и бхш2 для внутреннего зацепления
<1хш1= ~ ахшК'а _ 1) = <11 + 2 <![ [ {х1-х2) - Лу] / (г2 + 71); бхш2 = бх[о1и.
Диаметры окружностей вершин зубьев бха1 и бха2 для внешнего зацепления
4/ = <11 + 2(Ъа + Х1 - Ду) тп; с!ха2 с12 2(Ъа + х2 - Ду) тп.
Диаметры окружностей вершин зубьев бха1 и бха2 для внутреннего зацепления
4; = <11 + 2(Ъа + х,) отп; 4, = с12 - 2(Ъа- х2 - 0,2) отп,
где йа- коэффициент высоты головки зуба, 1т, 1.0.
Диаметры окружностей впадин зубьев с!х)1 и с!х)2 для внешнего зацепления
4? = Ф —2(Ъа + С - х,) отп; 4/2 = й2 - 2(йа +С - х2) тп.
Диаметры окружностей впадин зубьев с!х)1 и с!х)2 для внутреннего зацепления
бхр = й) -2(4 + С - X,) тп; бх}2 = с12 - 2(Ъа +С - х2) тп,
где С - коэффициент радиального зазора, С = 0,25.
Диаметр основной окружности й,,
й0= бхш соз а(.
Подробный расчет геометрических параметров цилиндрических зубчатых передач эвольвюнтного внешнего зацепления
изложен в ГОСТ 16532-70, а конических передач с прямыми зубьями - в ГОСТ 19624-74.
6.2.5. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Наибольшее распространение имеют передачи с углом I = б[ + б2 = 90°. Конические колеса бывают с прямыми и круго-
выми зубьями (рис. 6.19).
о) б) в)
Рис. 6.19. Конические колеса с зубьями:
а - прямыми (Форма I); б - тангенциальными ( [> <30°); в - круговыми ( [> -35"])
Зубья конических колес по ГОСТ 19326-73 могут иметь три формы, отличающиеся размерами сечений по длине зуба
(рис.6.20).
Форма II Форма III
Рис. 6.20. Формы профиля конических колес в осевом сечении
Форма I - пропорционально понижающиеся зубья (рис. 6.19, а); (рис. 6.20). Вершины конусов делительного и впадин
совпадают. Высота ножки зубьев пропорциональна конусному расстоянию; эта форма является основной для прямозубых и
косозубых конических передач. Ее применяют также для передач с круговыми зубьями (рис. 6.19, б) при = 20:100.
Форма II - понижающиеся зубья. Вершины конусов делительного и впадин дна зубьев не совпадают. Ширина дна впа-
дины постоянна, а толщина зуба по делительному конусу растет пропорционально расстоянию от вершины. Эта форма поз-
воляет обрабатывать одним инструментом сразу обе поверхности зубьев. Она является основной для колес с прямыми и
круговыми зубьями.
Форма III - равновысокие зубья. Образующие конусов делительного конуса, впадин и вершин параллельны. Эту фор-
му применяют для круговых зубьев при 7т> 40.
Для конических прямозубых колес с зубьями по форме I обычно выбирают стандартные значения внешнего окружного
модуля т. задают размеры зубьев на внешнем торце, где удобно производить измерения.
Конструктивно коническая передача может быть представлена в виде двух конусов с общей вершиной (рис. 6.2Г), ко-
торые образуются углами 6 и б2 при вращении вокруг своих осей. Конусы могут перекатываться по поверхности друг друга
без скольжения, поэтому их называют начальными или делительными конусами. Диаметры окружностей конусов, исходя-
щие из общей точки 5, для конических колес называются делительными диаметрами «5 и 8с.
Рис. 6.21. Основные геометрические соотношения конической зубчатой передачи
Если у колеса через точки л и а провести перпендикуляры к образующим поверхности конуса, образованного углом
до их взаимного пересечения, то получим внешний дополнительный конус , на котором расположены основания зубьев
з>. если на расстоянии Ъ от точки а провести перпендикуляр, то он при вращении вокруг оси опишет внутренний дополни-
тельный конус, на котором расположены вершины зубьев з;, если на расстоянии Ъ/2 от точки а провести перпендикуляр, то
он при вращении вокруг оси опишет средний дополнительный конус. Такое же построение можно провести и для х2
Длина отрезка образующей делительного конуса конического зубчатого колеса от его вершины до пересечения с обра-
зующей делительного дополнительного конуса называется делительным конусным расстоянием или просто конусным рас-
стоянием К. Различают внешнее !Г. внутреннее К, и среднее К делительные конусные расстояния (рис. 6.21), делительные
диаметры - внешний Д. гпе7|, средний б/ = тг1 и др.
Внешний и средний модули пропорциональны соответствующим конусным расстояниям,, поэтому т.. = шК.е/ В.
Для конических зубчатых колес с прямыми зубьями в качестве стандартного расчетного модуля принимают модуль по
торцу колеса т... для колес с круговыми зубьями принимают внешний окружной модуль т,.. Размеры зубьев, а также различ-
ные диаметры зубчатых колес определяют на внешнем торце, который образован внешним дополнительным конусом, на
котором удобно производить измерения.
Для удобства измерений на чертежах задают внешние размеры зубьев и колес, а модуль ше называют производствен-
ным, который округляют до стандартного значения.
Исходный контур для прямозубых конических колес аналогичен исходному контуру для цилиндрических колес, за ис-
ключением радиального зазора с = 0,2ше; внешняя высота головок зубьев 1т,е гпс . внешняя высота ножек зубьев - йГе =
1,20ше; а внешняя высота зуба Ьа= 2,2ше.
Основные параметры конических прямозубых колес, выраженные через модуль (табл. 6.17), (рис.6.19, а)
с! = тс; с!е = те с.
где <1 -средний делительный диаметр; Д, - внешний делительный диаметр; г - число зубьев шестерни или колеса; ш -
средний окружной модуль; тс- внешний окружной модуль на внешнем торце ( определяет выбор инструмента для нареза-
ния зубьев).
ш = ше (1-0,5кЬе) = щ,- Ъ 8ш б[ /7[,
где кЬе= Ъ/Ке- коэффициент ширины зубчатого венца колеса.
Внешний диаметр вершин зубьев равен
Д,е = <1е + 2Йае СО8б = те(7 + 2сО8б).
Таблица 6.17
Геометрические параметры конической зубчатой передачи
Параметр Прямозубая Косозубая
Модуль зацепления ( нормальный) Рекомендуемые значения те(т1е)- 1; 1,5;2;2,5;3;4;5;6;8;10
Угол зацепления передачи 27= 90“ ± 35“ (Определяется конструктивно)
Угол наклона зубьев тангенциальных Д= 15+30“
Угол наклона зубьев круговых /7-29 + 45“, (35“)
Число зубьев шестерни -7=18^32 2,,„/„ >17 СОЯ 81 СОЯ р
Число зубьев колеса 7,2~ И/Ц
Делительный угол шестерни <5/= а1§ 8] = 2],:т=1/и
Делительный угол колеса д2=а1§ ^2= 72 / 7}— X - 3}
Внешний делительный диаметр шестерни = те 2, с!е, = т1е2, ~ 0,857<7„е,
Средний делительный диаметр шестерни (1,= т 2] ~ 0.857 р. с1т= т 22 ~ 0.857 с/е2
Внешний делительный диаметр колеса р2 = те 22 <4? = т,е22 ~ 0,857<7„е
Наружный диаметр шестерни с1ае1= (1,+2тг сои 8, = 7,./ + 1,64т,е соз 8,
Наружный диаметр шестерни со смещением с1ае1= с//+2( 1+хе1)те соя 8] с1ае, = с!е, + 1,64( 1+хп1)т,е соз 8,
Наружный диаметр колеса с1ае2= (12+2те соя 82 р,..2- с1е2 + 1.64/;;,,. соз 82
Наружный диаметр колеса со смещением Ри2 Л+2( 1-хе1)те соя 82 р,2-р2 + 1,64(1-хп1)т,е соз 8,
Внешнее конусное расстояние Ке =0,5 (1е1/ят <5; =0,5 (1е2/ят 82=0^тк^^ +
Среднее конусное расстояние К=Ке-0,5Ь
Ширина зубчатого венца Ъ= Ке У, где ^=(0,25+0,3)Яе
Внешняя высота зуба Ле= 2,2те ке = 2,25т1е
Внешняя высота головки зуба шестерни = те( 1+хе1) Л„;=т1е(1+хп1)
Внешняя высота головки зуба колеса Л„2=те(1-л-еД 7гое2=т1е(1-хп2)
Внешняя высота ножки зуба шестерни Л,-е; = те(1,2-хе1) Л,-е; = т1е(1,25-хп1)
Внешняя высота ножки зуба колеса Л,-е2=те(1,2+хе2) Л,-е2=т1е(1,25+хп2)
Передаточное число 22/2, = с12/с11=ГР.25; 1.6; 2.0; 2.5; 3.15; 4; 5; 6
Для понижающих конических передач выбирают передаточное число в пределах 1 < и < 10. Рекомендуют этот ряд ограничить
и < 6. Для повышающих передач передаточное число - и < 3,15.
При проектном расчете передачи обычно выбирают значение чисел зубьев 7[ малой шестерни.
Для колес с круговым зубом и с косыми (тангенциальными) зубьями минимальное число зубьев шестерни выбирают
из условий отсутствия подрезания
7 = 7,\/ (СОЯ 8, СОЯр) >2,„/„
где 7 - минимальное число зубьев цилиндрической прямозубой шестерни, у которой при данном передаточном чис-
ле не происходит подрезание зубьев; р - средний угол наклона линии зуба на делительном конусе.
Рекомендуемые значения минимальных чисел зубьев шестерни и колеса в зависимости от значения и и р - угла накло-
на линии зубьев к образующей внешнего конуса шестерни (колеса), для прямых и круговых зубьев приведены в табл. 6.18 и
6.20.
Таблица 6.18
Минимально допустимые числа зубьев шестерни и колеса
для конической передачи с прямыми зубьями
Число зубьев шестерни 2, Число зубьев колеса 22 Число зубьев шестерни 2, Число зубьев колеса 22
12 30 15 19
13 26 16 18
14 20 17 17
У колес с круговыми зубьями обычно выбирают стандартные значения нормального модуля т„ (хотя это не-
обязательно) и размеры зубьев на середине ширины зубчатого венца. При форме зуба I обычно расчеты и измерения произ-
водят на внешней делительной окружности (на внешнем торце), а при форме зуба II и III - на средней делительной окруж-
ности (на середине ширины венца).
Минимально допустимые числа зубьев для конической шестерни в зависимости от угла наклона р и при условии отсут-
ствия подреза по ГОСТ 16202-70 приведены в табл. 6.18 и 6.19.
Т а б л и ц а 6.19
Минимально допустимые числа зубьев
для конической передачи с круговыми зубьями
Шестерня Колесо 72 Шестерня Колесо 72
6 34 при р >42“ 12 28 при р>20“
7 33 при р >40“ 26 при р =29+45“
8 32 при р>38“ 13 26 при р=0+15“
9 31 при р>35“ 24 при р = 15+29“
10 32 при р>28“ 22 при р 29- -45“
30 при р>32“ 14 20 при р =0- -45“
И 30 при р>25“ 15 19 при 0=0- -45“
28 при р= 29+45“ 16 18 при 0=0- -45“
12 30 при р = 0+15“ 17 17 при 0=0- -45“
Таблица 6.20
Минимально допустимые числа зубьев с учетом передаточного отношения
Передаточное отношение, и 2] при Р
0...15“ 20...25“ 30...40“
1 17 17 17
1,6 15 15 14
2 13 12 И
3,15 12 10 8
Для определения минимального числа зубьев можно также пользоваться формулой:
г^соз 8[ соз3 р > 71т1п
где 6 - угол делительного конуса шестерни, 0-средний угол наклона линии зуба на делительном конусе.
В практике проектирования рекомендуют выбирать 7[ = 18+30, при этом для прямозубой пары 71т1п > 25, для пары с
КруГОВЫМИ ЗубьЯМИ 7|ти| >15.
Для конической передачи выбирают средний угол наклона зубьев р в пределах 0+45°. Значения угла наклона зубьев р
рекомендуют выбирать из ряда: 0, 10, 15, 20, 25, 30, 35, 40, 45°. Для передач с тангенциальными зубьями предпочтительно
применять угол /1=15 + 30°, для передач с круговыми зубьями -/> 20 + 45°, где обычно р = 35°.
Для передач с круговыми зубьями при 6 < 7,< 12 рекомендуемые значения р приведены в табл. 6.19.
При назначении угла наклона следует учитывать, что с его увеличением увеличивается коэффициент осевого пере-
крытия и соответственно плавность работы передачи, но одновременно растут осевые нагрузки на валы и опоры, что ведет к
увеличению их габаритных размеров и уменьшению ресурса.
Для прямозубых передач принимают значения расчетного внешнего окружного модуля зубьев передачи - /»е, для пе-
редачи с тангенциальными зубьями - внешний нормальный модуль /»||е , для передачи с круговыми зубьями - внешний
окружной модуль /»,е.
При проектном расчете обычно определяют делительный диаметр колеса. Поэтому предварительное значение расчет-
ного внешнего окружного модуля ше прямозубой передачи определяют по формуле:
те= Д2/72.
внешний окружной модуль /л1е.
2КятсЛ .
т1е =—-------
-1
средний нормальный модуль /»„
тп = ти| 1-0,5— соз /?.
V Ке )
Углы делительных конусов 6 и 82 определяются по формулам (точность вычислений до пятого знака после запятой)
82= агс!§ и; 8[= 90° - 82.
Внешнее конусное расстояние (до целого значения не округляют), мм:
Вс Д.2/ 2зт 82;
Ке = 0,5^б/3 +сГ‘2 = 0,5теЛ1^ + г2 - 8с/(2зт8),
а также среднее конусное расстояние
К = Ке-Ъ/2.
Определяют ширину зубчатого венца шестерни и колеса (с округлением до целого значения), мм:
для прямозубых колес
Ъ < 0,ЗВе, Ъ < 0,4В.или Ъ < 10ше;
для колес с круговыми зубьями
Ъ < 0,3^, Ъ < 0,35Кили Ъ < 10ш1е Ъ < 14шп.
Определяют ширину зубчатого венца для зубчатых колес с /»„ < 2 мм и зубчатых колес всех модулей с р < 20°, а также
для колес с равновысокой формой III зубьев, мм:
Ъ < 0,25Ве, Ъ < 0,3В, Ъ < 12 шп или Ъ < 8 ш1е.
Определяют ширину зубчатого венца для колес с косыми (тангенциальными) зубьями, мм:
Ъ < 0,25Ве или Ъ < 8 ш1е.
Вычисленные значения Ъ округляют при шп >1 мм до целого числа, а при шп < 1 мм - до 0,5 мм.
Число зубьев малой шестерни выбирают в пределах 7,18 + 24. Отсюда Д 7[ пу
Для колес с косыми (тангенциальными) зубьями выбирают наружный угол наклона р на делительном конусе по соот-
ношению
1§/3>3,5тД^.
Конические передачи рекомендуют делать равносмещенными, при этом положительное смещение сообщают ше-
стерне, а отрицательное - колесу. Этим исключается подрезание зубьев и увеличивается прочность на излом у шестерни.
Значения коэффициентов смещения инструмента хе1 для конических прямозубых колес и х711 для конических колес с
круговым зубом при р=29 45° приведены в табл. 6.21.
Таблица 6.21
Значения коэффициентов смещения для конических колес
Передаточное число и Передаточное число и
2| 1,25 1,6 2,0 2,5 3,15 4 5 >6 1,25 1,6 2,0 2,5 3,15 4 5 >6
Коэф( шциент смещения хе1 Коэффициент смещения 6,1
12 - - - 0,50 0,53 0,56 0,57 0,58 - - 0,32 0,37 0,39 0,41 0,42 0,43
14 - 0,34 0,42 0,47 0,50 0,52 0,53 0,54 - 0,23 0,29 0,33 0,35 0,37 0,38 0,39
16 0,17 0,30 0,38 0,43 0,46 0,48 0,49 0,50 0,11 0,21 0,26 0,30 0,32 0,34 0,35 0,35
18 0,15 0,28 0,36 0,40 0,43 0,45 0,46 0,47 0,10 0,19 0,24 0,27 0,30 0,32 0,32 0,33
20 0,14 0,26 0,34 0,37 0,40 0,42 0,43 0,44 0,09 0,17 0,22 0,26 0,28 0,29 0,29 0,30
25 0,13 0,23 0,29 0,33 0,36 0,38 0,39 0,40 0,08 0,15 0,19 0,21 0,24 0,25 0,25 0,26
30 0,11 0,19 0,25 0,28 0,31 0,33 0,34 0,37 0,07 0,11 0,16 0,18 0,21 0,22 0,22 0,23
Примечание. Для передач, у которых и и отличаются от указанных е таблице, коэффициенты смещения хе1 и хп1 принимают с округлением в боль-
шую сторону.
6. 3. ПРОЧНОСТЬ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
6.3.1. УСЛОВИЯ РАБОТЫ ЭВОЛЬВЕНТНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ ПОД НАГРУЗКОЙ
Контактные напряжения ан При работе зубчатой передачи под действием крутящего момента Т между зубьями со-
пряженных зубчатых колес возникает сила давления Р„ (рис.6.22, а), направленная по линии зацепления АдА]. Кроме того, от
скольжения зубьев между ними образуется сила трения Егр=/Р’„ . где/- коэффициент трения. Сила Р^ невелика по сравне-
нию с силой Р„, поэтому при выводе расчетных формул ее не учитывают, т. е. принимают, что сила взаимодействия между
зубьями направлена по нормали к их профилям.
а) б)
Рис 6.22. Факторы, влияющие на работу зубчатого зацепления
Под действием силы Р„ и Р^ зубья находятся в сложном напряженном состоянии. На работоспособность зубьев оказы-
вают влияние контактные напряжения в поверхностных слоях зубьев, как результат действия нагрузки Р„ , приходящейся
на единицу площади (пятна, полосы) контакта 8 зубьев ан = Р„ / 8 , которые не должны превышать некоторого критического
значения, обозначаемого условием
Стя< Ня
Поломка зубьев - опасный вид разрушения, так как при этом может быть разрушена не только зубчатая передача, но и
другие детали (валы и подшипники) в результате попадания в них обломков зубьев. Поломка зубьев возникает в результате
критических нагрузок, на которые они не были предусмотрены, в особенности нагрузок ударного и многократного повтор-
ного действия, вызывающих усталость материала зубьев.
Усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев - распространенный и опасный вид разрушения большинства
закрытых и хорошо смазываемых зубчатых передач при больших контактных напряжениях, которые предупреждают расче-
тами зубчатых передач на контактную прочность.
Силы в зацеплении косозубой передачи. В косозубой передаче нормальная сила Р„ составляет угол р = 8:18" с тор-
цом колеса (рис. 6.22, б). Разложив Р„ на составляющие, получим:
окружную силу
радиальную силу
осевую силу
Р •
Г г — ---’
СО8/В
ра = ^/?,где^ = 8...18°.
При определении направлений сил учитывают направление вращения колес и направление наклона зуба (правое или
левое).
Напряжения изгиба Другим критерием работоспособности зубчатых передач является проверка прочности зубьев
на изгиб аР. Для того, чтобы предупредить поломку зубьев, их рассчитывают на прочность при изгибе.
При выводе расчетной зависимости зуб рассматривают как консольную балку, нагруженную сосредоточенной силой
Р„. приложенной к зубу в его вершине (рис. 6.23). Эта сила, действующая под углом к оси зуба, вызывает в его сечениях
напряжения изгиба и сжатия. Силу Р„ переносят по линии зацепления до оси зуба и полученную точку О принимают за вер-
шину параболы, которая определяет контур балки равного сопротивления изгибу. Точки А и В касания ветвей параболы и
профиля зуба определяют положение опасного сечения зуба на изгиб.
Рис. 6.23. Схема к расчету зубьев на изгиб:
1 - усталостная трещина
Вся нагрузка в зацеплении воспринимается одной парой зубьев. Сила трения в зацеплении и радиальная сжимающая
составляющая силы Р„ мало влияют на напряжение изгиба и поэтому не учитываются.
В этом случае наибольшее напряжение изгиба будет в опасном сечении ножки зуба АВ, расположенном вблизи к ос-
новной окружности в зоне концентрации напряжений (рис 6.23).
где И7 = Ыу/6 - осевой момент сопротивления опасного сечения ножки зуба;
Л', - теоретический коэффициент концентрации напряжений.
Плечо изгиба / и толщину зуба 8 в опасном сечении выражают через модуль зубьев: / =цш; 8 = ут, где ц и г - коэффи-
циенты, учитывающие форму зуба. Тогда
ар = 6Р^’ КТ=УР^
Ъу'пГ созаш Ьт
где брКТ - коэффициент формы зуба.
2 “ 1Г
V со$аш
Полученное значение должно отвечать условию аР < [а]г.
Контактные напряжения <зн и напряжения изгиба аР в поперечных сечениях зубьев - переменные во времени и могут
быть причиной усталостного разрушения зубьев или их рабочих поверхностей. Напряжения изгиба аР вызывают поломку
зубьев, а контактные напряжения ан - усталостное изменение в поверхностных слоях зубьев, которые сопровождаются
смятием, нагартовкой, трещинами, отслаиванием материала в зоне контакта (питингом) и т.п.
Расчет зубьев закрытых передач производят на контактную прочность - ан и изгиб - аР, которые не должны выходить
за пределы допускаемых значений напряжений [ст]яи [<т]г., определяемых свойствами выбранных материалов.
Основой прочностных расчетов закрытых передач является расчет зубьев колес на контактную прочность ан. Что каса-
ется прочностных расчетов зубьев колес открытых передач, то обычно ограничиваются расчетом их на изгиб аР .
6.3.2. ПРИМЕНЯЕМЫЕ КОНСТРУКЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ
ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЙ И ИХ СВОЙСТВА
Материалы для изготовления зубчатых колес выбирают в зависимости от технических требований, предъявляемых к
зубчатой передаче (размеры, масса, мощность, окружная скорость, точность и другие параметры).
Наиболее распространенными материалами, которые применяют в конструкциях зубчатых передачах, являются сталь,
бронза, чугун и пластмассы.
Стали являются основными материалами для зубчатых колес. Механические свойства сталей изменяются введением в
их состав легирующих элементов, предварительной пластической деформацией (ковкой), выбором режимов термической
обработки, методами механической обработки и др.
В зависимости от твердости материала стальные зубчатые колеса делятся на две группы.
Первая группа - колеса с твердостью материала НВ < 350, которые применяются в мало- и средненагруженных пере-
дачах. Для колес этой группы служат стали углеродистые Сталь 35, 40, 45, 50, легированные Сталь 40Х, 45Х, 40ХН и др.
Термическая обработка колес - улучшение - производится до нарезания зубьев, что исключает необходимость шлифования.
Колеса с твердостью НВ <350 хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.
При выборе материалов следует учитывать, что в зубчатой передаче шестерня испытывает большее число нагружений
в единицу времени чем колесо, поэтому твердость шестерни по сравнению с колесом повышают. Это выравнивает долго-
вечность зубьев шестерни и колеса и ускоряет приработку зубьев.
Для цилиндрических и конических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями колес разность между средни-
ми значениями твердости шестерни и колеса для возможности приработки зубьев должна составлять не менее 20 единиц
Бринелля, т.е.
НВ1ср >НВ2ср + (20...50).
Среднее значение твердости НВ1ср (НЕСЭ1Ср) шестерни или НВ2Ср(НЕСэ2ср) колеса определяют как среднеарифметиче-
ское предельных значений твердости, указываемых в зависимости от вида термообработки для выбранных материалов (табл.
6.22).
Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов и металлоемкости следует обеспечить
достижение средних твердостей колес
НВ1ср - НВ2ср > 70.
В табл. 6.22 представлен перечень марок сталей и их свойства, которые часто применяются для изготовления зубчатых
колес.
Таблица 6.22
Выбор типа заготовок зубчатых колес и свойств марок сталей
А . % УТЯТ
а 1 г-111> 5 Е
Марка стали ОпРЕД , С §ПРЕД> ММ Термообра- ботка Твердость заготовки Св °-1
поверхности | сердцевины Н/мм2
35 Любой Любая Н 163...192 НВ 550 270 235
40 120 60 У 192...228 НВ 700 400 300
45 Любой Любая н 179...207 НВ 600 320 260
45 125 80 У 235...262 НВ 780 540 335
45 80 50 У 269...302 НВ 890 650 380
40Х 200 125 У 235...262 НВ 790 640 375
40Х 125 80 У 269...302 НВ 900 750 410
40Х 125 80 У+ ТВЧ 45...50 НЕСэ 269...302 НВ 900 750 410
40ХН 315 200 У 235...262 НВ 800 630 380
40ХН 200 125 У 269...302 НВ 920 750 420
40ХН 200 125 У+ ТВЧ 48...53 НЕСэ 269...302 НВ 920 750 420
35ХМ 315 200 У 235...262 НВ 800 670 380
35ХМ 200 125 У 269...302 НВ 920 790 420
35ХМ 200 125 У+ ТВЧ 48...53 НЕСэ 269...302 НВ 920 790 420
35Л Любой Любая н 163...07 НВ 550 270 235
40Л Любой Любая н 147 НВ 520 295 225
45Л 315 200 У 207:235 НВ 680 440 285
40ГЛ 315 200 У 235 Л62 НВ 850 600 365
Примечания; I. В графе «Термообработка» приняты следующие обозначения: Н-нормализация, У-улучшение, ТВЧ- закалка токами высокой частоты. 2. Для цилиндрических и конических колес с выточками принять меньшее из значений Сзаг.и 8заг.
При выборе для расчета механических характеристик материала колес после термической обработки требуется, чтобы
размеры заготовок колес (Пздги8здг) не превышали предельно допускаемых значений ППреди§пред
Пзаг- Спред §заг- 8ПРЕД, где ПЗАг-Диаметр заготовки шестерни или червяка; 5ИГ - толщина заготовки обода или диска ко-
леса; СПРЕД - предельно допустимый диаметр заготовки шестерни или червяка; 8ПРЕД - предельно допустимая толщина заго-
товки обода ми диска колеса.
Для косозубых передач твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни требуется большая. При этом рекомендуют
для приработки зубьев НВ1ср > НВ2ср + (50...70). Чем больше твердость зубьев шестерни, тем больше несущая способность
передачи по критерию контактной прочности.
Технологические преимущества стали с НВ < 350 обеспечили ей также широкое применение и в передачах с колесами
диаметром более 500 мм, термическая обработка которых затруднена. Для этих колес применяют отливки (центробежное
литье) из углеродистых сталей марок Сталь 35Л, 45Л, 55Л и из легированных сталей марок Сталь 40ХНТЛ, 35ГЛ, 35ХГСЛ и
др. Стальное литье обладает пониженной прочностью и используется обычно для колес, работающих в паре с шестернями,
изготовленными из поковок.
Вторая группа - колеса с твердостью НВ >350. При этой твердости измерения производятся по шкале Роквелла (10
НВ ~ 1 НЕС). На (рис 6.24) приведена диаграмма соотношений единиц твердости, выраженных в шкалах НВ и НЕС.
Рис 6.24. Соотношение единиц твердости, выраженных в шкалах НВ и НКС
Колеса с твердостью НВ >350 применяют в тяжелонагруженных передачах, а также в передачах, для которых важным
показателем является уменьшение массы и размеров. Высокая твердость (до 50...60 НВС) активных поверхностей зубьев
достигается объемной и поверхностной закалкой, цементацией, азотированием, цианированием. Эти виды термической об-
работки позволяют увеличить допустимые напряжения приблизительно в 2 раза, а нагрузочную способность передачи - до 4
раз по сравнению с нормализованными и улучшенными сталями. Возрастает также износостойкость и стойкость против
заедания.
Известно, что масса деталей резко снижается с увеличением допускаемых контактных напряжений [<т]я, которые свя-
заны с твердостью контактирующих поверхностей зависимостью, близкой к прямо пропорциональной. Для снижения массы
и габаритных размеров деталей рекомендуется назначать более высокие твердости активных поверхностей зубьев.
Применение высокотвердых материалов является большим резервом повышения нагрузочной способности зубчатых
передач. Для зубчатых передач с твердостью активных поверхностей обоих колес НВС > 45 не требуется обеспечивать раз-
ность твердости зубьев шестерни и колеса и последующей приработки.
Для повышения стойкости зубьев шестерни и колеса против заедания их изготовляют из разных материалов. Возмож-
но также применение стали одной марки, но с разной термообработкой.
Для цилиндрических и конических передач обеспечивать стойкость зубьев против заедания необязательно. При выбо-
ре материала и вида термообработки этих колес основное внимание уделяют повышению нагрузочной способности переда-
чи. Поэтому в настоящее время колесам с твердостью НВС > 45 задают одинаковые режимы термической обработки и полу-
чают колеса с одинаковой твердостью.
6.3.3. ОСНОВНЫЕ ВИДЫ ТЕРМООБРАБОТКИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Поверхностная закалка токами высокой частоты (ТВЧ) применяется для шестерен с модулем ш > 3-5 мм, работа-
ющих с улучшенными колесами для хорошей приработки зубьев. Следует учитывать, что при малых модулях мелкий зуб
прокаливается насквозь, становится хрупким и легко коробится. Для закалки ТВЧ применяют стали марок Сталь 45, 40Х,
40ХН. Толщину закаленного слоя при поверхностной закалке назначают обычно в пределах (0,25...0,40)ш, а твердость их
поверхностного слоя после закалки с низким отпуском при охлаждении водой или маслом достигает значения - 48...62 НВС.
После такой закалки возможны искажения формы зубьев, которые устраняют шлифованием.
Цементация (насыщение поверхностного слоя углеродом с последующей закалкой) применяется для колес, размеры и
масса которых должны быть минимальными. Цементации подвергаются в основном стали с низким содержанием углерода
Стали 15, 20 и 20Х, 12ХНЗА и др. Глубина цементации 0,1...0,15 от толщины зуба, но не более 1,5...2 мм. Твердость цемен-
тированого слоя 58...63 НВС. После цементации требуются отделочные операции.
Нитроцементация ( насыщение поверхностного слоя углеродом в газовой среде) по сравнению с цементацией со-
кращаются длительность и стоимость процесса, упрочняется тонкий поверхностный слой (0,13...0,2)т, но не более 1,2 мм в
зависимости от размеров колес. Твердость до НВС < 60...63, коробление меньше, чем при цементации, что позволяет изба-
виться от последующего шлифования.
Азотирование (насыщение поверхностного слоя азотом) обеспечивает твердость до 70 НЕС. Искажения формы зубьев
незначительны, что расширяет область применения этого вида упрочнения. Толщина азотированного слоя - 0,2...0,5 мм.
Для передач, в которых отсутствует абразивное изнашивание зубьев, можно применять «мягкое» азотирование (НВ < 350).
Оно сопровождается весьма малым короблением и позволяет получить 7-ю степень точности зубьев колес без отделочных
операций. Для повышения прочности сердцевины зуба заготовку колеса подвергают улучшению. Для «мягкого» азотирова-
ния применяют Сталь 40ХН2МА, для «жесткого» азотирования (НВС > 45) - Стали 38Х2МЮА, 38Х2Ю.
Механические характеристики некоторых предпочтительных марок сталей для зубчатых колес приведены в табл. 6.22.
Чугуны используют для изготовления зубчатых колес тихоходных открытых передач. Рекомендуют чугуны от СЧ 18
до СЧ 35. Зубья чугунных колес хорошо прирабатываются, но имеют пониженную усталостную прочность при изгибе.
Пластмассы применяют для колес в быстроходных малонагруженных передачах, работающих в паре с метал-
лическими шестернями. Зубчатые колеса из пластмасс отличаются бесшумностью и плавностью хода. Наибольшее распро-
странение имеют текстолит, лигнофоль, капролон, полиформальдегид и др. Из существующих марок текстолита следует
выбирать наиболее прочные ПТ или ПТК .
6.3.4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ НА КОНТАКТНУЮ И ИЗГИБНУЮ ПРОЧНОСТЬ
В практике проектирования зубчатых передач выполняется два вида расчетов: проверочный и проектировочный.
Проверочный расчет для известных размеров передачи и действующих нагрузок выполняется для определения нагру-
зочной способности передачи.
Проектировочный расчет имеет целью определение размеров передачи по заданным нагрузкам и условиям работы.
Поскольку при его проведении приходится делать ряд допущений, он носит ориентировочный характер. Поэтому после его
проведения необходимо проводить проверочный расчет в полном объеме.
Ниже приводится расчет зубчатых передач на контактную и изгибную прочность.
Определение допускаемых напряжений прочности для зубчатых передач. Допускаемые контактные напряжения и
напряжения изгиба определяют в зависимости от способа термообработки, твердости рабочих поверхностей зубьев и задан-
ного ресурса передачи.
Определение допускаемых контактных напряжений. Допустимые значения напряжений контактной прочности [ст]я
зубчатых передач определяются свойствами выбранных материалов.
[<т]„ ,
Ь АП пЬ
где [а]я- допускаемое контактное напряжение, [а]Яо - предел контактной выносливости активных поверхностей зубь-
ев, соответствующий базовому числу циклов ННо перемены напряжений; 8Н- коэффициент безопасности; К,,, - коэффици-
ент долговечности, учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи.
Значения 8Н= 1,1. ..1,2 при нормализации, улучшении и объемной закалке зубьев и 8Н= 1,2. ..1,3 при цементации и по-
верхностной закалке зубьев.
Коэффициент долговечности Кнъ учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно
работающих передач.
Кт = $/ЛС„ / У при 1-КН1< К,,, , (1)
нс V /тс/
где Кно~ базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; V расчетная цикли-
ческая долговечность, расчетное число циклов перемены напряжений зубьев за весь срок службы (наработка).
При постоянном режиме нагрузки (с отклонениями до 20 %).
А= бОпсС 573<чсС,
где н (со) - частота вращения (угловая скорость) того из колес, по материалу которого определяют допустимые напря-
жения, мин ' (рад/с); с - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым; С - продолжительность работы пере-
дачи за расчетный срок службы, ч.
Число циклов напряжений КНо соответствующих пределу выносливости, определяется усредненными значениями от-
носительно предельных значений твердости рабочих поверхностей зубьев колес (табл. 6.23).
Таблица 6.23
Значения базовых чисел циклов КИО
Средняя твердость НВср <200 250 300 350 400 450 500 550 600
поверхностей зубьев НКСср — 25 32 38 43 47 52 56 60
Адо, млн. циклов 10 16,5 25 36,4 50 68 87 114 143
В большинстве случаев А>Ннон Кщ. = 1, что имеет место при длительно работающей передаче, т.е. в течение несколь-
ких лет, не менее 36000 ч, что и учитывает первый знак неравенства в формуле (Г). Постоянный режим нагрузки является
наиболее тяжелым для передачи.
Второй знак неравенства в формуле (Г) ограничивает [ст]я по условию отсутствия пластических деформаций на по-
верхностях зубьев 1-ши хрупкого разрушения:
1 < КН1 < (2,4.. .2,6) для нормализованных и улучшенных колес, где Кн1„11а = 2,6;
1 < КН1 <1,8 для колес с поверхностной закалкой, азотированием или цементацией, где КНс т =1,8.
Исследованиями установлено, что контактная прочность [а]Яо, а следовательно, предел контактной выносливости и
число циклов нагружения зубьев колеса определяются в основном твердостью рабочих поверхностей зубьев. Эмпирические
зависимости значений параметров, определяющих предел контактной прочности зубьев колес, приведенные в табл. 6.24,
соответствуют базовому числу циклов напряжений.
Таблица 6.24
Значения предела контактной прочности поверхностей
при базовом числе циклов
Способ термической и химико-термической обработки зубьев Средняя твердость поверхностей зубьев Стали Расчетное значение Мно, МПа
Отжиг, нормализация или улучшение НВ<350 Углеродистые или легированные 2-НВ+70
Объемная закалка НКС 38...50 18-НКС+150
Поверхностная закалка НКС 40. ..50 17-НКС+200
Цементация и нитроцементация НКС > 56 Легированные 23-НКС
Азотирование НКС 50. ..60 1050
Исходные данные для определения допускаемых контактных напряжений [ст]я, определяющих контактную прочность
зубьев колес, приведены в качестве примера в табл. 6.25, которая составлена с учетом данных табл. 6.22 и 6.24 для наиболее
часто применяемых марок металла.
Таблица 6.25
Исходные данные для определения допускаемых напряжений их активных поверхностей зубьев колес
Термообработка Твердость зубьев * * Марки сталей Оно, ** МПа его, ** МПа 8г Гп1тт ** 1_'~Ч Иглах > МПа [е]Ртах ,** МПа
на поверхности В сердцевине
Нормализация, улучшение 180.. .350 НВ 40; 45; 40Х; 40ХН; 45ХЦ; 35ХМ и др. 1,8НВ + 67 1,1 1,03НВ 1,75 2,8от 2,74НВ
Объемная закалка 45.. .35 НКС 40Х; 40ХН; 45ХЦ; 36ХМ и др. 18НКС+150 550 2,8от 1400
Закалка ТВЧ по всему контуру *) (модуль т„ > 3 мм) 56.. .63 НКС 45.. .55 НКС 25.. .55 НКС 25.. .55 НКС 55ПП; Уб; 35ХМ 40Х; 40ХН и др. 14НКС+170 1,2 370 40НКСПОВ 1260
1260
Закалка ТВЧ сквозная с охва- том впадины (модуль т„ <3 мм*) 45. ..55 НКС 45.. .55 НКС 35ХМ; 40Х; 40ХН и др. 14НКС+170 310 40НКСПОВ 1430
Азотирование 55.. .67 НКС 24.. .40 НКС 35ХЮА; 38ХМЮА 1050 1,2НКСсердц +300 40НКСПОВ 1000
30НКСпов 1000
50...59 НКС 24.. .40 НКС 40Х; 40ХФА; 40ХНМА и др. 1050
Цементация и закалка 55.. .63 НКС 30.. .45 НКС Цементируемые стали всех марок 23НКСПОВ 750 1,5 40НКСПОВ 1200
Нитроцементация и закалка 57.. .63 НКС 30... 45 НКС Молибденовые ста- ли 25ХГМ, 25ХГНМ 23НКСПОВ 1000 40НКСПОВ 1520
Безмолибденовые стали 25ХГТ, ЗОХГТ, 35Х и др. 23НКС 750 40НКСПОВ 1520
Примечание. * Распространяется на все сечения зуба и часть тела зубчатого колеса под основанием впадины.
** При нормализации, улучшении и объемной закалке твердости поверхности и твердость сердцевины близки.
С помощью табл. 6.25 определяют допускаемые контактные напряжения [а]н соответствующие пределу контактной
выносливости [а]но. при числе циклов перемены напряжений 1УНО для шестерни и колеса Затем определяют допускаемые
контактные напряжения для зубьев шестерни [а]н1 и колеса [с]ж.
[о]н1 = /°7но1 КНЬ1; [а]н: = [а]но2
Для цилиндрических и конических зубчатых передач с прямыми и косыми зубьями и колес при разности средней
твердости шестерни и колеса НВ1ср > НВ2ср + (20...50) рассчитывают по меньшему из двух допускаемых напряжений, опре-
деленных для материала шестерни [а]т колеса [с]ж, т.е. по менее прочным зубьям.
Для цилиндрических и конических зубчатых передач с косыми зубьями и колес при разности средней твердости ше-
стерни и колеса НВ1ср - НВ2ср>70 и твердости зубьев колеса НВ2ср < 350 рассчитывают по среднему допускаемому контакт-
ному напряжению
Ня =0,45([<т]я| + [<т]Я2)
При этом должно быть:
[ст]я< 1,23 [ст] Н2 для цилиндрических косозубых колес;
[ст]я< 1,15 [ст] яг для конических колес с непрямыми зубьями.
Расчет числа циклов перемены напряжений выполняют с учетом режима нагрузки передачи. Различают режимы по-
стоянной и переменной нагрузки. На практике режимы со строго постоянной нагрузкой встречаются редко. К режимам по-
стоянной нагрузки относят режимы с отклонениями до 20%. При этом за расчетную обычно принимают нагрузку, соответ-
ствующую номинальной мощности двигателя.
Определение допускаемых напряжений изгиба.
Допустимые значения напряжений прочности на изгиб [ ст]г зубчатых передач определяются свойствами выбранных
материалов.
[СТ] = к „К,,.
где [а] я - допускаемое напряжение изгиба; [а] РО - предельное напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной
выносливости материала при числе циклов напряжений И.
Экспериментальные значения [а]топриведены в табл. 6.25, где 8Р-коэффициент безопасности; 8Р = 1,7...2,2 для литых
заготовок; 8Р = 1,5... 1,75 для поковок; КРР - коэффициент долговечности; КРС-коэффициент, учитывающий влияние двусто-
роннего приложения нагрузки (в реверсивных передачах). КРС= 1 при односторонних нагрузках, КРС= 0,7...0,8 для ревер-
сивных нагрузок (большие значения при твердости рабочих поверхностей зубьев НВ >350).
где 1 < КРР < 2,08 - для колес с шлифованной поверхностью и при твердости НВ<350;
1 < КРР < 1,63 - для колес с нешлифованной поверхностью и при твердости НВ > 350;
КРР =1, если А > ИРО, для длительно работающих передач (не менее 36000 ч).
ИРО - базовое числе циклов напряжений (табл. 6.25); ИРО = 4-106 для всех сталей; V- расчетное числе циклов напряже-
ний при постоянном режиме нагрузки, определяют по формуле
А= 60нс1р =573сосК= 573соЬ), .
Допускаемое напряжение для зубьев шестерни [а ]Р1 и колеса [а] Р2 определяют по формулам:
[а ]г1 = [°]го1Хга;;
Иг2 = Итог-Кга?.
Для реверсивных передач |<т |Руменьшают на 25%.
При определении значения модуля для цилиндрических и конических зубчатых передач применяют меньшее значение
из [а]Р1 и [а]Р2.
Пример 1
Определение допускаемых напряжений для проектного и проверочного расчетов зубчатого зацепления для цилиндри-
ческих колес (рис. 6.25).
Вращающий момент на валу колеса Г2 = 189,5 Нм при угловой скорости колеса со2 = 24,8 рад/с. Передаточное число и
= 4.
Ресурс (срок службы) передачи К, = 12-103 ч (примерно три года при двухсменной работе). Передача нереверсивная
(работа зубьев одной стороной). Нагрузка, близкая к постоянной.
Рис. 6.25. Схема зубчатого зацепления, используемая в примере
Вычисление
Материалы колеса и шестерни. Для изготовления зубчатых колес выбираем распространенную сталь 45 с термообра-
боткой - улучшение.
По табл. 6.22 принимаем:
для колеса твердость 235...262 НВ2 , усредненное значение твердости относительно предельных значений твердости -
248 НВ2ср, ат = 540 Н/мм2, предполагая, что наибольшая толщина сечения заготовки колеса 8пред< 80 мм;
для шестерни твердость 269.. .302 НВ,, усредненное значение - 285 НВ1ср, <т, = 650 Н/мм2 при диаметре заготовки ше-
стерни Ппред < 80 мм.
При этом НВ1ср - НВ2ср = 285 - 248 = 37 - обеспечивается условие для приработки зубьев.
Определение допускаемых напряжений. Для колеса 248 НВ2ср по табл. 6.23 находим: НВср 250 соответствует Ино=
16,2-106. Для шестерни 285 НВ1ср по табл. 6.23 находим: НВср 250 будет соответствовать Ун0 = 16,5-106, а НВср 300 - Ун0 =
25-Ю6.
Линейным интерполированием находим число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости:
для шестерни с 285 НВ1ср
Мзо, = 16,5-106+ г 25 ~16’5.(285 - 250)]' Ю6 = 22,5 • 10б;
300-250
для шестерни Мно1 = 22,5 -10б.
Рекомендуют для шестерни (для всех сталей) МР01 = 4 -10б.
Число циклов перемены напряжений зубьев за весь срок службы:
колеса М= 573юЬь= 573-24,8- 12-103 = 170-106;
шестерни М = М • и = 170-106 • 4 = 680-106.
Значения М = 680-106 и М2 = 170-106 подставляем в формулы
Кт=^Но^
где 1 < КГ!! < К,„ ,„ш; 1 < К,, < 2,08.
Учитывая рекомендуемые минимальные значения коэффициентов долговечности, получимКн[=1 иКп=1.
По табл. 6.25 определяем допускаемые контактные напряжения [а]н0 и напряжения изгиба [а]Р0, соответствующие чис-
лу циклов перемены напряжений МяоиМо.-
для материала зубьев колеса получим
[а]Н02 = (1,8НВ2ср + 67) Н/мм2 = (2-248 + 67) Н/мм2 = 513 Н/мм2;
[а]Р02= 1,03 НВ2ср Н/мм2= 1,03-248 Н/мм2 = 255 Н/мм2;
для материала зубьев шестерни
[а]но, = (1,8 НВ1ср + 67) Н/мм2= (1,8-285 + 67) Н/мм2 = 580 Н/мм2,
[ст]Р01 = 1,03 НВ1ср Н/мм2 = 1,03-285 Н/мм2 =294 Н/мм2.
Определяем допускаемые напряжения с учетом ресурса (срока службы) передачи.
Так как Хж=1 и Л'Р1=1, то согласно формулам, [ан] = [а]но К,,, и [а Д = [а]Р07Дг получим:
для материала зубьев колеса
[а]Н2 =513 Н/мм2; [а]Р2 = 255 Н/мм2;
для материала зубьев шестерни
[а]н,= 580 Н/мм2; [а]Р, = 294 Н/мм2.
Пример 2
Определение допускаемых напряжений для проектного и проверочного расчетов для зубчатого зацепления для цилин-
дрических косозубых колес (рис. 6.26).
Вращающий момент на выходном валу передачи Т2 = 189,5 Нм при угловой скорости колеса со2 = 2,48 рад/с.
Рис. 6.26. Схема зубчатого зацепления, используемая в примере
Передаточное число и = 4 (ориентировочно). Передача нереверсивная. Нагрузка близкая к постоянной. Ресурс переда-
чи Ьь = 12-103 ч (примерно три года при двухсменной работе).
Вычисление
Материалы колеса и шестерни. Для компактности передачи выбираем для колеса и шестерни сталь 40ХН с термообра-
боткой.
Для колеса - улучшенная поковка, 269...302 НВ2 , усредненное значение - 285 НВср, ст, 750 Н/мм2, с максимальной
толщиной сечения заготовки колеса 8пред< 125 мм;
Для шестерни - улучшенная поковка, 269... 302 НВ [ и закалка зуба ТВЧ до твердости поверхности зубьев 48... 53 НЕС,
усредненное значение - 50,5 НЕС|ср=505 НВср при диаметре заготовки Ппред<200 мм.
Определение допускаемых напряжений. Для длительно работающих передач принимаем Кнр=1, КРР = 1.
По табл. 6.25 определяем допускаемые контактные напряжения [о]н0 и напряжения изгиба [о]Р0, соответствующие чис-
лу циклов перемены напряжений ПнопПРО:
для материала зубьев колеса получим
[о]н02= (1,8 НВср2+67) Н/мм2 = (1,8 -285+67) Н/мм2 =580 Н/мм2;
[о]Р02 = 1,03 НВ2ср Н/мм2= 1,03-285 Н/мм2 = 293 Н/мм2;
для материала зубьев шестерни при сквозной закалке для ш < 3 мм получим
[о]н01 = (14 НЕС,ср + 170) Н/мм2= (14-50,5 + 170) Н/мм2 = 877 Н/'мм2;
[а]го1 = 310 Н/мм2.
Определяем допускаемые напряжения с учетом ресурса (срока службы) передачи.
Так как Хж=1 и Хга=1. то, согласно формулам, [ол] = [о]Но Кнь и [о Д = [с]Ро^га получим:
для материала зубьев колеса
[о]н2 = 580 Н/мм2; [о]Р2 = 293 Н/мм2;
для материала зубьев шестерни
[о]н,= 877 Н/мм2; [о]Р1= 310 Н/мм2.
Для косозубой передачи разница твердости зубьев шестерни и колеса НВ1ср- НВ2ср = 505-285=220>70 и 295 НВ2ср<350
НВ, то расчетное среднее допускаемое напряжение определим по формуле
[<т]я = 0,45([<т]я1 + [<т]Я2) = 0,45(877+580) Н/мм2 = 655,5 Н/мм2
При условии [ст]я< 1,23 [ст] ж; [о]н = 655,5 Н/мм2< 1,23 [о]н2 = 1,23-580 Н/мм“= 713 Н/мм2 . Условие соблюдается.
Пример 3
Определение допускаемых напряжений для проектного и проверочного расчетов зубчатого зацепления для конических
колес (рис. 6.27).
Вращающий момент на валу колеса Т2 = 240 Н-м при угловой скорости колеса со2 = 53,8 рад/с. Передаточное число и =
2,8.
Рис. 6.27. Схема зубчатого зацепления, используемая в примере
Ресурс (срок службы) передачи В, = 20-1О3 ч (примерно пять лет при двухсменной работе). Передача нереверсивная
(работа зубьев одной стороной). Угол 1=90°. Нагрузка, близкая к постоянной.
Вычисление
Материалы колеса и шестерни. Для изготовления зубчатых колес выбираем распространенную Сталь 40ХН с одинако-
вой термообработкой: улучшение поковки до твердости 269...302 НВ и закалка ТВЧ до твердости поверхности зубьев
45. ..55 НЕС.
Размеры поковок:
для шестерни Впред < 200 мм,
для колеса 811)е|С 125 мм.
По табл. 6.25 принимаем:
НКС 45...55, [а]но = 14НКС+17О Н/мм2; [а]Р0=370 Н/мм2;
[а]но= (14 НКСдр+170) Н/мм2 = (14-50,5+170) = 877 Н/мм2.
Определение допускаемых напряжений
[а]н= Кш,[а]но= 1'877 Н/мм2 = 877 Н/мм2.
[а]Р= Кп.[а]Р0= 1' 370 Н/мм2= 370 Н/мм2
Проверочный расчет
Контактные напряжения <т„ в зацеплении зубьев цилиндрических прямозубых передач определяют по формуле:
СГ„ =^, —------------— Х'дд.К',, -[о'я]’
П 11 7 Т ПС1 Пр ПО Ь ПЛ
У йдОд
где и - передаточное число зацепления;
Р( = 2Т2-103/с12 - окружная сила в зацеплении, Н; с12 и Ъ2- в мм; ан_Н/мм2 (МПа);
К- коэффициент нагрузки: для прямозубых колес К= 436, для косозубых -К=376;
КНа — коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Для прямозубых колес КНа =1 (табл. 6.26).
КНр, - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (табл. 6.27);
Кн„ - коэффициент динамической нагрузки (табл. 6.28).
Таблица 6.26
Рекомендуемые значения коэффициента КИа для косозубых и шевронных колес
Степень точности передачи Окружная скорость о, м/с
До 1 5 10 15 | 20
С/Лг
6 1,0 1,01 1,03 1,04 1,04
7 1,02 1,05 1,07 1,09 1,10
8 1,06 1,09 1,13 - -
9 1,1 1,16 - - -
о = <о2<12 /(2-103), м/с
Таблица 6.27
Рекомендуемые коэффициенты неравномерности нагрузки, Ки1!
Расположение шестерни относительно опор Твердость поверхности зубьев колеса, НВ 1//ь= Ъ/ (1
0,2 0,4 0,6 0,8 1,2 1,6
Кнв
Консольное, опоры - шарикоподшипники До 350 1,08 1,17 1,28 — — —
Более 350 1,22 1,44 — — — —
Консольное, опоры - роликоподшипники До 350 1,06 1,12 1,19 1,27 — —
Более 350 1,11 1,25 1,45 — — —
Симметричное До 350 1,01 1,02 1,03 1,04 1,07 1,11
Более 350 1,01 1,02 1,04 1,07 1,16 1,26
Несимметричное До 350 1,03 1,05 1,07 1,12 1,19 1,28
Более 350 1,06 1,12 1,20 1,29 1,48 -
Таблица 6.28
Рекомендуемые коэффициенты динамической нагрузки, К и,
Степень точности передачи Твердость поверхно- сти зубьев, НВ Окружная скорость, м/с
1 2 4 6 8 10
Кни
7 До 350 1,04/1,02 1,07/1,03 1,14/1,05 1,21/1,06 1,29/1,07 1,36/1,08
Более 350 1,03/1,00 1,05/1,01 1,09/1,02 1,14/1,03 1,19/1,03 1,24/1,04
8 До 350 Более 350 1,04/1,01 1,03/1,01 1,08/1,02 1,06/1,01 1,16/1,04 1,10/1,02 1,24/1,06 1,16/1,03 1,32/1,07 1,22/1,04 1,40/1,08 1,26/1,05
9 До 350 Более 350 1,05/1,01 1,04/1,01 1,10/1,03 1,07/1,01 1,20/1,05 1,13/1,02 1,30/1,07 1,20/1,03 1,40/1,09 1,26/1,04 1,50/1,12 1,32/1,05
Примечание. Значения К и, в числителе - для прямозубых колес, е знаменателе - для косозубых.
Вследствие упругих деформаций валов, корпусов, самих зубчатых колес, износа подшипников, погрешностей изготов-
ления и сборки сопряженные зубчатые колеса перекашиваются относительно друг друга, вызывая неравномерное распреде-
ление нагрузки по длине зуба. Влияние перекоса зубьев возрастает с увеличением ширины венца зубчатого колеса. Поэтому
стремятся, применяя материалы и режимы термообработки, ширину венца ограничивать.
а) б) в)
Рис. 6.28. Влияние деформаций валов на распределение нагрузки по ширине зуба при размещении колес:
а - симметричном; б - несимметричном; в - консольном
При симметричном расположении опор (рис. 6.28, а) прогиб валов не вызывает перекоса зубчатых колес и, следова-
тельно, почти не нарушает распределения нагрузки по ширине венца. Это самый благоприятный случай.
При несимметричном и консольном расположении опор колеса перекашиваются, что приводит к изменению площади
контакта зубьев (рис. 6.28, б, в).
Деформация зубьев уменьшает влияние перекосов и в большинстве случаев сохраняет соприкосновение их по всей
длине. Однако при этом нагрузка перераспределяется в соответствии с величиной деформации отдельных участков зубьев.
При прочих равных условиях влияние перекоса зубьев возрастает с увеличением ширины колес Ъ, поэтому ее ограничивают.
Значения коэффициента \|/а = Ъ2/ат ширины цилиндрических зубчатых колес по табл. 6.29.
Таблица 6.29
Рекомендуемые значения коэффициента <|/а
Расположение колес относительно опор Уа = Ь2/ат
Симметричное 0,4...0,5
Несимметричное 0,25...0,4
Консольное 0,2...0,25
Примечание. Большие значения у/ даны для постоянных и близких к ним нагрузок, для жестких конструкций вало\в и опор.
В прирабатывающихся передачах, у которых материал хотя бы одного из колес имеет твердость НВ < 350, а окружная
скорость о <15 м/с, неравномерность нагрузки по ширине венца постепенно уменьшается и может быть полностью устране-
на при постоянной нагрузке вследствие повышенного местного изнашивания. При скоростях о >15 м/с приработка зубьев
резко ухудшается, так как между зубьями образуется устойчивый масляный слой, защищающий их от изнашивания. При
конструировании передач необходимо учитывать все факторы, влияющие на неравномерность нагрузки, и в первую очередь
не применять нежестких валов, опор и корпусов.
Проверочный расчет напряжений прочности зубьев при изгибе п, при контакте зубьев в зацеплении цилиндриче-
ских зубчатых передач выполняют отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [а]и и
[с]и, которые определяются в следующем порядке:
для колеса
тд 2
п- = у у —ГК К К < Г<т1 , Н/мм";
'<2 & ЛЕаЛЕрЛЕч ~ Iй 1г2
для шестерни
Е>// — &Е2 'Гб ^Е2 < [с] ЕЕ Н/ММ-,
где У. > и УР2~ коэффициенты формы зуба шестерни и колеса - величина безразмерная, которая зависит от числа зубьев
з и коэффициента смещения х (табл. 6.33);
Ур = 1 - р°/140° - коэффициент, учитывающий Р-угол наклона зубьев. Для прямозубых колес Ур=1;
В/ - окружная сила в зацеплении, Н;
Ь ~ В- ширина зубчатого венца колеса, мм;
т - модуль зацепления, мм;
КРа - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (по табл. 6.30).
Для прямозубых колес К,. =1.
Для косозубых КРа зависит от степени точности передачи.
Таблица 6.30
Рекомендуемые значения коэффициента КРа для косозубых и шевронных колес
Степень точности передачи 6 7 8 9
Кео. 0,72 0,81 0,91 1,0
КРр - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (табл. 6.3 Г).
Для прирабатывающихся зубьев колес Крр = 1.
Для не прирабатывающихся колес принимает значения, приведенные в табл. 6.31, в зависимости от коэффициента
уъ= Ъ/ б (табл. 6.27).
Таблица 6.31
Рекомендуемые значения коэффициента К{
Расположение шестерни относительно опор Твердость поверхностей зубьев колеса НВ 1//ь= Ъ/ <1
0,2 0,4 0,6 0,8 1,2 1,6
КРц
Консольное, опоры - шарикоподшипники До 350 1,16 1 37 1,64 — — —
Более 350 1,33 1,70 — — — —
Консольное, опоры - роликоподшипники До 350 1,10 1,22 1,38 1,57 — —
Более 350 1,20 1,44 1,71 — — —
Симметричное До 350 1,01 1,03 1,05 1,07 1,14 1,26
Более 350 1,02 1,04 1,08 1,14 1,30 -
Несимметричное До 350 1,05 1,10 1,17 1,25 1,42 1,61
Более 350 1,09 1,18 1,30 1,43 1,73 -
Кр„_ коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл.
6.32).
Таблица 6.32
Рекомендуемые значения коэффициента Кр»
Степень точности передачи Твердость поверхности зубьев, НВ Окружная скорость, м/с
1 2 4 6 8 10
КР»
7 До 350 Более 350 1,08/1,03 1,03/1,01 1,16/1,06 1,05/1,02 1,33/1,11 1,09/1,03 1,50/1,16 1,13/1,05 1,62/1,22 1,17/1,07 1,80/1,27 1,22/1,08
8 До 350 Более 350 1,10/1,03 1,04/1,01 1,20/1,06 1,06/1,02 1,38/1,11 1,12/1,03 1,58/1,17 1,16/1,05 1,78/1,23 1,21/1,05 1,96/1,29 1,26/1,08
9 До 350 Более 350 1,13/1,04 1,04/1,01 1,28/1,07 1,07/1,02 1,50/1,14 1,14/1,04 1,72/1,21 1,21/1,06 1,98/1,28 1,27/1,08 2,25/1,35 1,34/1,09
Примечание. Значения К^, в числителе — для. прямозубых колес, в знаменателе - для косозубых.
УР- коэффициент формы зуба - величина безразмерная, которая зависит от числа зубьев з и коэффициента смещения х
(табл. 6.33).
Шестерня из-за меньшего числа зубьев имеет зубья у основания более тонкие, чем зубья у колеса. Это находит отра-
жение в большей величине коэффициента УР (УР1>УР2), поэтому для выравнивания прочности зубьев шестерни и колеса ше-
стерню изготавливают из более прочного материала, чем колесо.
Зубья шестерни и колеса имеют равную прочность на изгиб при условии
При сравнении этих отношений выбирается меньшее для оценки напряжения изгиба в конструкции зацепления и при
определении модуля.
Таблица 6.33
Рекомендуемые значения коэффициента формы зуба 17-для внешнего зацепления
2 Коэффициент смещения режущего инструмента х
ИЛИ -0,4 -0,25 -0,16 о + 0,16 + 0,25 + 0,4
-V Коэф( щциент формы зуба УР
16 — — - 4,28 4,02 3,78 3,54
20 — — 4,40 4,07 3,83 3,64 3,50
25 — 4,30 4,13 3,90 3,72 3,62 3,47
40 4,02 3,88 3,84 3,70 3,61 3,57 3,48
60 3,78 3,71 3,68 3,62 3,57 3,54 3,50
80 3,70 3,66 3,63 3,61 3,55 3,55 3,51
100 3,66 3,62 3,61 3,61 3,56 3,56 3,55
180 3,62 3,62 3,62 3,62 3,59 3,58 3,56
СО 3,63 3,63 3,63 3,63 3,63 3,63 3,63
Примечание. Для косозубых колес = г /сов3 />.
Для прямозубых колес УР1 и УР2- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются по табл. 6.33 в зависи-
мости от числа зубьев шестерни и колеса
Для косозубых - в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни
где р - угол наклона зубьев; Ур= 1 - р°/140° - коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Для прямозубых колес Ур=1; [а]п и [а]Р2 - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2.
Если при проверочном расчете аР значительно меньше [а]Р, то это допустимо, так как нагрузочная способность боль-
шинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если аР > [а]Р свыше 5%, то надо увеличить модуль ш,
соответственно пересчитать число зубьев шестерни 7[ и колеса х2 и повторить проверочный расчет на изгиб. При этом ме-
жосевое расстояние а„ не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи.
Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи состоит в определении размеров передачи по заданным нагруз-
кам и условиям работы, межосевого расстояния, модуля, числа зубьев колес по формуле:
где для прямозубых передач 2А = 49,5(Н/мм2)1/3; для косозубых передач 2А = 43(Н/мм2)1/3;
аш - межцентровое расстояние, мм; знак (+) для внешнего, а знак (- ) для внутреннего зацепления; Т2 - вращающий
момент на валу колеса, Н-мм; коэффициент \|/а = Ъ2/ат (табл. 6.34), и - передаточное число, [стя] - допускаемое контактное
напряжение для менее прочного из материалов пары зубчатых колес, Н/мм" (МПа).
Таблица 6.34
Рекомендуемые значения коэффициента уца
Расположение колес относительно опор Уа = Ъ2/ат
Симметричное 0,4...0,5
Несимметричное 0,25...0,4
Консольное 0,2...0,25
Примечание. Большие значения у/ даны для постоянных и близких к ним нагрузок, для жестких конструкций валов и опор.
Следовательно, ширина венца колеса - Ъ2= уа ат. С учетом неточности монтажа шестерню выполняют шире колеса на
3...5 мм, т.е. Ъ[ =Ъ2+ (3...5)
(Продолжение вычисления примера 1)
Определение при проектном расчете межосевого расстояния передачи и предварительные размеры колеса и
шестерни. Принимаем расчетные коэффициенты уа = Ъ2/ат = 0,4; для прирабатывающихся колес КНр =1,0 и КРр =1,0 (табл.
6.27 и 6.31).
Тогда межосевое расстояние передачи можно вычислить по формуле
>49,5(ц±1)з----=
\^аи'\Пн\-
а
49,5(4 +1) • з 189,5 40 . । 0 = 119 мм.
у 0,4• 42 • 5132
Принимаем стандартное значение ат =120 мм.
Делительные диаметры:
шестерни
, 2<г = 2-120 ЛО
с1 = —— --------= 48 мм,
колеса
<12 = сП - и = 48 4 = 192 мм.
Ширина венца колеса Ь2 = 0,4 -120 = 48 мм.
Ширина венца шестерни Ы = Ь2 + ( 2...4) мм = 48+2= 50 мм.
(Продолжение вычисления примера 2)
Определение при проектном расчете межосевого расстояния передачи и предварительные размеры колеса и
шестерни. Принимаем коэффициенты: уа = 0,4; Кнр=1; КРр=1, тогда
а„ > 43(« ± 1)з-Т-^К„Р, = 43(4 +1) - з |Х9=5'10 рОлш = 88,5 мм.
М+К] р У 0,4-4" -655,5"
Округляем значение аш = 90 мм.
Предварительные размеры колеса:
делительный диаметр
ширина венца колеса
с12 2п ап. /(п+Г) = 2-90-4/(4+1)= 144 мм;
Ь2 = фа ап= 0,4-90=36 мм.
6.3.5. ВЫБОР МОДУЛЯ
Исследования и расчеты показали, что величина контактных напряжений <т„ не зависит от модуля или числа зубьев в
отдельности, а определяется только их произведениями или диаметрами колес. По условиям контактных напряжений при
данных с/, или аш модуль передачи может быть сколь угодно малым, лишь бы соблюдались равенства
тС] = сЦп т(С] +с2 =аш .
Величину т выбирают в соответствии с рекомендациями, выработанными практикой, и затем проверяют зуб на проч-
ность при изгибе. При проверке можно получить значительно меньше [о>], так как нагрузочная способность большинства
передач ограничивается контактной прочностью, а не прочностью при изгибе.
Если расчетное значение превышает допускаемое, то, при принятых значениях с1 и т. увеличивают т или применя-
ют колеса со смещением. Это значит, что в данной передаче для выбранных материалов и возможно при высокой твердости
НКС > 50 зубьев колес решающее значение имеет не контактная прочность, а прочность при изгибе.
При выборе модуля необходимо учитывать, что мелкомодульные колеса с большим числом зубьев предпочтительны
для повышения плавности хода передачи и по экономическим соображениям. Однако для силовых передач рекомендуют
принимать т > (1,5. ..2) мм. В быстроходных передачах для уменьшения шума рекомендуют брать > 26.
Крупномодульные колеса больше противостоят изнашиванию, могут работать длительное время после начала выкра-
шивания поверхности зубьев, менее чувствительны к перегрузкам и неоднородности материала (дефекты литья и т.п.). При
ориентировочной оценке модуля следует воспользоваться следующими рекомендациями. Выбрав ут по табл. 6.35, опреде-
ляют т = Ъ / \|/т. где Ъ = \|/а-ат.
Таблица 6.35
Рекомендуемые значения коэффициента <|/т
Характеристика конструкции Ут < Мп
Высоконагруженные точные передачи, валы, опоры и корпуса повышенной жесткости при НВ До 350 45- 30
Свыше 350 30-20
Обычные передачи редукторного типа в отдельном корпусе с достаточно жесткими валами и опорами при НВ До 350 30-25
Свыше 350 20-15
Грубые передачи (в том числе с консольными валами) 15-10
Примечание. Большие значения у/т применяют для повторно-кратковременных режимов работы, значительных перегрузок и средних скоростей;
меньшие значения у/т - для длительных режимов работы, небольших перегрузок и высоких скоростей.
Модуль зубьев передачи можно определить по следующей зависимости:
т> 2К'Л
1П — ---г—Т~ ’
где К,„- вспомогательный коэффициент при средних значениях Кру. К/, и Ур.
Для прямозубых передач К,„ = 6,8; для косозубыхК,„ = 5,8; для шевронных К,„ = 5,2 ;
Т2 — вращающий момент на валу колеса, Н-мм.
Вместо |<т || в формулу подставляют меньшее значение из [а]Р1 и [а]Р2.
Во всех случаях полученное значение модуля округляют до ближайшего стандартного значения.
Модуль для проектного расчета можно выбрать по эмпирическим зависимостям:
пт = (0.01: 0,02) а,. при твердости поверхности зубьев шестерни НВ<350:
пт = (0.0125 : 0,025) аш при твердости поверхности зубьев шестерни НВС > 45 и колеса НВ<350:
пт = (0,016 - 0,0315) аш при твердости поверхности зубьев шестерни и колеса НВС > 45.
Рекомендуют также для силовых зубчатых передач при твердости колес НВ<350 принять пт > 1 мм; при твердости од-
ного из колес НВС > 45 принять пт > 1,5 мм.
Затем вычисляют для косозубых передач угол наклона зубьев
. 3,5т
-агсзш •
Ъ2
В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают [> = 8...16°, но из-за роста осевых сил Ра в зацеплении жела-
тельно получить его меньшие значения, варьируя величиной модуля т и шириной колеса Ъ2 (табл. 6.34).
Определяют суммарное число зубьев для шестерни и колеса:
7] = 7| 72 = 2а„/т - для прямозубых колес;
71; = 7Д72 = 2а„ с<>з[>|ГИ||/т - для косозубых колес.
Полученное значение 7 округляют в меньшую сторону до целого числа.
Уточняют действительную величину угла наклона 0 зубьев для косозубых передач по формуле:
0 = агсоз(7ут/2а„).
Точность вычисления угла 0 до пятого знака после запятой.
Определяют число зубьев шестерни:
7!= 7т/(1+и).
Значение 7[ следует округлить до ближайшего целого числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания
зубьев рекомендуют принимать > 18.
Определяют число зубьев колеса 72 7Р - г\ и фактическое передаточное число щ,. После этого проверяют отклонение
Ли от заданного «.При невыполнении нормы Ли на отклонение передаточного числа необходимо пересчитать г\ и 72.
Определяют фактическое межосевое расстояние:
для прямозубых передач
а» = (г1+г2)т/2;
для косозубых передач
аж = ф; + 7?) т / (2 соз 0).
В заключение определяют основные геометрические параметры передачи, мм.
(Окончание примера 1)
Определение модуля при проектном расчете. Для прямозубой передачи принимаем Кт = 6,8.
2 АДГ. = 2 -6,8-189,5-1О3
с?Л[сг1Р 192-48-255
2 21 -1г
= 0,99 мм.
Принимаем т =1 мм.
Проверочный расчет.
Межосевое расстояние
ат = (а,+а2)/2 = (48+192)/2 = 120 мм.
Ширина венца Ь2 = 48; Ы = 50...52 мм.
Пригодность заготовок (табл. 6.24):
шестерни
Пзаг = сП + 6 = 52+6 = 58 мм < Ппред = 80 мм ;
колеса
8заг = Ь2 + 4 мм = 48 +4 = 52 мм < 8пред = 80 мм.
Окружная скорость:
т>2 = <12 ('г/2 = 192-24,8/2 = 2,4 м/с , что соответствует 8-й степени точности.
Силы в зацеплении:
окружная сила
Р(= 2Т2/2 = 2-189,5-Ю3/ 192 = 1974 Н.
радиальная сила
Рг = РП8 Иш = 1974 18 20° =718 Н.
Проверка колеса по допускаемым контактным напряжениям. Коэффициенты кн„ =1,2, КР„ =1,4
СТН = 436 < [<тя] - 436 /1974(4+-^1,0-1,2 = 492 < Мж - 513 ||/мм2-
V сЦЬ. Р V 192-48
Проверка зубьев по допускаемым напряжениям изгиба. Коэффициенты УР1 = 3,67, УР2 = 3,62, кНъ= 1,2, КР: = 1,4;
колеса
=УрГКр Кр <[ст]г = 3,62-( 1974/48-Г)-1-1,4 = 210 < [ст] „ = 255 Н/мм2;
Р * Р Ьт Р^ Рр Р
шестерни
а„ = аР2 УР1/УР2 = 210-3,67/3,62 = 204< [ст]и = 294 Н/мм2.
По всем проверкам контактная и изгибная прочность зацепления обеспечивается.
(Окончание примера 2)
Нормальный модуль зацепления
Для косозубой передачи коэффициент Кт=5,8
ЗК Т 7 • 5 8 • 1 89 5 • 103
т > _7__>" 2 = -----мм = 1 45мм, принимаем т = 1,5 мм.
В2Ь2 [ст]^ 144-36-293
Определение угла наклона зубьев и числа зубьев колес
. (3,5...4)т _ . 4-1,5 о . =050»
У..... = агсзт--;— агсзш--------— = 0,1666 Ртт
* Ш1П 7 х, х- 2
Ь2 36
Суммарное число зубьев
, _2ла7со8/?т1п _ 2-90-соз9,59’
—---------------—---------------~ 1 1 о.
т 1,5
Фактический наклон зубьев
В = агссок = агссоз = 0,9833 = 10’28'31".
2^ 2-90
Число зубьев:
шестерни
колеса
71 = 7т/(и+Г)= 118/(4+1) = 24;
72 = 7т_71 = 118 -24 = 94.
Фактическое передаточное число
иф= 7,/7! = 94/24 = 3,91.
Фактическое основные геометрические размеры колес:
В = т„ 7[ / соз// = 1,5-24/соз 10°28’31” = 36,61 мм;
В2 = т„ 7, / соУр= 1,5-94/соз 10°28’31” = 143,39 мм.
Межосевое расстояние
ат= (г,+ 7,)/2 = (36,61 + 143,39)/2 = 90,0 мм.
Наружный диаметр колес:
с/а1= ^/+2т =36,61+2-1,5 мм = 39,51 мм;
Д,2= бЛ+2т = 143,39 + 2-1,5 мм = 146,39 мм.
Ширина венца
Ь2 = \|/аап. = 0,4-90 = 36 мм; Ь[= 40 мм.
Пригодность заготовок шестерни и колеса
Диаметр заготовки шестерни
Пзаг = <1а1+6 = 39,61+6 мм = 45,61 мм < 111[)е| 200 мм.
Толщина сечения:
обода колеса
8заг = 8т = 8-1,5 = 12 мм.
диска колеса
8заг=0,5 Ь2 = 0,5- 36 мм = 18 мм < 8пред = 125 мм.
Условия выполнены.
Окружная скорость колес
о = ю2а2 / 2 = 24,8-0,14639/2 = 3,630 м/с.
Принимаем 8-ю степень точности колес. Силы в зацеплении:
окружная
р = 2?И= 2-189,5-103/143,39 Н = 2640 Н;
’ <!>
осевая
ра = = 2640 10°28’31” Н = 570 Н.
Проверка прочности зубьев колеса по контактным напряжениям. Принимаем значения коэффициентов КНи= 1,09;
КНи = 1,06; КРи = 1,2; КРи = 0,91.
Расчетное контактное напряжение в зацеплении
о- =376- К'(и±1)г КНГКН = 376, 2640,(3,91+ 1) 1,09-1,0-1,06Я/мм2 = 655Я/мм2 < [стЪ = 655,5Я/мм2.
" \ с/,Ъ, На нр V 143,39-36 I и .
Контактная прочность зубьев обеспечивается.
Проверка прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба
Эквивалентные числа зубьев:
шестерни
колеса
= 7, / со?Д = 24/соз310°28’31= 25;
7„, = 7, / со.-,'/’, = 94/со8310°28’3 1= 99.
Коэффициент формы зуба при х=0:
шестерни
УГ1=3,9;
колеса
УР2= 3,61.
Коэффициент, учитывающий наклон зуба
Ур = 1-р/140°= 1- 10°28’31’7140°= 0,92.
Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев:
колеса
= УрУв—КРаКРВКРи = 3,61-0,92 2640 0,91 1,0 1,2Я/лш2 =177 Я / мм2 < ГсгЪ. =293Я/мм2;
1 Ьт 7 36-1,5
шестерни
аР1 = <гР2 УР1/УР2 = 177-3,9 /3,61 = 192< [ст]„ = 310 Н/мм2.
Прочность зубьев обеспечивается.
6.3.6 ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ОТКРЫТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ
И КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
В открытых передачах перед определением модуля задаются значением 76 обычно принимают 7[= 17. ..22, но в от-
дельных случаях (чаще в ручных передачах) 7[ снижают до 15 и даже 12 зубьев, т. е. допускают работу зубьев, имеющих
ослабленную (подрезанную) ножку. Открытые передачи обычно выполняют только прямозубыми и применяют при г> < 2...3
м/с. Степень точности обычно 9-я.
Основные размеры определяют из расчета на изгибную прочность зубьев. При расчете принимают допускаемые
напряжения с коэффициентами циклической долговечности кнк = к,, = 1 и коэффициентами концентрации нагрузки
к,,,: = КРр =1. При любой твердости рабочих поверхностей зубьев открытые передачи считаются прирабатывающимися. Для
открытых передач расчетное значение модуля обычно принимают в 1,3... 2 раза большее, чем для закрытых передач равной
мощности.
Для проверочного расчета открытых цилиндрических передач можно применить формулу
= у К, < [о-К ’ н/мм2 >
Ьт
где Р, - окружная сила, Н; Кг-- 1,4; Ру-коэффициент нагрузки.
Для открытых зубчатых передач, работающих при окружных скоростях о < 4 м/с, обычно применяют периодическое
смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками, которые наносят на зубья через определенные промежут-
ки времени. В некоторых случаях (при и < 1,5м/с) применяют капельное смазывание или смазывание погружением в корыто,
наполненное вязким маслом и расположенное под зубчатым колесом.
6.4. ПРОЧНОСТЬ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
6.4.1. ОСОБЕННОСТИ ЗАЦЕПЛЕНИЯ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Конические зубчатые передачи применяют в механизмах и машинах в тех случаях, когда необходимо изменить
направление передачи движения вращения с одного вала на другой. Валы могут находиться под углом I 90 I 35 40" в за-
висимости от конструктивных особенностей передачи.
Наибольшее распространение имеют передачи с углом I = б[ + б2 = 90°. Конические колеса бывают с прямыми и круго-
выми зубьями.
Передачи с круговыми зубьями обладают рядом преимуществ. При одинаковых габаритных размерах имеют более вы-
сокую несущую способность. Могут применяться при окружных скоростях до 11 м/с при нешлифованных зубьях и до 35 м/с
- при шлифованных. Эти передачи работают плавно, с незначительным шумом вследствие большого перекрытия зубьев в
зацеплении, сохраняют удовлетворительное пятно контакта при значительных деформациях деталей передачи.
Прямозубые конические передачи рекомендуется применять при окружных скоростях до 2.. .3 м/с.
В конических передачах шестерню располагают консольно на конце вала, а колесо может располагаться консольно или
между опорами. Следует учитывать, что вследствие меньшей жесткости консольного вала и податливости подшипников
(особенно шариковых) увеличивается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Нагрузочная способность
конической передачи составляет примерно 85% от нагрузочной способности цилиндрической передачи.
Рис.6.29. Эквивалентное колесо
6.4.2. Эквивалентное колесо для конических колес
Эквивалентное колесо для прямозубых конических колес строят на развертке дополнительного конуса ( рис. 6.29)
и этим фактически определяют зацепление зубьев эквивалентных цилиндрических прямозубых колес, делительные окруж-
ности которых получены разверткой дополнительного конуса на плоскость. Дополнив развертку до полной окружности,
получим эквивалентное цилиндрическое колесо с числом зубьев
Из треугольника ОС8 делительный диаметр эквивалентного колеса
с1,.е = <1е / соз б = те 7 /соз б = тс з,.,
откуда эквивалентное число зубьев
= 7 / соз 5.
Расчет прямозубой передачи конических колес сводится к расчету эквивалентной цилиндрической прямозубой переда-
чи с учетом экспертных данных, по которым нагрузочная способность конических передач составляет около 0,85 от нагру-
зочной способности цилиндрических передач.
Эквивалентное колесо для конических зубчатых колес с круговыми зубьями (0 =35°). Профиль зубьев кониче-
ского колеса с круговыми зубьями в нормальном сечении близок к профилю зубьев эквивалентного цилиндрического пря-
мозубого колеса с числом зубьев 7„ полученных двойным приведением:
конического колеса к цилиндрическому
7.,. = 7 / С(Р[>
и кругового зуба к прямому зубу
7„ = 7 /(соз 6 С(Рр).
где 7 - действительное число зубьев конического колеса.
<1е = т1е" ~ 0,857</ае.
где Д, - внешний делительный диаметр конического зубчатого колеса с круговыми зубьями;
с1ае = + 1,64т1е соз 3,
где Зае_наружный диаметр вершин зубьев;
Ке = 0,5т 1еу]23 + г ,
где Ке-внешнее конусное расстояние.
6.4.3. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В ЗАЦЕПЛЕНИИ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Рис. 6.30. Схема сил, действующих в конической передаче (колеса раздвинуты):
а - прямозубой; б - с круговым зубом
Действие сил в конической прямозубой передаче определяют при приложении их равнодействующей в среднем сече-
нии зуба на пересечении делительного конуса с серединой зуба. В этой точке приложена нормальная сила Р„ перпендику-
лярная к поверхности зуба (рис. 6.30, а).
Сила Р„ может быть представлена составляющими силами Р,. Рг и Ра.
В передаче с прямыми зубьями радиальную силу на шестерне (при аш = 20°) определяют по формуле
Р. = РдеасоъЗ, = 0,36Гсо8<5.,
г\ Ют 1 ‘ I 1 ’
где Р, - окружная сила на шестерне или колесе, которую определяют по зависимости
2Д _ 2Д
с1, 0,857(7,,
Осевая сила на шестерне равна
Д1 = = 0,36Д 81п<у
При этом
Р,2 ~ РаЬ Ра2 ~РГ1-
В передаче с круговым зубом (рис. 6.30, б) при работе зацепления для исключения заклинивания зубьев необходимо
осевую силу Ра1 на ведущей шестерне направить к основанию делительного конуса. Для этого направление вращения веду-
щей шестерни (если смотреть со стороны вершины делительного конуса) и направление наклона зубьев должны совпадать.
Если шестерня с вращается по ходу часовой стрелки, т. е. вправо, то и направление зубьев шестерни должно быть правым,
а у колеса - левым.
При этих условиях определяют:
окружную силу на шестерне или колесе
эт эт
Р = 2 = 2 •
' (7, 0,857(7г, ’
радиальную силу на шестерне (при ат = 20°; р = 35°)
рл = Д (0,44 соз -0,78т<У);
осевую силу на шестерне (при аш = 20°; р = 35°)
Ра1 =г;(0,4481п<51 -0,7со8<5,).
Силы на колесе соответственно будут равны: Рг2 = Ра1; Ра2 = Рг1.
6.4.4. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
Расчет на контактную прочность. Расчет на прочность конической передачи основан на предпосылке, что несущая спо-
собность зубьев конического колеса такая же, как и у эквивалентного цилиндрического колеса, но на 15% меньше. Практика
эксплуатации показала, что при одинаковой передаваемой нагрузке долговечность конической передачи меньше, чем анало-
гичной цилиндрической передачи. Прямозубые конические передачи имеют линейный контакт в зацеплении.
Проверочный расчет
Расчет по допустимому контактному напряжению. Формула для цилиндрических прямозубых колес для проверки
расчета по допустимому контактному напряжению имеет вид
где и - передаточное число; Р, - в Н; Д2и Ъ - в мм; ан- в Н/мм" (Мпа); ун- коэффициент вида конических колес.
Для прямозубых колес ун = 0,85.
Для колес с круговыми зубьями:
гя =1,85 - при твердости колеса и шестерни НВ < 350;
гя = 1,5 - при твердости колеса НВ < 350 и шестерни НЕС >45;
гя = 1,3 - при твердости колеса и шестерни НЕС > 45;
КНр - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.
Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями КНр=1,с круговыми зубьями КНр=1,1.
Для не прирабатывающихся колес числовое значение КНр принимают по табл. 1.27 для цилиндрических прямозубых
колес в зависимости от коэффициента ширины зубчатого венца Ь.
у/ь= — = 0,166^2 +1
б/;
Кн„ - коэффициент динамической нагрузки.
Для передач с прямыми зубьями при т>< 5 м/с:
КНо =1,15 при твердости зубьев колеса НВ < 350;
Кн„ =1,1 при твердости зубьев колеса НВ > 350.
Для передач с круговыми зубьями:
Л'я,1.05 при тэ< 10 м/с и любой твердости зубьев;
Кн„= 1,2 при ч 10:20 м/с и твердости зубьев колеса НВ < 350;
Кн„= 1,1 при и 10: 20 м/с и твердости зубьев колеса НВ > 350.
Проверка пригодности заготовок (табл. 1.22):
шестерни Пзаг = Де1 + 6 мм;
колеса 8заг = 8т1е.
Расчет на изгибную прочность. Аналогично расчету цилиндрической прямозубой передачи определяют напряжения
изгиба в зубьях конических колес и условие их прочности:
для колеса
р
= 7 КррКри - [°"]12
УРЪте
для шестерни
- ^1 < Г 1
-'Г’2
где те или т,.. - внешние окружные модули;
Ур- коэффициент формы зуба эквивалентного колеса с учетом коэффициента смещения х;
Урвыбирают по т„ по табл. 6.33. для цилиндрических зубчатых колес;
- для прямозубых конических колес:
7^ = г^СОЗ бр Т|12 72/сО8 б2;
7.,: -для колес с круговыми зубьями:
Тц! = гДсоз б[ соз3 Р); т„2 = 72/(соз б2 соз3 Р), где р = 35° - угол наклона зубьев;
Ур- коэффициент вида конических колес: для прямозубых колес уР= 0,85;
для колес с круговыми зубьями уР = 1;
Крр - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при
у/ = 0,166л/»2 +1 (см. табл. 6.31. Кррдля цилиндрических колес)
Кр„ - коэффициент динамической нагрузки.
Для передач с прямыми зубьями при т><5 м/с:
Кр„ =1,4 при твердости зубьев колеса НВ <350;
КР„= 1,2 при твердости зубьев колеса НВ>350 .
Для передач с круговыми зубьями при п <10 м/с:
КР„ = 1,2 при твердости зубьев колеса НВ <350;
КР„ =1,1 при твердости зубьев колеса НВ >350.
Проектный расчет закрытой передачи ведут в такой последовательности. Делительный диаметр колеса определяют
по формуле
а л > 165 • з = К Н!! >
где с1е2- внешний делительный диаметр колеса, мм, которое округляют до значений: 50; 63; 80; 90; 100; 125; 160; 200;
250; 280; 315; 355; 400; 500... 1600 мм.
Т2 - вращающий момент на валу колеса, Н-мм2; [а]н - в Н/мм2 (МПа); он - коэффициент вида конических колес: для
прямозубых колес - ун= 0,85... 1,0; для колес с круговым зубом ин = 1,85 при твердости шестерни и колеса НВ<350 и =1,3- -1,5
при твердости колеса НВ<350, шестерни - 11КС>45;
КНр - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми
зубьями КНр =1, с круговыми зубьями КНр =1,1. Для непрзарабатывающихся колес числовое значение КНр принимают по табл.
6.27. Кн/! для прямозубых колес в зависимости от коэффициента ширины зубчатого венца Ь
Ь! = \|/ь<11 = 0,857 \|/ъае2/и.
где у/ь= — = 0,166л/и2 +1.
^1
Углы делительных конусов б и б2 определяются по формулам:
б2 = агс!§ и;
8,= 90°-82;
Внешнее конусное расстояние Ке = <1е2/ 2зш 82.
Торцовый модуль зубьев тс и т1е определяют по формуле расчета на изгиб
14Т2Х^
где /»,. - для колес с прямыми зубьями, т:: - для колес с круговыми зубьями, КРр по таблице и [а]Р по формуле (мень-
шее значение для зубчатой пары) для прямозубых колес; ур = 0,85 для прямозубых колес и ур =1,0 для колес с круговыми
зубьями;
с1е2- внешний делительный диаметр колеса, мм; Т2- вращающий момент на валу колеса, Н мм2; [а]Р - в Н/мм2 (МПа).
В закрытых силовых конических передачах рекомендуют принимать внешний окружной модуль те(т1е) >1,5 мм , при
этом в открытых передачах значение модуля увеличивают на 30% с учетом повышенного износа зубьев (принимать те(т1е) <
2,5 мм нежелательно).
Окружная скорость, соответствующая внешнему делительному диаметру, для назначения степени точности
(табл.6.36):
т> = (о2 Д.2/(2 -1000),
где т> в м/с; со2 в рад/с; <1е2 в мм.
Таблица 6.36
Степень точности передачи в зависимости от окружной скорости колес
Вид передачи Вид зубьев Предельная окружная скорость о, м/с
Коническая прямые 12 8 4 1,5
круговые 20 10 7 3
Степень точности ( по нормам плавности) 6 7 8 9
Далее определяют основные геометрические параметры зубчатой пары и силы, действующие в зацеплении зубчатых
колес.
Полученные значения вычисленных параметров округляют до ближайшего значения из ряда линейных размеров и по-
вторяют расчеты, проведя при необходимости корректировку значений размеров параметров.
6.5. ЗУБЧАТАЯ ВИНТОВАЯ ПЕРЕДАЧА
6.5.1. ОСОБЕННОСТИ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ЗУБЧАТОЙ ВИНТОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
Зубчатую передачу, которая осуществляется цилиндрическими косозубыми колесами, одно из которых может быть пря-
мозубым, расположенными на перекрещивающихся валах, принято называть винтовой зубчатой передачей (рис. 6.31).
Рис. 6.31. Схема винтовой зубчатой передачи
Зацепление косозубых колес с перекрещивающимися осями валов отличается от косозубого зацепления колес с парал-
лельными осями валов тем, что шестерня и колесо имеют одноименный наклон зубьев. Перекрещивающиеся оси валов мо-
гут располагаться под любым межосевым углом у/ = /Г + р2, но обычно у/ = 90 °. Углы наклонна зубьев //> и /О могут иметь
разные значения, но для повышения КПД больший наклон принимается у ведущей шестерни. Изменив наклон зубьев ше-
стерни, можно изменить направление вращения ведомого колеса.
Если передача является обращаемой, то принимают //> = />2 = 45 °.
Диапазон передаточного отношения и < 4,5. Если необходимо получить большее значение передаточного отношения,
то применяют червячную передачу.
Передаточное отношение передачи с перекрещивающимися осями определяют по зависимости
_ х2 _ СО8 /32
П2 2\ <7; СО8 Д
При межосевом угле у 9И
б/, „
и = -гГ§Рх-
а}
В табл. 6.37 приведены значения углов наклона зубьев р1Кр2 для межосевого угла у/ = 90 ° при б] = б2 Для и = 1^- 4,5.
Таблица 6.37
Углы наклона зубьев [31 и |р2 при (11 = (12 для межосевого угла у = 90°
Передаточное число и Угол наклона зуба Р] ведущего колеса Угол наклона зуба ведомого колеса
1 45° 45°
1,5 56° 19' 33° 4Г
2 63° 26' 26° 34'
2,5 68° 12' 21° 48'
3 71° 34' 18° 26'
3,5 74° 03' 15° 57'
4 75° 58' 14° 02'
4,5 77° 28' 12° 32'
Если межосевое расстояние не задано, то определяют диаметры делительных окружностей для заданного передаточно-
го отношения
7 ы 7 г2т
сЦ =—!— и <1. =—=—.
сок Д ' сок /?,
Затем вычисляют межосевое расстояние
А = 0,5(6! + 62).
Если межосевое расстояние задано, то нужное его значение получают за счет изменения значений углов при сохране-
нии передаточного отношения.
В табл. 6.38 приведены значения углов наклона зубьев //> и />2 для межосевого угла р 90 для и = 1<- 4,5 и отношения
диаметров делительных окружностей у аусЬ из условия обеспечения минимально возможного межосевого расстояния.
Таблица 6.38
Углы наклона зубьев /6 и Д? для межосевого угла у/= 90°
и у =(11/(12для обеспечения минимально возможного межосевого расстояния
Передаточное число и Угол наклона зуба ведущего колеса Угол наклона зуба ведомого колеса /Р Отношение диаметров делительных окружностей у
1 45° 45° 1,00
1,5 48° 52' 41° 08' 1,31
2 51° 34' 38° 26' 1,587
2,5 53° 37' 36° 23' 1,842
3 55° 16' 34° 44' 2,080
3,5 56° 38' 33° 22' 2,305
4 57° 47' 32° 13' 2,520
4,5 58° 48' 31° 12' 2,726
При перекрестном расположении осей валов начальные цилиндры колес соприкасаются в точке, поэтому зубья имеют
точечный контакт.
Векторы окружных скоростей колес направлены под углом перекрещивания, поэтому в зацеплении наблюдается боль-
шое скольжение. Точечный контакт и скольжение приводят к линейному контакту и быстрому износу и заеданию даже при
сравнительно небольших нагрузках. Поэтому винтовые передачи применяют главным образом в кинематических целях при-
боров.
В передачах с перекрещивающиеся осями под межосевым углом ф = 90° при небольших скоростях и значительных
нагрузках вместо винтовой зубчатой передачи целесообразно применять червячную передачу, но в быстроходных передачах
(для сепараторов) применяют винтовую зубчатую передачу, которая более проста в изготовлении и работает с значительно
меньшим шумом.
Геометрический и прочностной расчет винтовой зубчатой передачи выполняется по формулам, приведенным для ци-
линдрических зубчатых передач.
6.5.2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ВИНТОВЫХ ПЕРЕДАЧ НА ПРОЧНОСТЬ И ИЗНОСОСТОЙКОСТЬ
Допускаемое усилие по условиям износа определяют в нормальном направлении к поверхности зубьев по формуле
ртн =
где - диаметр начальной ( делительной) окружности шестерни в мм; к - условное напряжение в /77см"; § - коэффи-
циент передаточного числа; о - коэффициент скорости.
Значения % и о определяют из формул
И+'М 1 + '«
где г,,- скорость скольжения, м/с;
уСК = !’; зш|3[ - ыпр,; г; и г,- окружные скорости шестерни и колеса, м/с.
Скорость скольжения в зацеплении винтовой зубчатой передачи не должна превышать значения гСА. <10 м/с .
Значения условного напряжения к приведено в табл. 6.39.
Таблица 6.39
Допустимые значения к для винтовых передач, Н/см2
Материалы винтовых колес Притирка в паре
нормальная тонкая
к
Сталь (НВ > 500) по бронзе 3,5 8,4
Сталь (НВ > 500) по стали (НВ > 500) 4,0 10,5
Чугун по чугуну или по бронзе 5,6 14,0
Пластмасса по чугуну или по стали (НВ > 500) 7,0 17,6
При точном изготовлении винтовых передач и малой шероховатости рабочих поверхностей зубьев, а также в тех слу-
чаях, когда может быть допущен повышенный износ зубьев (кратковременная работа или работа преимущественно при зна-
чительных перегрузках), значение может быть повышено, особенно для стали по бронзе и чугуна по бронзе. Повышение
нагрузки ограничивается условием
изн ^преО >
где - нагрузка, при которой происходит заедание зубьев.
Сила Р, действующая в точке контакта зацепляющихся зубьев колес цилиндрической винтовой передачи, разлагается
на составляющие силы: окружную Ро, радиальную Р,. и осевую Ра.
Окружная сила для:
колеса
шестерни _ 71620У ^02 - „ И2-^2 СО8(Д-^') Л)! ^02 , п \ СО8(Д,-0>)
Радиальная сила для колеса и шестерни 8П1«СО8</ Гг2 ~ ~ , п 'ч СО8(/У2 + (р )
Осевая сила для:
колеса шестерни Ра2 ~ ^02^> (/?2 + Ф ) РаХ = РМ-<Р)
Приведенный угол трения ср' определяется из уравнения
/ *8<Р = ’ сова
где/- коэффициент трения.
КПД винтовой зубчатой передачи определяют по отношению мощности отдаваемой (мощности на выходе) Ж к мощно-
сти подводимой (мощности на входе) У/, зависит также от КПД зубчатого зацепления /у. и КПДподшипников /у„
/у = Н2/М1 = >Г0„.
КПД зацепления винтовой зубчатой передачи
1 + ^дА
Если межосевой угол у/ = 90 °, то
_ Д ~ <Р )
При />> = ер’ КПД зубчатого зацепления ту- = 0, т. е. передача становится самотормозящейся. На практике этот случай
наступает при /Г ~ 6°.
Максимальный КПД передачи получаем при /Г - /Л = ер’, т.е. при /?;= 0.5Д/ + ер) и /Г 0,5 (/ - (р’).
Однако для шестерни в диапазоне значений (> = 30:60° различия в КПД незначительны.
Представление об изменении значений КПД зубчатого зацепления дает рис.6.32, на котором приведены кривые /у. при
разных коэффициентах трения/для а = 20° и а = 15°.
Рис. 6.32. Значения КПД в диапазоне значений Р1
Значения КПД для подшипников качения г|п=0,98 Л),97; для подшипников скольжения гр. 0.95 :0.90.
Расчет зубьев винтовых колес на изгиб производится так же, как зубьев косозубых цилиндрических колес.
6. 6. ЧЕРВЯЧНАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
6.6.1. ОСОБЕННОСТИ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ЧЕРВЯЧНОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Червячная зубчатая передача (рис 6.33) по сравнению с винтовой зубчатой передачей обладает преимуществом в том,
что контакт в зацеплении происходит не в точке, а по дуге, которая в процессе приработки трущихся поверхностей превра-
щается в «пятно» контакта. Угол скрещивания валов червяка и червячного колеса обычно равен 0 = 90°, но может прини-
мать и другие значения.
В отличие от косозубого колеса обод червячного колеса имеет, как правило, желоб, в который углубляется червяк для
увеличения суммарной площади контакта с колесом и снижения удельной контактной нагрузки. Угол наклона зубьев чер-
вячного колеса и угол подъема витков червяка у по величине и направлению совпадают. Количество витков на поверхности
червяка (заходов г() может быть от 1 до 4, а также правой или левой навивки (направления резьбы). Наиболее распростране-
на правая навивка.
Рис 6.33. Червячная зубчатая передача с перекрещивающимися осями
Различают два основных вида червячных передач: цилиндрические, или просто червячные, передачи (с цилиндриче-
скими червяками) (рис. 6.34, а) и глобоидные (с глобоидными червяками) (рис. 6.34, б).
Рис. 6.34. Основные виды червячных передач
В зависимости от формы профиля резьбы цилиндрических червяков различают червяки: архимедовы, конволютные,
эвольвентные и с вогнутым профилем витков.
Архимедов червяк (рис. 6.34, а) в осевом сечении имеет прямолинейный профиль равнобедренной трапеции. В тор-
цовом сечении витки резьбы очерчены архимедовой спиралью, откуда этот червяк и получил свое название.
В машиностроении наиболее распространены архимедовы червяки. Архимедовы червяки применяют обычно без
шлифовки.
Конволютный червяк имеет трапецеидальный профиль резьбы в нормальном сечении витков.
Эвольвентный червяк характеризуется эвольвентным профилем резьбы в торцовом сечении и подобен эвольвент-
ным колесам, у которых число зубьев равно числу витков червяка.
Конволютные и эвольвентные червяки предпочитают использовать при необходимости применить червяки с шли-
фованной рабочей поверхностью витков резьбы, шлифовка которых по сравнению с архимедовым червяком проще и де-
шевле.
Глобоидные червяки в осевом сечении имеют обычно трапецеидальный профиль резьбы (рис. 6.34,.6). В передачах с
этим червяком профиль зубьев червячных колес тоже трапецеидальный. Иногда применяют глобоидные червяки с вогнутым
профилем витков. Так как в глобоидной передаче по сравнению с червячной цилиндрической число зубьев колеса и витков
резьбы червяка, находящихся в зацеплении, больше, то несущая способность ее значительно выше (в 1,5.^ 4 раза). Однако
распространение этих передач ограничивается тем, что глобоидные передачи требуют повышенной точности изготовления и
монтажа
В червячной передаче ведущее звено в большинстве случаев - червяк, а ведомое - червячное колесо. В отличие от ко-
созубой передачи в червячных передачах расчетным модулем червячного колеса и червяка служит ш = р/л, где р - делитель-
ный окружной шаг зубьев колеса или делительный осевой шаг витков червяка, называемый расчетным шагом (рис. 6.35).
Рис. 6.35. Параметры осевого профиля архимедова червяка
6.6.2. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ЧЕРВЯЧНОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Основные геометрические параметры зацепления червячной передачи показаны на рис. 6.36, а зависимости для их
определения приведены в табл. 6.40.
Рис. 6.36. Основные геометрические параметры червячной передачи
Таблица 6.40
Зависимости для определения основных параметров червячной передачи
Параметр Обозначение Червячное колесо Червяк
Модуль зацепления осевой т Рекомендуемые значения - 1,5;2;2,5;3;4;5;6;8; 10; 12; 16;20
Число зубьев, число заходов 2 г? > 26 — 60 = 112] -7=1^4
Число модулей в с1] ч Рекомендуемые значения - 6;8;9; 10; 11; 12; 13; 14; 16;20
Делительный диаметр <1 Д>= т :2 (11= тд
Начальный диаметр червяка с101 = т(д+2х)
Угол подъема витка червяка У у^гс^/хцд)
Диаметр окружности выступов (1а с1 а2 = сГ + 2 т(1 +.т) с1 а1= с1] + 2 т
Диаметры впадин <7С = (:2-2,4)т+2хт с1ц = <1 2,4/»
Наружный диаметр колеса ^ам2 ^ам2< ^,2 + 6т/ (=! + 2)
Длина резьбы червяка Ь1 -7 = 1 ...3 Ь2=<0, 75(1,1 л; = 1и 2 Ъ р2(11+0,006 :2) т;
Ширина венца колеса ъ2 2;-4 Ъ2 = < 0, 674^! 21 = 3 и 4 Ъ!>(12,5+0,09 :2) т
Передаточное отношение и 12 и12 =~2 /-1
Межосевое расстояние аш аш = 0,5 ( с12 + с1]+2хт)=й,5т(с{+:2+2х)
Коэффициент смещения X х=( Ощ/т - 0.5(с| 1 у2)
Модулем червячного колеса и червяка служит т = р/л, где р - делительный окружной шаг зубьев колеса или де-
лительный осевой шаг витков червяка, называемый расчетным шагом.
У многовитковых червяков р/ = р 12д = ЛП17 , где р = лт - расчетный осевой шаг червяка; 7[ = 1<4.
Делительный диаметр червяка, т.е. где толщина витка равна ширине впадины, равен
<Г = —!— = срп.
где д - коэффициент диаметра червяка.
2а
? = —--2-
т
Для предварительных расчетов с||ГИ|1 = 0,21272.
у - угол подъема витка червяка по цилиндру делительного диаметра
у = 71 /ц .
Наиболее часто применяемые значения коэффициентов диаметра червяка с| и значения углов подъема у витков червяка
в зависимости от числа их заходов г\ даны в табл. 6.41.
Направление винтовой линии витка червяка - правое ( левое - применять не рекомендуется).
Делительный диаметр червячного колеса
<12= Ш 72.
Межосевое расстояние
ат = 0,5ш(д+г2).
Таблица 6.41
Углы подъема у витка червяка по цилиндру делительного диаметра
21 Значения д
16 14 13 12 11 10 8
Значения у
1 3°34'35" 4°05'08" 4°23'55" 4°45'49" 5° 1Г 40" 5°42' 38" 6°20' 25" 7°07'30"
2 7°07'30" 8°07'48" 8°44'46" 9°27'44" 10° 18'17" 11°18'36" 12'31'44" 14°02'10"
3 10°37'10" 12°5'41" 12°59'41" 14°02'10" 15°15'18" 16°4Г57" 18°26'06" 20°33'22"
4 14°02'10" 15°56'43" 17°06'10" 18°25'06" 19°58'59" 2Г48'05" 23°57'45" 26°33'54"
В мелкомодульных передачах рекомендуется выбирать д с большим значением, так как жесткость червяка может ока-
заться недостаточной.
Необходимо учитывать, что точность однозаходных червяков выше многозаходных. Большое количество заходов чер-
вяка применять не рекомендуется, т. к. при этом увеличивается угол подъема винтовой линии, что приводит к повышенному
износу зубьев передачи из-за пониженной точности их изготовления. Число заходов червяка свыше четырех применять не
рекомендуется (табл. 6.42). Для точных червячных передач (делительные устройства), применяют только однозаходные чер-
вяки.
Таблица 6.42
Рекомендуемое число заходов червяка
Передаточное отношение От 6,5 до 10 Свыше 10 до 15 Свыше 15 до 30 Свыше 30
Число заходов червяка 4 3 2 1
Примечание. Значение 7.1 червяка выбирают так, чтобы при необходимом передаточного отношения и^угол подъема витка червяка у был наибольшим, а число зубьев колеса находилось в пределах: Зз — 30^50 при передаваемой мощности <15 кет и 72 — 50 80 при передаваемой мощности >15 кВт.
Для червячных передач, в том числе редукторов и комбинированных, выполняемых в виде самостоятельных агрегатов,
значения д в различных сочетаниях с модулем т и числами витков приведены в табл. 6.43.
Направление витков червяка правое, левое направление витков применяют только в исключительных случаях.
Таблица 6.43
Рекомендуемые сочетания тио при /, = И 4
1
с е еТ- Г 1
Н;
/И 9 Угол подъема витка червяка у при
1 2 3 4
28 28 25,6 30 2°02'44" 4°05'08" 6°06'56" 8°07'48"
20 20 17,6 22 2°51’45" 5°42'38" 8°ЗГ51" 11°18'36"
1 14 14 11,6 16 4°05'08" 8°07'48" 12°05'41" 15°56'43"
9 9 6,6 И 6°20'25" 12°31’44" 18°26"06" 23°57'45"
28 42 38,4 45 2°02'44" 4°05'08" 6°06'56" 8°07'48"
1,5 20 30 26,4 33 2°5 1'45" 5°42'38" 8°31’51" 11°18'36"
14 21 17,4 24 4°05'08" 8°07'48" 12°05'41" 15°56'43"
9 13,5 9,9 16,5 6°20'25" 12°ЗГ44" ^“Зб'Об" 23°57'45"
26 52 47,2 56 2°12'09" 4°23'55" 6°34'55" 8°44'46"
О 19 38 33,2 42 3°00'46" 6°00'32" 8°58'21" 11°53'19"
2 13 26 21,2 30 4°23'55" 8°44'46" 12°59'41" 17°06' 10"
9 18 13,2 22 6°20'25" 12°ЗГ44" 18°26"06" 23°57'45"
24 60 54 65 2°23'09" 4°45'49" 7°07'30" 9°27'44"
2,5 18 45 39 50 3°10'47" 6°20'25" 9°27'44" 12°ЗГ44"
12 30 24 35 4°45'49" 9°27'44" 14°02'10" 18°26'06"
8 20 14 25 7°07'30" 14°02'10" 20°33"22" 26°33'54"
22 66 58,8 72 2°36'09” 5° И '40" 7045-55" 10°18'17”
17 51 43,8 57 3°21’59" 6°42'35" 10° 00’29" 13° 14'26"
5 12 36 28,8 42 4°45'49" 9°27'44" 14°02'10" 18° 26'06”
8 24 16,8 30 7°07'30" 14°02'10" 20°33"22" 26°33'54"
19 76 66,4 84 3°00'46" 6°00'32" 8°58'21" 11° 53' 19"
15 60 50,4 68 3°48'51" 7°35'41" 11°18"36" 14°55'53"
4 И 44 34,4 52 5° 11’40" 10°18’ 17” 15° 15’18” 19°58'59"
7 28 18,4 36 8°07'48” 15°56'43" 23°11’55" —
18 90 78 100 3°10'47" 6°20'25" 9°27'44" 12°ЗГ44"
5 14 70 58 80 4°05'08" 8°07'48" 12°05'41" 15°56'43"
10 50 38 60 5°42'38" 11°18'36" 16°4Г57" 21°48'05"
Окончание таблицы 6.43
6 7 35 23 45 8°07'48” 15°56'43" 23°11’55” -
17 102 87,6 114 3°21’59" 6°42'35" 10°00'29" 13°14'26"
13 78 63,6 90 4°23'55" 8°44'46" 12°59'41" 17°06' 10”
9 54 39,6 66 6°20'25" 12°ЗГ44” 18°26'06" 23°57'45"
7 42 27,6 54 8°07'48” 15°56'43" 23° 11'55” —
15 120 100,8 136 3°48'51” 7° 35'41" 11°18'36" 14°55'53”
И 88 68,8 104 5°п -40" 10°18'17" 15° 15'18” 19°58'59"
8 64 44,8 80 7°07'30” 14°02'10" 20°33'22" 26°33'54”
6 48 28,8 64 9°27'44" 18°26'06” 26°33'54” —
15 150 126 170 3°48'51” 7°35'41" 11°18'36" 14°55'53”
И 110 86 130 5° 11'40" 10°18'17" 15° 15'18” 19°58'59"
10 8 80 56 100 7°07'30” 14°02'10" 20°33'22" 26°33'54”
6 60 36 80 9°27'44" 18°26'06" 26°33'54” -
Примечание. При выборе числа ц из четырех значений, приведенных для каждого модуля, большие значения рекомендуется применять для червяков де-
лительных пар и насадных червяков, меньшие значения - для червяков силовых быстроходных передач.
В табл. 6.44 приведены примеры наиболее часто встречающихся сочетаний т (мм); </; л? и 7[ для некорригированных
цилиндрических червячных передач.
Таблица 6.44
Примеры возможных сочетаний основных параметров
некорригированных цилиндрических червячных передач
в зависимости от межосевого расстояния - а„ мм
мм Основные параметры: т (мм); д; г? :
40 1; 16; 64:1 2;10; 30:1
50 1,25; 16; 64:1 2;12; 38:1 2; 12;38:2 2; 12;38:4 2,5; 10; 30:1
63 1,5; 16; 68:1 3;10; 32:1 3; 10; 32:2 3; 10; 32:4 4; 9; 31:1 4; 9; 32:2
80 2;16; 64:1 2,5; 12; 52:1 2,5; 12; 52 : 2 2,5; 12; 52:4 4; 8; 32:2; 32:1
100 2,5; 16; 64 : 1 4; 10; 40:1 4; 10; 40:2 4; 10; 40 : 4 5; 9; 31:1 5; 9; 31:2
140 3,5; 12; 68 : 1 5;10; 46:1 5; 10; 46:2 5; 10; 46 : 4 7; 9; 31:1 7; 9; 31:2
160 4; 12; 68 : 1 5; 10; 54:1 5; 10; 54:2 5; 10; 54 : 4 8; 8; 32:1 8; 8; 32:2
180 4; 14; 76: 1 4,5;12;68:1 6; 10; 50:1 6; 10; 50:2 6; 10; 50:4 9; 8; 32:1
200 5; 12; 68 : 1 10;8; 32:1 10; 8; 32:2 10; 8; 32:4
225 4,5; 16; 84 : 1 6;12; 63:1 9; 8; 42:1 9; 8; 42 : 2 9; 8; 42:4
250 5; 16; 84 : 1 10; 8; 42:1 10; 8; 42:2 10; 8; 42 :4
280 7; 12; 68 : 1 8; 12; 58 : 1 14; 8; 32 : 1 8; 12; 58:2 14; 8; 32:2 8; 12; 58 : 4 14; 8; 32 :4 10; 10; 46:1 10; 10;46:2
Межосевое расстояние определяют по принятым табличным данным
аш = 0,5 т (72 +ц).
6.6.3. ЧЕРВЯЧНЫЕ ПЕРЕДАЧИ СО СМЕЩЕНИЕМ (С КОРРИГИРОВАНИЕМ)
Применяют при необходимости выдержать заданное или стандартное межосевое расстояние. Червячные передачи со
смещением, так же как и зубчатые со смещением, выполняют путем радиального смещения режущего инструмента относи-
тельно оси заготовки червячного колеса при нарезании. Для нарезания червячных колес без смещения и со смещением поль-
зуются одним и тем же инструментом, а так как червячная фреза и червяк должны иметь точно одинаковые размеры, то чер-
вячная передача со смещением (-1 <х <Г) выполняется за счет колеса.
При известном межосевом расстоянии аш коэффициент смещения инструмента определяют по формуле
где - 1< х< +1.
х = Ла /т = (аш! т) - 0,5( д+л,),
Фактическое значение межосевого расстояния с учетом коррекции определяют по формуле
а„ 0.5 1П (72 ц + 2х).
Отрицательные смещения применять не рекомендуют, т.к. возможно подрезание зуба колеса у основания.
Предельные значения межосевого расстояния
тт =0,5 (ба1 +1П7, сок2 ах);
Датах = т (0,5572 — 0,64 - 0,024ох) + 0,5 ба1,
где аш минимально допустимое значение межосевого расстояния из условия отсутствия подрезания зубьев; аш тах
максимальное допустимое значение межосевого расстояния из условия отсутствия заострения зубьев; ах - угол профиля в
осевом сечении витка червяка.
Если значение межосевого расстояния, полученное по формуле аш = 0,5 т (х2 +ц), выйдет за пределы аш |ГИ|1 > аш > аш тах,
то необходимо произвести смещение червяка или изменить параметры передачи.
Длину нарезанной части червяка /у рекомендуют определять по формулам табл.6.45.
Таблице 6.45
Зависимости для определения коэффициента смещения х и длины Ь} нарезанной части червяка
Смещение Число заходов 2]
X 1 и 2 3 и 4
-1 Ь] > (10,5 + 21)т Ь] > (10,5 + 21)т
-0,5 Ь] > (8 + 0,06 2т)т Ь] > (9,5 + 0,09 2т)т
0 Ь] > (11+ 0,06 2т)т />; > (12,5 + 0,09 2т)т
0,5 Ъ] > (11 +0,1 2?)т Ъ1> (12,5 +0,17 22)т
> 1 Ь] > (12 + 0,1 2т)т />;>(13 +0,1 г2)т
Примечания: 1. Отрицательные смещения х применять не рекомендуют, т.к. возможно подрезание зуба колеса у основания. 2. Смещение для червяка назначают в том случае, когда необходимо обеспечить заданное межосевое расстояние. 3. При промежуточных значениях х длину Ь] назначают по большему значению х.
Для шлифуемых червяков значения длины /у, полученной по формулам табл.6.45, следует увеличить:
при т <10 мм на 25 мм;
при т < (10...16) мм на 35-40 мм;
при т >16 мм на 50 мм.
При необходимости вычисленные значения длины /)> округляют в большую сторону
6.6.4. СКОРОСТЬ СКОЛЬЖЕНИЯ И СТЕПЕНИ ТОЧНОСТИ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Во время работы червячной передачи витки червяка скользят по зубьям червячного колеса.
Скорость скольжения и8 (рис. 6.37) направлена по касательной к винтовой линии делительного цилиндра червяка и
определяется из параллелограмма скоростей, где щ и и2 - окружные скорости червяка и колеса::
=------
соз у
(О,с1, иаз.с!, Г7 + тп,
—11 =-------- тМ + ~----------------!-
2созу 2созу 19100
(Г)
где щ= 0,5 со Д! 10'3- окружные скорости червяка, м/с;
/<2 0,5 со2б210'3- окружные скорости колеса, м/с;
со, и со2- угловые скорости червяка и колеса, рад/с;
с! и с12 - делительные диаметры червяка и колеса, мм;
щ - частота вращения червяка, мин'1.
Как видно из формулы (Г), всегда Большое скольжение в червячной передаче повышает износ зубьев червячного
колеса, увеличивает склонность к схватыванию и задирам.
Рис. 6.37. Схема определения скорости скольжения в червячной передаче
Для червячных передач предусмотрено 12 степеней точности. Для силовых передач наибольшее применение имеют 7-я
(при и8 <10 м/с) и 8-я (при о8 < 5 м/с) степени точности (табл. 6.46).
Таблица 6.46
Рекомендуемая степень точности для силовых червячных передач
Степень точно- сти (не ниже) Скорость сколь- жения щ, м/с Обработка Примечание
7 10 Червяк закален, шлифован и полирован. Колесо нарезается шлифованными чер- вячными фрезами. Обкатка под нагрузкой Передачи с повышенными скоростями и малым шумом, с повышенными требо- ваниями к габаритам
8 5 Допускается червяк с НВ<350, нешлифо- ванный. Колесо нарезается шлифованной червячной фрезой. Обкатка под нагрузкой Передачи среднескоростные со средни- ми требованиями по шуму, габаритам и точности
9 2 Червяк с НВ<350, не шлифуется. Колесо нарезается любым способом Передачи низкоскоростные, кратковре- менно работающие и ручные с пони- женными требованиями
Передаточное число и червячной передачи определяют по условию, что за каждый оборот червяка колесо поворачива-
ется на число зубьев, равное числу витков червяка: со, г2 и = — = —’ й)2
где и со2 - угловые скорости червяка и колеса; и число витков червяка и число зубьев колеса.
Рекомендации по выбору щ приведены в табл. 6.42.
Для исключения подреза основания ножки зуба колеса принимают х2> 26.
Оптимальным является х2 = 40-60.
Диапазон передаточных чисел в этих передачах и = 10:80.
6.6.5. СИЛЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В ЧЕРВЯЧНОМ ЗАЦЕПЛЕНИИ
В червячной передаче при вращении червяка нагрузка воспринимается червяком через момент Т и колесом через мо-
мент Т2 (рис. 6.38, а). Так как червяк и колесо воспринимают нагрузку через пятно контакта, то равнодействующая для за-
цепления нормальная сила Р„ будет направлена в полюсе зацепления П по нормали к рабочей поверхности витка червяка и
составит с осью червяка угол а = 20°. Как и в зубчатых передачах, сила червяка воспринимается не одним, а несколькими
зубьями колеса. Для рассмотрения сил, действующих в зацеплении червяка и колеса, представим силу их взаимодействия Р„
составляющими силами (рис. 6.38, б):
где для червяка:
Ра! - осевая. Рг! - радиальная. Р/г - окружная;
для колеса:
Ра2~ осевая, Рг2. - радиальная. Р12-окружная.
Рис. 6.38. Схема сил, действующих в червячном зацеплении
Из представленной схемы сил на рис. 6.38, б и в. получим зависимость:
окружная сила на червячном колесе Р12 численно равна осевой силе Га| на червяке
Р 12 Д </ - Т2/Р.
окружная сила на червяке Г(1 численно равна осевой силе Ра2 на червячном колесе
^=^,= 2^ = 5^.
чч
где ц - КПД передачи.
Радиальная сила на червяке Рг1 численно равна радиальной силе на колесе Рг2
Р,-1 = Р, 2. = Р,2 а-
Направления осевых сил червяка и червячного колеса зависят от направления вращения червяка, а также от направле-
ния линии витка. Направление силы Ра всегда совпадает с направлением вращения колеса, а сила Рп направлена в сторону, про-
тивоположную вращению червяка (рис.6.38, б).
Расчеты на прочность червяка. На рис.6.39 представлены эпюры изгибающих моментов и составляющих сил, дей-
ствующих на червяк.
Максимальные изгибающие моменты, действующие на червяк:
от силы Р, '. М - р —
'' '' 4
от силы Р,г. м„ = Р„-\
" п 4
от силы Р,2 = Ра1-. м , = Р „ —
12 12 4
Рис 6.39. Эпюры изгибающих моментов и составляющих сил для червяка
Расстояние между серединами опор вала червяка при приближенном расчете можно принимать / = (0,9М ,О)сК
Полный изгибающий момент в опасном сечении червяка
М11т.а = у1м;[+(МГ+М12у.
Номинальные значения напряжений в среднем опасном сечении на червяке определяют как для цилиндрического бру-
са диаметром, равным диаметру впадин червяка - Д;.
Максимальное нормальное напряжение от изгиба::
ж?!,
= Т /(_______И)
1 И тах ' ' 22 '
Нормальное напряжение растяжения (сжатия) от силы Ра1:
Максимальное касательное напряжение кручения от силы Р, :
ж/л
г = Г, /(—
1 16
Условие прочности может быть представлено в следующем виде, который является приближенным, поскольку не учи-
тывает ряд факторов, влияющих на прочность червяка.
ст = +сгр)2 + 3г
Допускаемое напряжение принимают, как для симметричного цикла [с.1]я, по табл. 6.47.
Таблица 6.47
Допускаемые напряжения [оДи при приближенном расчете червяка на прочность
Марка стали Характер термообработки Допускаемое напряжение [о.1]и, МПа
35 Нормализация 55
45 Нормализация 60
45 Улучшение 70
Стб Нормализация 60
15ХА Цементация 65
12ХНЗА Цементация 70
38Х2МЮА Закалка 90
На основании эмпирических данных установлена зависимость предела выносливости от других прочностных характе-
ристик, например:
<5_х~ 0,43 ов - для углеродистой стали;
0,35 ов+ (70... 120) Н/мм2-для легированной стали.
Допускаемые напряжения изгиба определяют при расчете прочности зубьев с учетом двухстороннего действия нагруз-
ки, изменяющейся по симметричному циклу:
[а.1Ь=(0,18...0,22)[а.1],
где 0,18. ..0,2 - при цементации и поверхностной закалке;
0,2.. .0,22 - при нормализации, улучшении и объемной закалке (табл. 6.47).
Уточненный расчет на прочность производят по размерам, взятым с выполненного чертежа. Расчет сводится к опре-
делению коэффициента запаса прочности в опасном сечении.
Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Единых
норм для допускаемой стрелы прогиба [/] червяка не существует, обычно принимают [/] = (т/200 т/100).
При симметричном расположении опор (рис. 6.39) стрелу прогиба определяют по формуле
/3Лд2+Д2
----<_
^ЕЛ„р
где Е = 2,1 • 105 Н/мм2 - модуль продольной упругости для стали; I - расстояние между опорами, мм; }пр - приведенный
момент инерции сечения червяка, мм4, определяемый по выражению
лг7п (1 ,
= -^(0,375 + 0,625-^).
64
Как видно из формулы, у -__Д., т. е. здесь учтено увеличение жесткости червяка за счет витков резьбы.
"р 64
В случае неудовлетворительных результатов, полученных при расчете на прочность и жесткость, приходится увеличи-
вать коэффициент диаметра червяка ц. в отдельных случаях даже отклоняясь от стандартных значений. Уменьшение рассто-
яния между опорами по конструктивным соображениям трудно осуществимо, но все же к этому надо стремиться.
Если вал червяка опирается с одной стороны на сдвоенный радиально-упорный подшипник, а с другой - на радиаль-
ный подшипник, то его условно можно рассматривать как балку, одним концом защемленную, а другим - шарнирно опер-
тую. В этом случае стрела прогиба при той же длине червяка будет меньше.
6.6.6. МАТЕРИАЛЫ ЧЕРВЯЧНОЙ ПАРЫ
В связи с тем, что в зоне контакта червяка и колеса постоянно присутствует трение скольжения, то необходимо подби-
рать такие материалы, которые образовывали антифрикционную пару, обладали высокой прочностью, износостойкостью и
сопротивляемостью к схватыванию и задирам, в зависимости от скорости скольжения в зацеплении.
Червяки изготовляют, в соответствии с существующей практикой, из среднеуглеродистых сталей марок Сталь 40, 45.
50 или легированных сталей марок Сталь 40Х, 40ХН с поверхностной или объемной закалкой до твердости НКС = 45...53
( табл. 6.22). При необходимости, по условиям работы, производится шлифование и полирование рабочих поверхностей
витков.
Устойчивую работу передачи обеспечивают червяки из цементируемых сталей (Сталь 15Х, 20Х и др.) с твердостью
после закалки НКС = 56...63.
Витки червяка по материалу и форме значительно прочнее зубьев червячного колеса, поэтому больше внимания уде-
ляют подбору материалов, конструкции и расчетам на прочность зубьев червячного колеса.
Червячные колеса изготовляют, как правило, составными. Зубчатые венцы червячных колес изготовляют преимуще-
ственно из антифрикционных материалов (бронзы, антифрикционные чугуны). Причем выбор марки материала зависит от
скорости скольжения ц5 и длительности работы червячной пары. Ступицы могут быть изготовлены из конструкционной ста-
ли или серого чугуна (табл. 6.48).
Соединение проверяют на смятие по материалу венца (бронзе) при стальном колесном центре и по материалу колесно-
го центра, если он выполнен из чугуна. Допускаемое напряжение смятия [асм] < 0,3 ат для бронзы и [асм] < 0,4 аВ11 для чугуна.
Болты проверяют на срез [тср] < 0,25 ат и стенки отверстий на смятие [асм] < 0,3 ат для бронзы и при чугунном колесном цен-
тре [асм] < 0,4 аВ11.
При выборе материала колеса предварительно определяют ожидаемую скорость скольжения по эмпирической фор-
муле:
~ 4,3гщ» 31=- *
103 2
где ч, - в м/с; со2 - угловая скорость колеса, рад/с; Т2 - номинальный момент на колесе, Н-м; и = со^со, - передаточное
отношение.
Таблица 6.48
Механические характеристики материалов для червяков и венцов червячных колес
Условия работы передачи щ, м/с Червячное колесо Червяк
материал Св °т марка стали твердость
МПа
Открытые передачи небольшой мощности (с ручным приводом) <2 СЧ15; СЧ20; СЧЗО 314 397 490 — Сталь 45 НВ 300-350
Закрытые передачи с машинным приводом <4 БрАЖ9-4 БрАЖН 10-4-4 БрАМцЮ-2 450 600 500 200 200 40ХН ЗОХГН ЗОХГС 20ХНЗА 38ХГН НКС 45-50
Закрытые передачи с машинным приводом 4-10 БрОЦС6-6-3 БрО5Ц5С5 БрОЗЦ6С5Н1 160 200 206 90 90 90 45; 40ХН; 20Х; 20ХНЗА НКС 45-50
Закрытые передачи с машинным приводом >10 БрОЮФ1 БрОЮН1Ф1 БрОНФЮ-1-1 245 285 290 195 165 170 40ХН; 20Х; ЗОХГС 20ХНЗА НКС 45-60
Практика показала, что срок службы бронзовых венцов червячных колес сильно зависит от способа отливки загото-
вок. Большее сопротивление изнашиванию оказывают зубья венцов, отлитых центробежным способом.
Для наиболее распространенных материалов венцов червячных колес приведены механические характеристики в
табл. 6.49.
Таблица 6.49
Механические характеристики материалов венцов червячных колес
Группа Марка бронзы, чугуна Способ отливки Предел текучести от Предел прочности при растяжении ов Предел прочности при изгибе овп Скорость скольжения щ, м/с
Н/мм2
1 БрОЮН1Ф1 Центробежный 165 285 — >5
БрОЮФ1 В кокиль 195 245 — >5
В землю 132 215 — >5
БрО5Ц5С5 В кокиль 90 200 — >5
В землю 80 145 — >5
2 БрА9ЖЗЛ Центробежный 200 500 — 2- -5
В кокиль 195 490 — 2- -5
В землю 195 392 — 2- -5
БрА10ЖЗМц1,5 В кокиль 360 550 — 2- -5
В землю 300 450 — 2- -5
ЛЦ23А6ЖЗМц2 Центробежный 330 500 — 2- -5
В кокиль 295 450 — 2- -5
В землю 260 400 — 2- -5
3 СЧ12.СЧ15 В землю — 315 280 <2
СЧ18 В землю — 355 290 <2
Виды разрушения зубьев червячных колес. В червячной паре менее прочным элементом является зуб колеса, для
которого возможны все виды разрушений и повреждений, встречающиеся в зубчатых передачах, т. е. усталостное выкраши-
вание, изнашивание, схватывание и поломка зубьев. Из перечисленного наиболее редко встречается поломка зубьев колеса.
В передачах с колесами из оловянных бронз (мягкие материалы) усталостное выкрашивание рабочих поверхностей
зубьев колеса наиболее опасно. Возможно и схватывание, которое проявляется в намазывании бронзы на червяк; сечение
зуба постепенно уменьшается, при этом передача может еще продолжать работать длительное время.
Схватывание в венцах колес из твердых бронз (алюминиевых) переходит в задир с последующим катастрофическим из-
нашиванием зубьев колеса частицами бронзы, приварившимися к виткам червяка. Этот вид разрушения зубьев встречается
наиболее часто.
Для предупреждения схватывания рекомендуется тщательно обрабатывать поверхности витков и зубьев, применять ма-
териалы с высокими антифрикционными свойствами.
Изнашивание зубьев колес червячных передач зависит от степени загрязненности масла, точности монтажа, частоты
пусков и остановок, а также от значений контактных напряжений.
Излом зубьев червячных колес происходит в большинстве случаев после изнашивания.
Допускаемые напряжения для материалов венцов червячных колес. Допускаемые напряжения вычисляют по
эмпирическим формулам в зависимости от материала зубьев колеса, твердости витков червяка, скорости скольжения и
ресурса (табл. 6.50).
Таблица 6.50
Допускаемые напряжения для материалов венцов червячных колес
Г руппа Червяк < 350 НВ Червяк >45 НКС Нереверсивная передача Реверсивная передача
по таблице 6.49 [а]н.Н/мм2 | || Н/мм2
1 С„0,75авКщ. С„0,9авКш. (0,08 ав+0,25 ат)КР1. 0,16 ав 1<ц
2 250-25о, 300-25о,
3 175 -35о, 200-35о, 0,12авпКР1. 0,075авпКн.
Допускаемые напряжения на контактную прочность [а]н для бронз (БрОЮН1Ф1, БрОЮФГ) и др. определяют так-
же из условия сопротивления усталостному выкрашиванию рабочих поверхностей зубьев:
Ия - С,[с]но КН1.
где КН1~ коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность,
НЬ“ЪГ
где А- число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи. Если А>25-107, то его при-
нимают равным 25-107;
С„ - коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания зуба колеса в зависимости от скорости скольжения о,
(табл. 6.51).
Таблица 6.51
Значения коэффициента С,
о, м/с 1 2 3 4 5 6 7 >8
с„ 1,33 1,21 1,11 1,02 0,95 0,88 0,83 0,80
[ст]яо - допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов
перемены напряжений 107.
[о-]яо= (0,6-4),9)сВ;
где ав - предел прочности бронзы при растяжении (табл. 6.48 и 6.49).
Большие значения [<т]Яо принимают для червяков с твердостью витков НВ.С > 45.
В качестве примера в табл. 6.52 даны значения пределов прочности бронз.
Таблица 6.52
___________________________________________Значения пределов прочности, МПа_______________________________________
Марка бронзы Способ отливки [о] но [о] ЕО [о]-1ЕО
Бр.ОФЮ-1 В землю 180 55 38
В металлическую форму 230 70 50
Бр. ОНФЮ-1-1 Центробежный 260 80 56
Для оловянных бронз [а] н определяют из выражения
Мн = &но К щ.
Для оловянных бронз можно принять [а]н =40.85...0,9) ств при шлифованном и полированном червяке с твердостью
НКС > 45 и [а]н~ С„ 0,75 я,.-при других условиях (С,, по табл. 6.51).
Для безоловянных бронз и латуней (БрА9ЖЗЛ, ЛЦ23А6ЖЗМц2 и др.) [а]н определяют из условия сопротивления за-
еданию
/о7я= (250...300)-25о5.
Большие значения [а] н принимают для червяков с твердостью витков НКС >45.
Для чугунов (СЧ12, СЧ15 и др.) [а]н определяют из условия сопротивления схватыванию:
/я/я = 175 -35 о,..
где [а]н-в Н/мм"; о, - в м/с.
Для всех червячных передач (независимо от материала зуба колеса) при расположении червяка вне масляной ванны
значения /ст/яуменьшают на 15 %.
Рекомендуемая недогрузка передачи (оя</о7я) не более 10% и перегрузка (егн>[а]н) Д° 5%.
Допускаемые напряжения изгиба
М г Мео Кее
Мео~допускаемое контактное напряжение изгиба при нереверсивной нагрузке;
М 1ео~ допускаемое контактное напряжение изгиба при реверсивной нагрузке;
Кр1 - коэффициент долговечности при расчете на изгиб:
к -Ж
V А
где К - число циклов нагружения зубьев червячного колеса.
Если А < 106, то его принимают равным 106.
Если А> 25 -107, то его принимают равным 25-107.
Для бронзовых колес - 0,54 < КР1< 1; для чугунных колес - Иц =1.
6.6.7. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
В червячных передачах, аналогично зубчатым, зубья червячного колеса рассчитывают на контактную прочность и на
изгиб. В червячных передачах, кроме выкрашивания рабочих поверхностей зубьев, велика опасность схватывания и задиров,
которые зависят от значений контактных напряжений [а]н (табл. 6.53).
Таблица 6.53
Значения контактных напряжений и напряжений изгиба
Материал венца Способ отливки При ц, н м/с Ы но Ы-1 но
0,5 1 2 з 4 5
Ын
Бр. АЖ9-4 В кокиль 182 179 173 167 161 150 108 83
Бр. АЖН10-4-4Л В кокиль 196 192 187 181 175 164 130 98
СЧ15 В землю 180 140 110 - — - — —
Поэтому для всех червячных передач расчет по контактным напряжениям является основным, а расчет по напряжени-
ям изгиба - проверочным.
Проверочный расчет червячных передач выполняется по контактному напряжению, вычисляемому по формуле
где б/7, А - диаметры червяка и колеса, мм; Е12 = Еа1 = 2Т2 • 103 /<12. - окружная сила на червячном колесе, Н; К - коэффи-
циент нагрузки. При удовлетворительной точности изготовления и постоянной нагрузке принимают: К=1 при т>2 <3 м/с; К=
1,1... 1,3 при тэ2 > 3 м/с, где щ= 0,5 со2<12 • 10'3 м/с - окружная скорость колеса ;
/ст/я- расчетное контактное напряжение для поверхностей зубьев и витков в зоне зацепления, Н/мм2;
/°7я = С0[<о]НоКн2
где КН1~ коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность,
/107
К -6_______, где - число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи. Если
ж V А
А>25-107, то его принимают равным 25-107;
С, - коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания зуба колеса в зависимости от скорости скольжения
(табл. 6.51);
[а]но ~ допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов
перемены напряжений 107;
[а]но= (0,75.,.0,9)ав где ав - предел прочности бронзы при растяжении. Большие значения ано принимают для червя-
ков с твердостью витков НКС > 45.
Значения пределов прочности [а]нои[а]!Ов табл. 6.52.
Проверочный расчет червячных передач по напряжениям изгиба выполняется по формуле
аЕ2=0,7ТЕ2^К<[а]Р2,
1>нп
где <">| 2 - расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зубьев червячного колеса;
Ун2-коэффициент формы зуба колеса, который выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев зо2 (табл. 6.54).
Таблица 6.54
Коэффициент Тр2 для червячных колес
4,2 Ур2 4,2 Ур2 4,2 Ур2
28 1,80 40 1,55 100 1,30
30 1,76 45 1,48 1,50 1,27
32 1,71 50 1,45 300 1,24
35 1,64 60 1,40
37 1,61 80 1,34
Так как зуб червячного колеса имеет угол наклона у, то эквивалентное число зубьев зо2 определяют по формуле
С08^ /
Допускаемое напряжение изгиба [а]Р зубьев колеса зависит от материала, ресурса и характера нагрузки (табл. 6.55).
Таблица 6.55
Допускаемые напряжения изгиба |о|/для материалов червячных колес
Материал венца колеса Нереверсивная передача (работа зубьев одной стороной) Реверсивная передача (работа зубьев обеими сторонами)
Бронза, латунь [°]е = (0,08/оД + 0,25 ат) КРВ [о]Р= 0,16/сг/ ВКРВ
Чугун [о]Р= 0,12/сг/ вцКп [о] Р =0,075[о] ВцКРВ
Примечания; 1. К?р — коэффициент долговечности при расчете червячных передач на изгиб. 2. , Овп~ предел текучести и пределы прочности материала, Н/мм2 (см. табл.6.49).
где И - число циклов нагружения зубьев червячного колеса.
Если X < 106, то его принимают равным 10".
Если А> 25• 107, то его принимают равным 25-107.
Для бронзовых колес - 0,54 < КР1< 1; для чугунных - КРЬ =1.
Пример
Определение допускаемых напряжений для проектного и проверочного расчетов червячного зубчатого зацепления.
Рис. 6.40. Схема червячного зубчатого зацепления, используемая в примере
Вращающий момент на валу колеса Т2 = 730 Е1-м при угловой скорости червячного колеса со, = 4,7 м/с. Передаточное
число и = 21,4.
Ресурс (срок службы) передачи Д = 15 -103 ч . Передача реверсивная. Нагрузка, близкая к постоянной.
Вычисление
Материалы венца колеса и червяка. Ожидаемая скорость скольжения в зацеплении
4,Зет, и , г—
~ ’ 2 . з т =
103 2
4 3-4 7-Т1 4 ।---
-----’ ~ ’ ^730м/с = 3,9м/с.
103
Для изготовления зубчатого колеса выбираем по табл. 6.48 материал венца бронзу БрА9жЗЛ, отливка в кокиль, ав =
490 Н/мм2 и ат= 195 Н/мм2 .
Для червяка - сталь 40Х с термообработкой улучшение до твердости 269...302 НВ и закалка ТВЧ до твердости по-
верхности витков 45...50 НЕС.
Определение допускаемых напряжений. Допускаемые контактные напряжения для бронз определяем по формуле
[а]н= (250: 300) - 25 о,. Н/мм2 = 300 - 25-3,9 = 202,5 Н/мм2
Допускаемые напряжения изгиба в зависимости от циклов нагружения колеса
Д, = 573соД, = 573 -4,7-15-103 = 40,4-106
Коэффициент долговечности червячного колеса
106
40,4-10'
= 0,87 -
При этом допускаемые напряжения изгиба
[а]Р = Ъ,\6[а]вКРЬ = 0,16- 490-0,87 = 68,3 Н/мм2.
Определение межосевого расстояния передачи производим по формуле
/ г-> - ЙЗО-Ю3 1Г<)„
я > 61 • з г ~ ~ 61-1--------—мм = 158,7мм.
М V 202.5-
Округляем полученное значение до стандартного - аш = 160 мм.
Определяем передаточное отношение и. Если принять число заходов червяка = 2, то число зубьев червячного колеса
72=7!' и = 2-21,4 = 42,8, которое округляем до 7? = 43.
Фактическое и = 43/2 = 21,5.
Модуль червячного зацепления определяем по формуле
т = (1,5...1,7) аю/г2 = (1,5...1,7) 160/43 мм = 5,58...6,33 мм.
Принимаем стандартное значение 6,3 мм.
Коэффициент диаметра червяка //„„„ = 0,212 72= 0,212 • 43 = 9,1. Принимаем стандартное значение //10.
Коэффициент смещения инструмента определяем по формуле х = (аш/ т ) - 0,5( д+а?) = 160/6,3 - 0,5(10+43) = -1,1, что
выходит за пределы -1< х< +1. Уменьшить с| 10 нельзя, потому что оно близко к цтт. Уменьшаем 72 = 42, тогда получим х
= -0,6.
Фактическое передаточное число иф = 721т.\ = 42 /2 = 21.
Основные геометрические параметры червяка и червячного колеса
Червяк:
Делительный диаметр червяка с! = цт = 10-6,3 = 63 мм.
Наружный диаметр червяка <1а1 = с! + 2т = 63 + 2 • 6,3 = 75,6 мм.
Длина нарезной части червяка й;>(71+0.006::пп = (11+ 0,06 • 42) 6,3 = 85 мм.
Делительный угол подъема линии витка у =агс1р( ср/д) = агар (2/10) = 1 Г18’36”.
Колесо:
Делительный диаметр колеса <12 = Ш72 = 6,3 • 42 = 264,6 мм.
Диаметр вершин зубьев Д,2 = Д- I 2 т(1+х) = 264,6 + 2-6,3 (1+ (-0,6)) = 269,64 мм.
Наибольший диаметр колеса Да,2< Д2 + 6т/(з, + 2) = 269,64 + 6 • 6,3 / (2+ 2) = 279 мм.
Ширина колеса Ъ2 = < 0, 75<1а1 =0,75- 75,6 мм = 56,7. Принимаем 57 мм.
Фактическая скорость скольжения
008/ 2со8/ 2со8/
21-4,7-0,063
2-со81Г18'36"
м / с = 3,2л/ / с.
Силы в червячном зацеплении. Окружная на колесе и осевая на червяке:
Окружная сила на червячном колесе Р12 численно равна осевой силе Ра1 на червяке
Р12=Ра1=/ТМ2 = 2- 730-103/ 264,6 Н = 5520 Н.
Окружная сила на червяке Рг1 численно равна осевой силе Ра2 на червячном колесе
2Т
Р.1=Ра2=^Р-
/./
ЧП
5520-2
10-0,85
Я = 1300Н.
Радиальная сила на червяке РГ1 численно равна радиальной силе на колесе Рг2
Рг1 = Рг2. = Р,218 а= 5520 Д 20° Н = 2010 Н.
Окружная скорость колеса
о2= 0,5 со2<1210'3, м/с = 0,5- 4,7- 0,2646 м/с = 0,62 м/с.
Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям. Уточняем ранее определенное значение
[а]н= (250=300) - 25 о5. Н/мм2 = 300 - 25-3,2 = 220 Н/мм2.
Определяем расчетное контактное напряжение при К=1
I Р I 55 20
= 340- —^-^=340- ---------1 = 196Я/мм2 < Гсг„] = 220Я/мм2.
\с)^2 у 63-264,6
Требуемое условие соблюдается.
Проверка зубьев колеса по изгибающим напряжениям. Эквивалентное число зубьев:
ги2 = —Ц—= 42 / соя31 Г18’36” = 45.
СО8 /
Определяем расчетное изгибное напряжение при У/2 1,48
<7Р = 0,7У>2
—0,7-1,48 55204-16/7/мм2 <Н =69,6Я/мм2.
Ъ2т 57-6,3 1 2
Требуемое условие соблюдается.
6.6.8. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Работа червячной передачи сопровождается непрерывным скольжением витков червяка по боковой поверхности зубь-
ев червячной шестерни. В зависимости от свойств трущихся материалов и наличия смазки между трущимися поверхностями
зависят потери передаваемой мощности, износ поверхностей и температура в зоне контакта. Все эти потери оцениваются в
общем случае коэффициентом полезного действия (КПД) червячной передачи - т).
1] = Пп Лс Пз Пв,
где т|п - КПД учитывающий потери в подшипниках; для подшипников качения т|п 0.99-0.995; для подшипников
скольжения т|п = 0,97 +0,99; т|с - КПД, учитывающий гидравлические потери, связанные с перемешиванием и разбрызгива-
нием масла в корпусе передачи; при средних скоростях т|с =0,97 =0,98; т|3-КПД, учитывающий потери в зубчатом зацепле-
нии, т|3 = 1-2,3 1/х2), где// 1,25 /Пр. /Пр - приведенный коэффициент трения; т|в - КПД, учитывающий потери как в
винтовой паре на самоторможение, т|в< 0,5.
Значение т|в - КПД, учитывающего потери в винтовой паре, которые составляют основную часть всех потерь в переда-
че, можно получить из зависимости
= Г8Г
г§(у + (р')
При проектных расчетах при оценке КПД можно воспользоваться зависимостью
/7 = (0,95 = 0,96)---,
где /р приведенный угол трения, зависящий от скорости скольжения щ; у - угол подъема витка червяка.
Таблица 6.56
Зависимость угла трения ' от приведенного коэффициента трения //р и скорости скольжения и,
в,, м/сек Г хПр <Р’ щ, м/сек Г хПр <Р’
0,01 0,11-0,12 6° 17'- 6°51’ 2,5 0,03-0,04 1°43'- 2° 17'
0,10 0,08-0,09 4°34'- 5°09' 3,0 0,028-0,035 1°36'- 2°00'
0,25 0,065-0,075 3°43'-4°17' 4,0 0,023-0,03 1°19'- 1°43'
0,5 0,055-0,065 3°09'- 3°43' 7,0 0,018-0,026 1°02'- 1°29'
1,0 0,045-0,055 2°35'- 3°09' 10 0,016-0,024 0°55'- 1°22'
1,5 0,04-0,05 2°17'-2°52' 15 0,014-0,020 0°48'- 1°09'
2,0 0,035-0,045 2°00'- 2°35'
В табл. 6.56 меньшие значения приведенного коэффициента трения/щ, соответствуют цементированным, шлифован-
ным и полированным червякам при тщательной приработке и сборке передачи и при обильной смазке маслом достаточной
вязкости.
Значения приведенного коэффициента трения/щ, и угла трения ер’ в зависимости от скорости скольжения р, получены
экспериментально для червячных передач на опорах с подшипниками качения, т. е. в этих значениях <р ’ учтены потери мощ-
ности в подшипниках качения, в зубчатом зацеплении и на размешивание и разбрызгивание масла. Величина <р ’ значительно
снижается при увеличении о5, так как при этом в зоне зацепления создаются благоприятные условия для образования масля-
ного клина.
Из формулы КПД следует, что с увеличением угла подъема линии витка у растет КПД передачи. Учитывая, что <р ’ =
/ с/. следует, что увеличение и уменьшение с/ в допустимых пределах обеспечивают повышение КПД червячной переда-
чи (табл. 6.57).
Таблица 6.57
Средние значения КПД червячных передач с учетом потерь в подшипниках
21 1 2 3 и 4
11 0,7+0,75 0,73+0,85 0,82+ 0,95
Примечание. Меныиее значение ц относится к передачам с венцом колеса из оловянной бронзы, большее значение ц - к передачам с венцом колеса из безоловянной бронзы, латуни или чугуна.
При у < <р ’ - условие для самотормозящей червячной пары, в которой невозможна передача движения от колеса к
червяку. При у = ер’ получаем т) < 0,5, следовательно КПД, для повышения самоторможения пары необходимо обеспе-
чить у < 0,5<р ’.
6.6.9. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Работа червячных передач сопровождается интенсивным выделением тепла. Для отвода тепла корпус редуктора с
наружной стороны выполняется с ребрами, внутрь редуктора заливается масло, которое при необходимости охлаждается в
процессе работы передачи и др. Если отвод тепла будет недостаточным, передача может перегреться. При перегреве сма-
зочные свойства масла резко ухудшаются и возникает опасность разрушения трущихся поверхностей червячной передачи.
Тепловой расчет червячной передачи для установившегося режима работы производят на основе теплового баланса,
т. е. равенства тепловыделения ()к и теплоотдачи 0о. По условию теплового баланса опасность перегрева передачи от-
сутствует при соблюдении условия
= <9<>; (1 ~ 11)Р1 = -Кт(1м_ б; )Л,
откуда
1м=1в+[(1-11)Р1 )]/КтЛ,
где Р - мощность на валу червяка, Вт; 1М - температура масла в корпусе редуктора; ее допустимое значение [1М] =
7О...9О°С; 1В - температура воздуха вне корпуса; в цеховых условиях обычно 1В = 20 °С; Кт - коэффициент теплопередачи;
для чугунных корпусов К. = 8... 17 Вт/м" • °С; А - площадь поверхности корпуса, .
При повторно-кратковременном режиме работы передачи проверку на нагрев выполняют по формуле
О Т.Т
Ы = Гм-(в=^в----<[Дф
*' в КТА 60
где ЕГ- сумма рабочих периодов в течение 1 ч, выраженная в мин.
Если при расчете окажется, что 1М > [1М], то можно использовать различные методы охлаждения: увеличить поверх-
ность охлаждения А. применяя охлаждающие ребра (в расчете учитывается только 50 % поверхности ребер); применить ис-
кусственное охлаждение, которое может осуществляться обдуванием корпуса воздухом с помощью встроенного вентилято-
ра, насаженного на вал червяка.
Вентилятор редуктора может быть выполнен аналогично конструкции вентилятора, применяемой в электродвигателе
(рис. 6.41). В этом случае Л', 18 : 24 Вт/м2-°С.
Для охлаждения масла рекомендуется использовать воду, проходящую через змеевик при скорости воды в трубе до 1
м/с или применить циркуляционную смазочную систему со специальным холодильником (рис. 6.42). В этом случае Кт = 80...
180 Вт/м2-°С.
Рис. 6.41. Червячный редуктор с воздушным охлаждением корпуса:
1 - вентилятор; 2 - кожух; 3 - решетка; 4, 5,6 - ребра
Рис. 6.42. Охлаждение масла водой, проходящей через змеевик
Рекомендуемое количество масла в ванне приблизительно 0,35 0,7 л на 1 кВт передаваемой мощности при условии
погружения колес в масло не более высоты зуба для быстроходных колес или витка червяка и ’/3 радиуса тихоходных колес.
Марку масла выбирают в зависимости от окружной скорости и нагруженности передачи.
Проектный расчет червячной цилиндрической передачи. Главным параметром червячной цилиндрической пере-
дачи является межосевое расстояние
ГУ
- 61 'з 7—Чт ’
ЦО’я]
где аш- межосевое расстояние, мм; [ан] - в Н/мм" (определение значения см. в проверочном расчете червячных пере-
дач); Т? - в Н'мм.
Полученное значение межосевого расстояния необходимо округлить до ближайшего значения из ряда линейных раз-
меров.
Определяют число заходов витков червяка 7[ по табл. 6.52.
Определяют число зубьев червячного колеса 72 = 7[и, где 72>26 (40=60).
Определяют модуль червячной цилиндрической передачи по формуле
т = (1,5=1,7) аш / 72.
Значение модуля округляют до значения по табл. 6.40.
Из условия жесткости определяют коэффициент диаметра червяка с| =(0,212 0,25)72.
Полученное значение д округляют до значения по табл. 6.43.
Чтобы червяк не был слишком тонким, д следует увеличивать с уменьшением т: тонкие червяки получают большие
прогибы, что нарушает правильность зацепления.
Определить коэффициент смещения инструмента х:
х = (аш/ т ) - 0,5( д+з2), где -1< х< +1.
Если при расчете х это условие не выполняется, то следует варьировать значениями д и г2. При этом з2 рекомендуется
изменить в пределах 1...2 зубьев, чтобы не превысить допускаемое отклонение передаточного числа Ли, а значение д при-
нять в пределах, предусмотренных табл. 6.44.
Определить фактическое передаточное число иф и проверить его отклонение Ли от заданного и:
, Ги,,-и]
иф= 7,/ 71; ДМ = %---100% < 4%.
и
Определить фактическое значение межосевого расстояния мм.
Определить основные геометрические размеры передачи, мм. При корригировании исполнительные размеры червяка
не изменяются; у червячного колеса делительный б/2 и начальный </и,2 диаметры совпадают, но изменяются диаметры вершин
б/,,2 и впадин б/;2.
Определить основные размеры червяка.
Определить основные размеры венца червячного колеса.
Полученные значения вычисленных параметров округляют до ближайшего значения из ряда линейных размеров и по-
вторяют расчеты, проведя при необходимости корректировку значений размеров параметров.
6.7. ПЛАНЕТАРНЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Планетарными называют зубчатые передачи, у которых передача движения с преобразованием передаточного числа
происходит при перемещении в зацеплении зубчатых колес. Наиболее распространенная однорядная планетарная передача.
Зубчатая передача на рис. 6.43 состоит из центрального колеса 1 с наружными зубьями, имеющего угловую скорость
со! неподвижного центрального (корончатого) колеса 3 с внутренними зубьями и промежуточных колес 2, которые находят-
ся в зацеплении с колесом 1 и 3. Оси этих колес 1 и 3 имеют жесткую связь Н между собой и с осью, которая имеет угловую
скорость сон При вращении колеса 1 промежуточные колеса 2 начинают перекатываться по наружному колесу 3 и своими
осями передают вращение ведомой оси с угловой скоростью сон. Сходство движения колес с движением планет дало переда-
че название - планетарной передачи. Промежуточные колеса 2 получили название - сателлиты, а жесткая связь Н. соединя-
ющая их оси с выходным валом, - называется водилом.
Взаимное положение колес и обозначение основных размеров приведены на рис. 6.43.
Рис. 6.43. Схема однорядной планетарной передачи
При неподвижном колесе 3 движение может передаваться от колеса 1 к водилу Н или наоборот. Если в планетарной
передаче сделать подвижными все звенья, т. е. оба колеса и водило, то такую передачу называют дифференциалом. С помо-
щью дифференциала одно движение можно разложить на два или два сложить в одно. Например, движение от колеса 3
можно передавать одновременно колесу 1 и водилу //или от колес 1 и 3 водилу Ни т. д.
В планетарных передачах применяются не только цилиндрические, но и конические колеса. Зубья могут быть прямые
и косые.
Для получения нужного передаточного числа планетарная передача может быть многорядной, многоступенчатой. При
этом каждый ряд может иметь отличительные особенности в конструкции, но входные и выходные валы, как правило, рас-
полагаются на одной оси.
Широкие кинематические возможности планетарной передачи являются одним из основных ее достоинств и позволя-
ют использовать передачу как редуктор с постоянным передаточным отношением; как коробку скоростей, передаточное
отношение в которой изменяют путем поочередного торможения различных звеньев; как дифференциальный механизм.
Вторым достоинством планетарной передачи является компактность, а также малая масса.
Передаточное число планетарных передач. При определении передаточного числа планетарной передачи использу-
ют метод остановки водила или метод обращенного движения. По этому методу всей планетарной передаче мысленно со-
общается вращение с угловой скоростью водила сон, но в обратном направлении. При этом водило становится неподвижным,
а колесо 3 освобождается. Получается так называемый обращенный механизм, представляющий собой обычную неплане-
тарную передачу (редуктор), у которой геометрические оси всех колес неподвижны. Сателлиты при этом становятся проме-
жуточными (паразитными) колесами. Паразитные колеса, не меняя передаточного отношения передачи, изменяют направ-
ление вращения ведомого колеса.
В качестве примера определения передаточного числа рассмотрим планетарную передачу, изображенную на рис. 6.43.,
при передаче движения от колеса 1 к водилу Н.
Для обращенного механизма этой передачи получим следующие результаты (табл. 6.58).
Таблица 6.58
Результаты обратного вращения механизма
Звенья передачи Фактическая ш Результат обращения с (- <>)ц )
Колесо 7! 03] ОЭ1 — ОЭд
Колесо 73 оэ3 — ®н
Водило Н Юн сон-сон=О
и'= (со!- сон)/((со3 - сод) = - (х3/х,), (2)
где со! - сон и со3 - сон - соответственно угловые скорости колес 1 и 3 относительно водила Н; с, и 73 - соответственно
числа зубьев колес 1 и 3.
Здесь существенное значение имеет знак передаточного числа. Принято передаточное число считать положительным,
если в обращенном механизме ведущее и ведомое звенья вращаются в одну сторону, и отрицательным, если в разные сторо-
ны. В рассматриваемом обращенном механизме колеса 1 и 3 вращаются в разные стороны.
Для реальной планетарной передачи, у которой в большинстве случаев колесо 3 закреплено неподвижно, колесо 1 яв-
ляется ведущим, а водило Н - ведомым, из формулы (2) при со3 = 0 получим
(С01 - сон)/( - юн) = - (х3/х,),
- (СО1/СОН) +1 = - (Х3/Х!),
ИЛИ
II = СО1/СОН = 1 + (73/71).
Для других видов планетарных передач передаточное число определяется таким же методом.
Подбор чисел зубьев планетарных передач. На практике наибольшее распространение получила планетарная одно-
рядная прямозубая передача (рис.6.43), расчет которой и рассматривается ниже.
Числом зубьев центральной шестерни 1 задаются из условия неподрезания ножки зуба, принимая для нее 71 > 17 .
Число зубьев неподвижного центрального колеса 3 определяют по заданному передаточному числу из формулы:
73=7!(и-Г).
Число зубьев сателлитов 2 вычисляют из условия соосности, по которому межосевые расстояния а„ зубчатых нар в
зацеплении с внешним и внутренним колесами должны быть равны.
Из рис. 6.43 для некорригированной прямозубой передачи получим выражение
а^=0,5 (а,+а2) = 0,5 (а3-(З)
где с1 = тс - делительные диаметры.
Так как модули зацеплений планетарной передачи одинаковые, то формула (3) примет вид
7, = 0,5 (73+ 7,).
Полученные числа зубьев 7!. 72 и 73 проверяют по условиям соосности, сборки и соседства.
Условие соосности заключается в том, что оси ведущего и ведомого валов должны совпадать, т.е. межосевые расстоя-
ния каждой пары колес, зацепляющиеся с третьим, должны быть между собой равны.
0,5/77(7! + 72) = 0,5/7/(73 - 22>-
Условие сборки требует, чтобы в момент зацепления центрального колеса с сателлитами имело место совпадение зубь-
ев со впадинами, в противном случае собрать передачу невозможно. Установлено, что при симметричном расположении
сателлитов в одной плоскости условие сборки удовлетворяется, когда сумма зубьев центральных колес (г1 + г3) кратна числу
сателлитов с 2 6 (обычно с = 3), т. е.
(7! + 73) / с = целое число
или
2(7! + 72)/с = целое число.
В передачах, где колеса расположены в двух параллельных плоскостях, для выполнения этого условия зубья всех цен-
тральных колес должны быть кратны числу сателлитов. Относительное расположение зубьев во всех сателлитах с двумя
венцами должно быть одинаковым.
Условие соседства требует, чтобы сателлиты при вращении не задевали зубьями друг друга. Для этого необходимо,
чтобы сумма радиусов вершин зубьев соседних сателлитов, равная ба2 = т (72 + 2), была меньше расстояния / между их ося-
ми (рис.6.43), т.е.
а„2 < 1 = 2ат 81п л/с , / - ба2 > 0,5/7/
(4)
где ат = 0,5т (г1 + г2) - межосевое расстояние.
Из формулы (4) следует, что условие соседства удовлетворяется, когда
(г1 + 22> 81П л/с > 72 + 2.
Минимальное значение зазора между окружностями вершин зубьев соседних сателлитов принимают равным модулю
передачи, но не менее 2 мм.
Силы в зацеплении. В планетарных передачах нагрузки со стороны каждого центрального колеса или водила воспри-
нимаются одновременно несколькими (3^6) сателлитами. Вследствие этого размеры зубчатых колес планетарной передачи
по сравнению с простой передачей значительно меньше.
Следовательно, основные достоинства планетарных передач - большие передаточные отношения, компактность и ма-
лая масса. С помощью дифференциальных передач в машинах получается сложение или разложение движения, что исполь-
зуют, в частности, в автомобилях и металлорежущих станках. Однако планетарные передачи по сравнению с обыкновенны-
ми требуют повышенной точности изготовления и сложнее в сборке. Планетарные передачи благодаря своим достоинствам
нашли довольно широкое применение в станкостроении, транспортном машиностроении, приборостроении.
Определение окружных сил в планетарных передачах рассмотрим на схеме однорядной планетарной передачи, пред-
ставленной на рис. 6.44.
Рис 6.44. Окружные силы в зацеплении планетарной передачи
Из рис. 6.44 следует, что
Гц = Г13 = 2Т,кн / (Д»!• с) и Р1н= 2Гц,
где ?! - крутящий момент, передаваемый шестерней 1; - начальный диаметр этой шестерни; с - число сателлитов;
кн =1,2^2 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между сателлитами.
Радиальные и осевые силы определяются в зависимости от окружных сил, так же как и в простых передачах. Так как
передача мощности от ведущего вала к ведомому осуществляется по нескольким потокам, число которых равно числу са-
теллитов, то нагрузки на зубья колес планетарных передач уменьшаются соответственно в несколько раз.
При симметричном расположении сателлитов входные и выходные валы планетарных передач нагружены только вра-
щающим моментом и опоры этих валов разгружены от радиальных нагрузок.
Расчет на прочность зубьев колес планетарных передач производят так же, как и расчет зубьев обыкновенных зубча-
тых передач.
Расчет на прочность планетарных передач. Расчет на прочность зубьев планетарных передач ведут по формулам
цилиндрических зубчатых передач. Расчет выполняют для каждого зацепления. Например, в передаче, изображенной на рис.
6.43, необходимо рассчитать внешнее зацепление колес 1 и 2 и внутреннее - колес 2 и 3. Так как модули и силы в этих за-
цеплениях одинаковы, а внутреннее зацепление по своим свойствам прочней внешнего, то при одинаковых материалах ко-
лес достаточно рассчитать только внешнее зацепление.
Расчет передачи ведут в последовательности, изложенной для цилиндрических прямозубых передач, с некоторыми
уточнениями, изложенными ниже.
При определении допускаемых напряжений коэффициенты долговечности кН1 и Л'н находят по числу циклов А переме-
ны напряжений зубьев за весь срок службы при вращении колес только относительно друг друга.
Для центральной шестерни
К/ ‘ =573(щ’сЩ.
где СО[’= а>1- <он- относительная угловая частота вращения (угловая скорость) центральной шестерни; 0Э[ и <он-частота
вращения центральной шестерни и водила, мин '* (рад/с); с-число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым; л
продолжительность работы передачи за расчетный срок службы, ч.
Для сателлитов
—573(о2
где <о2’= соГх1 /г2 - относительная угловая частота вращения сателлита.
Межосевое расстояние планетарной прямозубой передачи пары колес внешнего зацепления (центральной шестерни с
сателлитом) определяют по формуле
аа >7,(и'+1)-з
где ат - межцентровое расстояние, в мм; 2А = 49,5(Н/ммД1/3; и’ = г2/ гх - передаточное число рассчитываемой пары ко-
лес; Кс = 1,1=1,2 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами;7) - вращающий момент на
валу центрального колеса, Н'мм; \|/а - коэффициент ширины венца колеса, при и’ < 6,3 принимают \|/а =0,5, а при и’ > 6,3 \|/а =
0,4 передаточное число; [ан] - допускаемое контактное напряжение для менее прочного из материалов пары зубчатых колес,
Н/мм2 (МПа).
Полученное значение аш округляют до табличного значения.
Ширина центрального (корончатого) колеса
/’З '|Г ^10-
ШирИНу венцов сателлитов и центральной шестерни принимают на 2...4 мм больше значения А3.
Делительный диаметр центральной шестерни
<11 = 2ат/ (и’+Г).
Модуль зацепления
т = с! /7[.
Затем уточняют числа зубьев колес (с последующей проверкой условий сборки и соседства)
2, = 2Д‘° ;72=71ГГ;73 = 71 + 272
щ(и'+1)
Окружную силу в зацеплении вычисляют по формуле
6.8. ВОЛНОВЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Волновые зубчатые передачи в кинематическом отношении представляют собой, в отличие от планетарных, передачи
с одним гибким зубчатым колесом. Наиболее распространенная волновая зубчатая передача (рис. 6.45, а) состоит из водила
11 , на концах которого на осях свободно вращаются два ролика, которые находятся внутри неподвижного жесткого зубчато-
го колеса 1 с внутренними зубьями, соединенного неподвижно с корпусом передачи. Между ними в зацеплении с зубчатым
колесом 1 вращается гибкое колесо 2 с наружными зубьями. Гибкое зубчатое колесо 2 изготовляют в виде стакана с тонкой,
легко деформирующейся стенкой или в виде свободно деформирующегося кольца.
Рис.6.45. Схема устройства (а) и зацепления зубьев (б) в волновой зубчатой передаче
Геометрия зубчатого зацепления. Делительный диаметр гибкого зубчатого колеса меньше делительного диаметра
жесткого колеса <7/при одинаковом модуле:
8 = с1 - сК
Гибкое зубчатое колесо 2 помещается внутри жесткого зубчатого колеса 1, с которым оно имеет возможность зацеп-
ляться зубьями и обкатываться. Водило к, с свободно вращающимися двумя роликами, смонтировано внутри гибкого зубча-
того колеса 2. Ролики находятся в контакте с гибким зубчатым колесом 2 и расположены на таком расстоянии от оси враще-
ния водила, что деформируют гибкое зубчатое колесо и вводят в зацепление его наружные зубья между внутренними зубья-
ми наружного жесткого зубчатого колеса 1. При этом гибкое зубчатое колесо растягивается и принимает форму эллипса. В
этот момент (рис. 6.45, б) зубья, расположенные на большей оси эллипса (вид I и Г) зацепляются на полную рабочую высо-
ту, а по малой оси эллипса (вид III) между вершинами зубьев образуется радиальный зазор.
При входе в зацепление зубья совершают рабочий ход и соприкасаются одними поверхностями (вид II), при выходе
(холостой ход) соприкасаются другими поверхностями (вид II’).
Вращательное движение в волновой зубчатой передаче передается от ведущего звена к ведомому при круговой волно-
вой деформации гибкого зубчатого колеса. Ведущим звеном в волновой зубчатой передаче может быть водило или любое
зубчатое колесо. Обычно ведущим звеном является водило. При вращении водила деформация гибкого зубчатого колеса
перемещается по окружности, охватывающей водило, в виде бегущей волны. Поэтому передача называется волновой, а во-
дило - волновым генератором. Так как в волновой передаче генератором с двумя роликами (рис. 6.45, а) образуются две
волны, то такая передача называется двухволновой. Кроме двухволновых передач применяют также трехволновые передачи
с генератором с тремя роликами.
Разность чисел зубьев в волновой передаче может быть равной 1, 2, 3, 4 зуба или кратной числу волн к:
7 — 7. = к 11...
где 7[ их, - соответственно число зубьев жесткого и гибкого зубчатых колес; пж- число волн деформации (зон зацеп-
ления), создаваемых генератором (обычно п^= 2). Отсюда
8 = к п„ т.
На практике распространение получили волновые передачи с разностью чисел зубьев (или числом волн) равной двум.
Если ведущим звеном гибкой передачи служит волновой генератор, а ведомым гибкое колесо, то передаточное отно-
шение такой передачи выглядит так
и = - соь/со2 = - пь/п2 = - 72(7[ - 72) = -з2/к = а-. / 8,
(5)
где соь - угловая скорость водила; пк - частота вращения волнового генератора; со2 - угловая скорость гибкого зубчато-
го колеса. Знак «минус» в уравнении указывает на то, что ведущее и ведомое звенья вращаются в противоположных направ-
лениях.
Окружная скорость
О = О,5СО2 б2 = (л/60) б2П2-
Из анализа формулы (5) следует, что волновая зубчатая передача может быть осуществлена с очень большим переда-
точным отношением (и > 1000).
На практике оптимальной по критерию работоспособности является передача с числом зубьев гибкого колеса з2 =
140:600 и числом волн к = 2. Передаточное число для одноступенчатой такой передачи - в диапазоне и =70...400 и КПД
передачи для этих значений - в пределах 0,75.. .0,9. Это выгодно отличает волновую передачу от других зубчатых передач.
Волновая зубчатая передача может передавать большие нагрузки, так как в зацеплении одновременно находится
большое число зубьев (до 50%). Достоинство гибкой зубчатой передачи заключается также в возможности передавать дви-
жение в герметизированное пространство.
Недостатками волновых передач являются: сложность конструкции, пониженные надежность и долговечность гибкого
зубчатого колеса, повышенные потери мощности на трение в передаче и на деформацию гибкого зубчатого колеса, а также
отсутствие возможности получения передаточных отношений и < 50.
Зубья зубчатых колес волновых передач изготовляют различных профилей, но чаще всего эвольвентного профиля.
Гибкие зубчатые колеса изготовляют в зависимости от назначения передачи либо из высокопрочных сталей, либо из
полиамидов и других пластмасс.
При расчете обычно используют эмпирические зависимости, приведенные на рис. 6.46.
Рис. 6.46. Зависимости, определяющие конструкцию гибкого зубчатого колеса
Проектировочный расчет начинают с определения чисел зубьев колес, далее рассчитывают передачу на прочность и
долговечность.
Волновые зубчатые передачи выходят из строя из-за износа рабочих поверхностей зубьев и усталостной поломки гиб-
кого зубчатого колеса и колец подшипников.
Предварительные значения параметров стального гибкого колеса и других сопряженных с ним деталей определяют по
традиционным методам расчета зубчатых передач с эмпирическими коэффициентами и зависимостями.
б/', >1,66-^тГ,
где сГ2- предварительные значение диаметра гибкого зубчатого колеса, мм;
Г - вращающий момент на ведомом валу, МПа.
Толщина гибкого колеса под зубьями, мм, из условия его гибкой прочности
8 = 0,016,-
Внутренний диаметр гибкого зубчатого колеса, мм:
Ю’ = пт (х’, +3,4)> б’,,
где пГ = а’, / г'пГ, а’,и х’,- предварительные значения величин гибкого зубчатого колеса.
По полученному значению внутреннего диаметра гибкого зубчатого колеса уточняют значение модуля передачи и
принимают ближайшее стандартное значение
ш = П / (х’2 + 3,4),
где П - внутренний диаметр гибкого зубчатого колеса, мм.
Затем уточняют значение числа зубьев х, и принимают ближайшее четное значение
Число зубьев жесткого колеса
Х1=х,+кп„,
где к= 1, 2, 3 — коэффициент кратности. Для снижения напряжений в гибком колесе обычно принимают к = 1; п„- чис-
ло волн деформации (зон зацепления), создаваемых генератором (обычно п„ = 2).
Далее уточняют передаточное отношение и определяют отклонение его от заданного. Оно должно быть в пределах до-
пустимого.
Для устранения интерференции зубьев гибкого и жесткого зубчатых колес должна быть предусмотрена их коррекция с
коэффициентом смещения:
для гибкого зубчатого колеса
х, = 3 + 0,01х,;
для жесткого зубчатого колеса
_Г1 = х2-1 +к„(1 + 5Ю'5К„ 72),
где К„ = \у/гп; уу - максимальная радиальная деформация гибкого зубчатого колеса, в рассматриваемом сечении, К„ =
1+1,2.
Более подробный и полный порядок расчета для различных схем гибких зубчатых передач, с учетом опыта проектиро-
вания, выбора материалов, изготовления и эксплуатации, изложен в специальной технической литературе, посвященной
данной зубчатой передаче.
6.9. ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ НОВИКОВА
Зацепление колес в зубчатой передаче Новикова не является эвольвентным. Принцип построения передач Новикова
учитывает свойства эвольвентных передач, что позволило, применив оригинальное конструктивное решение зацепления
зубчатых колес, унифицировать геометрический и расчет прочности, а также технологию их иготовления с эвольвентными
зубчатыми передачами и повысить передаваемые мощности.
Зубчатые передачи Новикова могут быть как цилиндрическими, так и коническими. Рассмотрим наиболее распростра-
ненные из них - цилиндрические.
6.9.1. ГЕОМЕТРИЯ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Зубья передач Новикова - косые с нормальным профилем, выполненным по дугам окружностей. Различают в основ-
ном два вида зацепления зубчатых передач Новикова: у первого вида зацепления у одного из колес профиль зубьев - выпук-
лый, а у другого колеса профиль зубьев - вогнутый (рис. 6.47, а); у второго вида зацепления профиль зубьев шестерни и
колеса одинаковый - выпукло-вогнутый (рис. 6.47, б).
Рис. 6.47. Профиль зубьев колес в зубчатой передаче Новикова
Как в эвольвентной зубчатой передаче зубчатые колеса в передаче Новикова перекатываются по делительным окруж-
ностям. В первом виде зацепления передачи Новикова (рис 6.47, а) у одного из колес зубья выступают над делительной
окружностью и входят в зацепление с углублениями на другом колесе, которые выполнены ближе к центру за пределами
делительной окружности. Во втором виде зацепления передачи Новикова ( рис. 6.47, б), аналогично эвольвентной передаче,
колеса имеют одинаковый профиль зубьев, которые симметрично вступают в зацепление и делятся делительными окружно-
стями (бг и ) на головку и ножку. Кривые, которыми очерчивается головка и углубление под зуб, рассчитаны так, чтобы
прямая, проходящая через точку а (рис 6.47, а) контакта кривых и точку 77 соединения делительных окружностей с прямой,
соединяющей центры, составляла с касательной к делительным окружностям угол давления - а +30 ' . В зацеплении переда-
чи Новикова точка 77 называется полюсом. Если источником движения со2 является колесо с углублениями, то такое зацеп-
ление называется дополюсным. Если источником движения <о, является колесо с выступами, то такое зацепление называется
заполюсным. Обычно ведущую шестерню выполняют с заполюсным зацеплением. Если в передаче Новикова симметричное
зацепление зубьев, то такое зацепление называется дозаполюсным (смешаным) потому, что в одной паре зубьев головка зуба
вступает в контакт с ножкой другого, а затем у другой пары - ножка вступает в контакт с головкой другого, т.е. чередуется
дополюсное зацепление с заполюсным.
Профили зубьев шестерни и колеса в передаче Новикова выполнены по дугам окружностей с близкими радиусами
кривизны и г2 и в зацеплении имеют точечный контакт.
Коэффициент торцового перекрытия - отношение угла торцового перекрытия зубчатого колеса цилиндрической пере-
дачи к его угловому шагу, еи= 0.
Для сохранения непрерывности зацепления передачи Новикова зубья колес выполняют косозубыми, с углом наклона
зуба р = 10.. .24°, с осевым коэффициентом перекрытия ер > 0.
Рис. 6.48. Зацепление колес в заполюсной передаче
На рис 6.48 показана заполюсная передача с зацеплением цилиндров колес по делительным диаметрами Д и Д . Их
контакт осуществляется в полюсе П по полюсной линии п-п. Точка а - точка контакта зубьев находится за полюсом. В сече-
нии плоскостью п - п (рис. 6.47, а) боковые поверхности косых зубьев имеют большие радиусы кривизны р1 и р2 винтовых
линий. При вращении колес косые зубья перекатываются в плоскости п - п как цилиндры. Точка контакта а перемещается
вдоль зубьев от одного края к другому параллельно поверхности цилиндров, т.е. контакт зубьев здесь перемещается не по
профилю зубьев, как в эвольвентной передаче, а вдоль зубьев. Если представить цилиндр с Д неподвижным, а цилиндр с б2.
катящимся по неподвижному цилиндру, то можно заметить как линия а-с’ своими точками контакта 2’,3’ и с’ вступает в
контакт с аналогичными точками на линии а-с. При этом контактная линия продолжает оставаться на одном расстоянии от
полюсной поверхности. Это означает, что линия а -а ’ — прямая, параллельная полюсной линии и является линией зацепле-
ния в передачах Новикова. Ее длина равна ширине колеса Ьп,. а коэффициент перекрытия определяется по формуле
с _ь..
ь Р ~ ~
Р, Р„ л>»„
где рх - осевой шаг.
При ведущем зубчатом колесе с вогнутым профилем зубьев с Д линия зацепления располагается до полюса зацепле-
ния по направлению вращения ведущего зубчатого колеса. Такая передача называется дополюсной. В передаче с двумя ли-
ниями зацепления одна линия зацепления располагается до, а вторая - за полюсом. Эта передача называется дозаполюсной.
При ведущей шестерне заполюсная передача значительно технологичнее дополюсной (диаметр и масса колеса меньше, при
необходимости можно увеличить диаметр вала шестерни), поэтому из передач Новикова с одной линией зацепления запо-
люсная передача наиболее распространена.
Рис. 6.49. Передачи Новикова:
а-с одной линией; б - с двумя линиями зацепления
Для зубчатого зацепления Новикова с одной и двумя линиями зацепления значения модуля по нормальному шагу р„
стандартизованы (ГОСТ 14186-69): 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5.
Делительный диаметр - Д диаметр вершин - Д и диаметр впадин - Д. Исходя из условия прочности зубьев цилиндри-
ческих зубчатых колес Новикова приняты:
- с одной линией зацепления ( рис. 6.49, а): глубина захода зубьев 11^= 1,15 ш, радиальные зазоры зубьев с,= =0,25 т и
с2=0,15 т, угол давления зубьев ад=30°;
- с двумя линиями зацепления (рис. 6.49, б) Ьд = 1,8 т, с=0,15 т и а = 27°.
Остальные основные размеры цилиндрической зубчатой передачи Новикова определяют следующим образом:
высота головок к„ и ножек Д зубьев:
- для передачи с двумя линиями зацепления (рис. 6.49, б):
ка=0,9 т;
к)2 =0,5 т;
- для передачи с одной линией зацепления (рис. 6.49, а):
для шестерни ка1 = 1,15 т, кП = 0,25 т;
для колеса2 0. Л/2=1,3 т.
Ширина венца колеса Ъ2 = Ер (лт/зиф); шестерни Ъ2 = Ъ2 +(0,4 = 1,5)т,
где [1 - угол наклона зубьев; // 10:24°;. 82 - коэффициент осевого перекрытия: для передачи с одной линией зацепле-
ния =1,1 <1,3; для передачи с двумя линиями зацепления 82 =2,1 <2,3.
Число зубьев шестерни = 12<25, причем число зубьев тем больше, чем выше скорость и длительнее работа передачи.
Для компактности передачи в отдельных установках принимают т.\< 12, встречаются передачи с 7!=2.
Подробный расчет геометрии цилиндрических зубчатых передач Новикова с двумя линиями зацепления изложен в
ГОСТ 17744-72.
Геометрические зависимости зацепления передач Новикова приведены в табл. 6.59.
Таблица 6.59
Основные геометрические зависимости передач Новикова
Параметр Обозначение Число линий зацепления
одна две
Модуль зацепления номальный т Рекомендуемые значения - 1,6;2,5;3,15;4;5;6,3;8; 10; 12,5
Число зубьев 2 л;=12<25
Делительный диаметр с1 (1] = т 8] /сои/З с12 = т :2 /сои/З
Угол наклона зубьев Р 16'4'^
Наружный диаметр шестерни Наружный диаметр колеса <1а (1 а1 = (11 + 2- 1,15т <1, + 2- 0,9т
с12 = т :2 /сои/З а ,2— с12 + 2- 0,9т
Внутренний диаметр зубьев шестерни Внутренний диаметр зубьев колеса б/ у (1П= (11_2- 0,25т (1п= (1:2- 10,5т
с/с= (12-Р 1,2т с/с= с12_2-10,5т
Коэффициент осевого перекрытия ее гВ=1,1+ 1,3 8=2,1+2,3
Ширина венца колеса Ъ 6/ = Ъ2 +(0,4^- 1,5)т Ъ2 = г^лт/итР)
Передаточное отношение 1112
Межосевое расстояние аш ао>= ( <Г? + с/1)12 соир
6.9.2. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЕРЕДАЧ НОВИКОВА
Расчет (ГОСТ 15023-76) базируется на полуэмпирических зависимостях и производится в форме проверочного. При
проектировочном расчете передачи Новикова предварительно выполняют приближенный расчет зубьев на контактную
прочность или прочность при изгибе. Затем производят уточненный проверочный расчет зубьев на контактную прочность и
прочность при изгибе.
Силы, действующие в зацеплении:
окружная сила
Рц = Ра = 2Т2/с12',
радиальная сила
Р,.,=Ра = Р, {8а„ .
СОЗ /?
где а„ = 27° - угол давления зубьев.
осевая сила
Ра1=Ра2 = Р,^Р-
Окружная скорость в зацеплении, п. м/сек
и=а>с1(2-1000).
Проверочный расчет на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев передачи выполняют по формуле
224 1037;а;,/,А'„1А',,(ц-1)
= -Д-Л -------------5--------[о-н]
а} у /лтг
Проверочный расчет зубьев шестерни на прочность при изгибе производят по условию
где К;л~ коэффициент концентрации нагрузки (табл. 6.60);
КР„ - коэффициент динамической нагрузки (табл. 6.6Г) - зависит от окружной скорости и степени точности изготовле-
ния;
К„-коэффициент, учитывающий угол наклона // зубьев (рис. 6.50);
Рис. 6.50. Значения коэффициентов К,,. К,, и
ЧФ- коэффициент, учитывающий напряжения в зубьях в зависимости от коэффициента осевого перекрытия ер;
Ун - коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни в зависимости от го1 - эквивалентного числа зубьев (табл.
6.62).
Аналогично расчету косозубой передачи определяется межосевое расстояние для передач Новикова
103Т2К^Кт,Кь(и + 1)^
/л/2[сг]^ соз/?
где А',, = 18,4 - вспомогательный коэффициент; и = г2/г! - передаточное число; Т2 - номинальный вращающий момент
на колесе, Н • м; КНр и Кн„ - коэффициенты, принимают так же, как и в передачах с эвольвентным зацеплением по рекомен-
дациям, приведенным для косозубых колес; Р- угол наклона зубьев, выбирают равным /> = 10-24° (на данной стадии расчета
обычно принимают /> = 15 <18°); Кь - коэффициент, учитывающий особенности контактирования зубьев в передачах Нови-
кова, определяют по графику на рис. 6.50 в зависимости от угла наклона /> зубьев; 7[ - число зубьев шестерни, выбирают в
диапазоне 7[ = 12:25. причем число зубьев тем больше, чем выше скорость и длительнее работа передачи (для компактно-
сти передачи в отдельных случаях принимают Х[< 12); ц - величина, представляющая целую часть коэффициента осевого
перекрытия ер = Ъ2/рх (рх-осевой шаг), если ер = 2,1, то ц = 2; [а]н - допускаемое контактное напряжение, определяют по ре-
комендациям, приведенным для косозубых колес. Заметим при этом, что преимущественное распространение для передач
Новикова получили материалы с твердостью рабочих поверхностей НВ < 350.
Полученное расчетное значение межосевого расстояния аш округляют до ближайшего стандартного. Определяют чис-
ло зубьев колеса г»1 = хф соз3р.
Таблица 6.60
Значения коэффициента КРр для передач Новикова
Расположение шестерни относительно опор Твердость поверхностей зубь- ев колеса НВ 1/7ь = Ъ/ (1
0,2 0,4 0,6 0,8 1,2 1,6
Кгв
Консольное, опоры - шарикоподшипники До 350 1,16 1 37 1,64 — — —
Более 350 1,33 1,70 — — — —
Консольное, опоры - роликоподшипники До 350 1,10 1,22 1,38 1,57 — —
Более 350 1,20 1,44 1,71 — — —
Симметричное До 350 1,01 1,03 1,05 1,07 1,14 1,26
Более 350 1,02 1,04 1,08 1,14 1,30 -
Несимметричное До 350 1,05 1,10 1,17 1,25 1,42 1,61
Более 350 1,09 1,18 1,30 1,43 1,73 -
Таблица 6.61
Значения коэффициента К,, для передач Новикова
Степень точности Окружная скорость в зацеплении, у, м/сек
3...5 5...10 10...15
Кг»
6 1,0 1,о 1,1
7 1,о 1,1 1,15
8 1,0 1,1 1,2
9 1,05 1,15 1,25
Таблица 6.62
Значения коэффициента Ун для передач Новикова
21) 10 И 12 13 14 15 16
УР1 0,79 0,83 0,87 0,89 0,92 0,93 0,95
21) 18 20 22 24 26 28 30
УР1 0,97 0,99 1,02 1,03 1,04 1,05 1,05
При необходимости вносят соответствующие коррективы в основные параметры передачи, принятые при предвари-
тельном расчете на контактную прочность и на изгибную прочность зубьев.
6.10. НОРМЫ ТОЧНОСТИ ЭВОЛЬВЕНТНЫХ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Точность зубчатых передач регламентируется стандартами, в которых предусмотрено 12 степеней точности с обозна-
чением степеней в порядке убывания точности.
Из предусмотренных для эвольвентных зубчатых передач девяти степеней точности пока наибольшее распространение
имеют передачи 6, 7, 8 и 9-й степеней точности (табл. 6.63). Для 1-й и 2-й степеней точности допуски пока не установлены.
Таблица 6.63
Степени точности эвольвентных зубчатых передач
Степень точности передачи Вид передачи
цилиндрическая коническая червячная
прямозубая непрямоэубая прямозубая непрямозубая
Окружная скорость о передачи, м/с (не более)
6-я - высокоточные 15 30 12 20 15
7-я - точные 10 15 8 10 10
8-я - средней точности 6 10 4 7 5
9-я - пониженной точности 2 4 1,5 3 2
Каждая степень точности характеризуется показателями:
Нормы кинематической точности регламентируют несогласованность углов поворотов сцепляющихся колес (по-
грешность передаточного числа), периодически повторяющуюся за один оборот колеса. Кинематическая точность наиболее
важна для делительных цепей, передач, соединенных с большими массами, и быстроходных силовых передач. Она связана с
накопленной ошибкой шага и биением.
Нормы плавности регламентируют многократно повторяющиеся за один оборот колеса колебания частоты вращения,
вызывающие динамические нагрузки, колебания и шум. Плавность работы существенно влияет на работоспособность быст-
роходных силовых передач, зависит от ошибок шага и профиля зубьев.
Нормы контакта определяют размер поверхности касания (пятно контакта) зубьев сопрягаемых колес. Пятно кон-
такта существенно влияет на нагрузочную способность силовых передач.
Нормы бокового зазора обеспечивают отсутствие заклинивания зубьев и свободный повюрот (игру) одного колеса от-
носительно другого.
Указанные первые три вида норм могут комбинироваться из различных степеней точности. При этом нормы плавности
работы зубчатых передач колес могут быть не более, чем на две степени точнее или на одну степень грубее норм кинемати-
ческой точности. Нормы контакта зубьев могут назначаться по любым степеням более точным чем нормы плавности зубча-
тых колес и передач, а для передач с коэффициентом осевого перекрытия ер < 1,25 также и на одну степень грубее норм
плавности.
Регламентированы также окружные скорости колес в зависимости от степени точности и области их применения. Ци-
линдрические прямозубые колеса 6-й степени точности применяют при окружных скоростях колес до 15 м/с; 7-й степени -
до 10 м/с; 8-й степени - до 6 м/с; 9-й - до 2 м/с.
Допускается комбинирование норм кинематической точности, норм плавности работы и норм контакта зубьев, зубча-
тых колес и передач разных степеней точности.
6.10.1. НОРМЫ И ПОКАЗАТЕЛИ ТОЧНОСТИ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Нормы и показатели точности цилиндрических зубчатых передач с эвольвентным зацеплением прямозубыми, косозу-
быми и шевронными колесами, с делительным диаметром до 6300 мм, модулями зубьев от 1 до 56 мм и с исходным конту-
ром по ГОСТ 13755-81 установлены в ГОСТ 1643-81.
Нормы кинематической точности зубчатых колес (передачи) регламентируют несогласованность углов поворотов
сцепляющихся колес (погрешность передаточного числа), периодически повторяющуюся за один оборот колеса. Кинемати-
ческая точность наиболее важна для делительных цепей, передач, соединенных с большими массами, и быстроходных сило-
вых передач. Она связана с накопленной ошибкой шага и биением.
Норма кинематической точности регламентирует наибольшую погрешность передаточного отношения или полную по-
грешность угла поворота зубчатого колеса в пределах одного оборота (в зацеплении с эталонным колесом).
Рис. 6.51. Кинематическая погрешность угла поворота зубчатого колеса
Кинематической погрешностью передачи - Р’(г, называют разность между действительным ф2 и номинальным (расчет-
ным) ф3 углами поворота ведомого зубчатого колеса передачи (рис. 6.51). Она выражается в. линейных величинах длиной
дуги его делительной окружности:
(ф2_фз)т, где г-радиус делительной окружности ведомого зубчатого колеса;
Ф з = Ф 1(7! / 7 2), где ф ! - действительный угол поворота ведущего зубчатого колеса;
7! и 72 - числа зубьев ведущего и ведомого зубчатых колес.
Допуск Р ’(г на кинематическую погрешность также называют кинематической точностью.
Р’1г=Рр+Д,
где Рр -допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса; ЕР- допуск на погрешность профиля.
Нормы плавности зубчатых колес регламентируют многократно повторяющиеся за один оборот колеса колебания и
неравномерность частоты вращения, вызывающие неравномерностью ускорений динамические нагрузки, колебания и шум.
Плавность работы существенно влияет на работоспособность быстроходных силовых передач, зависит от ошибок шага и
профиля зубьев. Норма плавности работы зубчатого колеса характеризуется величиной состав1ляющих полной погрешности
угла поворота зубчатого колеса (ведомого), многократно повторяющихся за один его оборот (за полный цикл). К ним отно-
сится отклонение шагов, а также погрешность профиля зуба.
а)
2
7
б)
Рис. 6.52.Погрешности зубчатого колеса, влияющие на плавность его работы:
а - отклонение шага зацепления, фьг; б - погрешность профиля зуба, ГГг:
1 - номинальный шаг зацепления; 2,3- соответственно действительный и номинальный профили зуба; 4 - действительный шаг зацепления на
примере цилиндрического прямозубого колеса; 5 - границы активного профиля; 6,7- действительный и номинальный торцовые профили
Одним из показателей плавности работы зубчатого колеса является отклонение шагов его зубьев. Отклонение шага
(торцового) Гр1г - разность действительного шага РР и расчетного торцового Р(. Установлены верхнее и нижнее предельные
отклонения шага (торцового) ±Рр1 и шага зацепления ±РрЬ, а также допуск на погрешность профили зуба Д.
Под действительным и номинальным шагами зацепления понимается кратчайшее расстояние между двумя параллель-
ными плоскостями, касательными к двум одноименным активным боковым поверхностям соседних зубьев зубчатого колеса.
Его определение всегда относится к нормальному сечению (рис. 6.52, а):
Цръ] = Цр(] ' сок а.
Погрешностью профиля зуба Ед. (рис. 6.52, б) называют расстояние по нормали между двумя, ближайшими друг к дру-
гу номинальными торцовыми профилями зуба, между которыми размещается действительный торцовый активный профиль
зуба зубчатого колеса. Под действительным торцовым профилем зуба понимается линия пересечения действительной боко-
вой поверхности зуба зубчатого колеса в плоскости, перпендикулярной его рабочей оси. Допуск на разность любых шагов
€р(= 1,6ЦР1].
Нормы контакта зубчатых колес определяют размер поверхности касания (пятно контакта) зубьев сопрягаемых колес.
Пятно контакта существенно влияет на нагрузочную способность силовых передач. Норма контакта зубьев регламен-
тирует погрешности изготовления зубьев и сборки передачи, влияющие на размеры пятна контакта в зацеплении (на распре-
деление нагрузки по длине зубьев).
Для тяжелонагруженных тихоходных передач наибольшее значение имеет полнота контакта поверхностей зубьев. При
неполном и неравномерном прилегании зубьев неравномерно распределяются контактные напряжения и смазка, увеличива-
ется удельное давление на поверхности зубьев, что приводит к интенсивному износу.
Полнота контакта зубьев в передаче регламентирует суммарным пятном контакта, непосредственно контролируемым в
собранной передаче. Суммарным пятном контакта называют часть активной боковой поверхности зуба зубчатого колеса, на
котором располагаются следы прилегания зубьев сопряженного зубчатого колеса в собранной передаче после вращения под
нагрузкой, устанавливаемой в зависимости от эксплуатационных требований к передаче. Пятно контакта определяется отно-
сительными размерами (по высоте и длине) в процентах.
Нормы бокового зазора зубчатых колес характеризуются величиной гарантированного бокового зазора )п между
нерабочими поверхностями зубьев сопряженных зубчатых колес в передаче (рис. 6.53, а). Величина гарантированного боко-
вого зазора необходима для компенсации температурных деформаций и для размещения смазки. Боковой зазор обеспечива-
ет отсутствие заклинивания зубьев и свободный поворот (игру) одного колеса относительно другого.
Рис. 6.53. Гарантированный боковой зазор )п т(п (а) и отклонения толщины зуба (б)
Гарантированный боковой зазор),,(рис. 6.53, а) определяют по дуге начальной окружности колес. Величина боково-
го зазора в передаче не зависит от точности обработки зубьев и определяется в основном толщиной зубьев колеса и величи-
ной межосевого расстояния передачи и зависит от назначения и условий работы передачи.
Отклонением нормальной толщины зуба Етг (рис. 6.53, б ) называется разность между действительной и номинальной
толщиной зуба по делительному диаметру в нормальном сечении. Наименьшим Е8П8 и наибольшим Е,„, отклонением нор-
мальной толщины зуба называют соответственно приведенные на рис. 6.53, б отклонения номинальной толщины зуба, осу-
ществляемые с целью обеспечения в передаче гарантированного бокового зазора. Допуск на толщину зуба - Т8П.
Независимо от степеней точности в ГОСТ 1643-81 предусмотрено шесть видов сопряжений колес и передач, характе-
ризующих размеры гарантированного бокового зазора) „ А, В, С, Г). Е, Н и восемь видов допусков Т)п на боковой зазор: х,
у, 7, а, Ъ, с, <1, й.
Виды сопряжений и виды допусков на боковой зазор даны в порядке убывания величины бокового зазора (рис. 6.54).
Рис. 6.54. Схема видов сопряжений и допусков на боковой зазор |п т(П
Рекомендации по применению норм бокового зазора приведены в табл. 6.64. Нормы бокового зазора и соответствие
между видом сопряжения зубчатых колес и видом допуска на боковой зазор разрешается изменять, используя при этом виды
допуска х, у, 7.
Точность изготовления зубчатых колес и передач задают степенью точности, указывая вид сопряжения зубчатых колес
по нормам бокового зазора.
Таблица 6.64
Рекомендации по применении) норм бокового зазора в зубчатых передачах
Вид сопряжения Вид допуска Диапазон степеней кинематической точности передач
А а 3 . ..12
В ъ 3 . . 10
С с 3 ..9
О а 3 .. 8
Е и 3 .. 7
н и 3 .. 7
В сопряжении Н минимальный зазор равен нулю. Обычно рекомендуют сопряжения В. Они гарантируют минималь-
ный размер бокового зазора, при котором исключается возможность заклинивания стальной или чугунной передачи от
нагрева в случае разности температур колеса и корпуса в 25 °С.
На величину бокового зазора в сопряжении существенное влияние оказывает межосевое расстояние. Для обеспечения
гарантированного бокового зазора в каждом сопряжении предусмотрены шесть классов отклонений межосевого расстояния,
обозначенных в порядке убывания точности римскими цифрами от I до IV. Рекомендуется следующее соответствие между
видами сопряжения и классами отклонений межосевого расстояния (табл. 6.65).
Таблица 6.65
Рекомендации по видам сопряжения и классам отклонений межосевого расстояния в зубчатых передачах
Сопряжение Класс
Н, Е II
О,С,В,А III, IV, V, VI
Допускается изменять соответствие между видом сопряжения и классом отклонений межосевого расстояния.
Пример условного обозначения точности цилиндрической передачи со степенью 7 по всем трем нормам, с видом со-
пряжения колес С и соответствием между видами сопряжения и допуска на боковой зазор: 7-С ГОСТ 1643-81.
Пример условного обозначения точности цилиндрической передачи со степенью точности 7, гарантированным боко-
вым зазором 600 мкм, не соответствующим ни одному из стандартных видов сопряжений, и допуском на боковой зазор вида
у: 7-600у ГОСТ 1643-81.
Пример условного обозначения точности передачи со степенью точности 8 по нормам кинематической точности, со
степенью точности 7 по нормам плавности работы, со степенью 6 по нормам контакта зубьев, с видом сопряжения колес В и
видом допуска на боковой зазор а: 8-7-6-Ва ГОСТ 1643-81.
Параметры, характеризующие боковой зазор цилиндрических зубчатых передач и их контроль. В цилиндриче-
ских передачах с нерегулируемым расположением осей боковой зазор между нерабочими профилями зубьев (отсчи-
тываемый по обшей нормали) обеспечивается отклонением межосевого расстояния в передаче и смещением исходного кон-
тура при нарезании каждого колеса сопряженной пары.
Контроль межосевого расстояния не имеет специфики измерения, характерной для зубчатых передач, и здесь не рас-
сматривается.
Смещение исходного контура контролируют непосредственно от оси вращения колеса с помощью конусного наконеч-
ника либо косвенно по толщине зубьев при замере длины общей нормали или толщины зубьев по постоянной хорде.
Гарантированный боковой зазор в передаче обеспечивается при соблюдении соответствия между намеченным для
данной передачи видом сопряжения и классом отклонения межосевого расстояния.
1 г, тт = С • 10'6 ат + к„о ПГ 10'3,
где С =197 для стальных колес и корпуса; С =127 для стальных колес и чугунного корпуса, к„0 - зависит от окружной
скорости 1* ; к„0= 7,5 + 0,83 щ для 1>ок=15 м/с.
Величина минимального гарантированного бокового зазора )„ |ГИ|| для различных видов сопряжений и предельные от-
клонения межосевого расстояния Га даны в табл. 6.66.
Косвенный контроль смещения исходного контура приводится ниже.
Таблица 6.66
Нормы гарантированного бокового зазора ]„ т(п и предельных отклонений межосевого раеетояния Г;| мкм цилиндрической передачи.
(ГОСТ 1643-81)
Вид сопряже- ния Класс отклонения межосевого расстояния Обозначение Межосевое расстояние а„ . мм
ДО 80 свыше 80 до 125 свыше 125 до 180 свыше 180 до 250 свыше 250 до 315 свыше 315 до 400 свыше 400 до 500 свыше 500 до 630 свыше 630 до 800 свыше 800 до 1000 свыше 1000 до 1250 свыше 1250
мкм
н II С Е с 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Е II 30 35 40 46 52 57 63 70 80 90 105 125
О III 46 54 63 72 81 89 97 110 125 140 165 195
С IV 74 87 100 115 130 140 155 175 200 230 260 310
в V 120 140 160 185 210 230 220 580 320 360 420 500
А VI 190 220 250 290 320 360 400 440 500 560 660 780
— I Г| а ±10 ±11 ±12 ±14 ±16 ±18 ±20 ±22 ±25 ±28 ±35 ±40
н, Е II ±16 ±18 ±20 ±22 ±25 ±28 ±30 ±35 ±40 ±45 ±40 ±60
О III ±22 ±28 ±30 ±35 ±40 ±45 ±50 ±55 ±60 ±70 ±80 ±100
С IV ±35 ±45 ±50 ±55 ±60 ±70 ±80 ±90 ±100 ±110 ±140 ±160
в V ±60 ±70 ±80 ±90 ±100 ±110 ±120 ±140 ±160 ±180 ±220 ±250
А VI ±100 ±110 ±120 ±140 ±160 ±180 ±200 ±220 ±250 ±280 ±350 ±400
Длина общей нормали цилиндрических зубчатых колес. Длиной общей нормали к двум разноименным активным
боковым поверхностям зубьев называется прямая АБ, касательная к основной окружности (рис. 6.55).
Рис. 6.55. Схема замера длины общей нормали зубьев цилиндрических колес:
а - прямозубых; б - косозубых
(сечение зубьев колеса плоскостью, касательной к основному цилиндру)
Номинальная длина общей нормали цилиндрических прямозубых колес при а = 20°
= (XV’ + 0,684х) т,
(6)
где АУ’ - длина общей нормали при т=1,0 выбирается по числу зубьев колеса 7 и числу зубьев г„, охватываемых при
измерении (табл. 6.67); х - коэффициент радиального смещения; т - модуль зацепления.
Действительная длина общей нормали, указываемая в рабочих чертежах, отличается от номинальной на величину
наименьшего отклонения средней длины общей нормали и на величину допуска.
Для прямозубых колес внешнего зацепления
ХУ = (ХУ1-Е„т8)-Т„т, (7)
где Е„т8 - наименьшее отклонение средней длины общей нормали; Т„т - допуск на среднюю длину общей нормали.
Е1аименыпее отклонение средней длины общей нормали по ГОСТ 1643-81
Е„т8 = (Ен8+ 0,35Ег) 0,684, (8)
где Ен8 - наименьшее дополнительное смещение исходного контура (табл. 6.68);
Ег - допуск на радиальное биение зубчатого венца (табл. 6.69).
Допуск на среднюю длину общей нормали (в тело колеса)
Т„т = (Тн - 0.70Ег) 0,684. (9)
Здесь Тн - допуск на смещение исходного контура (табл. 6.70).
Для расчета длины общей нормали цилиндрических косозубых и шевронных колес используется табл. 6.67, но число
зубьев проверяемого косозубого или шевронного колеса принимается не фактическое 7, а условное 7К, при этом
7К= К7.
(10)
Значения коэффициента К для расчета условного числа зубьев приведены в табл. 6.71.
Условное число зубьев 2К обычно получается не целое, поэтому вводится поправка XV,,. определяемая дробной частью
XV,, 0,0149 (2К-2Т)
(И)
где т, - целая часть условного числа зубьев 2К.
Следовательно, номинальная длина общей нормали некорригированных косозубых и шевронных колес
XV, = (XV + Ж)т,
(12)
где XV - часть длины общей нормали, определяемой целой частью 7.. условного числа зубьев 2К (табл. 6.67).
Измерение толщины зубьев по длине общей нормали имеет преимущество перед измерением по постоянной хорде, т.к.
не требуется более точного изготовления зубчатых колес по диаметру вершин зубьев. Однако в случае косозубых или шев-
ронных колес длину общей нормали можно замерить только при условии
Ъ>ХУ 1 81п р.
(13)
Здесь Ъ - ширина венца; р - угол наклона зуба на делительном диаметре.
Таблица 6.67
Длина общей нормали ЛУ’ цилиндрических зубчатых колес при х = 0, а = 20° и т = 1 мм
2 Аз XV’ 2 2п XV’ 2 2п XV’ 2 2п XV’
и 4,5822 44 16,8530 80 29,1657 116 41,4784
12 5963 45 8670 81 1797 117 4924
13 2 6103 46 8810 82 1937 118 5064
14 6243 47 8950 83 2077 119 5204
15 6383 48 6 9090 84 10 2217 120 14 5344
16 6523 49 9230 85 2357 121 5484
17 7,6184 50 9370 86 2497 122 5624
18 6324 51 9510 87 2637 123 5764
19 6464 52 9650 88 2777 124 5904
20 6604
21 6744 53 19,9311 89 32,2438 125 44,5566
22 3 6884 54 9452 90 2558 126 5705
23 7824 55 9692 91 2718 127 5845
24 7165 56 9732 92 2858 128 5985
25 7305 57 7 9872 93 И 2998 129 15 6126
58 20,0012 94 3139 130 6266
26 10,6966 59 0152 95 3279 131 6406
27 7106 68 0292 96 3419 132 6546
28 7246 61 0432 97 3559 133 6686
29 7386 62 23,0093 98 35,3320 134 47,6347
30 4 7526 63 0233 99 3360 135 6487
31 7666 64 0373 100 3500 136 6627
32 7886 65 0513 101 3640 137 6767
33 7946 66 8 0653 102 12 3780 138 16 6907
34 8086 67 0794 103 3920 139 7047
35 13,7748 68 0934 104 4060 140 7187
36 7888 69 1074 105 4200 141 7327
37 8028 70 1214 106 4330 142 7467
38 8168 71 26,0875 107 38,4002
39 5 8308 72 1015 108 4142
40 8448 73 1155 109 4282
41 8588 74 1295 110 4422
42 8728 75 1435 111 4562
43 8868 76 9 1575 112 13 4702
77 1755 ИЗ 4842
78 1855 114 4982
79 1995 115 5122
Таблица 6.68
Наименьшее дополнительное смещение исходного контура Ец5
для зубчатого колеса с внешними зубьями (ГОСТ 1643-81)
Вид сопряжения Степень точности Делительный диаметр <1. мм
до 80 свыше 80 до 125 свыше 125 до 180 свыше 180 до 250 свыше 250 до 315 свыше 315 до 400 свыше 400 до 500 свыше 500 до 630 свыше 630 до 800 свыше 800 до 1000 свыше 1000 до 1250 свыше 1250
Смещение Ен8, мкм
н 7 14 16 18 20 22 25 28 30 35 45 50 55
Е 7 35 40 45 50 55 60 70 80 90 100 120 140
О 7 50 60 70 80 90 100 110 120 140 160 180 220
8 55 70 80 90 100 110 120 140 160 180 200 250
С 7 80 100 110 120 140 160 180 200 220 250 280 350
8 90 110 120 140 160 180 200 220 250 280 300 400
9 100 120 140 160 180 200 200 250 280 300 350 450
в 7 140 160 180 200 250 250 280 300 350 400 450 550
8 140 160 200 220 250 280 300 350 400 450 500 600
9 160 180 200 250 280 300 350 400 400 450 550 700
А 7 200 250 280 300 350 400 450 500 550 600 700 900
8 220 280 300 350 400 450 500 550 600 700 800 900
9 250 280 350 400 400 500 500 600 700 800 900 1000
Таблица 6.69
Допуски на радиальное биение зубчатого венца Гг (ГОСТ 1643-81)
Степень кинематической точности Модуль ш*, мм Делительный диаметр** <1. мм
до 125 свыше 125 до 400 свыше 400 до 800 свыше 800 до 1600
Рг; мкм
6 От 1 до 3,5 25 36 45 50
Свыше 3,5 до 6,3 28 40 50 56
Свыше 6,3 до 10 32 45 56 63
Свыше 10 до 16 - 50 63 71
7 От 1 до 3,5 36 50 63 71
Свыше 3,5 до 6,3 40 56 71 80
Свыше 6,3 до 10 45 63 80 90
Свыше 10 до 16 - 71 90 100
8 От 1 до 3,5 45 63 80 90
Свыше 3,5 до 6,3 50 71 90 100
Свыше 6,3 до 10 56 80 100 112
Свыше 10 до 16 — 90 112 125
9 От 1 до 3,5 71 80 100 112
Свыше 3,5 до 6,3 80 100 112 125
Свыше 6,3 до 10 90 112 125 140
Свыше 10 до 16 — 125 160 160
Примечания: 1.*Для червячных передач осевой модуль. 2. ** Для конических передач средний делительный диаметр.
Таблица 6.70
Допуски на смещение исходного контура Тн, мкм
Вид сопряжения Вид допуска * Допуск на радиальное биение зубчатого венца Рг* * , мкм
до 8 св.8 до 10 св.10 до 12 св.12 до 16 св. 16 до 20 св.20 до 25 св.25 до 32 св.32 до 40 св. 40 до 50 св. 50 до 60 св. 60 до 80 св. 80 до 100 св. 100 до 125 св. 125 до 160 св. 160 до 200 св. 200 до 250 св. 250 до 320
т 1 н
Н,Е й 28 30 35 40 40 45 55 60 70 80 110 120 160 200 250 300 450
О а 35 40 40 45 55 60 70 80 90 100 140 160 200 250 300 350 450
С С 45 50 55 60 70 80 90 100 120 140 180 200 250 300 400 500 600
В ъ 55 60 70 70 80 90 100 120 140 180 200 250 300 400 500 600 700
А а 70 80 80 90 100 110 140 160 180 200 250 300 350 450 550 700 900
- 2 90 100 100 110 120 140 160 180 220 250 300 350 450 550 700 900 1100
- У 100 120 140 140 160 180 200 250 280 350 400 500 600 700 900 1100 1400
- X 140 160 160 180 200 220 250 300 350 400 500 600 700 900 1100 1400 1800
Примнечания: 1. * Если принятый вид допуска бокового зазора не соответствует виду сопряжения (например, В — вид сопряжения зубьев, а- вид допуска
бокового зазора), то допуски Т№ выбираются в зависимости от вида бокового зазора (т. е. а).
2. ** Значение Гг устанавливается в соответствии с нормой кинематической точности по табл. 6.69.
Таблица 6.71
Значения коэффициентов К для расчета условного числа зубьев
цилиндрических косозубых и шевронных колес
₽ к ₽ К ₽ К ₽ К
8° 1,0288 16° 1,1192 24° 1,2931 32° 1,5951
8°20' 1,0309 16°20' 1,1244 24°20' 1,3029 32°20' 1,6115
8°40' 1,0333 16°40' 1,1300 24°40' 1,3128 32°40' 1,6285
9° 1,0359 17° 1,1358 25° 1,3227 33° 1,6455
9°20' 1,0388 17°20' 1,1415 25°20' 1,3327 33°20' 1,6631
9°40' 1,0415 17°40' 1,1475 25°40' 1,3433 33°40' 1,6813
10° 1,0446 18° 1,1536 26° 1,3541 34° 1,6998
10°20' 1,0477 18°20' 1,1598 26°20' 1,3652 34°20' 1,7187
10°40' 1,0508 18°40' 1,1665 26°40' 1,3765 34°40' 1,7380
11° 1,0543 19° 1,1730 27° 1,3878 35° 1,7578
11°20' 1,0577 19°20' 1,1797 27с20' 1,3996 35°20' 1,7782
11°40' 1,0613 19°40' 1,1866 27°40' 1,4116 35°40' 1,7986
12° 1,0652 20° 1,1936 28° 1,4240 36° 1,8201
12°20' 1,0688 20°20' 1,2010 28°20' 1,4364 36°20' 1,8418
12°40' 1,0728 20°40' 1,2084 28°40' 1,4495 36°40' 1,8640
13° 1,0768 2Г 1,2160 29° 1,4625 37° 1,8868
13°20' 1,0810 2Г20' 1,2239 29°20' 1,4760 37°20' 1,9101
13°40' 1,0853 2Г40' 1,2319 29°40' 1,4897 37°40' 1,9340
14° 1,0896 22° 1,2401 30° 1,5037 38° 1,9586
14°20' 1,0943 22°20' 1,2485 30°20' 1,5182 38°20' 1,9837
14°40' 1,0991 22°40' 1,2570 30°40' 1,5328 38°40' 2,0092
15° 1,1039 23° 1,2657 31° 1,5478 39° 2,0355
15°20' 1,1088 23°20' 1,2746 ЗГ20' 1,5633 39°20' 2,0625
15°40' 1,1139 23°40' 1,2838 ЗГ40' 1,5790 39°40' 2,0901
Примечание. Для промежуточных значений р значение К находят интерполированием.
Пример
Определить действительную длину общей нормали шестерни при следующих исходных данных: цилиндрическая пря-
мозубая передача 8-В ГОСТ 1643-81; нормальный модуль зацепления т = 5 мм; число зубьев г\ = 20; коэффициент радиаль-
ного смещения исходного контура Х[ = 0; делительный диаметр с!, 100 мм.
Решение
1. Номинальная длина общей нормали шестерни ( формула 6)
УУ( = (УУ’ + 0,684x0т = (7,6604 + 0,684 0) 5 = 38,302 мм.
2. Наименьшее отклонение средней длины общей нормали (формула 8)
Е™ = (ЕИв + 0,35Рг) 0,684 = (160 + 0,35 50) 0,684 = 121 мкм.
3. Допуск на среднюю длину общей нормали шестерни (формула 9)
Т,дч = (Тн - 0,70 Рг) 0,684 = (140 - 0,7 50) 0,684 = 72 мкм.
4. Действительная длина общей нормали, указываемая в чертежах (формула 7)
ДУ = (ДУ 1 "Ететв) — т™ = (38,302 — 0,121). 0 072 = 38,181-0 072 мм-
5. Число зубьев, охватываемых при измерении длины общей нормали (табл. 1.67), /„ = 3
Пример
Определить действительную длину общей нормали колеса при следующих данных: передача цилиндрическая косозу-
бая 8-В ГОСТ 1643-81, нормальный модуль зацепления т = 5 мм, число зубьев /2 40. угол наклона зубьев р=12°30', коэф-
фициент радиального смещения исходного контура х2=0, делительный диаметр <12 = 204,86 мм.
Решение
1. Условное число зубьев ( формула 10 и табл. 6.72)
хк = Кх, = 1,07083 40 = 42,8332.
2. Поправка к длине общей нормали, определяемая дробной частью условного числа зубьев 7к (формула 11),
\У„ = 0,0149 (7К - 2Т) = 0,0149 (42,8332 - 42) = 0,0124.
3. Нормальная длина общей нормали колеса ( формула 12)
ДУ, = (УУ’ + УУп)т = (13,8448 + 0,0124) х 5 = 69,286 мм.
4. Наименьшее отклонение средней длины общей нормали колеса (формула 8)
Е™ = (ЕН8 + 0,35 Ег) 0,684 = (220 +0,35 71) х 0,684 = 168 мкм.
5. Допуск на среднюю длину общей нормали колеса (формула 9)
Т,„ = (Тн- 0,7 Ег) 0,684 = (200- 0,7 71) х 0,684 = 103 мкм.
6. Действительная длина общей нормали колеса, указываемая на чертеже (формула 7),
ДУ = (ДУ 1 - Е„ |Г|Д - Т,,™, = (69,286 - 0,168) - о юз = 69,118.010з мм.
7. Число зубьев, охватываемых при измерении длины общей нормали (табл. 6.67), 7„ 5.
Значения толщины зубьев по постоянной хорде. Постоянной хордой называется хорда 8С между точками касания
профилей зубьев с исходным контуром рейки, в нормальном сечении к зубу, при симметричном расположении рейки отно-
сительно оси симметрии зуба (рис. 6.56).
Рис. 6.56. Схема замера постоянной хорды
Измерение толщины зуба по постоянной хорде применяется, в частности тогда, когда невозможно измерить длину об-
щей нормали. Номинальный размер не зависит от числа зубьев. Измерение толщины зуба по постоянной хорде, при провер-
ке косозубых колес, производится в нормальной плоскости (перпендикулярной к направлению! наклона зуба на делительном
цилиндре). Недостатком этого способа является зависимость от диаметра окружности выступов.
При заданном модуле и коэффициенте радиального смещения х независимо от числа зубьев 7 длина хорды 8С посто-
янная. Если а = 20°, номинальная толщина зуба по постоянной хорде
8С * = (1,387 + 0,643х) ш,
где х - коэффициент радиального смещения; ш - нормальный модуль.
(14)
Высота головки зуба до постоянной хорды
=0,5 (да-й-0,364 *). (15)
Здесь Од - диаметр вершин зубьев; с! - делительный диаметр зубчатого колеса.
Прих = 0 Лс = 0,748т. (16)
Таблица 6.72
Значения толщины зуба 5С по постоянной хорде и высоты до хорды //
Модуль, т 8С 11с Модуль, т 8С 11с
ряд 1 ряд 2 ряд 1 ряд 2
1 1,3871 0,7476 6 8,3223 4,4854
1,25 1,7338 0,9344 7 9,7093 5,2330
1,5 2,0806 1,1214 8 11,0964 5,9806
1,75 2,4273 1,3082 9 12,4834 6,7282
2 2,7741 1,4951 10 13,8705 7,4757
2,25 3,1209 1,6820 И 15,2575 8,2233
2,5 3,4677 1,8689 12 16,6446 8,9709
2,75 3,8144 2,0558 14 19,4187 10,4661
3 4,1612 2,2427 16 22,1928 11,9612
3,5 4,8547 2,6165 18 24,9669 13,4564
4 5,5482 2,9903 20 27,7410 14,9515
4,5 6,2417 3,3641 22 30,5151 16,4467
5 6,9353 3,7379 25 34,6762 18,6895
5,5 7,6288 4,1117
Действительная толщина постоянной хорды, указываемая в чертежах (табл. 6.72),
=(8С *-Есв)-Тс,
(17)
где ЕС8 - наименьшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде; Тс - допуск на толщину зуба по постоянной хор-
де.
Наименьшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде по ГОСТ 1643-81
ЕС8 = 2 а ЕН8 = 0,728 ЕН8
(18)
где ЕН8 - наименьшее дополнительное смещение исходного контура (табл. 6.68).
Допуск на толщину зуба по постоянной хорде (в тело зуба)
Тс— 2 а Тн- 0.728Ти
(19)
где Тн- допуск на смещение исходного контура (табл. 6.70).
Смещение исходного контура и допуски на это смещение в стандарте рассчитаны для случая их измерения от оси ко-
леса (основной эксплуатационной базы). При использовании диаметра вершин зубьев в качестве контрольной базы, вноси-
мые им погрешности необходимо компенсировать введением производственных допусков.
Формулы для определения отклонений и допусков на заготовку и размеры зуба цилиндрических колес в зависимости
от условий использования диаметра вершин зубьев приведены в табл. 6.73.
Таблица 6.73
Формулы для определения отклонений и допусков на заготовку и размеры зуба цилиндрических колес
Вариант использования диамет- ра вершин зубьев Формулы для определения Р* и [.ц.. Формулы для определения отклонений и допусков на размеры зуба
1. Используется в качестве уста- новочной базы для выверки за- готовки на зуборезном станке Г\|., = 0,6 Рг, где Рг по табл. 6.69 Е^, - по 1т 14, но не более 0,1т для 7-й степени точности и 0,2 т для 8-й степени точности ЕНз - по табл. 6.68 Тн - по табл. 6.70
2. Используется в качестве базы для контроля размеров зубьев или для контроля разности ша- гов = 0,25 Тц, где Тн по табл. 6.70 Еда=0,5Тн Ешпр = ЕН8 + 0,09Тн ТНПр=0,6 Тн ЕС8пр — Ес8 + 0,09Тс ;Тспр —0,6 Тс, где ЕС8 = 0,728Енв; Тс = 0,728ТЙ
3. Используется в качестве базы для контроля толщины зуба, но с учетом действительного размера диаметра вершин зубьев Гн-0. 25ТН Е^а- ПО 11 14 ЕН8пр ~ Ен8 + 0,09Тн Тнпр = 0,8Тн; ЕС8пр — Ес8 + 0,09Тс Тспр = 0,8Тс, где ЕС8 = 0,728Енв; Тс = 0,728Тн
4. Не используется в качестве базы при установке заготовки на зуборезном станке и при кон- троле толщины зубьев Р,|а<0,1п1 Е^а- по 11 14 Е™8 = (Енс+0,35Рг)-0,684, где Рг по табл. 6.69 Т™=(Тн_0,70 Рг)-0,684
Примечание. Е^а - допуск на радиальное биение диаметра вершин зубьев; Е^а — нижнее предельное отклонение диаметра вершин зубьев (верхнееравно нулю); Еня — наименьшее дополнительное смещение исходного контура; Тн-допуск на смещение исходного контура; т — нормальный модуль зацепления; Еияпр — наименьшее производственное дополнительное смещение исходного контура; Ттр- производственный допуск на смещение исходного контура; Еся - наименьшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде; Есяпр — наименьшее производственное отклонение толщины зуба по постоянной хорде; Тс - допуск на толщину зуба по постоянной хорде; Тспр- производственный допуск на толщину зуба по постоянной хорде; Еютя — наименьшее отклонение средней длины общей нормали; Ткт — допуск на среднюю длину нормали.
Пример
Требуется определить толщину зуба колеса по постоянной хорде прямозубой цилиндрической передачи 8 - В ГОСТ
1643 - 81 при следующих данных: нормальный модуль т = 5 мм: число зубьев колеса = 45: угол зацепления в нормальном
сечении а = 20°: коэффициент высоты головки зуба йа=1: коэффициент радиального сдвига х2 = 0.
Решение
1. Диаметр делительной окружности - с12 5 45 225 мм.
2. Диаметр вершин зубьев
<1а2 = Ф + 2(Ъ'а + х2) т = 225 + 2 5 = 235 мм.
3. Номинальная толщина зуба по постоянной хорде (формула 14)
8с1 *= (1,387 + 0,643х2) т = 1,387 5 = 6,935 мм.
4. Высота головки зуба до постоянной хорды (формула 15)
Лс2 = 0,5 (аа2-а2 -0,364 8с2 *) = 0,5 (235 - 225 - 0,364 6,935) = 3,74 мм.
5. Наименьшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде (формула 18)
ЕС82 = 0,728Еш2 = 0,728 220 = 160 мкм.
6. Допуск на толщину зуба по постоянной хорде ( формула 19)
Тс2 = 0,728ТН2 = 0,728 200 = 146 мкм.
7. Действительная толщина постоянной хорды (формула 17)
8 с2 = ( 8с2 * —Е8с2 ) _Тс2= (6,935-0,160) _0 |46= 6,775_0 |46мм.
6.10.2. НОРМЫ И ПОКАЗАТЕЛИ ТОЧНОСТИ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Нормы точности на конические зубчатые передачи установлены ГОСТ 1758-81. Построение стандарта, обозначения
одних и тех же параметров, количество степеней точности, соотношения уровней точности для каждой степени тождествен-
ны ГОСТ 1643-81.
Установлено 12 степеней точности, но в связи с большой трудностью изготовления точных конических передач допус-
ки для 1-3 степеней не приведены. Рекомендации по применению степеней точности в силовых передачах даны в табл. 6.63.
Принципиальный подход к нормированию бокового зазора в конических передачах такой же, как и в цилиндрических,
но нормируется значительно меньше параметров.
Как и для цилиндрических передач, установлено шесть видов сопряжений: А, В, С, В, Е, Н.
В приложении к стандарту установлено пять видов допусков по боковому зазору, которым присвоены буквы а, Ь, с, б,
й. Рекомендуются те же сочетания видов допусков и видов сопряжений, что и для цилиндрических колес.
Пример условного обозначения точности передачи со степенью точности 7 по всем трем нормам точности с видом со-
пряжения колес С: 7-С ГОСТ 1758-81.
Пример условного обозначения точности передачи со степенью 7, с гарантированным боковым зазором 400 мкм, не
соответствующим ни одному из стандартных видов сопряжения: 7-400 ГОСТ 1758-81.
Пример условного обозначения точности передачи со степенью 8 по нормам кинематической точности, со степенью 7
по нормам плавности работы, со степенью 6 по нормам контакта зубьев, с видом сопряжения В: 8-7-6 В ГОСТ 1758-81.
Параметры, характеризующие боковой зазор конических зубчатых передач. Гарантированный боковой зазор в
конических передачах обеспечивается предельным отклонением межосевого угла Ет в собранной передаче, наименьшим
отклонением средней постоянной хорды зубьев Е и допуском на среднюю постоянную хорду зуба т-
Значения гарантированного бокового зазора |„тт и предельные отклонения межосевого угла Ет приведены в табл. 6.74.
Таблица 6.74
Нормы гарантированного бокового зазора ]пт(п и предельных
отклонений межосевого угла Е2 в конических передачах с т >1 мм и 1 = 90°
(ГОСТ 1758-81)
Вид сопряжения Обозначение Среднее конусное расстояние Кт, мм
до 50 свыше 50 до 100 свыше 100 до 200 свыше 200 до 400 свыше 400 до 800
Угол делительного конуса шестерни, градусы
до 15 св.15 до 25 св.25 до 15 св. 15 до 25 св.25 до 15 св.15 до 25 св.25 до 15 св.15 до 25 св.25 до 15 св. 15 до 25 св.25
Ьтт±Ех, МКМ
н Е О С в А Зпшт 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
15 21 25 21 25 30 25 35 40 30 46 52 40 57 70
22 33 39 33 39 48 39 54 63 46 72 81 63 89 110
36 52 62 52 62 74 62 87 100 74 115 130 100 140 175
58 84 100 84 100 120 100 140 160 120 185 210 160 230 280
90 130 160 130 160 190 160 220 250 190 290 320 250 360 440
н, Е О С в А ± Ех 7,5 10 12 10 12 15 12 17 20 15 24 26 20 28 34
И 16 19 16 19 22 19 26 32 22 36 40 32 45 56
18 26 30 26 30 32 30 45 50 32 56 63 50 71 85
30 42 50 42 50 60 50 71 80 60 90 100 80 110 140
45 63 80 63 80 95 80 110 125 95 140 160 125 180 220
Значения толщины зубьев конических прямозубых колес по средней постоянной хорде. (Форма зуба I)
В прямозубых конических передачах внешняя постоянная хорда:
зуба шестерни
5се1 = 0,8830зе1, (20)
где 5се1 = (1,571 +0,728х1 + хт1)т1е;
зуба колеса
8се2 =0,8830зе2, (21)
где зе2 = л т1е_ 8е1; 8е1 и 8е2 - толщина по внешней делительной окружности зуба шестерни и колеса соответственно; Х[ _
коэффициент радиального смещения; хт1- коэффициент тангенциального смещения; т1е - внешний окружной модуль.
Высота до внешней постоянной хорды
зуба шестерни
ксЛ = /(ае! ~ 0,1607зе1 (22)
где кж{ = ( к' + ^х) т1е;
зуба колеса
/гсе2 = Лае2 - 0,16078е2 (23)
ГДе Лае2 Ш1е /?ае1.
В этих формулах Лае1 и Лае2-высота головки зуба у внешнего торца шестерни и колеса соответственно; /;*- коэффици-
ент высоты головки зуба.
Наименьшее отклонение постоянной хорды и допуски на постоянную хорду для среднего сечения получаются умно-
жением величин отклонения внешней постоянной хорды и высоты до внешней постоянной хорды на коэффициент
Кср=(Ке-0,5Ъ)/Ке,
где Ке- конусное расстояние по внешнему торцу; Ь - ширина венца.
Средняя постоянная хорда для среднего сечения:
зуба шестерни ^1 =8сА (Ке-0,5Ъ)/Ке (24а)
зуба колеса
8е1 = 8ее1 ' (К.е-0,5Ь) / В, (246)
Высота до средней постоянной хорды среднего сечения: зуба шестерни
Лс1=Лсе1 •(Ке-0,5Ь)/Ве (25а)
для зуба колеса
ЛС2 ^<<-2 ' (Ве-0,5Ь)/В.е (256)
указываемая в чертежах: для зуба шестерни 5С1 =(^с1*-^;„1)_тГс1 (24 - 26)
Действительная толщина средней постоянной хорды для зуба колеса
8с2 =(5с2*- ^;„2).Т-с2; (27)
где Е.с. - наименьшее отклонение средней хорды зуба (табл. 6.75);
Т7 - допуск на среднюю постоянную хорду зуба в зависимости от радиального биения зубчатого венца (табл. 6.77) и
вида допуска бокового зазора (табл. 6.76).
Значения толщины зубьев конических колес с круговым зубом по средней постоянной хорде. (Форма зуба I и II)
В конических передачах с круговым зубом
средняя постоянная хорда зуба шестерни
5С1 *= 0,88308пт1. (28)
где 8пт1 = (1,571+0,728хп1+ хт1) т„;
средняя постоянная хорда зуба колеса
5с2 *=0,88308пт2> (29)
гДе 8пт2 = л тп - 8пт1
В приведенной формуле 8пт1 и 8пт2 - окружная толщина зуба шестерни и зуба колеса соответственно в среднем нор-
мальном сечении; хП[- коэффициент радиального смещения; хГ[- коэффициент тангенциального смещения; тп - средний
нормальный модуль.
Высота до средней постоянной хорды
зуба шестерни
Лс1 = йа1 - 0,16078пт1 (30)
где йа1= (/г*+хп1) тп.
зуба колеса
Лс2 = К: ~6-16078|||Г|2, (31)
где йа2= (/?*-хп1) т„.
1т,; йа2 - высота головки зуба у шестерни и колеса соответственно по середине венца;
/г* - коэффициент высоты головки зуба.
Действительная толщина средней постоянной хорды, указываемая в чертежах:
для зуба шестерни
5С1 =(5С1*-е;и1)_т-с1 (32)
для зуба колеса
5с2=(5С2*-е;и2)_тГс2; (33)
где Е - наименьшее отклонение средней хорды зуба (табл. 6.75); Т , - допуск на среднюю постоянную хорду зу-
8С8 8С1
ба в зависимости и вида допуска бокового зазора (табл. 6.76) и от радиального биения зубчатого венца Рг (табл. 6.77).
Таблица 6.75
Значения наименьшего отклонения
средней постоянной хорды зуба Езсз
_________(ГОСТ 1758-81)___________________________________________________
Вид сопряжения Степень точности по нормам плавности Средний нор- мальный модуль тп,мм Средний делительный диаметр <1|П, мм
до 125 свыше 125 до 400 свыше 400 до 800
Угол делительного конуса, градусы
до 20 свыше 20 до 45 свыше 45 до 20 свыше 20 до 45 свыше 45 до 20 свыше 20 до 45 свыше 45
Отклонение Е , мкм 5С5
Н 7 От 1 до 3,5 20 20 22 28 32 30 36 50 45
Св. 3,5 до 6,3 22 22 25 32 32 30 38 55 45
Св. 6,3 до 10 25 25 28 36 36 34 40 55 50
Св. 10 до 16 28 28 30 36 38 36 48 60 55
Примечание. Для определения ]7 при других видах сопряжений и степенях точности табличные значения следует умножить на коэффициент К.
Степень точности по нормам плавности Вид сопряжений
Н Е о С в А
Коэффициенты К
7 1 1,6 2 2,7 3,8 5,5
8 — — 2,2 3 4,2 6
9 - - - 3,2 4,6 6,6
Таблица 6.76
Допуски на среднюю постоянную хорду зуба Т5С
(ГОСТ 1758-81)
Вид допуска бокового зазора Допуск на биение зубчатого венца Рг< мкм (табл. 6.77)
свыше 32 до 40 свыше 40 до 50 свыше 50 до 60 свыше 60 до 80 свыше 80 до 100 свыше 100 до 125 свыше 125 до 160
11 42 50 60 70 90 110 130
а 55 65 75 90 110 130 160
С 70 80 95 110 140 170 200
ъ 85 100 120 130 170 200 250
а 110 130 150 180 220 260 320
Таблица 6.77
Допуски на радиальное биение Гг зубчатого венца
(ГОСТ 1758-81)
Степень кинематической точности Средний номинальный модуль тп, мм Средний делительный диаметр мм
до 125 свыше 125 до 400 свыше 400 до 800
Рг, мкм
7 От 1 до 3,5 36 53 63
Свыше 3,5 до 6,3 40 56 71
Свыше 6,3 до 10 45 63 80
Свыше 10 до 16 50 71 90
8 От 1 до 3,5 45 63 80
Свыше 3,5 до 6,3 50 71 90
Свыше 6,3 до 10 56 80 100
Свыше 10 до 16 63 90 112
9 От 1 до 3,5 56 90 100
Свыше 3,5 до 6,3 63 90 112
Свыше 6,3 до 10 71 100 125
Свыше 10 до 16 80 112 140
Пример
Требуется определить толщину зуба шестерни по средней постоянной хорде при следующих данных: передача кони-
ческая прямозубая 8-В ГОСТ 1758-81; т1е= 5 мм; 1С = 83,852; коэффициент высоты головки зуба п = 1; средний делитель-
ный диаметр <1т1; угол делительного конуса б = 26° 34’ ; коэффициент радиального смещения Х[= 0,4; коэффициент танген-
циального смещения хг1 = 0; ширина венца Ь = 25 мм.
Решение
1. В прямозубых конических передачах внешняя постоянная хорда зуба шестерни, формула ( 20).
8сЛ = 0,8830зе1
где 8е1= (1,571+0,728 х,+ хт1) т1е = (1,571+0,728-0,4) -5 = 9,311 мм.
2. Высота до внешней постоянной хорды зуба шестерни ( 22)
йсе1 = йае1 - 0,1607зе1
где йае1 = ( На + х() ш1е = (1+0,4)5 = 7 мм, тогда
й =7-0,1607-9,311 = 5,504 мм.
се 1
3. Средняя постоянная хорда для среднего сечения зуба шестерни ( 24а)
5с1 =8сЛ (Ке-0,5Ъ) / Ке= 8,221(83,852-12,5)/83,852 = 6,995 мм.
4. Высота до средней постоянной хорды среднего сечения зуба шестерни ( 25а)
/?С1 =ксЛ (Ке-0,5Ъ)/Ке=5,504(83,852-12,5)/83,852=4,683 мм.
5. Действительная толщина средней постоянной хорды, указываемая в чертежах, для зуба шестерни ( 26)
5С1 =(5с1 - Е~сЛ)~ Т;с1 = (6,995-0,092)_0,1 =6,9ОЗ_о,1 мм.
В рабочих чертежах указываются размеры
5с1 = 6,903_од мм и Лс1 = 4,683 мм.
Точность заготовок конических зубчатых колес
Таблица 6.78
Допускаемое биение базового торца Гт относительно посадочной поверхности
Степень точности по нормам контакта Ширина зубчатого колеса или полушеврона, мм
до 40 свыше 40 до 100 свыше 100 до 160 свыше 160 до 250 свыше 250 до 400 свыше 400 до 630
Допуски Рт при с1 = 100 мм, мкм
7 24 12 8 6 4,5 3,4
8 40 20 12,8 10 7,1 5,5
9 64 32 20 16 12 9
Примечание. Допуск на торцовое биение заготовки определяют умножением значения, взятого из таблицы, на 0,016, где б - делительный диаметр, мм.
Например, при 6 = 200 мм и ширине зубчатого колеса 50 мм для 8-й степени точности по нормам контакта Гт = 20*0,01*200 = 40 мкм.
Таблица 6.79
Предельные отклонения внешнего диаметра вершин зубьев Еаае
при использовании его в качестве базы измерения
Степень точности колеса (по нормам кинема- тической точности) Вид допуска бокового зазора Средний нор- мальный мо- дуль тп, мм Средний делительный диаметр ат, мм Степень точности колеса(по нормам кинема- тической точности Вид допуска бокового зазора Средний нормальный модуль тп, мм Средний делительный диаметр ат, мм
до 120 от 120 до 500 до 120 от 120 до 500
поле допуска поле допуска
5 11 От 1 до 16 116 116 9 11 От 1 до 56 118 117
а,с 117 116 а 118 118
Ъ,а 118 117 С 119 118
ъ 119 118
а Ы0 119
6 й, а 117 116 10 11 118 118
с, Ъ 118 117 а 119 118
а 119 118 С 119 118
ъ 119 119
а ЫО ЫО
7 11 От 1 до 25 117 И 11 119 119 ЫО ЫО ЫО 118 118 119 119 ЫО
а 118 117 а
С 118 С
ъ 119 118 ъ
а 119 а
8 11 От 1 до 56 118 117 12 11 119 118
а, с 118 а 119 119
ъ 119 118 С ЫО 119
а 119 ъ ЫО ЫО
а Ы1 ЫО
Примечание. Степени точности по ГОСТ 1758-81.
Таблица 6.79 а
Допуски на углы конуса вершин зубьев йа и внешнего
дополнительного конуса А в зависимости от внешнего окружного модуля ш1с
т(е, мм До 0,75 Свыше 0,75 до 1,5 Свыше 1,5
За, мин +30 + 15 +8
<\| , мин ±60 ±30 ±15
Таблица 6.79 б
Допуски на расстояние от базового торца до основания конуса
выступов 6А и на расстояние от базового торца до вершины конуса выступов 6К
Степень кинематической точности Внешний окружной модуль т(е, мм Регулируемая передача, - ЗА, мкм Нерегулируемая передача, - ЗК, мкм
7 Свыше 1 до 2,5 28 30
Свыше 2,5 до 6 45 48
Свыше 6 до 10 55 60
8 Свыше 1 до 2,5 36 38
Свыше 2,5 до 6 55 58
Свыше 6 до 10 75 80
9 Свыше 2,5 до 6 75 70
Свыше 6 до 10 95 100
Свыше 10 до 16 110 115
6.10.3. НОРМЫ И ПОКАЗАТЕЛИ ТОЧНОСТИ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Нормы точности червячных цилиндрических передач регламентирует ГОСТ 3675-81.
Стандарт распространяется на червячные передачи и червячные пары (в случае поставки колеса с червяком без корпу-
са), устанавливает требования к этим передачам и парам, а также отдельно на червяки и червячные колеса. Принцип постро-
ения и многие параметры, нормируемые в передаче, весьма близки к параметрам цилиндрических передач. Как и стандарт
на точность зубчатых передач, этот стандарт содержит четыре группы норм, из которых первые три характеризуют степени
точности, четвертая - нормы бокового зазора. В отличие от других видов передач, здесь установлены допуски для всех 12
степеней точности, так как делительные червячные пары могут изготавливаться по самым высоким степеням точности. В
табл. 6.80 приведены рекомендации по выбору точности силовых червячных передач.
Так же, как и в цилиндрических зубчатых передачах, установлено шесть видов сопряжений, обозначаемых А, В, С, 11.
Е, Н, и восемь видов допусков на боковой зазор - х, у, г, а, Ь, с, <1, 11. Стандарт рекомендует соответствие видов сопряжений
видам допусков и степени кинематической точности (табл. 6.81). Указанное соответствие можно изменять при использова-
нии еще трех видов допусков х, у, 7 с более широкими полями.
Более подробные данные о точности зубчатых и червячных передач приведены в соответствующих стандартах.
Таблица 6.80
Рекомендации по выбору степеней точности
силовых червячных передач
Степени точности не ниже Скорость сколь- жения щ, м/с Обработка Применение
7 < ю Червяк закален, шлифован и полирован. Колесо на- резается шлифованными червячными фрезами. Обкатка под нагрузкой Передачи с повышенными скоростями и малым шумом, с повышенными требова- ниями к габаритам
8 <5 Допускается червяк с НВ < 350, нешлифованный. Колесо нарезается шлифованной червячной фрезой или летучкой. Рекомендуется обкатка под нагрузкой Передачи средне-скоростные со средними требованиями по шуму, габаритам и точ- ности
9 <2 Червяк с НВ < 350, нешлифованный, колесо нарезано любым способом Передачи низкоскоростные, крат- ковременно работающие и ручные с по- ниженными требованиями
Таблица 6.81
Рекомендации по применению норм бокового зазора
в червячных передачах
Вид сопряжения Вид допуска Диапазон степеней кинематической точности передач
А а 5 .. 12
В ъ 5 .. 12
С с 3 . . 9
О а 3 . . 8
Е и 1 . . 6
н и 1 . . 6
Параметры, характеризующие боковой зазор червячных передач
Рис. 6.57. Отклонение толщины витка червяка
Таблица 6.82
Нормы гарантированного бокового зазора |п
(ГОСТ 3675-81)
Вид со- пряжения Межосевое расстояние а„ мм
до 80 свыше 80 до 120 свыше 120 до 180 свыше 180 до 250 свыше 250 до 315 свыше 315 до 400 свыше 400 до 500 свыше 500 до 630 свыше 630 до 800
)птт? МКМ
н 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Е 30 35 40 46 52 57 63 70 80
О 46 54 63 72 81 89 97 110 125
С 74 87 100 115 130 140 155 175 200
в 120 140 160 185 210 230 250 280 320
А 190 220 250 290 320 360 400 440 500
Таблица 6.83
Допуски на радиальное биение витков червяка Гг
(ГОСТ 3675-81)
Степень точности Модуль т, мм Делительный диаметр червяка <1 , мм
свыше 18 до 30 свыше 30 до 50 свыше 50 до 80 свыше 80 до 120 свыше 120 до 180 свыше 180 до 250
I7,-, мкм
6 От 1 до 16 12 13 14 16 18 22
7 От 1 до 25 17 18 20 22 25 30
8 От 1 до 25 21 22 25 28 32 38
9 От 1 до 25 26 28 32 36 40 48
Таблица 6.84
Допуски на толщину витка червяка по хорде Т$ , мкм
(ГОСТ 3675-81)
Вид допуска боко- вого зазора Допуск на радиальное биение витка червяка ±'г* мкм
до 20 свыше 20 до 25 свыше 25 до 32 свыше 32 до 40 свыше 40 до 50 свыше 50 до 60 свыше 60 до 80 свыше 80 до 100 свыше 100 до 125 свыше 125 до 160 свыше 160 до 200 свыше 200 до 250
Д , мкм
и 28 32 38 42 50 60 70 90 НО 130 160 200
а 36 42 48 55 65 75 90 110 130 160 200 250
С 45 52 60 70 80 95 110 140 170 200 260 320
ъ 58 65 75 85 100 120 140 170 200 250 320 380
а 75 85 95 110 130 150 180 220 260 320 400 500
2 95 110 120 130 150 180 220 260 320 400 500 630
У 120 130 150 160 180 220 260 320 400 500 630 750
X 150 170 180 200 220 260 320 400 500 630 750 950
Примечание. * Допуск на радиальное биение витка червяка /г приведен в табл. 6.83.
Таблица 6.85
Предельные отклонения межосевого расстояния в передаче Га
(ГОСТ 3675-81)
Степень точ- ности Межосевое расстояние а„ , мм
до 80 свыше 80 до 120 свыше 120 до 180 свыше 180 до 250 свыше 250 до 315 свыше 315 до 400 свыше 400 до 500 свыше 500 до 630 свыше 630 до 800
±Га, мкм
6 28 32 38 42 45 50 53 56 63
7 45 50 60 67 75 80 85 90 95
8 71 80 90 105 110 125 130 140 160
9 110 130 150 160 180 200 210 240 250
Примечание. Предельные отклонения межосевого расстояния в обработке/ас — 0,75/а .
Таблица 6.86
Предельные смещения средней плоскости в передаче Гх
(ГОСТ 3675-81)
Степень точности Межосевое расстояние а„ мм
до 80 свыше 80 до 120 свыше 120 до 180 свыше 180 до 250 свыше 250 до 315 свыше 315 до 400 свыше 400 до 500 свыше 500 до 630 свыше 630 до 800
± Д, мкм
6 22 25 28 32 36 40 42 45 48
7 34 40 45 50 56 60 67 70 75
8 43 53 71 80 90 100 105 110 120
9 85 100 110 130 140 150 160 170 190
Примечание. Предельные смещения средней плоскости в обработке/хс = 0,75/х.
Таблица 6.87
Предельные отклонения межосевого угла передачи Г
(ГОСТ 3675-81)
Ширина зубчатого венца червячного колеса Ъ2, мм Степень точности
6 7 8 9
± С , мкм
До 63 9 12 16 22
Свыше 63 до 100 12 17 22 28
Свыше 100 до 160 17 24 30 40
Свыше 160 до 250 24 32 42 56
Примечание. Предельные отклонения межосевого угла в обработке/%. — 9,75/?.
6.11. ВИНТОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ ВИНТ - ГАЙКА СКОЛЬЖЕНИЯ
Винтовые передачи винт - гайка скольжения используются для преобразования вращательного движения в поступа-
тельное. Передача состоит из винта и гайки. Конструктивно передача выполнена так, что резьба винта и гайки имеет непо-
средственный контакт, который образует пару скольжения (рис. 6.58). Например, в корпусе 3 размещены винт 1, втулка с
резьбой и натяжными гайками 2. для выборки зазора в соединении с резьбой винта, и втулка с резьбой 4. При одном обороте
винта 1 гайка 4 перемещается на шаг резьбы.
Рис. 6.58. Винтовая передача винт - гайка скольжения
В винтовой паре скольжения затрачиваются значительные усилия на преодоление сил трения, которые приводят к из-
носу витков сопрягаемых элементов деталей и увеличению зазоров.
Передачи винт - гайка скольжения, используемые для перемещения рабочих органов, применяют в различных маши-
нах и механизмах для преобразования вращательного движения в поступательное. Передача винт - гайка дает возможность
получения медленного возвратно-поступательного движения.
6.11.1. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ВИНТОВОЙ ПАРЫ СКОЛЬЖЕНИЯ
Я
Рис. 6.59. Основные размеры винта и гайки винтовой передачи скольжения
Таблица 6.88
Основные размеры трапецеидальной резьбы, мм (рис. 6.59)
Шаг р <1-I) <1? <11 Шагр <1-I) <12 <11
3 12 10,5 9,0 6 120 117 114
4 16 14,0 12,0 8 50 46,0 42,0
20 18,0 16,0 60 56,0 52,0
80 78 76,0 10 70 65,0 60,0
5 26 23,5 21,0 80 75,0 70,0
100 97,5 95 12 50 44,0 38,0
6 32 29 26 90 84,0 78,0
40 37,0 34,0 100 94,0 88,0
6.11.2. СИЛОВЫЕ СООТНОШЕНИЯ В ВИНТОВОЙ ПЕРЕДАЧЕ ВИНТ - ГАЙКА СКОЛЬЖЕНИЯ
В винтовой паре с прямоугольной резьбой действует осевая сила Р . Рассмотрим возникающие силы, (рис. 6.60, а).
Гайка при вращении на подъем нагружена окружной силой Р,. приложенной по касательной к окружности среднего диамет-
ра <Р резьбы (рис. 6.60, в).
а) б) в)
Рис. 6.60. Силы, действующие в винтовой паре
Развернем виток резьбы в наклонную плоскость, а всю гайку представим в виде ползуна (рис. 6.60, б). При равно-
мерном перемещении по наклонной плоскости ползун находится в состоянии равновесия под действием системы сил Р. Р,.
К„ и Ргр. из которых К„ - нормальная реакция наклонной плоскости, а РТР = - сила трения, где /- коэффициент трения
(табл. 6.89).
Таблица 6.89
Значение угла трения р и коэффициента трения скольжения/
Винт Г айка Коэффициент трения / Угол трения Р
Материал
Сталь Бронза оловянистая - фосфористая 0,10 5°43’
Бронза безоловянистая 0,12 6°5Г
Антифрикционный чугун 0,13 7“25’
Р, = Р^ (р+у)
(4)
Эта формула применима только для прямоугольной резьбы. В треугольной и трапецеидальной резьбе возникает
повышенное трение вследствие наклона профиля резьбы к оси симметрии витка (рис. 6.60, в). Связь между силами трения в
прямоугольной и остроугольной резьбе можно легко получить, если предположить, что витки резьбы находятся в горизон-
тальной плоскости, т. е. при у = 0 (рис. 6.60, а). Тогда нормальную реакцию витка резьбы найдем из уравнения проекций сил
на ось винта (рис. 6.60, в).
К„ сок а/2 = Р ;К„ = Р/со8 а/2. для треугольной метрической резьбы а = 60° и а/2 = 30°.
Сила трения при этом
СО8 —
2
где г _ У - приведенный коэффициент трения.
а
соя—
2
Соответствующий ему приведенный угол трения
р =атс1^С =атс1%[------—].
соя а/2
Следовательно, для определения окружной силы Р, в винтовой паре с треугольной или трапецеидальной резьбой в
формулу (4) необходимо подставить вместо действительного приведенный угол трения:
Р< = Р (Р'+-)’)
Момент для преодоления сил трения в резьбе
Мр = 0,5Га218(Г + Р')-
При завинчивании гайки возникают силы трения на торце гайки и сопрягаемой детали. Момент сил трения на опорном
торце гайки с достаточной точностью вычисляют по формуле
Мт = 0.51РГГ,,.
где - коэффициент трения на торце гайки и поверхности детали; Пср - средний диаметр опорного торца гайки; Пср =
0,5 (П[ + с^-п,); 11 - наружный диаметр опорного торца гайки; - диаметр отверстия под винт.
Суммарный момент, приложенный к гайке,
М = 7ИТ + Мр = 0,5Р к пср + а, 18 (у + р’)].
Гайка при вращении на опускание нагружена окружной силой Ту. приложенной по касательной к окружности среднего
диаметра бЛ резьбы.
В этом случае сила Р,„р направлена в сторону, противоположную показанным на рис. 6.60, б. Движущей силой будет
осевая сила Р, а горизонтальная сила Р, - силой сопротивления. В результате получим формулу
Мр = 0,5Р й,18 (у - р').
Чтобы гайка не отвинчивалась без приложения внешнего момента, необходимо обеспечить условие Мр > 0; отсюда
следует условие самоторможения в резьбе у < р'.
6.11.3. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ВИНТОВОЙ ПАРЫ СКОЛЬЖЕНИЯ
Винты передач скольжения без термообработки изготовляют из Стали 45, 50 и др. и из Стали 65Г, 40Х, 40ХГ и др. - с
термообработкой.
Для уменьшения трения и износа резьбы гайки передач изготовляют из оловянистых бронз марок Бр.ОФ 10-1,
Бр.ОЦС6-6-3, Бр.АЖ9-4 и др. Для экономии бронзы гайки передач больших диаметров изготовляют биметаллическими
(стальной или чугунный корпус заливают бронзой.) По тем же соображениям гайки передач при небольших нагрузках и
скорости изготовляют из антифрикционного чугуна марок АЧВ и АЧК.
6.11.4. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ВИНТОВОЙ ПЕРЕДАЧИ ВИНТ -
ГАЙКА СКОЛЬЖЕНИЯ
Для определения КПД при движении ползуна (гайки) вверх по наклонной плоскости (рис. 6.60, б) воспользуемся от-
ношением работы сил полезных сопротивлений XV,.с работе движущих сил ХХ'Д. При движении ползуна вверх движущей яв-
ляется сила Р/. а осевая сила Г - силой полезного сопротивления. Следовательно, можно записать выражение для КПД
= ^пс = = РГ8у
пх \Р,С Р,1 соя/ Ту
Подставляя выражение Р,, получим
Винтовая пара с прямоугольной резьбой имеет самый высокий КПД. Из полученных выражений для КПД очевидно,
что его величина возрастает по мере увеличения угла у. Для увеличения у, а следовательно, для повышения КПД применяют
многозаходную резьбу с крупным шагом, а для уменьшения р - смазывание и антифрикционные материалы (бронзу и др.). В
самотормозящейся винтовой паре при у < р т] < 0,5.
В винтовых механизмах вращение винта или гайки осуществляется обычно с помощью маховика, шестерни, рукоятки
и т. д. Передаточным отношением винтового механизма условно называют отношение перемещения маховика к перемеще-
нию гайки или винта за один оборот:
где 11 - диаметр маховика ( штурвала); = рТр - ход резьбы.
Например, при диаметре маховика О = 200 мм и ходе резьбы Р/, - 4 мм
и = л200/4= 157.
Осевая сила на винте или гайке Р = Р, шр
При 1] = 0,4 Р = Р, • 157 0,4 = 62,8 Р,.
Данный расчет показывает, что при простой и компактной конструкции винтовой механизм позволяет получить значи-
тельный выигрыш в силе.
6.11.5. ВИНТОВАЯ ПЕРЕДАЧА ВИНТ - ГАЙКА СКОЛЬЖЕНИЯ ДЛЯ НАГРУЖЕНИЯ
В ряде случаев эти передачи большой несущей способности и компактности используют для получения большого вы-
игрыша в силе - до 5000 - 1000 кН, применяют в самых различных машиностроительных конструкциях, таких, например,
как подъемно-транспортные машины ( домкраты, механизмы изменения вылета кранов, печные толкатели), прокатные станы
(нажимные винты, регулировочно-установочные механизмы подшипников), винтовые прессы и др.
Конструкция передачи должна обеспечивать при работе наименьшее трение между винтом и гайкой. Этому условию
отвечает трапецеидальная резьба с мелким, средним и крупным шагами. С крупным шагом применяют резьбы при тяжелых
условиях работы передачи (в домкратах, из-за опасности повышенного износа).
Номинальные профили трапецеидальной резьбы принимают по ГОСТ 9484-81. Основные размеры трапецеидальной
однозаходной резьбы по ГОСТ 24738-81.
Для винтов, находящихся под действием больших осевых односторонних нагрузок, например в прессах, нажимных
устройствах прокатных станов, грузовых крюках и др., применяют упорную резьбу по ГОСТ 10177-82 и усиленную по
ГОСТ 13535-87.
Резьба винтов и гаек передач в зависимости от назначения может быть правой или левой, однозаходной или многоза-
ходной. Для самотормозящих передач применяют однозаходную резьбу.
Рис. 6.61. Простой домкрат (а) и телескопический домкрат (б)
Передачу винт - гайка выполняют: с вращающимся винтом поступательным движением гайки (наиболее распростра-
ненный вид передачи); с вращающимся и одновременно поступательно перемещаемым при неподвижной гайке винтом
(простой домкрат, рис. 6.61, а); вращающейся гайкой и поступательным движением винта. Встречаются передачи других
конструкций, в том числе и телескопические.
В механизмах часто применяют телескопическую передачу от винта к гайке (рис. 6.61, б), например, в механизмах
подъема стола фрезерного станка. Здесь винт также является ведущим звеном, он совершает вращательное и поступательное
движение относительно неподвижной гайки. Винт 1, вращаясь от конического зубчатого колеса, одновременно перемещает-
ся по внутренней резьбе гайки 2 и поднимает или опускает стол. В данном случае гайка 2 служит также винтом и своей
наружной резьбой ввинчена в неподвижную гайку 3. Такое совмещение работы двух винтов дает возможность сделать вин-
товую передачу более компактной и удобной.
Расчет винтовой пары для нагружения. Основная причина выхода из строя винтов и гаек передач скольжения - из-
нос резьбы. В качестве критерия износостойкости резьбы винтовой пары принимают давление ?/ между резьбой винта и гай-
ки, которое не должно превышать допускаемого [д], зависящего от материалов винтовой пары и условий ее эксплуатации.
Для обеспечения необходимой износостойкости винтовой передачи прежде всего нужно, чтобы давление в резьбе не
превышало допускаемого давления, которое не выдавливает смазку:
С1 =---=--------
Ат лй2кт
(5)
где ?/ и | ?/1 - расчетное и допустимое среднее давление в резьбе, МПа;
Р - расчетная осевая сила, действующая на винт, Н; сГ - средний диаметр резьбы, мм; к - рабочая высота витка, при-
нимаемая для трапецеидальной резьбы, равной 0.5/?; р - шаг резьбы, мм; т- Н/р - число витков резьбы при высоте гайки Н.
(табл. 6.88).
Для проектного расчета формулу (5) целесообразно преобразовать, обозначив
Р„ = Н/с12 - коэффициент высоты гайки; Р/, = к/р — коэффициент высоты резьбы.
где для трапецеидальной и прямоугольной резьбы Рк = 0,5, для упорной - Р,: = 0,75; для треугольной - Рк = 0,541. Зна-
чение коэффициента высоты гайки выбирают в зависимости от особенностей конструкции для цельных гаек Р„ = 1,2...2,5;
для разъемных и сдвоенных гаек Р„ =2,5. ..3,5; [?/ - допускаемые значения давления в резьбе, табл. 6.90.
Полученное значение сЬ следует согласовывать с рекомендуемыми параметрами, табл. 6.88.
Длину винта Ь принимают конструктивно в зависимости от требуемой величины перемещения /, для домкратов / =
(8...10) <1, следовательно Ь =1+Н.
Таблица 6.90
Средние допускаемые значения давления [</] в резьбе
Материал винтовой пары [д], МПа
Закаленная сталь - бронза 10-12
Незакаленная сталь - бронза 8-10
Закаленная сталь - чугун АЧВ-1, АЧК-1 7-9
Незакаленная сталь - чугун АЧВ-2, АЧК-2 6-7
Незакаленная сталь - чугун СЧ-20 и СЧ-40 5-6
Примечания; 1. При редкой работе передачи, а также при гайках малой высоты значение [({], может быть повышено до 20%. 2. Давление в резьбе винтовых механизмов для точных перемещений принимают в 2-3 раза меньше, чем для винтов общего назначения.
Прочность винта. Эквивалентное напряжение в опасном сечении винта
сгэ = у1<Гр+Зг1 < [сг]р ,
где
16ЛД
ж?3
где [а]р = ат /[п] - допускаемое напряжение для стального винта; [п]= 2:4 - коэффициент запаса прочности, меньшее
значение применяют для длинных винтов;
Мр - момент в резьбе без учета трения на торце гайки (у домкратов, как правило, осевая сила передается упорным
подшипником)
Мр= О.5с12Ага (Р + р).
Для длинных высоконагруженных винтов (домкраты и др.) проводится расчет на устойчивость. Условие устойчивости
имеет вид
<т, = р[<т]р
где <р - коэффициент уменьшения допускаемых напряжений, выбирается в зависимости от параметра гибкости - к,
табл. 6.91.
Таблица 6.91
Коэффициент <р
А, 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160
<Р 0,95 0,91 0,89 0,86 0,82 0,76 0,70 0,62 0,52 0,43 0,37 0,33 0,29 0,26 0,24
В свою очередь, гибкость винта равна
где /. - расчетная длина винта;
ц - зависит от способов закрепления концов винта:
ц = 1 - оба конца оперты шарнирно;
|1 = 2 - один конец свободен;
ц= 0,7 - один конец заделан, другой закреплен шарнирно;
ц = 0,5 - оба конца заделаны.
Для винтов, у которых второй опорой служит гайка, Ь равно расстоянию между опорой и серединой гайки.
Разъемную гайку считают шарнирной опорой.
/=— 1Р = .р»0,25б/г
АДл \ А 1
где I - радиус инерции поперечного сечения винта;
У - осевой момент инерции поперечного сечения винта, который вычисляют по эмпирической формуле
7 = <Го,375+°^>
64 )
А = тЛА - площадь поперечного сечения винта.
Расчет гайки. Тело гайки рассчитывают на прочность (на растяжение или сжатие с учетом напряжения кручения)
(рис. 6.61).
^(П'-П2)
откуда
Допускаемые напряжения для материала гайки:
на смятие для бронзы или чугуна по стали [ас„] = 42...55 МПа;
на растяжение для бронзы [ар] = 34...44 МПа, для чугуна [ар] = 20...24 МПа.
Для равномерного распределения нагрузки по виткам резьбы высоту буртика гайки принимают
й = (1/4... 1/3) Н.
Значение внутреннего диаметра гайки принимают П > А.
Диаметр опорного буртика гайки П2 определяют по эмпирической зависимости
П2= 1,35П,;
ширину буртика Ъ = Р/лХ), и проверяют на срез:
л-(Г>2 -Ог)Ь <К"'1
где допускаемое напряжение на срез для бронзы |т ср] = 20.. .25 МПа, для чугуна - 20.. .30 МПа.
6.11.6. ВИНТОВАЯ ПЕРЕДАЧА ВИНТ - ГАЙКА СКОЛЬЖЕНИЯ ДЛЯ ПЕРЕМЕЩЕНИЯ
Длина перемещения рабочих органов с помощью передачи винт - гайка скольжения может достигать до 3 - 5 м при
высокой точности перемещения. Передача характеризуется простой и недорогой конструкцией. Например, ее применяют в
металлорежущих станках для подачи в зону резания рабочих инструментов и для точных установочных перемещений, в
измерительных приборах (механизмы для точных перемещений, для регулирования и настройки) и т.п.
Для винтовой пары перемещения чаще применяют трапецеидальную резьбу со средним шагом. Мелкая резьба исполь-
зуется лишь в передачах повышенной точности, крупная - для особо тяжелых условий работы. Для перемещений повышен-
ной точности (в приборах) применяют метрические резьбы с мелким шагом.
Резьба винтов и гаек и зависимости от назначения может быть правой и левой, однозаходной и многозаходной. Для
самотормозящихся передач применяют однозаходную резьбу.
Рис. 6.62. Винтовая передача винт - гайка для перемещения
Геометрические параметры. Основными геометрическими параметрами, которыми определяют прочность, устойчи-
вость, износостойкость передачи, и условиями ее использования в механизме являются: внутренний диаметр резьбы винта
Р. шаг резьбы Р, длина нарезной части /, расчетная длина винта Р. угол подъема винтовой линии у, высота гайки Н. наруж-
ный диаметр гайки О? и толщина фланца Ъ (рис.6.62).
, Р2р
*ёУ = —г-
ла2
где у - угол подъема винтовой линии; р - шаг резьбы, мм; бЛ- средний диаметр резьбы, мм; зр- число заходов резьбы.
Ход резьбы Рк - осевое перемещение гайки относительно винта за один полный оборот
Р/, = Р~р
Кинематические характеристики. Скорость относительного перемещения V гайки и винта (м/с)
_ ?РРп
° 6-Ю4’
где /(-частота вращения винта или гайки.
Число заходов для самотормозящихся винтов выбирается зр = 1 при отсутствии требования самоторможения, в зависи-
мости от соотношения о и п число заходов лр = 2...4.
При одинаковом относительном движении винта и гайки передача может выполняться при различном характере дви-
жения относительно рамы машины или устройства:
- винт вращается, гайка перемещается поступательно;
- гайка вращается, винт перемещается поступательно;
- гайка неподвижна, винт вращается и перемещается поступательно;
- винт неподвижен, гайка вращается и перемещается поступательно.
Выбор той или иной схемы зависит от конструктивных особенностей проектируемого механизма. Чаще применяются
первые две системы, особенно при механическом приводе, так как при этом удобно передавать вращательное движение на
винт или гайку от двигателя.
Силовые характеристики. Соотношение между крутящим моментом Мк, например на гайке, и тяговым усилием О на
винте
Мк= <№/2)18(у +р), (6)
где р - угол трения (в расчетах принимается р = 6°, что соответствует коэффициенту трения/ = 0,1).
КПД передачи винт - гайка (без учета трения в упорных подшипниках)
Ппх ~
Гё(г+рУ
Винты, как правило, изготовляются без закалки из Стали 40, 45, 50 или с закалкой в более ответственных конструкци-
ях из Стали У10А, 40Х, 40ХН, 50ХГ, 65Г и др. Лучшими материалами для изготовления гаек являются оловянистые бронзы:
БрОФЮ-1, БрОФЮ-05, БрОЦС6-6-3. При малых скоростях вращения применяются антифрикционный чугун АЧВ-1, АЧВ-2,
АЧК-1 и АЧК-2, а также серый чугун СЧ 18 и СЧ 20.
Расчет передачи. Критериями работоспособности передачи являются износостойкость, прочность, устойчивость на
продольный изгиб винта. На основе /7/ (табл. 6.90) предварительно определяется ориентировочный средний диаметр винта
кЕ
где = Н/Ф - коэффициент высоты гайки: обычно принимается 1,2-2,5 для неразъемных винтов и 2,5- 3,5 - для разъ-
емных; Н- высота гайки; к - коэффициент, равный 2 для винтов с трапецеидальной резьбой и 1,5 - с упорной резьбой.
Полученный результат уточняют по табл. 6.88 с округлением в большую сторону.
Выбранные размеры винта и гайки проверяются на прочность. Условие прочности винта с учетом Мк по формуле (6)
сгэ = ^07+3^ [<т]р,
4А
гДе <7Р =-т ; Г.-
ж/; А
16.1/,.
7О1\
Если винт испытывает также напряжения изгиба от внешней не центральной силы с моментом Мп
32Ми
то эквивалентное напряжение в опасном сечении винта примет вид
где [а]р = ат/[п] - допускаемое растягивающее напряжение для стального винта; ат - предел текучести; [п] - допускае-
мый коэффициент запаса. Принимают [п] = 3. ..3,5, меньшее значение применяют для длинных винтов.
Если винт в работе испытывает сжимающие усилия, то при гибкости
необходима проверка винта на устойчивость (продольный изгиб). Здесь Ь - длина винта; / - радиус инерции; /с - коэф-
фициент, учитывающий закрепление винта в опорах.
Условием устойчивости является
где ср - коэффициент уменьшения допускаемых напряжений, выбирается в зависимости от параметра гибкости ср =
0.33.. .0.25, меньшее значение применяют для длинных винтов.
Расчет гайки винтовой пары для перемещения производится аналогично расчету винтовой пары для нагружения.
6.12. ВИНТОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ ВИНТ - ГАЙКА КАЧЕНИЯ
5
Рис. 6.63. Винтовая передача винт - гайка качения
В тех случаях, когда необходимо обеспечить точность и стабильность перемещений, применяют передачу винт - гай-
ка качения, в которой контакт гайки с винтом происходит не непосредственно, а через шарики и, таким образом, в этом со-
пряжении трение скольжения замещено на трение качения.
Такая передача состоит из винта 7, двух гаек 2 и 5 и шариков 3 (рис. 6.63), заполняющих каналы витков резьбы. При
движении скорость перемещения шариков отличается от скорости ведущего и ведомого звеньев, поэтому для постоянной
циркуляции шариков предусмотрен возвратный канал 4, соединяющий начало и конец витка или витков резьбы гайки, для
возвратного перемещения шариков. Выборку зазора в передаче осуществляют поворотом гайки 2 относительно гайки 5. Эти
гайки создают натяг, обеспечивающий большую осевую жесткость передачи.
Профиль винтовых канавок винта и гаек может быть полукруглый (с шариками создается двухточечный контакт) и
арочный (с шариками создается четырехточечный контакт).
Процесс изготовления винтов для пар качения схож с процессом изготовления прецизионных винтов скольжения. В
процессе изготовления винты из Стали ХВГ и ЗОХЗВА подвергают неоднократной термической обработке для придания
винту необходимой твердости (не менее 60 НКС), износостойкости и длительного сохранения точности.
Шариковые винтовые пары имеют высокий КПД (до ц=0,9), возможность полного устранения осевого и радиального
зазоров. Передачи с этими парами применяют в механизмах подач станков с программным управлением, механизмах подъе-
ма и спуска шасси в самолетах и т. и.
6.12.1. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ВИНТОВОЙ ПАРЫ КАЧЕНИЯ
Угловая скорость со связана со скоростью в поступательного движения зависимостью
2л
СО =------V ’
8п
где § -шаг резьбы; п - число заходов резьбы.
7 = +А)’
где Р - осевая нагрузка; Пср - диаметр окружности, на которой располагаются центры шариков; у - угол подъема вин-
товой линии по цилиндру диаметром Пср; рк - приведенный угол трения качения: /к = рк~ 0,005^0,01.
Мощность (Вт), необходимая для передачи усилия Р (Н),
Р = Ро /1] .
Если шариковая винтовая пара нагружена радиальной силой Рг. то гайка при вращении должна преодолеть дополни-
тельный момент трения
ТТр = Р,./к/0,5Г)ср,
где Д- - приведенный коэффициент трения качения.
При закаленных винтовых поверхностях твердостью НКС> 53 и стальных шариках твердостью НКС> 63 принимают/к
= 0,004...0,005, когда вращается винт, иД = 0,006...0,007, когда вращается гайка.
6.12.2. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ВИНТОВОЙ ПЕРЕДАЧИ ВИНТ - ГАЙКА КАЧЕНИЯ
КПД от вращающегося к поступательно движущемуся звену
= *У
Г§(у + Рк)
Так как рк « у , то КПД винтовой шариковой пары даже при малых углах подъема винтовой линии достигает 80-90%.
При у > 2° КПД мало увеличивается, поэтому выгодно подбирать малый угол, так как при этом снижается необходи-
мый вращающий момент.
В шариковой передаче винт - гайка качения при малых углах подъема винтовой линии резьбы (у > 2-3°) КПД передачи
составляет г| > 0,9.
Активная часть винтовой шариковой пары обычно составляет 1-2,5 витка; при большем числе рабочих витков КПД.
шариковой пары снижается из-за увеличения трения шариков между собой.
Число шариков г„, в активной части
где к - число витков в одной замкнутой рабочей цепочке; - диаметр шарика.
Если при расчете получается дробным числом, то следует принимать ближайшее меньшее целое число.
Число шариков, находящихся в замкнутой цепи, не должно превышать з,„ = 65. Увеличение з,„ ведет к снижению КПД
Если при расчете окажется з,„ > 65, то следует уменьшить их число, увеличив диаметр шариков.
Для равномерного распределения нагрузки на шарики надо подбирать их так, чтобы разность диаметров не превышала
3 мкм. Так как шарики нормального класса точности выполняют со значительно большим полем допуска (до 50 мкм), то при
сборке винтовой пары шарики нужно сортировать на ряд групп. В соответствии с имеющимися группами шариков должны
быть изготовлены винты с разными диаметрами. Селективным подбором винтов и соответствующих им групп шариков до-
стигается требуемая точность.
Рис. 6.64. Профили резьбы винтовой шариковой пары:
а - треугольный; б - круглый; в - круглый с канавкой
На рис. 6.64 показаны различные профили резьбы под шарики. Преимуществом профиля 6.64, а является постоянство
угла контакта (45°), практически не зависящего от нагрузки. В профилях 6.64, бив имеется пространство под шариками,
которое может служить резервуаром для смазки и сбора продуктов износа.
Радиус гж желоба у винта и гайки для уменьшения трения должен быть больше радиуса шариков; при Д„<8 мм гж ~
0,51Д„; при >8 мм гж ~ 0,53Д„.
6.12.3. РАБОЧАЯ БАЗА ГАЙКИ
Для уменьшения отклонения осевой линии винта в радиальном направлении необходимо иметь рабочую базу гайки
достаточной длины. Обычно такую базу обеспечивают созданием независимых замкнутых рабочих цепочек шариков, рас-
положенных одна от другой на определенном расстоянии.
Рис.6.65. Схема для определения рабочей базы гайки
При заданной длине Ь2 выпущенной части винта (рис. 6.65), предельных допускаемых значениях зазора Л и отклоне-
ния винта 8 можно определить необходимую длину Ь1 рабочей базы из выражения
Г, = -Р.
1 3 '
Величину радиального зазора Л (рис. 6.66, а) можно определить из соотношения
Л - ВН-(2<1Ш + Пвн).
Если технические условия на величину радиального зазора не установлены, то при расчете можно рекомендовать
Л = 0,03...0,12 мм.
Зависимость между осевым и радиальным зазорами выражается формулой
С = 7(2гж-<,)Л,
где С - осевой зазор (рис. 6.66, а); гж - радиус желоба (профиля резьбы).
Рис. 6.66. Схемы для определения радиальных и осевых зазоров (а);
нагрузочной способности винтовой шариковой пары (б)
6.12.4. ОСЕВОЕ НАГРУЖЕНИЕ
Параметры: Р - осевая нагрузка, Н; Р,- - радиальная нагрузка, Н; Л - радиальный зазор; с!ш - диаметр шарика, мм; гж -
радиус желоба, мм; р - контактный угол давления, градусы (рис. 6.66, б).
Удельная осевая нагрузка Ро
Р
2соя у
так как угол у мал, то можно принять
Г
здесь \|/ - коэффициент неравномерности нагрузки шариков; обычно принимают ц/ = 0,8; и - число замкнутых рабочих
цепочек; з,„ - число шариков в одной цепочке.
Относительный зазор
По вычисленному значению Ро может быть определено максимальное напряжение атах при заданной величине относи-
тельного зазора.
Допускаемое значение [а]тах - 5000 Н/мм" для винтовых поверхностей винта и гайки, твердость НКС <53, для шариков
твердость НКС >63.
Допускаемая осевая статическая грузоподъемность
ГТ7] =ГТ71] 2
Ь А ст Ь О -I ст ш ш т 1
где [УД]ст - допускаемая удельная статическая нагрузка, Н/мм" (табл. 6.92).
Таблица 6.92
Допускаемая удельная статическая нагрузка
X 0,004 0,008 0,012 0,016 0,02
[Го] СТ 23 25 28 29 31
6.12.5. РАДИАЛЬНОЕ НАГРУЖЕНИЕ
Максимальное контактное напряжение:
для винтовой поверхности винта
С^тах
для винтовой поверхности гайки
С^тах
где Д„. /)вн. /)„. гх, (;= в мм, в Н/мм".
Пример 1
Требуется определить допускаемую статическую нагрузку шариковой винтовой пары, на которую действует осевое
усилие Р = 20 000 Н.
Дано: Пср= 65 мм; Пвн= 59,98; Пн= 70,02 мм; Д„= 5 мм; шаг винта 8 = 6,15 мм.
Угловая скорость гайки со= 1 рад/с.
Число замкнутых цепочек шариков на гайке и = 2.
Вычисление
Определяем угол подъема винтовой линии из выражения
в’13 = о 0302; 0ТСЮДа У = 1°45'.
л • 65
КПД винтовой пары
П =
+ А-)
Число шариков в рабочей части цепочки
Радиальный зазор
Относительный радиальный зазор
Осевая удельная нагрузка:
.^-,.^-1.40.
‘I. 5
Л = Пн-(2аш + Пвн) = 70,02 - (2-5+59,98)=0,04 мм.
X Д/с!,,, 0,04/5=0,008
Р
2шГуЛ1СО5у
20000
40-52 -0,8-2
= 12,57//мм2
По табл. 6.92 находим для %= 0,008 [77Т0]ст =25 Н/мм2.
Допускаемая осевая статическая грузоподъемность [Т7],,,, =[Ро]ст2шс1^,ул1 = 25-40-52 - 0,8-2 =40000 Н, а требуемая
20000 Н, что удовлетворяет условию.
Расчет передачи винт - гайка качения предусматривает проверку по условиям статической прочности и долговеч-
ности, а также выбор целесообразной величины предварительного натяга. Расчет на статическую прочность сводится к
определению наибольшей величины контактного напряжения на основе формулы Беляева - Герца, которую для случая кон-
такта шарик - винтовая канавка записывают в приближенном виде
<т„ = 0,14 • ^оД^-г„,)2/г>„2 Н/мм2, (7)
где Ро - статическая нагрузка на один шарик, Н; Е - модуль упругости материала, Н/мм"; г„„ гж - соответственно ради-
ус шарика и желоба резьбы, мм (рис. 6.66).
Если принять Е = 2, Г105 Н/мм", гж / гш =0,96, то формула (7) принимает вид
<ти = 4,3 • 102 • \]р0/сР , Н/мм2. (8)
Допускаемое контактное напряжение по критерию статической прочности в зависимости от твердости контактирую-
щих поверхностей
[сг]„ = (2,5...3)-103^^- Н/мм2.
60
Если принять [а]н = 2,5-103 Н/мм", то формула (8) дает условие для допустимой нагрузки на один шарик, мм
Ео<2ОУи, Н
и соответственно условие для допустимой тяговой силы
Р <20храсч /2 зш а соз у, Н,
где 7расч - расчетное число шариков, принимаемое для нормальной точности изготовления 0.7=; - диаметр шариков, мм;
а - угол контакта, причем обычно а = 45°; у - угол наклона винтовой линии.
Принимая 7расч = 0.7/. зш а. = 41/2, соз у = 1, получим
Р< Юх б/У
Расчет на долговечность учитывает циклический характер напряжений в шариках, и его ведут с учетом предела по-
верхностной выносливости. Расчет сводится к определению коэффициента долговечности
з I бОТУпД
V ю7
где Е/, - требуемый срок службы, ч; п - расчетная частота вращения, об/мин (при переменных частотах вращений берут
как среднее арифметическое); /V- число циклов нагружения за один оборот, приближенно равное половине числа шариков в
одном витке; кР ~ 0,9 - коэффициент переменности нагрузки.
Принимая Ьк = 5000 ч, IV -20/2=10, кР = 0,9, получим
(9)
Если при расчете к < 1 , что соответствует по формуле (9) средней частоте вращения п <5. то критерий выносливости
перекрывается условием статической прочности, а при к > 1 вводят соответствующую поправку в величину допустимой
тяговой силы
Величину предварительного натяга выбирают с учетом ограничений на максимальное и минимальное значения.
Предельные значения величины силы натяга устанавливают исходя из того, что тяговая сила Р перераспределяет
нагрузку от предварительного натяга, а суммарное осевое перемещение каждой части гайки одинаково
Р= Р1+Р2
(Рт,„+Р1)213-Р213=Р213-(Р -Р,)211 (10)
V нат 1 / 1 нат 1 нат нат 1 2 7 > ' '
где Г; и Р2 - доли тяговой силы, действующие на части гайки; Р„г„„ - осевая сила предварительного натяга. Совместно
решая эти уравнения находим:
где Р,,,,, - предельно допустимая по прочности осевая сила
(Г„а,„)тах = Г^,,[0,5+0,5(1- Р/Р,о„) 2ЛТ-
Минимальное значение натяга можно найти из этих же уравнений (10) при дополнительном условии Р„а,„ - Р2 = 0:
(Г„а,„)т;п= 0,035г.
Оба условия для предельных значений осевой силы предварительного натяга представлгены в графической форме на
рис. 6.67.
нятяю.
Рис. 6.67. Выбор величины предварительного натяга в шариковых передачах винт - гайка
Окончательно величину предварительного натяга выбирают с учетом того, что при увеличении натяга существенно
увеличивается жесткость-соединения винт - гайка, но вместе с тем увеличиваются потери и снижается долговечность. Ори-
ентировочно величину предварительного натяга для любого значения тяговой силы можно принять
Г„„,„ -0.035Г„,„; = 3,5x6?*, Н.
Жесткость передачи винт-гайка качения характеризуется отношением приращения осевой силы к соответствующе-
му приращению осевого перемещения.
Между нормальной нагрузкой Р в точке контакта и упругим сближением существует зависимость
е г2/3
ддг = ср ,
(И)
где коэффициент с зависит от геометрических параметров (кривизны сопряженных поверхностей) и модуля упругости
материала. Для параметров стандартной резьбы этот коэффициент
0,48-10 '
у ш
На основе зависимости (1 Г) можно установить связь между осевой силой и соответствующим осевым перемещением
1,73 -К) 4
и соответственно жесткость передачи
/ = 0,66 • 105 г у1с1 8,, , Н/мкм,
а ’ расч у ш О 7 7
(12)
где 80 - начальная осевая деформация, мм.
Выражение (12) подтверждает, что с увеличением предварительной деформации б0 при натяге жесткость возрастает.
Если принять, что деформация создается предварительным натягом
8 = 8
1,73 •10 - 4 ( р нат 2/3
3 к % расч
то выражение для жесткости передачи примет вид
/' = 8 • ’/й? Р ~2 , Н/мкм.
7 Д/ ш нат расч ’
Для средних размеров передач винт - гайка качения жесткость лежит в пределах 1000 - 2000 Н/мкм и обычно превы-
шает жесткость рабочего участка винта при его растяжении или сжатии и жесткость подпятников винта (или гайки, если она
вращается).
Если принять предварительный натяг по зависимости
Рчт= 0,35 Е’до,,; 7расч= 0.7/ , то жесткость
,/20 Н/мкм.
Для повышения жесткости всей передачи винт-гайка качения, которая зависит как от контактной жесткости резьбового
соединения, так и от жесткости самого винта и его опор, следует увеличить прежде всего диаметр ходового винта. Жест-
кость рабочего участка винта
дв= 1ба2/ьВ1
где с! - средний диаметр винта, мм; Ьв - длина рабочего участка, мм, а жесткость упорных подшипников )п ;-с/с1. где с =
5 для радиально-упорных подшипников и с = 10 для шариковых упорных подшипников; поэтому в приводе современных
станков с ЧПУ применяют винты большого диаметра, обеспечивающие высокие жесткостные и динамические характери-
стики привода.
Наряду с шариками в передачах винт - гайка в качестве тел качения можно использовать также ролики. Конструкция
роликовой передачи винт - гайка качения приведена на рис. 6.68.
Рис. 6.68. Роликовая передача винт-гайка качения
В приведенной конструкции винт и гайка имеют треугольный профиль винтовой канавки, в результате чего образует-
ся квадратный профиль рабочего пространства, в котором размещаются цилиндрические ролики с переменным взаимно
перпендикулярным расположением осей. При этом соседние ролики соприкасаются друг с другом в точке, что уменьшает
трение при их укладывании сплошным потоком. По торцам гайки предусмотрены каналы возврата.
Испытания показали, что в результате линейного контакта роликовые передачи винт — гайка качения обеспечивают
значительно большую жесткость, которая почти не зависит от величины предварительного натяга и составляет
/Дп-60с127. Н,
где б/ - диаметр роликов, мм; з - число рабочих роликов.
Допускаемая статическая нагрузка для передачи винт - гайка качения с цилиндрическими роликами даже при точеч-
ном контакте до 6 раз выше нагрузочной способности шариковой передачи винт - гайка качения.
Глава 7
ВАЛЫ И ОСИ. УСЛОВИЯ ПРОЧНОСТИ
7.1. КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ И МАТЕРИАЛЫ ВАЛОВ И ОСЕЙ
7.1.1. ВАЛЫ
Валы - детали машин, предназначенные для обеспечения взаимодействия размещенных на них деталей механических
передач. При этом могут взаимодействовать подвижные детали с подвижными, например, шестерни в зубчатой передаче, а
также подвижные детали с неподвижными. Например, опоры с подшипниками качения, которые воспринимают нагрузку от
валов, передают ее неподвижному корпусу и, таким образом, дают возможность работать передаче. Это взаимодействие
обеспечивает передачу крутящего момента вдоль осевой линии вала.
Опорная часть вала или оси называется цапфой. Концевая цапфа называется шипом, а промежуточная - шейкой (рис.
7.1, а). Опорой для них служат радиальные или радиально-упорные подшипники скольжения или качения. Шейка вала в
отличие от шипа, который несет только радиальную нагрузку РА, несет еще радиальную нагрузку Рв передает крутящий
момент с концевой головки на промежуточную и, следовательно, работает еще и на кручение. Поэтому диаметр этой шейки
должен быть больше диаметра головки бв, размер которого определяется расчетом, и диаметра шипа. Участки вала и оси, на
диаметрах поверхностей которых закрепляются детали, воспринимающие или передающие нагрузку, называют головками
или подступицами.
Концевая цапфа, предназначенная нести преимущественно осевую нагрузку, называется пятой (рис. 7.1, б). Опорами
для пят служат подпятники - упорные подшипники скольжения или качения.
Рис. 7.1. Элементы валов
По форме цапфы могут быть цилиндрическими, коническими, шаровыми и плоскими (пяты).
Кольцевое утолщение на валу (между шипом и головкой (рис. 7.1, а), которое составляет с ним одно целое, называется
буртиком.
Переходная поверхность от одного сечения к другому, служащая для упора насаживаемых на вал деталей, называется
заплечиком (рис. 7.2, г. б).
Валы машин, которые кроме деталей передач несут рабочие органы машины, называются коренными. Коренной
вал станков с вращательным движением инструмента или изделия называется шпинделем. Вал, распределяющий механиче-
скую энергию по отдельным рабочим машинам, называется трансмиссионным. В отдельных случаях валы изготовля-
ют как одно целое с цилиндрической или конической шестерней (вал - шестерня) или с червяком (вал - червяк).
По форме геометрической оси валы бывают прямые и гибкие (с изменяемой формой оси ). Простейшие прямые валы
имеют форму тел вращения.
Рис. 7.2. Валы и оси
На рис. 7.2, г показаны прямые валы: гладкий (а) и ступенчатый (б), коленчатый (в). Ступенчатые валы являются
наиболее распространенными. Для уменьшения массы или для размещения внутри них других деталей валы иногда делают с
каналом по оси. В отличие от сплошных валов такие валы называют полыми.
7.1.2. ОСЬ
Ось - деталь машин и механизмов, служащая для поддержания вращающихся деталей, но не передающая полезный
крутящий момент. Оси (рис. 7.2, д) бывают вращающиеся (а) и неподвижные (б). Вращающаяся ось устанавливается в под-
шипниках. Примером вращающихся осей могут служить оси железнодорожного подвижного состава, примером невраща-
ющихся - оси передних колес автомобиля.
Из определений понятно, что при работе валы всегда вращаются и испытывают деформации кручения или изгиба и
кручения, а оси - только деформацию изгиба (возникающими в отдельных случаях деформациями растяжения и сжатия ча-
ще всего пренебрегают).
Основные принципы конструирования валов изложены в главе 3.
Материалы валов и осей. Требованиям работоспособности валов и осей наиболее полно удовлетворяют углероди-
стые и легированные стали, а в ряде случаев - высокопрочные чугуны. Выбор материала, термической и химико-
термической обработки определяется конструкцией вала и опор, техническими условиями на изделие и условиями его экс-
плуатации. Для большинства валов применяют стали марок Сталь 45, Сталь 40Х и др., а для ответственных конструкций -
Сталь 40ХН, Сталь ЗОХГТ и др. Рабочие поверхности валов из этих сталей подвергают термической обработке ( улучше-
нию, поверхностной закалке ТВЧ и др.).
Быстроходные валы, вращающиеся в подшипниках скольжения, требуют высокой твердости цапф, поэтому их из-
готовляют из цементируемых сталей марок Сталь 20Х, 12Х2Н4А, 18ХГТ или азотируемых сталей марок Сталь
38Х2МЮА и др.
Обычно валы подвергают токарной обработке, термической обработке с последующим шлифованием и отделочной
обработке посадочных поверхностей и цапф. Для этого посадочные поверхности и галтели подвергают суперфинишной об-
работке или полировке.
7.2. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ, ЖЕСТКОСТЬ, КОЛЕБАНИЯ ВАЛОВ И ОСЕЙ
7.2.1. РАСЧЕТ ВАЛОВ И ОСЕЙ НА ПРОЧНОСТЬ
При работе валы и вращающиеся оси даже при постоянной внешней нагрузке испытывают знакопеременные напряже-
ния изгиба симметричного цикла, следовательно, возможно усталостное разрушение валов и вращающихся осей. Чрезмер-
ная деформация валов может нарушить нормальную работу зубчатых колес и подшипников, следовательно, основными кри-
териями работоспособности валов и осей являются сопротивление усталости материала и жесткость. Практика показывает,
что разрушение валов быстроходных машин обычно происходит в результате усталости материала.
Оси рассчитывают только на изгиб. Напряжения ап для невращающейся оси изменяются по отнулевому циклу. Во
вращающейся оси напряжения при изгибе изменяются по симметричному циклу. Соответственно циклу изменения рабочих
напряжений устанавливаются допустимые напряжения.
Предварительный расчет осей. Оси нагружены нагрузками, вызывающими только изгибающие деформации, по-
этому их рассчитывают на изгиб. Расчет осей на статическую прочность при изгибе производят как проверочный. При этом
определяют диаметр оси
сп=Мп/0,1й3<[с]п; откуда б > зрИ, /(0,1[<т]„) ,
где ап_ расчетное напряжение при изгибе в опасном сечении оси, Мп - изгибающий момент, Н-мм; 0,1 сГ - момент со-
противления изгибу сечения оси, с! - диаметр оси, мм; [а]п - допускаемое напряжение при изгибе, МПа.
Допускаемое напряжение на изгиб принимают в пределах [ап] = (60..,90)МПа.
Валы рассчитывают на изгиб и кручение. Достаточно точный расчет вала или оси может быть выполнен только как
проверочный по данным, которые получены из чертежа вала с деталями. В начале проектирования узла осевые размеры
между опорами вала или оси и насаженными на них деталями (зубчатыми колесами и т. и.) неизвестны, следовательно, не-
возможно построить эпюры изгибающих моментов и определить значения нормальных напряжений при изгибе. Кроме того,
величины расчетных коэффициентов, влияющих на усталость, могут быть установлены лишь на основе полностью разрабо-
танной конструкции вала или оси. Таким образом, выполнить точный проектировочный расчет невозможно.
Поэтому процесс проектирования вала состоит из трех этапов:
первый этап - предварительный (проектный), расчетный, для ориентировочного определения диаметра вала;
второй - разработка конструкции вала;
третий - окончательный проверочный (уточненный) расчет. Конечно, не исключено, что по результатам проверочного
расчета придется вносить те или иные изменения в разработанную конструкцию.
Ориентировочное определение диаметра вала производится приближенно, расчетом его только на кручение.
Основными расчетными силовыми факторами, влияющими на прочность конструкции, являются крутящие Мк и изги-
бающие Мп моменты.
Для окончательного расчета вала необходимо знать его конструкцию, тип и расположение опор, места приложения
внешних нагрузок. Вместе с тем подбор подшипников можно осуществить только тогда, когда известны диаметры валов под
подшипниковые опоры.
Предварительный расчет валов. Проектный расчет производят на статическую прочность для ориентировочного
определения диаметров валов. В начале расчета известен только крутящий момент Мк Изгибающие моменты Мп можно бу-
дет определить, когда будут определена конструкция вала и размеры его конструктивных элементов. Поэтому проектный
расчет вала производят, как предварительный, только на кручение, причем влияние напряжений изгиба и других неучтен-
ных факторов компенсируют понижением значений допускаемых напряжений на кручение [т]к.
При проектном расчете вала (например, редуктора) обычно определяют диаметр его выходного конца. Промежуточ-
ный вал не имеет выходного конца, поэтому его расчет сводится к определению посадочного диаметра под колесом. Допу-
стимо на этом этапе, воспользоваться эмпирической зависимостью, согласно которой диаметр ведомого вала с12 каждой сту-
пени цилиндрического зубчатого редуктора принимают с12 > (0,3.. .0,35) а,.. от межосевого расстояния ступени.
Диаметр выходного конца быстроходного вала с! выбирается в пределах <1^ (0,8... 1,2)<1дВ от диаметра вала <1дВ элек-
тродвигателя. При этом учитывают посадочные диаметры устройств (шкивы, муфты, звездочки и др.), которые могут соеди-
нить электродвигатель с выходным концом быстроходного вала.
При проектном расчете прочности на кручение выходного конца вала, например редуктора, принимают [т] к =
(0,025...0,03)св, где ав - временное сопротивление материала вала.
Учитывая, что [т]к = 0,5[а]п, производят расчет по [т]к, которое для стальных валов можно принять [т]к = 20.. .40 МПа.
С увеличением быстроходности вала неучтенное напряжение при изгибе влияет на величину ошибки в определении
диаметра вала. Поэтому для быстроходных валов допустимые напряжения кручения принимают меньшими. Также посту-
пают при повышенных требованиях к жесткости вала.
Тогда диаметр сплошного вала определяют из условия прочности
гв Мв/(0.2сГ)< [т]к
откуда
^>^./(0,2^.),
где б/ - мм: Мк - Н-мм; [т]к - МПа.
Диаметр полого вала определяют также из условия прочности
, мк
---------4---- -
\ 0,2(1-С4)[г]А-
где [т]к - допускаемое напряжение на кручение, для сталей можно принять [т]к =20.. .30 МПа, С с12 /с! (с10 — внутренний
диаметр полого вала).
Диаметр выходного конца вала можно определить также из условия жесткости по допускаемому углу закручивания
[ф]о на 1м длины вала:
П'<1б,4-4/р/(»[Н);
для валов коробок передач машин и редукторов при [ф]0 = 0,5° на 1м получим зависимость:
^<19,6-^/777,
где Р - мощность, передаваемая валом, Вт; п - частота вращения, мин'1; [ф]0 = 0,25=1,5° - допускаемый угол закручи-
вания (в градусах) на 1м длины вала (валы общего машиностроения).
При этом следует учесть, с какими устройствами будет соединяться рассчитываемый вал. Это могут быть муфта, шкив,
звездочка и др. Если присоединяемые деталь или устройство покупные, то диаметр проектируемого вала должен соответ-
ствовать диаметру их посадочной поверхности. Если они не покупные, а подлежат изготовлению, то размер вала следует
согласовывать с унифицированным рядом линейных размеров.
Полученное расчетом значение диаметра вала округляют до ближайшего стандартного размера или размера готовой
детали (подшипника, муфты).
После определения размера диаметра выходного конца вала конструктивно определяют диаметры цапф вала (не-
сколько больше расчетного диаметра выходного конца вала) и производят подбор диаметров посадочных мест поверхностей
валов под подшипники, ступицы насаживаемых деталей для удобства сборки принимают больше диаметров соседних участ-
ков. В результате этого получают ступенчатый вал по форме близкий к брусу равного сопротивления.
Для осуществления расчетов необходимо составить расчетную схему вала и действующих сил.
Действующие силы подразделяют на два вида: невращающиеся, плоскость действия которых неподвижна в про-
странстве (это силы в зубчатых, ременных, цепных и других передачах, силы тяжести валов и деталей и т. и.) и вращающие-
ся. вектора которых изменяют направление синхронно с вращением вала. К ним относятся центробежные силы неуравнове-
шенных масс, нагрузки на концах валов от соединительных муфт и т. д.
Невращающиеся силы вызывают напряжения в вале при изгибе, меняющиеся по симметричному циклу, вращающиеся
- напряжения при изгибе постоянные по знаку и величине.
Для определения опасных (наиболее подверженных разрушению) сечений вала необходимо построить эпюры изги-
бающих и крутящих моментов.
При проверке вала на статическую прочность по максимальным кратковременно действующим перегрузкам опасным
является сечение, где эквивалентные напряжения будут наибольшими. При проверке вала на усталость опасное сечение вы-
бирают в зависимости от величины изгибающего и крутящего моментов, изменения сечения вала, наличия концентраторов
напряжений.
При посадках с натягом следует проверять не серединные, а краевые сечения, где концентрация напряжений больше.
Проверка на статическую прочность и усталость может быть проведена двумя методами: по допустимым напряже-
ниям или по запасам прочности.
Расчетные схемы валов и осей (рис. 7.3, а - д). При составлении расчетной схемы валы и оси рассматривают как бал-
ки, шарнирно закрепленные в жестких опорах, одна из которых подвижная.
Нагрузки, воспринимаемые валами и осями от деталей, которые на них закреплены, полагают сосредоточенными и
приложенными в середине ступиц (рис. 7.3, д). Силы трения в подшипниках не учитывают, силами тяжести валов, осей и
смонтированных деталей обычно пренебрегают. Кроме того, в большинстве случаев пренебрегают усилиями, растягиваю-
щими или сжимающими вал.
Рис. 7.3. Расчетные схемы валов и осей
Оси координат на расчетной схеме следует направлять вдоль векторов основных внешних сил. Если угол
между плоскостями действия внешних сил не превышает 30°, то эти силы на расчетной схеме можно совмещать в одну
плоскость.
Радиальные реакции подшипников, а следовательно, и условные опоры полагают расположенными следующим обра-
зом (рис. 7.3): а - у подшипников скольжения на расстоянии (0.3:0.4) / его длины / от внутреннего торца, так как вследствие
деформаций валов и осей давление по длине подшипника распределено неравномерно; б—у радиальных подшипников ка-
чения в середине их ширины; в. г - у радиально-упорных подшипников качения в точке 0 пересечения с осью вала по нор-
мали к площадке контакта в ее середине (размер а, определяющий расстояние точки 0 от клейменого торца подшипника,
вычисляется по формулам в зависимости от размеров подшипника).
Рис. 7.4. Расчетная схема ведомого вала цилиндрического редуктора
На рис. 7.4 представлена расчетная схема ведомого вала цилиндрического редуктора с косозубыми колесами, связан-
ного с цепной передачей. Здесь представлена схема действия нагрузок: от вращающего момента М. окружного усилия Р,.
радиального усилия Рг и осевого усилия Р„ Ниже показаны эпюры изгибающих моментов,, в вертикальной и горизон-
тальной плоскостях и эпюра крутящих моментов.
Пример расчета для параметров передачи: Роп =5200 Н; Рх = Роп соз 30°= 4500 Н; Ру = Роп зт 30°= 2600 Н; Ьоп =60 мм;
а,= 181,5 мм; Ьт = 160 мм; Р12= 4000 Н; Рг2= 1480 Н; Ра2= 860 Н.
Значения опорных реакций в вертикальной плоскости:
ЕМ4 —0; Ру (Е,,|| Е-|-)- КСуЬт — Рг2 0,5Ьт+Ра2 0.5с12 —0;
КСу= [Ру(Еоп+Ьт) -Рг2О,5Ьт+Ра2О,5а2]/Ьт=( 2600-220-1480-80+860-90,7)7160=3322,7;
ЕМ2 = 0; РуЬ0П+ Рг2 0.5Ьт+Ра2 О.5Й2 К„ЕТ =0;
КОу= [РуЬ0П + Ег20.5Ьт+Еа20.5<12]/Ьт = (2600-60+1480-80+860-90,7)/160=2202,5.
Проверка: 1у=0; Ру- К( у- Рг2+ К11у 0.
Значения изгибающих моментов в сечениях:
Мх1 = 0; Мх2 = РуЬ0П; Мх3 = Ру(Ьоп+0.5Ьт) — КСу0,5Ьт; Мх4 = 0; Мх3 = КСу0,5Ьт.
Значения опорных реакций в горизонтальной плоскости:
ЕМ4 =0; -Рх (Ьоп+Ьт)+ КСхЬт + Р|2 0,5Ьт =0;
КСх = [РХ(ЬОП+ЬТ) -Р120,5Ьт]/Ьт= (4500-220-4000-80)/160=4187,5;
ЕМ2= 0; -РХЬОП+ Р120.5Ьт+КСхЬт=0;
КОх = [РХЬОП + Р12 0,5Ьт]/Ьт = (4500-60+4000-80)/160=3687,5.
Значения изгибающих моментов в сечениях:
Му| = 0; Му2 = -Рх Ьоп; Му3 = — Рх (ЬОП+0,5ЬТ) — КСх 0.5Ьт; Му4 = 0.
Значения крутящего момента, РРм:
Мх=М2 = 0,5Р12а, = 0,5-4000-181,5= 3630.
Значения суммарных радиальных реакций, Н:
*С = ^Сх+*Су = 5345Н ; Ко = = 4295// .
Значения суммарных изгибающих моментов в наиболее нагруженных сечениях, Н-м:
М2 = ^Мх2+Му2 = 3118Я м ; щ = = 343,5Н . Л;.
Одновременное действие изгибающего и крутящего моментов учитывают значением эквивалентного момента, напри-
мер по гипотезе наибольших касательных напряжений
м^лр+м*.
Окончательный расчет валов. Проверочный расчет валов выполняется на усталость и жесткость. Расчет по до-
пустимым напряжениям на усталость осуществляют по зависимости
<7„,.=л/СТ« +Згл
где тк=Мк/(0,2<13)< [т]к и ап = Мп/0,1Т < [а] п-крутящий и изгибающий моменты в опасном сечении. Предельное до-
пускаемое напряжение принимают [с]=0,8ст.
Действующее напряжение при изгибе ап определяют одновременно от вращающихся и невращающихся нагрузок.
Направление первых берется самое неблагоприятное, когда их действие суммируется с действием невращающихся
нагрузок. Недостатком метода расчета по допускаемым напряжениям является то, что в нем не учитывается разный характер
действия нагрузок, а также переменность напряжений, обусловленная непостоянством режимов работы машин. Кроме того,
величины допустимых напряжений определяют по приближенным зависимостям. Поэтому использование данного метода
расчета оправдано только при расчете неответственных конструкций.
Упрощенный проверочный расчет валов на усталость допускает, что не только нормальные, но и касательные напря-
жения изменяются по симметричному (наиболее неблагоприятному) циклу. Этот вид расчета дает неточность на
несколько процентов в сторону увеличения запаса прочности вала. Условие сопротивления усталости имеет вид
Сэкв=МЭкв/(0,1<13)<[с.1]п,
гДе аэкв - эквивалентное напряжение в проверяемом сечении; Мэкв - эквивалентный момент; 4 - диаметр вала в этом
сечении; [с.1]п - допускаемое напряжение на изгиб при симметричном цикле изменения напряжений (табл.7. Г).
Расчетный диаметр вала в проверяемом сечении определяют по формуле и сравнивают с принятым при конструирова-
нии вала диаметром
67 = /(ОДЕст-,],,).
Допускаемое напряжение [а 0]п для невращающихся и [а4] п - для вращающихся осей выбирают по табл.7.1.
Таблица 7.1
Допускаемые напряжения материалов для расчета осей и валов
Материалы вала или оси Предел прочности ав , МПа Допускаемые напряжения, МПа
[а]п [°о]п [а-1]п
Углеродистая сталь 400 130 70 40
400... 500 170 75 45
500...600 200 95 55
600... 700 230 110 65
Легированная сталь 800 270 130 75
800... 1000 330 150 90
Стальное литье 400 100 50 30
400... 500 120 70 40
Примечания; 1. Расчет невращающихся осей рекомендуется вести по пульсирующему циклу [о о]и,, расчет вращающихся осей и валов - по симмет-
ричному циклу [&-1]и
2. При наличии концентраторов напряжений необходимо табличные значения допускаемых напряжений уменьшить на 25...35%.
Если проверяемое сечение вала ослаблено шпоночной канавкой, то расчетный диаметр вала следует увеличить на
7+10%.
Приведенные для проектного и проверочного расчета валов формулы и рекомендации используются и для расчета
осей с учетом только нормальных напряжений изгиба, так как Мк = 0.
Уточненный проверочный расчет валов на усталость исходит из предположения, что нормальные напряжения изме-
няются по симметричному, а касательные - по асимметричному циклу. Этот расчет заключается в определении фактическо-
го коэффициента запаса прочности 8 в предположительно опасных сечениях с учетом характера изменения напряжений,
влияния абсолютных размеров деталей, концентрации напряжений, шероховатости и упрочнения поверхностей. Условие
сопротивления усталости имеет вид
8 = 8а8г/^8; +8; >[5],
где 8& 8Т - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям;
[з] >1,3 — допускаемый коэффициент запаса прочности для валов передач.
В большинстве случаев можно ограничиться упрощенным проверочным расчетом валов. По известному эквивалент-
ному напряжению в предположительно опасном сечении легко определить случаи, когда условия сопротивления усталости
заведомо выполняются. Уточненный проверочный расчет на усталость производить нет необходимости, если
СЭКв<С-1п/(К[8])=![с.1]п
где [о. 1 п] - предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле нагружения;.
А- - коэффициент снижения предела выносливости, определяемый по формуле
К= (кук^ \/КР-\)/Ку
где Кд - эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. 7.2., рис.7.5);
КР - коэффициент влияния шероховатости поверхности (табл. 7.3);
К„ - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; (табл.7.4).
Ку - коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 7.5).
На рис. 7.5. показаны основные концентраторы напряжений в валах и осях: а - галтель, б - выточка, в - поперечное от-
верстие, г - шпоночная канавка.
а) а) в) г)
Рис. 7.5. Основные концентраторы напряжений в валах и осях
Таблица 7.2
Значения коэффициентов Кс
Фактор концентрации ав р, МПа
<700 > 1000
Галтель (рис.7.5, а) При 17с1 =0,02 2,5 3,5
г/а =о,об 1,85 2,0
(П/а= 1,25...2) 0,10 1,6 1,64
Выточка (рис. 7.5, б) При / = г и г/а=0,02 1,9 2,35
г/а=о,об 1,8 2,0
г/а=о,ю 1,7 1,85
Отверстие(рис.7.5, в) При ао/а=0,05...0,25 1,9 2,0
Шпоночная канавка 1,9 2,0
Шлицы по внутреннему диаметру 1,0 1,0
Посадка прессовая При р > 20 МПа 2,4 3,6
Резьба 1,8 2,4
Таблица 7.3
Значения коэффициентов Кр
Фактор поверхности ав р , МПа
400 800 1200
Кр
Шлифование 1 1 1
Обточка Кх 10...1,6 1,05 1,10 1,25
Обдирка Кх 80... 10 1,2 1,25 1,5
Необработанная поверхность с окалиной 1,35 1,5 2,2
Таблица 7.4
Значения коэффициентов Кд
а, мм 1-5 20 30 40 50 70 100 200
При изгибе для углеродистой стали 0,95 0,92 0,88 0,85 0,81 0,76 0,70 0,61
При изгибе для высокопрочной легированной стали 0,87 0,83 0,77 0,73 0,70 0,65 0,59 0,52
Таблица 7.5
Значения коэффициентов Ку
Вид поверхностной обработки Предел прочности сердцевины ав, МПА Гладкие валы Валы с концентрацией Кр<1,5 Валы с концентрацией Ко>1,5
а;
Закалка с ТВЧ 600... 800 1,5...1,7 1,6...1,7 2,4...2,8
800... 1000 1,3...1,5 — —
Азотирование' 900... 1200 1,1...1,25 1,5...1,7 1,7...2,1
Цементация 400... 600 1,8...2,0 3 —
700... 800 1,4...1,5 — —
1000... 1200 1,2...1,3 2 —
Дробеструйный наклеп 700... 1250 1,1...1,25 1,5...1,6 1,7...2,1
Накатка роликом — 1,2...1,3 1,5...1,6 1,8...2,0
Примечание. * Значения в начале интервала — на глубине 0,01(1, а в конце интервала — на глубине (0,03-4),04)(1.
Проверочный расчет на усталость ведется по номинальной длительно действующей нагрузке без учета кратковремен-
ных перегрузок (например, в период пуска или динамических и ударных воздействиях), повторяемость которых
невелика и не может вызвать усталостное разрушение.
Расчет валов на статическую прочность. Величина перегрузки при одной и той же причине ее возникновения мо-
жет быть различной. Она зависит от конструкции передачи. При наличии в передаче предохранительного устройства вели-
чина перегрузки зависит от момента, при котором срабатывает это устройство. Если в передаче нет предохранительного
устройства, то перегрузка может определяться прочностью той или иной связанной с валом детали, менее прочной, чем вал.
При отсутствии достоверных сведений о величине возможной перегрузки ее ориентировочно принимают равной перегрузке
двигателя, т.е. отношению максимального момента двигателя Мтах к его номинальному моменту Мном:
К„ = Мтах/ Мном.
В случаях, когда могут возникнуть кратковременные пиковые нагрузки, для предупреждения остаточных деформа-
ций проводят проверочный расчет на статическую прочность по условию
^экв шах
;Экв<ат/ [Д
где К„ - коэффициент перегрузки, равный отношению максимального момента двигателя к его номинальному значе-
нию (при наличии предохранительного устройства К„ зависит от момента, при котором срабатывает это устройство); ат _
предел текучести материала; [з]т = 1,2 ... 1,8 - допускаемый коэффициент запаса прочности по пределу текучести.
7.2.2. РАСЧЕТ ВАЛОВ И ОСЕЙ НА ЖЕСТКОСТЬ
Под действием приложенных активных и реактивных сил валы изгибаются и скручиваются. Деформации валов при из-
гибе характеризуются прогибом у и углами поворота 0 поперечных сечений (рис. 7.6).
Рис. 7.6. Деформации валов при изгибе
Максимальный прогиб вала или оси называется стрелой прогиба и обозначается у или /. Деформация кручения вала
характеризуется углом закручивания (р, а угол наклона оси или вала - 9.
В результате прогиба и поворота сечений вала изменяется взаимное положение зубчатых венцов передач (рис. 7.6.)
и элементов подшипников, что вызывает неравномерность распределения нагрузок по ширине венцов зубчатых колес
и длине подшипников скольжения, перекос колец подшипников качения. Деформация кручения валов вызывает нерав-
номерность распределения нагрузки по длине шлицев в шлицевых соединениях, по длине венцов валов - шестерен,
может быть причиной потери точности ходовых винтов токарно-винторезных станков и причиной возникновения кру-
тильных колебаний валов. Деформация валов мало влияет на работу ременных и цепных передач, поэтому валы таких пе-
редач на жесткость не проверяют. Короткие валы, например валы редукторов, на жесткость обычно не проверяют, так как
прогибы и углы закручивания таких валов невелики и жесткость их обеспечена.
Условия жесткости валов записывают следующим образом:
у<[у]; /<[/]; е<[6]; <р% < [<р°]0.
где [у] - допускаемый прогиб или допускаемая стрела прогиба - [/] в точке действия изгибающей силы.
/2 2
Р = + /’Р [0] - допускаемый угол наклона оси вала, рад.
Для некоторых случаев формулы для определения углов наклона 9 и стрелы прогиба / осей и валов приведены в табл.
7.6.
Таблица 7.6
Формулы для определения углов наклона и стрелы прогибов осей и валов
Угол наклона в Стрела прогиба/ а *.. Г, с
4 я I/ 4 1 лГ 1 '
1. X х—
вл РаЪ (1 + Ъ ) 6 ЕЛ Ргс1 6 ЕЛ
вв РаЬ (1 + а) 6 ЕЛ Ргс1 6 ЕЛ
вс &В Р1с(21 - Зс) 6 ЕЛ
во РЬ (72 />2 - 3<72) 6 ЕЛ Рхс(зУ -I2) 6 ЕЛ
&Е Ра(12 -а2 -Зе2) 6ЕЛ —
вр РаЬ (Ь - а~) ЗЕЛ -
к РаЬс (/ + а ) 6 ЕЛ рхс- (1 + с) ЗЕЛ
к РЬ<1 (I2 -Ь2 -<12) 6ЕЛ Е^сеЦ!2 - а2} 6 ЕЛ
к Рае (I2 - а2 - е 2 ) 6 ЕЛ -
к Ра2Ь2 ЗЕЛ -
Примечание. В формулах: Е - модуль упругости материала оси или вала; Е—осевой момент инерции площади сечения оси или вала; 1 = а+Ь—расстояние между опорами.
Условие жесткости осей и валов от прогиба записывается так:
Ра2Ъ2
ЗЕ./..1
^[/]
где / = а+Ъ - расстояние между опорами.
Условие жесткости валов на кручение записывается так:
77
(р = -^~г-^(р Ь,
ш р
где [<р°]о-допускаемый угол закручивания на 1 м длины вала, град/м;
<р - действительный угол закручивания для единицы длины вала, град;
Т=Р/со=0,5Р1с1е - крутящий момент вала, Р, - окружная сила; / - длина закручиваемого участка вала; Е и С - модули
упругости материала вала; Лр = 0,1^ - полярный момент инерции для площади круглого сечения вала диаметром с1.
Если вал ступенчатый и нагружен несколькими Т, то угол (р определяют по участкам и затем суммируют.
Рекомендации по допускаемым прогибам вала [/], углам наклона [0] и закручивания [<р°]0 приведены в табл. 7.7.
Таблица 7.7
Допускаемые прогибы вала [Д, углы наклона [0] и закручивания |<д„
Параметр конструкции Допускаемое значение
Максимальный прогиб вала [/], мм:
Валы общего назначения (0,0001...0,0003)/
В месте установки зубчатых колес (0,01...0,03)т
Для конических и гипоидных колес (0,005...0,007) т
Вал с червяком (0,005 ... 0,01)т
Валы в станкостроении 0,0003/,
/ - расстояние между опорами, т - модуль зацепления
Угол наклона оси вала [0], рад:
Для радиальных шарикоподшипников 0,005...0,01
Для цилиндрических роликоподшипников 0,0025
Для конических роликоподшипников 0,0016
Для подшипников скольжения 0,001
Для сферических шарикоподшипников 0,05
Оси вала под зубчатым колесом 0,001
Угол закручивания на 1 м длины
Для общего машиностроения 0,25...1,5°
Для валов коробок передач и редукторов 0,5°
Для ходовых валов в станкостроении 5’
Для валов передвижения мостовых кранов 15...20’
7.2.3. РАСЧЕТ ВАЛОВ И ОСЕЙ НА КОЛЕБАНИЯ
Для большинства быстроходных осей и валов колебания вызываются силами от неуравновешенности установленных
на них деталей, если частота действия этих сил равна частоте вращения осей и валов. При совпадении или кратности часто-
ты возмущающих сил и частоты собственных колебаний оси или вала наступает резонанс, амплитуда колебаний оси или
вала резко возрастает и может достигнуть такого значения, при котором ось или вал разрушится. Соответствующие ре-
зонансу угловую скорость (о оси или вала и частоту вращения п называют критическими.
Различают поперечные или изгибные, угловые или крутильные и изгибно-крутильные колебания осей и валов.
Крутильные и изгибно-крутильные колебания имеют существенное значение при расчете валов с присоединенными
узлами. Например, это могут быть роторы турбин, коленчатые валы поршневых двигателей, шпиндели, станки с обрабаты-
ваемыми изделиями и т. и. Расчет валов на эти колебания рассматривают в специальных курсах.
Рис. 7.7. Схема деформации валов от сил неуравновешенности
Расчет осей и валов на поперечные колебания заключается в проверке условия отсутствия резонанса при установив-
шемся режиме работы. Допустим, что на оси или на валу (рис. 7.7, а) симметрично относительно опор установлен диск ве-
сом С=т, центр тяжести Р=т которого смещен относительно геометрической оси вращения на величину е. При равномер-
ном вращении оси или вала под влиянием центробежной силы Рц действующей на диск, ось или вал изгибается. При угловой
скорости со прогиб оси или вала достигает некоторого значения у (рис. 7.7, б). При этом центробежная сила без учета влия-
ния веса оси или вала
Р„ =т<о2(у + е),
(Г)
где т - масса диска; (у + е) - радиус вращения центра тяжести диска.
Центробежная сила Ри, действующая на ось или на вал, вызывает силу упругого сопротивления деформации оси или
вала:
Р}„, = РоУ,
(2)
где Ро - сила, вызывающая прогиб оси или вала, равная единице.
При установившемся режиме работы оси или вала соблюдается условие
РЧ=РУ„
ИЛИ
тсо2(у + е)= Еоу,
откуда
е(т®2 -1)
У= г0
РрУ
т(у + е)
(3)
Из анализа формулы (3 ) следует, что с ростом угловой скорости со увеличивается величина прогиба у.
При
со =
Таким образом, при угловой скорости, называемой критической, должно произойти разрушение оси или вала. Следо-
вательно, критическая угловая скорость оси или вала
(4)
Так как критическая частота вращения
пкр = ЗОсо^/л,
из формул (4) и (5)
п,1р = (ЗО/тС^Ро/т = (ЗО/тОу/Ро^т
и окончательно
пкр « ЗООу]ро/гп , (6)
(5)
где §=981 см/с" - ускорение свободного падения.
Для принятой на рис. 7.7, а схемы нагружения вала величина прогиба
у = ЕЦЬ3/(48ЕГ) = ЕупЬ3/(48ЕГ) = Р0уЕ3/(48ЕГ),
откуда Р0=48Е1/Ь3, где Е - модуль упругости материала оси или вала; I ;-0.05с14 - осевой момент инерции площади се-
чения оси или вала.
Для других схем нагружения осей и валов Ро вычисляют по соответствующим формулам сопротивления материалов.
По определению, коэффициент жесткости Ро вала соответствует силе, вызывающей прогиб /. равный единице длины,
т.е./=т/Е0. Отсюда следует, что подкоренное выражение в формуле (6) представляет собой величину, обратную прогибу/
вала от действия массы диска. Таким образом, для определения п,:[, можно применять формулу
^«300^/177
(7)
где пкр - в мин в см.
Из формул (7) и (5) следует, что
^«30777. (8)
где (0^ - в рад/с, / - в см.
Значение статического прогиба/определяют по соответствующей формуле сопротивления материалов. Так, например,
при нагружении оси или вала по схеме рис. 7.7, а
/=тЬ3/(48Е1).
Из формул (3) и (4) следует, что
_____________, или г, - е . (9)
(сокр1со)1-\ ' 1-(®лу/®)3
Из анализа формулы (9) следует, что, если со>сокр, то с увеличением со в закритической области прогиб оси или
вала начинает уменьшаться; е со знаком «минус» означает, что в закритической области направления знаков е ну про-
тивоположны (рис. 7.7, в), а в докритической области в соответствии с формулой ( 3) направления знаков е ну одина-
ковы (рис. 7.7, б).
В закритической области при со—>со, у—>(—е). т. е. центр тяжести диска стремится совпасть с осью вращения оси или
вала. Такое явление называется само установившимся движением оси или вала в закритической области.
Следовательно, для отсутствия резонанса угловая скорость оси или вала при установившемся движении должна быть
меньше или больше критической скорости.
На практике о приближении угловой скорости оси или вала к критической свидетельствует появление сильной вибра-
ции. При продолжительной работе в области резонанса разрушение оси или вала неизбежно. Однако вследствие различных
сопротивлений, возникающих при колебаниях, разрушение осей и валов не может произойти мгновенно и при быстром пе-
реходе в закритическую область работоспособность осей и валов полностью сохраняется.
Большинство осей и валов работает в докритической области. Для уменьшения опасности резонанса повышают их
жесткость и частоту вращения принимают не свыше п=0,7 Мкр. При больших угловых скоростях, например в быстроходных
центрифугах и турбинах, применяют валы, работающие в закритической области. Для того чтобы как можно быстрее пройти
область резонанса и отойти от нее, эти валы изготовляют повышенной податливости. Такие валы называются гибкими. Во
избежание поломок гибкие валы должны проходить область резонанса по возможности быстро. Иногда применяют специ-
альные ограничители амплитуд колебаний. Устанавливаемые на гибких валах детали тщательно балансируют. Частота вра-
щения гибких валов п>1,3 пкр.
Глава 8
ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ
8.1. КОНСТРУКЦИИ И НАЗНАЧЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
Конструктивные элементы и материалы
Таблица 8.1
Глубина смазочных канавок для втулок
Таблица 8.2
Канавки для упорных подшипников жидкостного трения, мм
1
Диаметры 80-175 175-350 350 - 600 600 - 1000
а 8 10 12,5 15
ч 1,5 2 2,5 3,75
>'к 3,5 4 5,5 7,5
и 0,05 0,05 0,06 0,06
Число канавок Примечание. Уклон нс 4-6 клонных участков < 0,007. 6-8 10-12 14-16
Таблица 8.3
Зазоры в радиальных подшипниках скольжения
Режим работы подшипника Зазор в подшипнике*
Большое число оборотов и малые удельные давления ( электродвигатели, генераторы, цен- тробежные насосы, трансмиссионные подшипники и подшипники контрприводов и др.) (0,002-0,003) а
Большое число оборотов и большие удельные давления (коренные и шатунные подшипни- ки поршневых машин, эксцентрики, многоопорные валы зубчатых передач и др.) (0,0015-0,0025) а
Среднее число оборотов и средние удельные давления (валы в коробках передач, шпиндели металлорежущих станков и др.) (0,001-0,002) а
Малое число оборотов и малые удельные давления (опоры в механизмах управления, опоры рычагов, осей, ползунов и т. и.) (0,00074-0,0012) а
Малое число оборотов и большие удельные давления (поршневые и крейцкопфные пальцы и т.п.) (0,0003-0,0006) а
Примечание. * <1- внутренний диаметр подшипника (вкладыша).
Таблица 8.4
Значения [р] и и [ри] в зависимости от материала вкладышей
Материал цапфы и вкладыша о, м/с [р] МПа [ро] МПа м/с
Сталь по чугуну 1,0...0,5 2...4 1...3
Сталь по бронзе Бр.ОЦС-6-6-3 10 4...6 4...6
Сталь по бронзе Бр.ОФ 6,5-0,15 1 15 15
Сталь закаленная по БрАЖ9-4 10 16...20 8...12
Сталь по антифрикционному чугуну АСЧ-1 0,2 9 1,8
То же АСЧ-2 1 12 12
Тоже АКЧ-1,АКЧ-2 < 1 12 12
Тоже АКЧ-1,АКЧ-2 <5 0,5 2,5
Сталь закаленная по баббиту 6...12 6...10 15...25
Сталь по порошковым материалам 2 5 —
Сталь по капрону АК-7 4 15 15
Примечание. Для подпятников значения [р] и [ро] принимаются на 20. ..30% ниже. Для уменьшения износа вала следует выбирать марку чугуна, имеющую твердость ниже, чем у вала.
Таблица 8.5
Средние значения [р] и [ рп] для чугуных и бронзовых вкладышей
Область применения [р] МПа [ро] МПа м/с
Металлорежущие станки 5-20 10-25
Редукторы тяжелые 6-12 6-20
Редукторы стандартные 2-6 4-8
Транспортеры ленточные 2-5 2-8
Электродвигатели 10-15 До 180
Таблица 8.6
Втулки подшипниковые бронзовые
(1 О Ь Ъ к С
25 32 30-50 12 1 1 6
28 35 30-60
30 38 30-60
32 40 30-70
35 45 40-70 16 1,5 1,5 8
38 48 40-80
40 50 40-90
45 55 40-100
50 60 40-110
55 65 40-120
60 70 40-130
65 80 50-140
70 85 50-150
75 90 50-150
80 95 50-160
85 100 50-160
90 105 50-170
95 110 60-170 25 1,5 1,5 10
100 115 60-170
105 120 60-170
110 125 70-180
115 130 70-180
120 135 70-180
125 140 80 - 200
Примечания:
1. Материал втулок Бр. ОЦС 6-6-3, Бр. АЖМц10-3-1,5, ЛМцС 58-2-2. 2. Размер I принимают конструктивно.
3. Посадка втулок в корпус — с натягом Н1 ИЗ Н9 4. Сопряжение втулок с валом — с зазором Н8 Н8
рб п! 58 Л8 /?9
Таблица 8.7
Втулки подшипниковые биметаллические
(1 О Ь 8 т С
50 60 45-100 3 2 1,5 8
55 65 50-110
60 70 55-120
65 75 60-130
70 85 70-140 5,5 2 2 10
75 90 70-150
80 95 75-160
85 100 75-160
90 105 75-180
95 110 75-180
100 115 75-200
110 125 75-200
120 140 80-200 7,5 2,5 3 12
130 150 80-220
140 160 80- 220
150 170 80-240
160 180 80 - 240
170 190 90-260 7 3 3 12
180 200 90-280
190 210 100-300
200 220 100-300
210 240 110-320 11,5 3,5 4 15
220 250 110-320
230 260 110-320
Примечания: 1. Материал втулки - сталь 25Л, материал заливки - Бр. ОЦС 6-3-3. 2. Размер 1 принимают конструктивно. 3. Втулки дополнительно
крепят винтами. 4. Втулки диаметром (1 < 50 мм изготовляют из бронзы или антифрикционного чугуна. 5. Посадка втулки в корпус - с натягом
Н1Н% Н9
рб’ п! 58
Я8.Я8
6. Сопряжение втулки с валом - с зазором ^8 /?9 ,
Таблица 8.8
Установочные винты для фиксации втулок подшипника
р —- — — $ГПуЯК11 1^'"
/
/Д Корпус
Диаметр вала с1 10 | И 12 14 | 16 18 | 20 | 22 | 28 | 30 32 | 36 40 | 45
Винт ГОСТ 1477 <1 М3 М4 М5 Мб
1 6 8 12 15
Л 8 10 15 19
а 1,0
Диаметр вала с1 50 | 55 | 60 70 | 80 90 | 100 | 110 | 125 | 130 140 | 150 160 | 180
Винт ГОСТ 1477 <1 Мб М8 М10
1 15 20 25
Л 19 24 30
а 1,0 1,5
Таблица 8.9
Вкладыши подшипниковые: а - чугунные, б - биметаллические
» п - ”1
=777 т •
С т о ‘Н 1 1.Я
V \ /1 1^1 1 * 11-. С \ «л К <-»
•1— » Г 1Н- -• * \ "УТ* /
X’ -1
"а]. г1 1— К
и 4 а) —1 Г- ч Р 1 -1 б)
а о о, ь Ь(,Н8 82 $1 т с 11 <11 е г а2,н8 а К Г
30 40 50 60 50 5 5 - 7 1,5 6 6 1,5 8 3 2,5 2
40 50 60 70 60 5 5 - 7 1,5 6 6 1,5 И 3 3 2
50 60 70 80 110 70 100 5 5 2 7 1,5 6 6 1,5 И 3 3 2
60 70 80 90 110 80 100 5 5 2 7 1,5 6 6 1,5 И 3 3 2
70 85 100 100 130 85 115 7,5 6 2 8 2 6 8 2 И 4 4 2
80 95 110 100 140 85 125 7,5 6 2 8 2 6 8 2 И 4 5 3
90 105 120 120 160 105 145 7,5 8 2 10 2,5 6 10 2 И 4 5 3
100 115 130 120 180 105 165 7,5 8 2 13 3 6 12 2,5 И 4 5 3
110 125 140 120 180 105 165 7,5 8 2 13 3 6 12 2,5 И 4 4 3
120 140 160 140 200 120 180 10 10 2 16 3,5 8 14 2,5 14 5 5 4
130 150 170 140 200 120 180 10 10 2 16 3,5 8 14 2,5 14 5 5 4
140 160 180 160 220 140 200 10 10 2 16 3,5 8 14 2,5 14 5 6 4
150 170 190 160 220 140 200 10 12 2 20 4 8 16 3 14 5 5 4
160 180 200 260 240 10 12 2 20 4 8 16 3 14 5 5 4
180 200 220 260 240 10 12 3 20 4 8 16 3 14 5 5 5
200 230 260 300 270 15 15 3 30 5 12 20 3 18 8 6 5
220 250 280 300 270 15 15 3 30 5 12 20 3 18 8 8 5
Примечания: 1. Материал чугунных вкладышей — антифрикционный чугун А ЧВ-1. Материал биметаллических вкладышей: корпус вкладыша — сталь 25Л, заливка - бронза Бр. ОЦС 6-6-3. 2. Для других материалов: для стальных вкладышей толщина 8 = (0,03~0Д5)ф для бронзовых -8 = (0,04~г0,08)ф для чугунных - 8 = (0,08~0,15)ф для пластмассовых - 8 = (0,07~0,30)<1. Меньшие значения относятся к большим значения 4 цапфы. 3. Посадка вкладыша в корпус — с натягом Н7 778 779.4* Сопряжение вкладыша с валом — с зазором .7/8 рб п1 ’ 58 Л8 /?9
Таблица 8.10
Штифты цилиндрические для фиксации вкладышей
(1 15-25 26-38 40- 65 70-95 100-160
с 1 1 1,5 1,5 2
3-5 5-8 8-10 10-16 16-20
Длина штифта / 6-8 8-12 12-20 20-30 30 - 50
Примечание» ~ 0,2(1; I ~ 0,3(1.
Таблица 8.11
Антифрикционный чугун для подшипников скольжения (ГОСТ 1585-85)______________
Марка Твердость НВ Характеристика Допускаемые значения
[р], МПа о, м/с [ро], МПа, м/с
АЧС-1 180-229 Серый чугун, легированный хромом н никелем. Пред- назначен для работы в паре с закаленным или нормализован- ным валом 0,05 9,0 2 0,2 0,1 1,8
АЧС-2 190-229 Серый чугун, легирован хромом, никелем, титаном и ме- дью. Для работы с закаленным и нормализованным валом 0,1 6,0 3 0,75 0,3 4,5
АЧС-3 160-190 Серый чугун, легирован титаном и медью. Для работы в паре с незакаленным валом 0,1 6,0 3 0,75 0,3 4,5
АЧВ-1 210-260 Высокопрочный чугун, обработанный магнием ( форма графита - шаровидная). Для работы в паре с закаленным или нормализованным валом 0,5 12 5 1,0 2.5 12
АЧВ-2 167-197 Высокопрочный чугун, но для работы с незакаленным валом 0,5 12 5 1,0 2,5 12
АЧК-1 197-217 Ковкий чугун. Предназначен для работы в паре с закален- ным или нормализованным валом 0,5 12 2 1,0 2,5 12
АЧК-2 167-197 Ковкий чугун, но для работы с незакаленным валом 0,5 12 5 1,0 2,5 12
Примечание. Предельные значения р и рг не относятся к режиму жидкостного трения.
Таблица 8.12
Бронза для подшипников скольжения
Марка Характеристика Допускаемые значения
[р], МПа о, м/с | [ро], МПа, м/с
Оловянные литейные
Бр.ОЦС 5-5-5 Бр.ОЦС 6-6-3 Бр.ОЦС 4-4-17 Высокие антифрикционные качества, но умеренная прочность. Широко применяют при небольшой и сред- ней удельной нагрузке 6 5 10
Бр.ОФ 10-1 Бр.ОФ 6,5-0,15 Отличается весьма высокими антифрикционными каче- ствами. Применяют в ответственных конструкциях при умеренных и значительных нагрузках, средней и повы- шенной скорости. 15 5...10 15
Безоловянные бронзы
Бр.АЖ 9-4 Бр.АЖ 9-4Л Высокопрочная бронза с хорошими антифрикционными и антикоррозионными свойствами. Применяют при зна- чительных нагрузках и средней скорости 20 4 12
Бр.АЖМц 10-3-1,5 Высокопрочная бронза. Имеет более высокую плас- тичность по сравнению с предыдущей 20 4 15
Бр.АЖС 7-1,5-1,5 Применяют только как литейную бронзу при средних значениях <8 <5 12
Бр.СЗО Применяют для подшипников, испытывающих значи- тельную ударную нагрузку (Н/мм2) при повышенной скорости (до 12 м/с) в условиях жидкостного трения в паре с валом повышенной твердости (не менее НВ 250), во избежание износа. Отливка вкладышей должна произ- водиться в металлическую форму < 25 <10 10
Примечание. Предельные значения р и рг не относятся к режиму жидкостного трения.
Таблица 8.13
Латунь литейная для вкладышей
(ГОСТ 17711-93)
Марка Характеристика Допускаемые значения
[р], МПа о, м/с [ро], МПа, м/с
ЛАЖМЦ 66-6-3-2 ЛМцОС 58-2-2-2 Литье в кокиль, в землю или центробежное. При- меняют при значительной нагрузке, в тихоходных передачах заменяют оловянную бронзу 12 <1 10
ЛМцЖ 52-4-1 ЛМцС 58-2-2 Литье в землю. Применяют при легком режиме работы 4 <2 6
ЛКС 80-3-3 Литье в кокиль и в землю. Применяют для под- шипников экскаваторов, дробилок и других машин, работающих в тяжелых условиях с ударной нагруз- кой 12 <2 10
Таблица 8.14
Алюминиевые антифрикционные сплавы для вкладышей и втулок
(ГОСТ 14113-78)
Марка Характеристика Допускаемые значения
[р] МПа ц, м/с температура масла, °С
АОЗ-7, А09-2 Для отливки монометаллических вкладышей и втулок 20 15 100
А09-1, Для получения биметаллической ленты со сталью и дуралюмином методом 25 15 100
А60-1, прокатки с последующей штамповкой вкладышей с толщиной антифрикцион- 30 20 120
А020-1 ного слоя менее 0,5 мм 32 20 120
АН-2,5 Для отливки вкладышей к получения прокатной моно- и биметаллической ленты для штамповки вкладышей с толщиной антифрикционного слоя менее 0,5 мм 20 15 100
АСМ, Для получения биметалли ческой ленты со сталью методом прокатки с после- 20 10 100
АМСТ дующей штамповкой вкладышей с толщиной антифрикционного слоя менее 0,5 мм 40 15 120
Таблица 8.15
Баббиты для заливки подшипников
Марка Характеристика Допускаемые значения
|р| МПа о, м/с [риф МПа, м/с
Б88 Подшипники паровых турбин, турбогенераторов, двигателей внутреннего сгорания, дизелей <20 <50 < 75
Б16 Подшипники электродвигателей, тракторов, компрессоров, шаровых мельниц 10 <30 <30
Б6 5 < 12 < 5
БН Подшипники паровых турбин и электродвигателей средней мощности, поршневых и других машин, работающих с ударной нагрузкой <20 <30 < 10
БКА БК2 Подшипники прокатных станов, металлообрабатывающих станков, редукторов, поршневых н других машин, работающих как при спокойной, так и ударной нагруз- ке <20 < 10 < 15
Таблица 8.16
Металлокерамические материалы
Химический состав Пористость, % о,м/с
0,5 1 2 3
р , МПа
Бронзографит: 9-10% олова, до 3% графита, остальное медь 15-20 7 6 5 3,5
20-25 6 5 4 3
25-30 5 4 3 2,5
Железографит: 97-99% железо, остальное графит 15-20 8,5 8 6,5 4,5
20-25 7 6,5 5,5 3,5
25-30 5,5 5 4 2,5
Таблица 8.17
Графитовые втулки
Материал Марка Предельная удельная нагрузка р, МПа, при н<1 м/с
без смазки С водой индустриальное 45
Графит чистый — 1,5 - -
Графит со свинцом св 1-1,5 15 10
Графит с баббитом БН 1-1,5 14 10
Пластиграфит АТМ-1 1-1,5 13 8
Таблица 8.18
Полимерные и пластмассовые материалы. Предельные режимы работы
Материал Работа без смазки Работа со смазкой
коэффи- циент трения давление, МПа скорость скольжения, м/с температу- ра, °С коэффициент трения давление, МПа скорость скольжения, м/с темпера- тура, °С
Фторопласт-4 0,04-0,08 0,5-0,7 0,5 — 0,02-0,03 1,5 5 —
Фторопласт-4 с наполнителями (Ф-4К20) 0,08-0,1 1-2,5 1 120 0,03 3,5 4 8-10 200
Фторопласт-40 0,5-0,6 0,6-0,8 0,5 100 0,06-0,08 5,5 4 160
Фторопласт-40 с наполнителями (Ф40С15М1.5) 0,25-0,35 1-1,2 1 100 0,025-0,08 8 7 160-180
Фторопласт-3 0,07-0,08 0,35 0,5 50 0,04-0,05 1 3 125
Полиамидные смолы АК-7, П- 610 0,17-0,2 2-3 0,5 75 0,08-0,14 2,5-3 0,5 100
Капрон 0,15-0,34 1.5-2,5 0,2 80-90 0,08-0,16 2,5-3 0,5 90-100
Капрон с (АТМ- 2) 0,1-0,2 2-2,5 2,5-3 140 0,08-0,12 8-10 6-8 175
Текстолит 0,2-0,3 5 1 80 0,06-0,1 10 5-10 100
8.2. СВОЙСТВА ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
Опоры для вращающихся осей и валов называются подшипниками. Подшипники воспринимают радиальные и осевые
нагрузки, приложенные деталями, выполняющими работу, к валам или осям, и передают их на раму, корпус редуктора или
станину машины.
При этом вал должен фиксироваться в осевом направлении и вращаться вокруг заданной геометрической оси. Потери
на трение в подшипниках должны быть минимальными во избежание снижения КПД механизма. От качества подшипников
в значительной мере зависит работоспособность и долговечность машины.
По конструкции различают подшипники скольжения, в которых опорная поверхность оси или вала скользит по рабо-
чей поверхности подшипника, преодолевая трение скольжения, и подшипники качения, в которых благодаря установке ша-
риков или роликов между опорными поверхностями оси или вала и подшипника преодолевается трение качения.
По направлению действия воспринимаемой нагрузки подшипники делят на радиальные, воспринимающие радиальные
нагрузки; упорные, воспринимающие от вала только осевые нагрузки; радиально-упорные, воспринимающие одновременно
радиальные и осевые нагрузки. Упорные подшипники скольжения называют подпятниками.
Подшипники скольжения имеют следующие преимущества: малые размеры в радиальном направлении, возможность
применения разъемных подшипников, допускают высокую частоту вращения (100 000 мин'1 и более), возможность работы в
воде и других агрессивных средах, а также при вибрационных и ударных нагрузках. Подшипники скольжения допускают
регулирование радиального зазора и, следовательно, точную установку геометрической оси вала. Они практически бесшум-
ны. Эти свойства используют в конструкциях прецизионных машин и точных приборов, например в шпинделях координат-
но-расточных станков и т. д.
Подшипники скольжения имеют следующие недостатки: потери на трение и в связи с этим пониженные КПД, необхо-
димость систематического наблюдения и непрерывного ухода, смазывания, регулировки зазоров, применение для изготов-
ления подшипников дорогостоящих материалов, относительно большая длина в осевом направлении.
Подшипники скольжения конструктивно в большинстве случаев представляют собой втулку, вкладыш или подпятник,
которые воспринимают нагрузку от вращающихся валов и передают ее на корпусную деталь.
Рис.8.1. Конструкции подшипников скольжения
Конструкция подшипника скольжения воспринимает форму цапфы вала и может быть цилиндрической (рис. 8.1, а),
плоской - гребенчатой (рис. 8.1, б), конической (рис. 8.1, в), сферической (рис. 8.1, г), а также предусматривает наличие
устройства для подвода смазочных материалов в рабочую зону подшипника (вкладыша).
Условно подшипники скольжения можно разделить на следующие виды:
в зависимости от конструкции - на разъемные и неразъемные;
в зависимости от конструкции их корпуса - на присоединенные и встроенные;
в зависимости от особенностей их конструкции - на вкладышные и безвкладышные;
в зависимости от вида вкладышей - на несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся.
По приведенным признакам можно полностью характеризовать конструктивные особенности того или иного вида
подшипника скольжения.
Неразъемные подшипники. В простейшем виде подшипник скольжения представляет собой бронзовую или чугун-
ную втулку с цилиндрической или конической рабочей поверхностью, которые устанавливают или запрессовывают в непо-
движную корпусную деталь, воспринимающую нагрузку (табл. 8.6 и 8.7).
Если наружный диаметр втулки выполнить с допуском по гб, а отверстие под втулку ПО' Н7, то дополнительное креп-
ление втулки в корпусе не потребуется. Однако такая втулка сильно деформируется при ее запрессовке в корпус. Поэтому
после запрессовки отверстие втулки необходимо растачивать или калибровать разверткой. При выполнении наружного диа-
метра по кб или тб, а отверстия по Н7 втулка деформируется незначительно. Такие втулки после посадки их в корпус не
требуют дополнительной калибровки отверстия. Однако эти втулки должны закрепляться от проворота в корпусе винтами
или штифтами.
Рис. 8.2. Варианты крепления втулок подшипников скольжения:
1 - корпус; 2 - втулка подшипника
Наиболее распространенные методы крепления таких втулок показаны на рис.8.2 и в табл. 8.8.
Разъемные подшипники (рис. 8.3). Корпус разъемного подшипника имеет съемную крышку, что дает возможность
применять подшипники (в виде втулки, разрезанной по образующей) из двух вкладышей с фиксирующим штифтом (табл.
8.10), крышки и стяжных болтов. Разъемные подшипники облегчают монтаж валов, компенсировать зазоры и замену вкла-
дышей в случае их износа, но занимают больший габарит (табл 8.9).
Зя»»»)#
«Я**
Рис. 8.3. Подшипники скольжения с разъемными вкладышами в корпусе
Шатун 3 имеет два подшипника скольжения: втулку 2 и вкладыши разъемного подшипника 9 и 10 (рис. 8.4).
Втулку 2 устанавливают в головку шатуна так, чтобы канавка 1, предназначенная для смазки пальца, находилась про-
тив отверстия 5.
Рис. 8.4. Шатун
Вкладыш 10 устанавливают так, чтобы его смазочная канавка совпадала со смазочным отверстием 5 головки шатуна.
Затем головку шатуна, вкладыши и крышку 8 шатуна соединяют вместе болтами 4 и гайками 7. Предварительно, для регу-
лировки рабочего зазора с шейкой вала, укладывают между головкой шатуна и крышкой набор, регулирующих латунных или
медных прокладок 6 толщиной до 0,05 мм. Общая толщина прокладок обычно равна 4-5 мм.
8.3. ТРЕНИЕ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
Трение определяет износ и нагрев подшипника, а также его КПД. Для уменьшения потерь на трение подшипники
скольжения смазывают специальными смазочными материалами.
Для оценки величины потерь служит условный коэффициент трения /. связанный с силой трения Т и нагрузкой Р за-
висимостью
/= Т/Р.
Различают виды трения:
- сухое трение, характеризующееся отсутствием смазки между трущимися поверхностями. При сухом трении работа
вызывает интенсивный износ и заедание трущихся поверхностей, коэффициент трения /= 0,1 = 0,3;
- полусухое трение, когда смазка поступает к трущимся поверхностям неравномерно и в недостаточном количестве,
так как при этом виде трения поверхности шипа и подшипника соприкасаются, происходит их износ, коэффициент трения /
= 0,1 =0,25;
- полужидкостное трение возникает при очень тонком слое смазки между трущимися поверхностями, легко наруша-
емом неровностями этих поверхностей. При разрыве масляной пленки возникает непосредственный контакт металла с ме-
таллом, вызывающий износ, коэффициент трения /= 0,005 = 0,10;
- жидкостное трение, характеризующееся наличием между трущимися поверхностями достаточного слоя смазки (2
= 70 мкм), который исключает контакт трущихся поверхностей. Одна часть слоя смазки прилипает к поверхности шипа, а
вторая - к поверхности подшипника, при этом трение происходит между этими слоями, что почти полностью исключает из-
нос деталей. Жидкостное трение дает небольшие потери на трение, так как коэффициент трения / = 0,001 = 0,005.
Для получения жидкостного трения необходима непрерывная и обильная подача масла необходимой вязкости для за-
полнения зазора между поверхностями цапфы и опоры, а также достаточно высокая скорость движения трущихся поверхно-
стей.
Назначение смазки подшипников: уменьшить потери на трение; уменьшить или предотвратить износ; отводить тепло,
образующееся при трении; предохранять подшипники от коррозии; уменьшать шум; улучшать уплотнение заполнением
зазоров густой смазкой между вращающимися и неподвижными поверхностями.
8.4. СВОЙСТВА СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
Смазочные материалы подразделяются на жидкие, консистентные, т. е. густые (мази), твердые и газообразные.
Жидкие масла равномерно распределяются по трущимся поверхностям, обладают малым внутренним трением, хоро-
шо работают в значительных диапазонах температур и поэтому являются основными смазочными материалами подшипни-
ков скольжения. Наиболее распространены минеральные масла - продукты переработки нефти. У растительных (льняное,
касторовое и др.) и животных масел, по сравнению с минеральными, более высокие смазывающие свойства. Однако они
дороже и находят применение лишь в специальных случаях.
Важнейшие свойства масел - вязкость и маслянистость. Вязкость, или внутреннее трение жидкостей,- свойство
сопротивляться сдвигу одного слоя жидкости по отношению к другому. Чем больше вязкость, тем больше жидкостное тре-
ние в смазочном слое, но тем больше и сопротивление вытеснению масла из пространства между поверхностями скольже-
ния, следовательно, тем больше несущая способность смазочного слоя.
Поэтому при выборе масла наиболее важным критерием является его вязкость, которая показывает, для какого удель-
ного давления и для какой скорости относительного скольжения деталей машин подходит данное масло. Различают динами-
ческую и кинематическую вязкости.
При расчете подшипников и других деталей используется формула
г/ = гу-1,02-1 О' [я-с/л/2],
где 1] - абсолютная вязкость в сантиПуазах, Н-с/м2 (динамический коэффициент);
V - кинематическая вязкость (сСт), 1 сСт = 10'6м2/с = 10'2 см2/с ;
у - удельный вес масла, Г/см3.
Маслянистость (смачиваемость, липкость) - способность смазочного материала к образованию тонких пленок масла
и удержанию их на контактирующих поверхностях трущихся деталей машин.
Вязкость - индивидуальное качество данного масла, а маслянистость зависит от свойств масла и от свойств материа-
ла цапфы вала и вкладышей подшипника. Поэтому иногда в качестве смазывающей жидкости применяют воду.
Для повышения эксплуатационных показателей в минеральные масла вводят различные присадки (растительные и жи-
вотные масла, олеиновую кислоту, серу и др.).
Консистентные смазочные материалы изготовляют путем загущения жидких минеральных масел кальциевыми
(содидолы) или натриевыми (консталины) мылами. Они хорошо смазывают подшипники и допускают в подшипниках
большее удельное давление по сравнению с жидкими маслами. Консистентные смазочные материалы применяют в подшип-
никах машин, требующих надежной герметизации и смазки или работающих в широком диапазоне температур и режимов
эксплуатации.
Твердые смазочные материалы - графит, тальк, слюда и некоторые другие - применяются для смазки подшипников
скольжения, работающих при высоких температурах рабочей среды, например, в транспортерах, вагонетках разливочных
печей. (Все о свойствах смазок в книге Г).
В некоторых подшипниках скольжения быстроходных и малонагруженных валов применяют воздушную смазку (мас-
ляный туман). Достоинство воздушной смазки - небольшие потери мощности в подшипниках на трение и хороший тепло-
отвод.
Способы подвода смазки. Работа подшипника зависит от надежного подвода смазки к трущимся поверхностям. Глав-
ное требование, предъявляемое к смазочным устройствам,- своевременная подача нужного количества масла к смазочным
канавкам на внутренней поверхности вкладыша. Эти канавки предназначены для более равномерного распределения масла в
нагруженной зоне вкладыша.
Рис. 8.5. Устройства для подвода смазки
Все смазочные устройства можно классифицировать по ряду признаков: виду смазки (жидкая или консистентная),
длительности действия (периодическая или непрерывная); способу подачи (индивидуальная или специализированная); под
давлением или самотеком: характеру циркуляции (проточная циркуляционная или смешанная подача смазки).
Наиболее простым способом подвода смазки является периодическое заливание масла ручной масленкой (рис. 8.5, а)
через смазочное отверстие, закрываемое шариком 5, в крышке 3 подшипника. Масло через отверстие попадает в канавку 2
вкладыша и смазывает цапфу 1 вала. Для предохранения подшипника от загрязнения смазочное отверстие закрывается ша-
риковым клапаном 4. Нажимая на шарик 5, открывают отверстие для заливки масла, а затем под давлением пружины шарик
перекрывает отверстие. Недостаток этого способа смазки - неравномерность подачи смазки между заливками и необходи-
мость в постоянном уходе.
Фитильный способ подачи смазки лишен этих недостатков (рис. 8.5, б). В крышке 3 подшипника имеется резервуар
для масла, в донышко которого вставлена трубка 4. соединяющая отверстие со смазочной канавкой вкладыша 2. В трубку
опущен конец хлопчатобумажного фитиля 5, второй конец которого находится на дне резервуара. Масло по фитилю непре-
рывно попадает к цапфе 1 вала, хорошо смазывая рабочую поверхность. Недостатком этого способа является то, что смазка
подается к цапфе даже и тогда, когда цапфа не вращается.
Этот недостаток можно устранить, если применить кольцевой способ подачи масла к цапфе (рис. 8.5,в). В корпусе 3
подшипника делают резервуар для масла. На цапфу 1 вала надевают кольцо 2 несколько большего диаметра, нижняя часть
которого находится в масле. Вал, начиная вращаться, увлекает за собой кольцо, которое поднимает масло, равномерно сма-
зывая цапфу тогда, когда это необходимо.
Для смазки подшипников консистентными смазками применяют колпачковые масленки (рис. 8.5, г), вращением по
резьбе крышки-колпачка масленки периодически выжимают смазку через смазочное отверстие вкладыша 3 в канавку 2 для
смазки цапфы 1. Колпачковая масленка состоит из крышки-колпачка 5, в которую набивается консистентная смазка, колпа-
чок наворачивают на корпус 4 масленки. Периодически поворачивая колпачок на один-два оборота, смазку выдавливают в
смазочную канавку.
8.5. КОНСТРУКЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
Вкладыши или втулки являются основными деталями подшипников скольжения, которые воспринимают нагрузку от
вала или оси. Материал вкладышей должен обладать сопротивлением износу и заеданию, достаточной пластичностью, что-
бы не разрушаться под действием ударных нагрузок, высокой теплопроводностью. Коэффициент трения цапфы и вкладыша
должен быть как можно меньше.
Вкладыши изготовляют из различных материалов в зависимости от условий их работы.
Для опор тихоходных валов при умеренных давлениях р = 1%2 Н/мм" и спокойной нагрузке можно применять втулки и
вкладыши из серого чугуна марок СЧ18, СЧ20, СЧ25, СЧ35, СЧ40, СЧ45. Окружную скорость цапфы рекомендуют ограни-
чивать до 0,5-=~2,0 м/с.
Для опор, работающих периодически с продолжительными перерывами, значение р может быть увеличено до 3-4
Н/мм2 при и < 0,5 м/с. Серый литейный чугун применяют при небольших безударных нагрузках и малых окружных скоро-
стях.
Во всех ответственных случаях рекомендуется применять для втулок и вкладышей вместо обычного серого чугуна от-
ливки из специального антифрикционного чугуна (табл. 8.11), который используют при более широком диапазоне давле-
ний и скоростей.
Для увеличения долговечности опор из чугуна должны быть соблюдены следующие условия: тщательный монтаж
и отсутствие перекосов; непрерывная и качественная смазка; повышение зазоров по сравнению с установленными для
бронзы на 15-30%, а в случае значительного нагрева подшипника - до 50 %; приработка на холостом ходу и постепенное
повышение нагрузки до расчетной; недопустимость искрения.
Бронзы, содержащие олово (ОЦСЗ-5-5 и др.), обладают высокими антифрикционными свойствами. Вкладыши и втул-
ки, изготовленные из этих бронз, применяют при высоких давлениях и скоростях. Для восприятия переменной и ударной
нагрузок (в двигателях внутреннего сгорания) применяют вкладыши из свинцовой и безоловянистой бронзы (БрСЗО,
БрА9ЖЗА и др.). Наиболее распространенные марки бронз приведены в табл. 8.12.
Латунь применяют для подшипников при небольшой скорости (до 2 м/с) скольжения.
Вкладыши из латуни применяют при высоких нагрузках и небольших скоростях (подшипники рольгангов). Наиболее
распространенные марки литейной латуни для вкладышей приведены в табл. 8.13.
Алюминиевый антифрикционный сплав. Для подшипников, воспринимающих ударную нагрузку, например для
тракторных подшипников, применяют сплав АСМ (3,5-4,5% 8Ъ; 0,3-0,7% М§, остальное АГ), успешно заменяющий свин-
цовистую бронзу: он отличается высокой теплопроводностью, хорошо прирабатывается. Для увеличения прочности и жест-
кости вкладышей их штампуют из биметаллической ленты, получаемой совместной прокаткой полос АСМ и малоугле-
родистой стали типа армко (Ст.5; Ст.10). Наибольшая удельная нагрузкар < 25 Н/мм3; о < 10 м/с (табл. 8.14).
Баббиты. Сложные антифрикционные белые сплавы, объединенные общим названием «баббиты», характеризуются
мягкой основой из олова или свинца с вкрапленными твердыми зернами сурьмы, меди, щелочных металлов и пр. По меха-
ническим свойствам баббиты значительно уступают бронзе и чугуну, например, у оловянного баббита предел текучести а, =
(8-^-9) Н/мм", предел выносливости о.! = 2,5 Н/мм", поэтому баббиты 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. 8.15.
Баббиты применяют для заливки вкладышей. Высокооловянные баббиты Б-88, Б-83 используют при очень высоких
скоростях и давлениях. По антифрикционным свойствам баббиты превосходят все материалы, но по механической прочно-
сти уступают чугуну и бронзе.
Металлокерамические материалы (табл. 8.16). Пористые втулки и вкладыши из медных или железных порошков с
различными присадками изготовляют методом спекания при температуре 850-1100° С и среднем давлении 300-600 Н/мм".
В процессе изготовления детали, имеющие пористость 20-30%, пропитывают минеральным маслом, солидолом или масло-
графитовой эмульсией. Втулки запрессовывают в гнездо с натягом, при этом внутренний диаметр уменьшается на 0,6-0,9
величины натяга. Окончательная доводка до расчетного размера должна осуществляться калибровкой, а не резанием во из-
бежание заволакивания пор.
Металлокерамические втулки применяют для подшипников сельскохозяйственных машин, насосов, рольгангов, они
выдерживают высокую удельную нагрузку при малой скорости скольжения. Втулки, пропитанные маслографитовой эмуль-
сией, могут работать продолжительное время без дополнительной смазки, тогда как втулки с обычной пропиткой минераль-
ным маслом выдерживают лишь кратковременную работу без подачи смазки. Для увеличения срока их службы следует
предусмотреть в конструкции подшипника масляную ванну или резервуар с фитильной подачей смазки, а при повышенной
скорости скольжения (г > 1 м/с) следует обеспечить подачу жидкой смазки такими же способами, как и в конструкциях
обычных подшипников.
Графитовые втулки (табл. 8.17) могут работать без смазки в широком диапазоне температур и химически активной
среде, разъедающей металл. Втулки из чистого графита отличаются значительной пористостью, которые могут быть запол-
нены свинцом или бабитом и др., что повышает нагрузочную способность подшипников. Втулки, заполненные формальде-
гидной смолой, называют пластиграфитовыми.
При работе без смазки коэффициент трения/ = 0.15 :0.20. С водяной смазкой он снижается до/~ 0.06 0.10. В качестве
смазки может быть минеральное масло, с газовой или воздушной средой под давлением.
Антифрикционные полимерные и пластмассовые материалы (табл. 8.18). Для изготовления различных деталей,
работающих в механизмах трения (скольжения) с небольшими нагрузками и скоростями, применяются антифрикционные
пластические и пластмассовые материалы.
Все пластические материалы принято делить на две обширные группы: термореактивные и термопластические. К
первой группе относятся пластмассы на основе фенольно-формальдегидной смолы. К таким смолам относятся: бакелит,
карболит, текстолит и другие смолы. Ко второй группе - полиамиды, полиэфиры.
Термореактивные смолы при изготовлении проходят через необратимый процесс, при дальнейшем нагреве они не
плавятся, а обугливаются с последующим разрушением.
Из термореактивных пластмасс для подшипников скольжения применяют текстолит марок 2, 3, 2Б, а также текстоли-
товую крошку. В промышленности из текстолитовых плит делают подшипники скольжения для прокатных станов, а также
машин с большой нагрузкой на опоры. Однако главный недостаток текстолитовых подшипников это плохой теплоотвод.
Для подшипников скольжения, которые работают под большими нагрузками, применяют текстолитовую крошку.
Термопластические материалы, наоборот, при нагреве плавятся и могут использоваться повторно, благодаря этому
свойству они нашли широкое применение в машиностроении.
Для подшипников скольжения применяют полиамидные смолы марок 68, 548, 54, АК7, капролон. Для изготовления
используют литье под давлением.
Основными недостатками пластических материалов из полиамидных смол следует отметить большое относительное
удлинение при растяжении, водопоглощение и низкий коэффициент теплопроводности.
Детали для подшипников из поликарбоната изготавливаются литьем под давлением, прессованием при температуре
220-300 °С. Для подшипников скольжения используют поликарбонат - дифлон. Дифлон устойчив в среде бензина и в мас-
лах, а также слабых кислотах.
По своим физико-химическим свойствам для подшипников применяют полиформальдегид. Он отличается большей
жесткостью по сравнению с полиамидами, выдерживает широкий диапазон температур (до 120 °С ), устойчив к маслам и
органическим растворителям и имеет малое водопоглощение.
Для изготовления подшипников скольжения используют также пентапласт, который имеет высокую термо-, водо- и
химическую стойкость и износоустойчив. Подшипники из этого материала сохраняют размеры даже при резких изменениях
условий эксплуатации.
Вышеприведенные материалы обладают небольшим коэффициентом трения, высокой износостойкостью, химической
стойкостью, могут работать без смазки. Однако низкая (в сотни раз ниже, чем у металлов) теплопроводность, значительный
(в десятки раз больше, чем у металлов) коэффициент термического расширения, небольшая твердость и высокая податли-
вость ограничивают возможности их широкого использования. Более эффективно они применяются в комбинации с други-
ми материалами, металлами и пластмассами.
Предельные режимы работы полимерных и пластмассовых материалов приведены в табл. 8.18.
Кроме перечисленных выше материалов для изготовления вкладышей применяют минералокерамические материалы,
графит, древесину твердых пород (бук, граб и др).
8.6. УСЛОВИЯ РАБОТЫ РАДИАЛЬНЫХ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
Для того, чтобы подшипник не изнашивался, его цапфа должна плавать на смазочном слюе, толщина которого должна
быть больше неровностей на поверхности цапфы (шейки) и вкладыша.
В этом случае между рабочими поверхностями цапфы и вкладыша имеется слой жидкого смазочного материала, тол-
щина 11 которого больше суммарной высоты неровностей Ка и Ка2 профиля рабочих поверхностей скольжения: 11 > Ка + Ка2
(рис. 8.6, а).
Это условие выполнимо при достаточной подаче масла и такой окружной скорости цапфы, которая достаточна для
развития подъемной силы в смазочном слое (условие жидкостного трения).
Рис. 8.6. Схема работы подшипника скольжения
Наименьшую толщину слоя смазки, которая определяет в какой-то степени работоспособность и долговечность опоры,
можно определить по формуле
11 = квц / р\|/,
где в - окружная скорость цапфы; ц - динамическая вязкость масла; р = Р,./Ш - условная нагрузка подшипника; Р -
радиальная нагрузка на подшипник; / - длина подшипника; а - диаметр цапфы вала; ц/ - относительный зазор в подшипнике;
к - коэффициент, зависящий от относительной длины подшипника.
При малых скоростях или при недостаточной подаче смазки условия жидкостного трения не обеспечиваются, возника-
ет граничное трение и опасность истирания сопряженных поверхностей цапфы и вкладыша; величина истирания зависит в
значительной степени от шероховатости этих поверхностей, а также от «аварийных свойств» материала подшипника.
Таким образом, для работы подшипников скольжения самым благоприятным является режим, при котором осуществ-
ляется жидкостная смазка.
Различают гидродинамические и гидростатические жидкостные смазки. В первом случае жидкостная смазка в за-
зоре между поверхностями трения осуществляется в результате давления, возникающего в слое жидкости при относитель-
ном движении поверхностей трения, а во втором случае - за счет поступления жидкости в зазор между поверхностями тре-
ния под внешним давлением (например, создаваемым шестеренным насосом). Тем самым устраняется непосредственный
контакт между поверхностями скольжения, что приводит к резкому снижению трения и износа. Они применяются при вы-
соких окружных скоростях (до 150 м/сек) и при точных перемещениях.
В неработающей машине, когда угловая скорость вала равна нулю, его цапфа занимает нижнее положение в под-
шипнике, как это показано на рис. 8.6, б.
Зазор в подшипнике полностью заполнен смазочным материалом.
При пуске машины, по мере возрастания угловой скорости вала, вращающаяся цапфа увлекает за собой смазочный
материал и всплывает, а ее центр смещается относительно центра вкладыша в сторону вращения (рис. 8.6, в). Образовав-
шийся клиновой зазор непрерывно заполняется смазочным материалом, увлекаемым вращающейся цапфой, вследствие чего
и образуется гидродинамическая подъемная сила. При дальнейшем возрастании угловой скорости и соблюдении рассмот-
ренных ниже условий появляется сплошной устойчивый гидродинамический клин, полностью разделяющий поверхности
трения. Исследования показывают, что для подшипников с определенными геометрическими параметрами толщина слоя
смазочного материала Л является некоторой функцией характеристики рабочего режима подшипника и что толщина слоя
смазочного материала возрастает с увеличением вязкости и угловой скорости цапфы. С увеличением нагрузки толщина слоя
смазочного материала уменьшается.
Величина зазора в подшипнике влияет на несущую способность смазочного слоя, и, тем самым, на «грузоподъем-
ность» подшипника, которая тем больше, чем меньше этот зазор. Поэтому чем больше среднее удельное давление в под-
шипнике и чем меньше скорость цапфы, тем меньшим принимается зазор в подшипнике. Напротив, при малых давлениях и
больших скоростях нужно применять больший зазор в подшипнике (его величина зависит и от вязкости масла), поскольку в
подшипнике с малым зазором цапфа работает в неустойчивом режиме, происходит чрезмерный нагрев, а в худшем случае -
истирание ненагруженной части подшипника.
Зазор в подшипнике обычно принимает значение
8= (0.5 -7 • 10'3.
Меньшие значения устанавливают при малых окружных скоростях и больших нагрузках, а большие значения при
больших скоростях и меньших нагрузках.
Для определения величины зазора можно пользоваться также зависимостью
где <1ВК -с1,- - диаметральный зазор между вкладышем и цапфой; <1 - номинальный диаметр! подшипника: 8 = 0.002:0.003
- при жидкостном трении; 8 = 0.01:0.02 - при его отсутствии.
Если поле допуска отверстия подшипника по Н7 (Н8), то при малых скоростях цапфа вала выполняется по об. /6. при
средних скоростях - е8. 69. /8, при высоких скоростях - 610.
Для обычных условий работы опор можно рекомендовать зазоры в подшипнике, указанные в табл. 8.3 (с учетом рабо-
чей температуры).
Подводить масло необходимо в ненагруженную часть подшипника, лучше всего - под углом 90° перед зоной макси-
мальной нагрузки так, чтобы масло могло проникнуть в нагруженную зону возможно быстрее, не успев чрезмерно нагреть-
ся, и с требуемым давлением (рис. 8.7, а). Если вал должен вращаться в обоих направлениях, то масло следует подводить в
точке, лежащей против точки приложения равнодействующей нагрузки (рис. 8.7, б. в).
а)
б)
в)
Рис 8.7. Места подвода смазки в подшипник скольжения
Смазочные канавки должны распределять масло в подшипнике так, чтобы это способствовало нагнетательному дей-
ствию цапфы. При жидкостном трении достаточно разводить масло вдоль вкладыша. Канавки не должны доходить до тор-
цов подшипника, иначе масло будет вытекать. Сечение канавок должно суживаться в направлении всасывания масла цапфой
(рис. 8.8, б) и они не должны быть слишком глубокими (табл. 8.1).
Рис 8.8. Смазочные канавки в подшипниках скольжения
Не рекомендуется делать поперечные канавки в нагруженной части вкладыша - это ведет к уменьшению «грузоподъ-
емности» (подъемной силы) смазочного слоя подшипника скольжения. При больших скоростях и очень малых давлениях
иногда применяют радиальные (круговые) канавки (рис 8.8, а) в подшипнике скольжения с целью улучшения отвода тепла
из подшипников. В нагруженной части подшипника продольные смазочные канавки делают только при очень малых (близ-
ких к нулю) скоростях, когда жидкостное трение недостижимо, и масло иначе не попадало бы под действием цапфы в
нагруженные места (например, у цапф качающихся устройств, совершающих возвратно-вращательное движение). По воз-
можности, особенно при больших скоростях и большой удельной нагрузке подшипника, следует отказаться от смазочных
канавок (рис 8.8, б).
Рис 8.9. Вкладыши подшипников скольжения
Длина подшипника также влияет на его грузоподъемность (несущую способность). Из очень коротких подшипников
вытекает много масла, и в результате этого уменьшается грузоподъемность смазочного слоя. У длинных подшипников про-
гиб вала оказывает очень неблагоприятное влияние на распределение давления.
Подшипники имеют наилучшую грузоподъемность при определенном отношении длины к диаметру
/47 = 0,4+0,7.
Ввиду большой утечки масла через торцовые зазоры это соотношение принимают лишь для механизмов с циркуляци-
онной смазкой.
Подшипники с индивидуальной смазкой могут быть более длинными (рис 8.9).
1/6 =1,0 (в исключительных случаях -1/6 = 1,5).
Остальные размеры выбирают по следующим зависимостям:
Н = (1,1+1,3)8 + 5 мм; к = 0,5Н; к = 1+5 мм; 5-: 5 мм при <1 = 35 + 60 мм; 8 ~ 7,5 мм при <1 = 65 + 100 мм; 5=10 мм
при <1 = 120 + 200 мм.
Толщину вкладыша 8, учитывая материал, рекомендуют определять по следующим эмпирическим зависимостям:
для стальных 5 = (0,03+0,05)6,
для бронзовых 5 = (0,04+0,08)6,
для чугунных 5 = (0,08+0,15)6,
для пластмассовых 5= (0,07+0,30)6.
Меньшие значения относятся к большим значениям 6 цапфы. Конструкция и размеры вкладышей приведены в табл.
8.10.
Качество обработки рабочих поверхностей цапфы и вкладыша влияет на грузоподъемность и износ подшипника при
малых окружных скоростях цапфы и при частых пусках и остановах машин. Шероховатость поверхности цапфы должна
составлять 1...3 мкм в зависимости от диаметра, ее твердость должна быть возможно большей (цементация и закалка). Лю-
бая деформация, овальность, большая шероховатость поверхности уменьшают несущую способность подшипника и увели-
чивают его износ, особенно там, где имеет место граничное трение.
Вкладыши следует обрабатывать так, чтобы были обеспечены соосность цапфы и вкладыша, прилегание поверхности
цапфы по всей длине вкладыша и правильное круглое сечение цапфы. Вкладыши с заливкой из антифрикционного сплава
нельзя пришабривать. Чем выше давление и чем меньше окружная скорость, тем более совершенным должно быть качество
рабочей поверхности.
При скоростях свыше 1-2 м/сек (в зависимости от нагрузки) опасность разрыва смазочного слоя не возникает и поэто-
му обеспечение минимальной шероховатости поверхности не так важно. В подобных случаях решающее значение имеет
точность посадки. Для более шероховатой поверхности зазор в подшипнике надо брать большим, но это увеличивает работу
трения и вибрацию вала.
Подшипниковые втулки - это, по существу, неразъемные вкладыши (рис. 8.7, в). Они широко применяются, для цапф
от 3 до 200 мм, в подшипниках скольжения при ограниченных габаритах корпусных деталей, особенно для цапф малых
диаметров. Для втулок без заливки применяют в зависимости от условий работы серый чугун, бронзы, латунь, металлокера-
мические материалы, текстолит, капролон и др. (табл. 8.6 и 8.7). Применяют также втулки с заливкой.
Для металлических втулок применяют следующие предельные отклонения: по внутреннему диаметру а - Н7 (Н8)\ по
наружному диаметру О: у незакрепленных втулок - г7 при 7) 7... 100 мм; и 17 при Г) =105. ..220 мм: у закрепленных вту-
лок -р7, пб. н7 при И = 7... 100 мм и р7. гб. г7приЯ = 105...220 мм.
Для втулок из текстолита натяг выбирают больше, а припуск на обработку после запрессовки 0,08... 1,40 мм в зави-
симости от диаметра втулки. Максимальная длина - для втулок из металлокерамических материалов / = 1,5П.
Запрессовку втулок производят давлением, а не ударами. Тонкостенные втулки запрессовывают с посадкой на
оправке.
Полиамидные втулки (нейлоновые), преимущественно тонкостенные, не запрессовывают. Их насаживают на цапфу с
зазором в стальной втулке или наклеивают. Учитывая значительное тепловое удлинение, во втулке делают винтовую канав-
ку, с целью обеспечения расширения в осевом направлении.
8.7. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
8.7.1. РАСЧЕТ РАДИАЛЬНЫХ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ
С ПОЛУСУХИМ ИЛИ ПОЛУЖИДКОСТНЫМ ТРЕНИЕМ
Нормальную работу подшипника скольжения определяют несущая способность, износостойкость, температура нагрева
и отсутствие заедания цапфы.
Подшипники скольжения, работающие в режиме полусухого или полужидкостного трения, рассчитывают по условной
методике:
ограничивают среднее давление между цапфой и вкладышем, что обеспечивает ограничение износа и наличие смазки
между рабочими поверхностями цапфы и вкладыша;пару цапфа-вкладыш рассчитывают на нагрев, с тем, чтобы обеспечить
нормальный тепловой режим работы подшипника.
Чрезмерный нагрев подшипника может вызвать изменение свойств и разложение смазочного материала, расплавление
баббитовой заливки вкладышей и недопустимые деформации подшипника и цапфы, приводящие к схватыванию цапфы с
вкладышем подшипника.
Условность расчета состоит в том, что давление считают равномерно распределенным по поверхности контакта цапфы
и вкладыша. Установить истинный закон распределения давлений практически невозможно, так как он зависит от большого
числа факторов, в частности от жесткости цапфы и вкладыша, погрешностей монтажа, режима эксплуатации и др.
Для уменьшения сил трения и ограничения износа трущихся поверхностей подшипники скольжения, работающие в
режиме полусухого или полужидкостного трения, должны удовлетворять двум условиям:
во-первых, удельная нагрузка р на единицу расчетной поверхности вкладыша не должна превышать допускаемой ве-
личины [р]
р=Р/А<[р]; (Г)
во-вторых, для ограничения нагрева произведение удельной нагрузки р на скорость скольжения V не должно пре-
вышать допускаемого значения
Р» < [ро], (2)
где р - в МПа (Н/мм"); Р - нагрузка на подшипник, в Н; А - проекция опорной поверхности на плоскость перпендику-
лярную вектору Р, мм"; и - окружная скорость цапфы, скорость скольжения
в = тшп/Ыд. (3)
Удельное давление р характеризует несущую способность подшипника, а произведение ро - износ подшипника, теп-
ловыделение в нем и степень опасности заедания цапфы.
Подшипники скольжения медленно или периодически вращающихся валов, например, в механизмах с ручным при-
водом, рассчитывают только по среднему давлению.
Для нормальной работы подшипника скольжения необходимо, чтобы действительные (рабочие) значения р и ро не
превышали допускаемых [р] и [рп (табл. 8.4 и 8.5).
Диаметр с! цапфы (шипа или шейки) подшипника определяют конструктивно в зависимости от диаметра вала.
Длину цапфы (вкладыша) подшипника назначают в зависимости от ее диаметра
1=<рс1.
(4)
где коэффициент ср для большинства машин принимают в пределах ср = 0,5...1,2; в коротких подшипниках у? 0.3...0.5; с
неподвижным вкладышем ср ~ 0,4...1,0. В отдельных случаях, например в самоустанавливающихся подшипниках,
у? 1.5...2.5. Меньшие значения ср рекомендуют принимать при значительных нагрузках и частоте вращения вала, а большие
- при высокой точности изготовления и сборки и при достаточно жестких валах.
Расчет подшипников скольжения по среднему давлению между цапфой и вкладышем, охватывающим цапфу в преде-
лах 180°, производят по формуле
р = Р/ (сП) = Р/(<рР) <[р]. (5)
откуда
(6)
где Р - радиальная нагрузка на подшипник.
Для подпятников
Р= Ра/(№)<[р]. (7)
где Ра - осевая нагрузка на подшипник;
р =0,9.. .0,95 - коэффициент, учитывающий уменьшение опорной площадки подпятника наличием смазочных канавок;
5=0,25 л<Р - торцовая площадь сплошного подпятника;
5=0,25 л!<Р с!р ) - торцовая площадь кольцевого подпятника (ср - внутренний диаметр поднутрения на торце подпят-
ника).
Условие работы подшипника скольжения без чрезмерного нагрева и опасности заедания выражается неравенством
ри < [рь].
(8)
Подставив в формулу (8)
в = сос1/2=лсЫ/(>0
и р=Р/(сП)
получим
рь=Рсо/(21) < [рь].
(9)
где р - в Па; и - в м/с; Р - в Н; со- в рад/с; <1- в м; / - в м; [рь]- в Па-м/с.
Для подпятников определяют окружную скорость точки, расположенной на окружности среднего диаметра.
вср = сос[р /2=лс1срп/60,
где с[Р = 0,5(<1 - б/) - для кольцевого подпятника.
Если при расчете подшипника скольжения по формулам ( 5) и ( 9) получится р>[р] или рх>>[ро]. то необходимо либо
изменить материал вкладышей подшипника, либо увеличить длину подшипника / с условием, что коэффициент ср по форму-
ле ( 4) не будет превышать допускаемого значения.
8.7.2. РАСЧЕТ РАДИАЛЬНЫХ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ С ЖИДКОСТНЫМ ТРЕНИЕМ
Как уже отмечалось, при работе подшипника скольжения в режиме жидкостного трения цапфа и вкладыш практически
не изнашиваются. Расчет подшипника скольжения с жидкостным трением проводят одновременно с тепловым расчетом, т.
е. расчетом на недопустимость чрезмерного нагревания. При этом расчет подшипников скольжения на жидкостное трение
является основным. Но предварительно эти подшипники, так же как и подшипники скольжения с полусухим или полужид-
костным трением, рассчитывают по среднему давлению р в подшипнике по формуле (5) и произведению рь по формуле (9),
где длину подшипника / определяют по формуле (4).
а) б)
Рис 8.10. Геометрические параметры расчета подшипника скольжения
Геометрические параметры расчета (рис. 8.10, а, б): б - диаметр цапфы; В - диаметр вклащыша подшипника; Ксщ и Кае-
высоты неровностей профиля по десяти точкам поверхностей цапфы и вкладыша подшипника; / - длина цапфы и вкладыша
подшипника; 5 1)-с1 - диаметральный зазор; 6=8/2 - радиальный зазор; Т = 8/с1 = 8 /0,5с1 - относительный зазор; е - эксцен-
триситет цапфы; / = е/8 - относительный эксцентриситет цапфы; /;„„„ = 8 - е - минимальная толщина масляного слоя.
Расчет на жидкостное трение основывается на том, что масляный слой должен воспринимать всю нагрузку, при этом
его толщина должна быть больше сумм неровностей поверхностей цапфы и вкладыша.
Порядок расчета на жидкостное трение следующий.
Задаются относительным зазором Т. Для цапф диаметром <1< 100 мм обычно Т =0,001= 0,003. Значение Т принимают
тем больше, чем выше угловая скорость вала, меньше давление в подшипнике, больше коэффициент ш и тверже материал
вкладышей подшипника.
Назначают допускаемую температуру [1] нагрева масляного слоя в рабочей зоне подшипника, выбирают соот-
ветствующий сорт масла и определяют его динамическую вязкость /(. Допускаемая температура [1] нагрева масляного слоя
подшипника в его рабочей зоне [1] < 60...75°С.
Рис. 8.11. Значения динамической вязкости
Значения динамической вязкости /( (Па -с) некоторых сортов масла в зависимости от его температуры выбирают по
графику на рис. 8.11, а, где 1 - индустриальное масло 20; 2 - индустриальное 45; 3 - машинное; 4 - автол 10; 5 - автол Г. б -
цилиндровое; 7 - дизельное Т.
Определяют коэффициент нагруженности подшипника:
Ф = Р Т7 (/ло). ( 10)
Определяют относительный эксцентриситет/ цапфы, значения которого принимают по графику (рис. 8.11).
Вычисляют минимальную толщину масляного слоя:
= 0,5(1-/). (И)
Проверяют, обеспечен ли в рассчитываемом подшипнике скольжения режим жидкостного трения:
к = К,,;,, / (Ка,, + Кав) > [Л-] , ( 12)
где к и |/с - действительный и допускаемый коэффициенты запаса надежности жидкостного трения в подшипнике.
При V > 0,5 м/с рекомендуют принимать |/с > 2. При и <0,5 м/с значение [к] можно принимать несколько меньшим, так как
касание выступов микронеровностей цапфы и вкладыша подшипника в этом случае не приводит к заметному нагреву и из-
носу подшипника.
Цапфы валов в зависимости от назначения обрабатывают тонким точением до = 1.25 :0.32; шлифованием до =
0.63-0.16 мкм; полированием до 0.32 :0. 01; другими отделочными операциями до 0,16<0.01. Рабочие поверхности
вкладышей обрабатывают протягиванием или развертыванием до Ка = 2.5:0.32 мкм; шабрением до Ка 2.5 :0.6,3; тонким
растачиванием до Ка = 2.5 :0.32 мкм.
Проверяют температурный режим подшипника по температуре нагрева масляного слоя в рабочей зоне. Тепловой рас-
чет подшипника производят путем составления уравнения теплового баланса, т. е. приравнивания теплообразования в под-
шипнике к его теплоотдаче. Образовавшаяся в подшипнике теплота отводится маслом, протекающим через подшипник, и
путем теплоотдачи через корпус подшипника и вал. Условие теплового равновесия при стационарном режиме
р - Р «»-
(13)
где О - количество теплоты, выделяющейся в подшипнике в единицу времени (теплоемкость); (,) 1 - количество тепло-
ты, отводимое от подшипника маслом; (,), - количество теплоты, отводимое корпусом подшипника и валом во внешнюю
среду. Количество теплоты, Дж, выделенной в секунду в подшипнике в результате потерь на трение,
О=Р/». (14)
где Р - радиальная нагрузка на подшипник, Н; и - окружная скорость цапфы, м/с; /- коэффициент трения.
Количество теплоты, Дж, отводимой в секунду от подшипника маслом,
О^сКр^-^), (15)
где с - удельная теплоемкость масла, Дж/(кГ-°С); V - объем масла, м3, протекающего через подшипник в 1 с; р - плот-
ность масла, кг/м3; 1ВЬ1Х и 1вх - температура масла при выходе и входе в подшипник, °С.
Отвод теплоты через вал незначительный, поэтому обычно под О, понимают теплоту, отводимую только через корпус
подшипника:
С2=кацвых-1вх), (16)
где К - коэффициент теплопередачи , Вт/ (м" °С); А - площадь наружной поверхности корпуса подшипника, омывае-
мая воздухом, м2.
Средняя температура 1„ нагрева масла в рабочей зоне подшипника связана с температурами на выходе и входе зави-
симостью
4, = 1вх + 0,5Л1, (17)
где Л1 — (1Вых_ Звх )
Эта температура не должна превышать допускаемого значения, т. е.
(,,<[(,,] (18)
С учетом зависимостей по формулам (13 ) - ( 17) из неравенства по формуле ( 18) получаем расчетную формулу ( 19)
для проверки температурного режима работы подшипника
1
м
[/вх] + 0,5Д/Ь
срУ + КА
(19>
При расчете теплового режима подшипника при нефтяных смазочных маслах можно принимать с= 1,92-103
Дж/(кг-°С); р=900 кг/м3. Коэффициент теплопередачи принимают К 9: 16 Вт/(м<оС); при искусственном обдуве со скоро-
стью ио6 К=16д^12о6 , Вт/(м<°С).
Если при расчете подшипников скольжения с жидкостным трением по формуле ( 12) окажется, что 1„ >[/,,], то изменя-
ют геометрические параметры подшипника, выбирают для смазки масло с большей динамической вязкостью, назначают для
рабочих поверхностей цапфы и вкладыша подшипника меньшие шероховатости. Можно одновременно использовать все
указанные способы улучшения температурного режима.
Для редукторов и закрытых механизмов рекомендуется выбирать способ смазки, используя следующие эмпирические
зависимости:
если < 16, то может быть применена смазка свободно висящими кольцами;
если ри‘ ~ 16 + 32 , то применима смазка свободно висящими или закрепленными кольцами (или дисками) при
условии искусственного охлаждения;
если > 32 5 то необходима циркуляционная смазка под давлением.
Пример
Рассчитать на износостойкость и нагрев цапфу (шип) трансмиссионного вала, если:
а) Р,. = 20 кН, п = 200 мин'1; б) Р =35 кН, п = 320 мин-1. Вал стальной, вкладыш подшипника бронзовый.
Вычисление
1. Определяем диаметр шипа из расчета на износостойкость.
Принимая <р=1 и [р] = 17-106 Па для закаленной стальной цапфы по бронзе Бр.АЖ9-4 (табл.8.4), получаем
I Р = I 20-Ю3
\<р[р] У1-17-106
= 34,2 10’
= 34,2мм
Принимаем по стандарту <1 = 36 мм.
2. Проверяем пару цапфа - вкладыш на нагрев по
ри < [ри].
По табл. 8.4 [ри] = 10-106 Н/(м/с).
Окружная скорость шипа
т> = сос!/2=л:с1п]60 =л 36-10'3- 200/60 = 0,337 м/с.
Расчетное давление между шипом и вкладышем
р = Р/(с11) = 20-103/(36-36-10'6) = 15,45-106 Па,
где I = срс1 =1-36 = 36 мм.
Находим произведение ри. характеризующее интенсивность нагрева подшипника, и сравниваем с допускаемым значе-
нием:
Ри = 15,45-106 • 0,337 = 5,77-106Н/(м/с) <//то/ = 17'Ю6
Выбор удовлетворяет условию задачи.
8.8. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ
В радиальном подшипнике скольжения для обеспечения жидкостного трения применяют конструкцию, которая состо-
ит из трех и более сегментов 2, симметрично расположенных относительно цилиндрической наружной поверхности вала </
(рис. 8.12).
Рис. 8.12. Подшипники скольжения самоустанавливающиеся по наружной цилиндрической поверхности
Сферическая поверхность А, например опоры 1. позволяет сегменту 2 устанавливаться относительно вала так, чтобы
компенсировать неточности монтажа и деформацию вала, обеспечивая тем самым равномерное распределение нагрузки по
длине вкладыша. Сегмент расположен на диаметре вала не симметрично относительно опоры 1. Значения углов 24° и 36°,
определяющих размеры и положение сегмента относительно опоры, приведены на рис. 8.12.
При работе между сегментом 2 и цилиндрической поверхностью вала А образуется зазор в виде клина. Образовавший-
ся клиновой зазор непрерывно заполняется смазочным материалом, увлекаемым вращающейся цапфой вала, в виде клина.
Вследствие этого образуется гидродинамическая подъемная сила. При дальнейшем возрастании угловой скорости и соблю-
дении рассмотренных ниже условий появляется сплошной устойчивый гидродинамический клин, полностью разделяющий
поверхности трения.
Если в радиальном подшипнике (втулке) под действием внешней нагрузки шпиндель смещается на некоторую величи-
ну эксцентриситета е, зависящую от величины нагрузки (рис. 8.13, а), то при наличии трех сегментов внешняя нагрузка
распределяется на каждый сегмент.
Рис. 8.13. Эпюры нагрузки подшипников скольжения:
а - радиального во втулке; б - на трех сегментах
В связи с тем, что на каждом сегменте образуются независимые друг от друга масляные клинья. Увеличение зазора на
каком-либо сегменте вызывает падение давления на нем и это вызывает смещение вала и выравнивание зазоров. Нагрузки на
сегменты взаимно уравновешиваются и стремятся удержать вращающийся шпиндель в центральном положении (рис. 8.13,
б) относительно геометрической оси.
Во время работы под действием масляного слоя сегменты самоустанавливаются относительно цилиндрической
наружной поверхности вала под углом, соответствующим нагрузке, окружной скорости, вязкости масла и конструкции
подшипника.
Такие подшипники называют гидродинамическими. Они хорошо центрируют вал и обеспечивают стабильную работу
подшипников и поэтому их применяют для быстроходных валов, например, для шпинделей круглошлифовальных станков,
особенно при возможной опасности возникновения вибраций.
Материалы для гидродинамических подшипников должны удовлетворять самым высоким требованиям износостойко-
сти, так как в периоды пуска и остановки шпинделя имеют место кратковременные режимы смешанного трения. Сегменты в
многоклиновых подшипниках обычно делают биметаллическими. На стальную основу наносится центробежным способом с
электродуговым нагревом слой бронзы (БрОФЮ-0,5, БрОС 10—10), что обеспечивает плотную,, однородную его структуру.
Конструктивные параметры гидродинамических подшипников выбирают исходя из диаметра а шейки шпинделя,
предварительно найденного расчетом на жесткость. Ширину сегмента подшипника / и длину дуги охвата сегмента В прини-
мают
В ® 0,5с/ (20)
/ ® 0,75с/.
Расчетное значение диаметрального зазора в подшипнике
А = 0,Зс1 мкм, (21)
где с/ - диаметр шейки шпинделя, мм.
Для смазки подшипников шпинделей прецизионных станков обычно используют минеральное масло марки «Л» (вело-
сит) с кинематической вязкостью при 50 °С 4-5 сСт и соответственно динамическим коэффициентом вязкости около 4 сП.
Нагрузочная способность многоклиновых гидродинамических подшипников может быть рассчитана при приближен-
ной замене опорного сегмента плоской опорой.
При частоте вращения шпинделя п мин'1 на каждом сегменте возникает результирующая сила.
Р0=10->^с;, (22)
Д2
где 1,25 ; р - динамический коэффициент вязкости, сП.
Учитывая рекомендуемые соотношения (20) и (21) получим
Ро =0,04ж/2. (23)
Следовательно, в многоклиновом подшипнике даже при отсутствии внешней нагрузки возникают значительные
нагрузки на каждом сегменте (рис. 8.14, а).
Рис 8.14. Нагрузочная способность и потери на трение в трехклиновом гидродинамическом подшипнике
при различной частоте вращения в мин"1 в зависимости от диаметра с1 шейки шпинделя
Таким образом, под действием внешней нагрузки шпиндель смещается на некоторую величину эксцентрисистета е,
причем внешняя сила и величина смещения связаны для подшипника с тремя сегментами зависимостью
1__________1
(1-О,5гО2 (1+^7
(24)
где е - ~с - относительный эксцентриситет (0 < е < Г).
А
Коэффициент(е) зависит от величины эксцентричного смещения е = .
А
Ограничивая наибольший допустимый эксцентриситет значением е = 0,3, что соответствует примерно /г = А, мож-
но получить соответствующую величину грузоподъемности
Р = О,8Ро =3,6псГ\
Жесткость гидродинамических подшипников зависит не столько от жесткости слоя смазки, сколько от жесткости эле-
ментов и системы конструкции подшипника. Суммарная жесткость гидродинамической опоры
1 1 1
гдеу,, - жесткость смазочного слоя;ук - жесткость упругой системы подшипника.
Жесткость смазочного слоя, используя уравнение (24), можно записать как
Л, =4^Л(^)’
А
что при центральном положении шпинделя (е = 0) дает значение жесткости
или с учетом выражений (21) и (23 )
ум = 9пс1 Н/мкм,
где п - частота вращения, мин'1; с1 - диаметр шейки шпинделя, мм.
Ориентировочное значение жесткости сферического соединения может быть подсчитано по формуле
ук = 0.3 5б/, _ Н/мкм,
где <ф - диаметр опорной полусферы, мм (обычно б/,. - 15:30 мм).
Жесткость сферического подпятника в гидродинамических подшипниках, по экспериментальным данным, не превы-
шает 250-350 Н/мкм.
Потери на трение в многоклиновых гидродинамических подшипниках можно определить на основе приближенной за-
висимости для силы трения на каждом вкладыше
т _ .
А
а соответствующие потери мощности на трение в подшипнике с учетом ранее принятых рекомендаций
= 7,5'10'10 , кВт,
где ц - динамический коэффициент вязкости; з - число сегментов (клиньев) в подшипнике.
Для трехклинового подшипника при смазке минеральным маслом велосит «Л» (ц = 4 сП при 50°С) потери на трение
приведены на рис. 8.14, б.
Приращение температуры масла в подшипнике, предполагая, что все тепло, образуемое в нем, отводится маслом,
определяют по формуле
где у - удельный вес масла, кг/л (для велосита у = 0,87); с - теплоемкость масла, ккал/(кгс-°С); С - объем прокачивае-
мого через подшипник масла, л/ч.
8.9. УПОРНЫЕ ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ. УСЛОВИЯ РАБОТЫ
На рис. 8.15 показаны упорные подшипники скольжения - подпятники, предназначенные в основном для
восприятия осевых нагрузок. Конструктивно различают кольцевой подпятник, сплошной и гребенчатый (рис.8.15).
17*
Рис. 8.15. Подпятники:
а - кольцевой; б - сплошной, б - гребенчатый
Для кольцевого подпятника (рис. 8.15, а) наружный диаметр с! выбирают конструктивно, внутренний диаметр ей, опре-
деляют из расчета на удельное давление:
Для сплошного плоского подпятника (рис. 8.15, б) при б0 = 0; необходимо, чтобы
где <р = 0.9 :0.95 - коэффициент, учитывающий наличие смазочных канавок на опорной поверхности.
Для гребенчатого подпятника (рис. 8.15, в) ширина (высота) гребня:
с1 — с1,
г, = —_л_«(од н-о,з)б/,
где с! -диаметр вала.
Число гребней л определяется из расчета на удельное давление
4Р
гл(с1г - с1ц)
Нагрузка Р распределяется между несущими поверхностями гребней неравномерно, поэтому [р] следует брать при-
мерно в два раза меньше, чем для плоского подпятника.
Толщину гребня в~Ъ проверяют на изгиб, рассматривая гребень условно как балку с защемленным концом с вылетом
Ъ, несущую равномерно распределенную нагрузку:
Р ъ
^Х2^г Т ЗРЪ Г 1
<?а - , 1 - [О’п ] ИЛИ СГ„ - ~Г^ < ]
лах8-
6
Конструкция упорного гидродинамического подшипника скольжения состоит из стакана, воспринимающего ра-
диальную нагрузку, и подпятника - подкладной плитки, воспринимающей осевую нагрузку (рис. 8.16).
Рис. 8.16. Конструкции подпятников с масляными клиньями
Для создания в подпятниках масляных клиньев, обеспечивающих жидкостное трение, на рабочей поверхности кольца
делают радиальные канавки (рис. 8.16, б) и на выделенных между ними сегментах - скосы в окружном направлении (рис.
8.16, в). Канавки служат для растекания масла, а скосы сегментов - для попадания масла на рабочие поверхности сегментов
подпятника. При постоянном направлении вращения вала скосы выполняют односторонними, при реверсивном - двусто-
ронними.
Для увеличения несущей способности и надежности работы применяют подпятники скольжения с самоустанавли-
вающимися сегментами (рис. 8.16, г), в которых образование масляных клиньев происходит автоматически во время ра-
боты. Для этого на тыльной стороне каждого сегмента имеется ребро, расположенное на расстоянии 0,4-0,45 длины сег-
мента от его задней кромки (для одностороннего вращения), или на середине сегмента (при работе с реверсированием
вращения). Сегменты можно расположить также на сферических упорных штифтах (рис. 8.16, в), на сферическом кольце,
на шариках и пр.
Для создания жидкостного трения в упорных подшипниках решающее значение имеют профиль канавок, их длина и
уклон (табл. 8.1).
Канавки могут быть расположены как на фланце, так и на упорном кольце, которое изготовлять технологически про-
ще, но условия проникновения, масла хуже, чем на фланце. Для того чтобы максимальное количество масла попадало на
трущиеся поверхности канавки не доводят до наружного края упорного кольца или фланца на 0,15- 0,20 ширины фланца.
Расчет подпятников при жидкостном трении. Работа подпятников в режиме жидкостного трения обеспечивается,
как и в радиальных подшипниках, в тех случаях, когда гидродинамическое давление в слое смазки, разделяющем трущиеся
поверхности, уравновешивает внешнюю нагрузку.
При расчете кольцевого подпятника или сегментных подшипников кольцевой сектор или сегмент рассматривается как
скользящая опорная поверхность, ограниченная прямоугольным контуром.
Давление в слое смазки по длине сегмента распределяется несимметрично (рис. 8.17): максимум давления смещен в
сторону выхода смазки. Величина давления зависит от расположения трущихся поверхностей, которое зависит от угла а и
отношения
т = х/1.
Оптимальное расположение поверхностей будет
при т ~ 0." н а х уТ-
где - минимальная толщина масляного слоя (исходная или искомая) должна быть больше суммы средних высот
шероховатостей поверхности подпятника или сегмента.
Рис. 8.17. Эпюра давлений масляного слоя на плоский элемент упорного подшипника
Приближенный расчет упорных подшипников с неподвижными сегментами выполняют по формулам:
р = 5 • 10-7 " .Н/м 2- удельная нагрузка,
Р а^к}’г
пип
Р = 2хр1Ъ, Н - несущая способность,
Г = 2.10-\Ё±?^7
V Ь \ р1
- коэффициент трения.
где 7 - число сегментов; / - длина сегмента по окружности среднего диаметра трения в мм: V - скорость скольжения
в м/с, ц - вязкость масла в сантипуазах; а - угол наклона сегмента в радианах; Лт1п - минимальная толщина масляного
слоя в мм.
_7 - поправка на конечный радиальный размер сегмента.
2Ь + 1
Приближенный расчет подпятника с самоустанавливающимися сегментами, в которых автоматически поддерживает-
ся оптимальное расположение трущихся поверхностей (при т = 0,7), производят по формулам:
Р = 0,133
/Л)ЪР г
- грузоподъемность подпятника,
Г = 2,5
- коэффициент трения.
8.10. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ С ГАЗОВОЙ СМАЗКОЙ
Масляный туман - тонкая дисперсная газовая смесь воздуха и масла, которую активно применяют в промышленности
для смазки подшипников скольжения и качения и для аэродинамических подшипников, в тех случаях, когда необходимо
получить большую частоту вращения вала или стола.
Газовая (воздушная) смазка - это тонко распыленное масло, имеет очень малое значение вязкости. Вязкость газовой
смазки, примерно, в 100 раз меньше вязкости керосина, который имеет самую низкую вязкость из всех жидких смазочных
материалов. Это позволяет работать с практически неограниченной частотой вращения валов, а также вращения и поступа-
тельного перемещения поверхностей при КПД, значение которого близко к 100% (потери на трение и на нагрев у этих под-
шипников ничтожны).
У жидкостей вязкость при повышении температуры уменьшается, что снижает несущую способность подшипника;
вязкость же воздуха при повышении температуры несколько повышается (табл. 8.19), а при изменении давления - практи-
чески не меняется.
Таблица 8.19
Изменение вязкости воздуха в зависимости от температуры
при давлении ОДН/мм1
°с -69 -32 0 21 40 74 229
ц-10'Н-с/м2 1,36 1,57 1,74 1,85 2,0 2,14 2,69
Радиальные подшипники скольжения с газовой смазкой (газовые подшипники) могут быть аэростатическими (цапфа
вала у такого подшипника поддерживается воздушной подушкой благодаря непрерывному поддуву сжатого воздуха) или
аэродинамическими (при работе этих подшипников воздух поступает из атмосферы в торцовые зазоры подшипника, созда-
вая воздушную подушку и обеспечивая с малыми потерями вращение ротору).
Газовые подшипники перспективны и экономически выгодны при частоте вращения ротора п > 104 мин'1 и небольших
нагрузках.
Газовые подшипники применяют, например, в установках для сжижения гелия, где они работают при частоте враще-
ния ротора п =106 мин'1; в шлифовальных станках, у которых электрошпиндель с инструментом вращается с угловой скоро-
стью п = (4.5 14.5)^ I О4 мин-1, а пневмошпиндель при п = 3 • 105 мин'1; в роторах центрифуг, предназначенных для получения
биологических эмульсий и вращающихся с частотой до 5-106 мин'1; в отдельных деталях текстильных машин, частота вра-
щения которых достигает 106 мин-1.
Принцип действия. Примерная эпюра давлений в подшипнике при воздушной смазке показана на рис. 8.18. Такое
распределение давлений по значительной части окружности способствует стабилизации ротора, повышается виброустойчи-
вость опоры.
Рис. 8.18. Эпюра давлений при воздушной смазке
Особенности подшипников с воздушной смазкой:
1. Малая грузоподъемность, если нет питания под давлением, среднее допускаемое удельное давление р
р < 10 5 п, Н/мм2,
где п. мин'1.
При подаче воздуха под давлением несущая способность подшипника возрастает почти прямо пропорционально дав-
лению. Предельная нагрузка Ртах определяется по эмпирической формуле
Ртах = 0,3 ЗрЛ
где Р - площадь подшипника.
2. В подшипниках на воздушной смазке может быть только два вида трения: аэродинамическое (под давлением), когда
рабочие поверхности разделены воздухом, или сухое.
Промежуточных стадий нет, так как воздух не создает на поверхностях трения граничной пленки, как это свойственно
маслам. Поэтому при переменном режиме работы, а также при пуске и остановке ротора в подшипники необходимо пода-
вать воздух под давлением, чтобы предохранить опоры от заедания. Относительный зазор - 0,001.
3. Необходимы высокая точность обработки рабочей поверхности и динамическая балансировка ротора. Поверхность
шейки должна иметь твердость НКС 58-60.
Для втулок могут применяться цветные сплавы или специальные графитовые материалы с пропиткой антифрикцион-
ными материалами (свинцом, баббитом и др.).
8.10.1. АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПОДШИПНИКИ
Аэродинамический подшипник, схема которого приведена на рис. 8.19, в качестве рабочей среды использует сжатый
воздух с тонко распыленным маслом (масляный туман). Воздух с маслом под давлением Ро подается в радиально расположен-
ные карманы а втулки. По длине ротора их может быть один или несколько рядов, разделенных перемычками б. Нена-
груженный ротор при подаче давления в карманы располагается практически концентрично по отношению к внутренней
поверхности втулки при равной величине радиальных зазоров.
Рис. 8.19. Схема подшипника с воздушной смазкой под давлением:
а - карман; б - перемычка
Под нагрузкой ротор смещается и занимает эксцентричное положение относительно втулки, чем изменяет величину
радиальных зазоров. При этом ротор частично перекрывает выход воздуха из карманов, к которым он приблизился, и вызы-
вает рост давления в этих карманах. Под давлением воздуха ротор перемещается в положение, в котором он с воспринима-
емой нагрузкой уравновешивается в подшипнике.
В металлорежущих станках в аэродинамических подшипниках применяют сжатый воздух, прошедший очистку и стабилиза-
цию, который под давлением не более 30:40 Н/см2 поступает в маслораспылитель и затем в карманы подшипников с плава-
ющим ротором, в основном особо быстроходных шпинделей малого размера, например для внутришлифовальных и свер-
лильных станков при обработке отверстий небольшого диаметра.
8.10.2. АЭРОСТАТИЧЕСКИЕ ПОДШИПНИКИ
Аэростатические подшипники нашли более широкое применение для шпинделей прецизионных станков, работающих
с малыми нагрузками и большими окружными скоростями (рис. 8.20).
Главные особенности этих подшипников с воздушной смазкой связаны с использованием малых давлений, так как в
питающей магистрали после очистки и стабилизации давление воздуха не превышает 30—40 Н/см2. Другие особенности опор
с воздушной смазкой связаны с малой вязкостью воздуха и склонностью шпинделя на воздушных опорах к потере устойчи-
вости. Основным средством повышения устойчивости опор является уменьшение объема воздуха в карманах, а также при-
менение специальных способов подвода воздуха для поддува.
Рис. 8.20. Схема конструкции аэростатического подшипника
Грузоподъемность аэростатических подшипников может быть определена приближенным способом на основе допу-
щений о линейном распределении давлений вдоль подшипника и одностороннем потоке воздуха только вдоль образующей
цилиндра. При этих допущениях эпюра давлений по длине подшипника соответствует трапеции (рис. 8.20) и грузоподъем-
ность подшипника представляется в виде
Р = 0,ПРнС(Ь-1)/р(е),
гдер„ - избыточное давление подводимого воздуха, кгс/мм"; Г) - диаметр шейки шпинделя, мм; Ь- длина подшипника,
мм; / - расстояние от края подшипника до отверстий поддува, мм.
Коэффициент /р (е) зависит от величины эксцентричного смещения е, где е _ -е (относительный эксцентриситет).
А
Приближенно можно принять
/„(₽) = - (1-^П -1
(25)
Если ограничить предельное значение эксцентриситета ешах < 0,5, то можно получить величину грузоподъемности
подшипника
=0,ПрнР(Ь-1).
Если применить разложение выражения (25) в ряд
(1-г2р -1 = -г2 +-г4+—г6+...
2 8 16
и затем, ограничиваясь областью малых эксцентриситетов и отбрасывая все члены, кроме первого, что возможно при е
0,3, то грузоподъемность подшипника можно будет выразить
Р = 0,2фнО(Ь-1).
(26)
Жесткость аэростатического подшипника при малых эксцентриситетах, т. е. для шпинделей прецизионных станков, на
основе приближенной зависимости (26) соответствует выражению
7 = 0,4^„
0(1 -1)
А
где Л - диаметральный зазор в подшипнике.
Расход воздуха в аэростатических подшипниках обычно невелик и может быть рассчитан на основе следующей фор-
мулы для объемного расхода:
0 = ж/2-(/Д+1)Л//Д ,м7ч,
где б/ - диаметр отверстия для поддува, мм; з - число отверстий для поддува; р„ - избыточное давление воздуха при
подводе к отверстиям, Н/см2.
Конструктивное оформление аэростатических подшипников скольжения предусматривает использование жесткой
цельной втулки-вкладыша (рис. 8.20) с системой ввода воздуха под давлением по концам, при коротких подшипниках, а
иногда и в среднюю часть втулки. Часто руководствуются соотношением / 0.1 I Л. а длину подшипника выбирают в преде-
лах
Ь = (1+1,5)0.
Диаметр отверстий для поддува принимают 0,2+0,3 мм, а величину диаметрального зазора ограничивают значением
Л = (0,0002+0,0004)22.
Число з отверстий для поддува, по экспериментальным данным, целесообразно выбирать с учетом зависимости
л22
где 7 - число отверстий, с округлением в большую сторону до ближайшего целого числа и с условием, что число 7 от-
верстий для поддува не должно быть менее трех; О - диаметр шейки шпинделя, мм.
Отверстия для поддува целесообразно соединять кольцевой канавкой треугольного профиля и небольшой глубины,
что повышает грузоподъемность и жесткость примерно в 1,5 раза.
Глубину профиля канавки выбирают на основе зависимости
I = у/0,101 ,
где Ь- длина подшипника; /г = А - толщина щели.
2
Объем воздуха в канавках должен быть в 4-5 раз меньше, чем объем воздуха в рабочем пространстве зазора.
Динамические характеристики опор с воздушной смазкой связаны с появлением и возможным развитием колебаний,
которые связаны с некруглостью шейки шпинделя и остаточным дисбалансом шпинделя и связанных с ним деталей. Как
показала практика, основными способами устранения вредного влияния колебаний является повышение точности размеров
и формы шейки шпинделя и тщательная балансировка шпиндельного узла вместе с комплектом сопряженных деталей.
Плоские направляющие скольжения с газовой смазкой. Конструктивное оформление аэростатических направля-
ющих (рис. 8.2Г) для прямолинейного и кругового движения основано на разделении всей рабочей поверхности на несколь-
ко карманов (секций) с независимым подводом и распределением воздуха. Карманы и распределительные канавки выпол-
няют небольшими по объему из-за опасности потери устойчивости и самовозбуждения интенсивных колебаний.
Рис. 8.21. Схема конструкции плоской аэростатической направляющей
Обычно применяют канавки небольшой глубины и треугольного профиля (рис.8.21) для обеспечения устойчивости
при объеме воздуха в канавке в 4-5 раз меньше объема воздуха в щели опоры.
Глубину профиля канавки выбирают на основе зависимости
1 = у10,1В/1 , (27)
где В - ширина подшипника; Л - толщина щели.
При значительной ширине опоры используют канавки замкнутой формы, объединяющей несколько отверстий.
Рис. 8.22. Форма карманов для аэростатических направляющих
Опыт эксплуатации аэростатических направляющих в станках подтверждают целесообразность применения для этих
направляющих карманов простейшего вида (рис. 8.22, а-в). Геометрические размеры можно выполнять, учитывая пример-
ные зависимости:
а = 0,5 ай
а1 = 0,15В;
77? — 2а.
Воздух через дросселирующее отверстие (В = 0.2:0.8 мм) подводится к центру канавки под избыточным давлением 20
= 40 Н/см" после очистки и стабилизации давления воздуха от пневмосети.
Грузоподъемность аэростатических опор определяют на основе закона распределения давлений в зазоре. Условие не-
разрывности воздушного потока и допущение о том, что истечение происходит только в поперечном направлении, дают
возможность определить подъемную силу опоры с одной канавкой (рис. 8.23).
Р=В1/р(к).
где/р (к) - коэффициент, зависящий от характеристики опоры
к = 17,3 221.
В?
Рис. 8.23. Коэффициент нагрузочной способности аэростатической опоры
Коэффициент /р (к) при расчете грузоподъемности назначают в зависимости от характеристики к и подводимого в ка-
навку давления рк.
По условию устойчивости характеристику опоры к следует ограничивать интервалом значений 0,3 < к < 2.
Жесткость незамкнутых аэростатических опор и направляющих выражается также через характеристику к опоры
В1 г ,7 \
7 = — /, И, ро),
к
причем коэффициент жесткости(к. р0) ~ О,5ро.
Диаметр дросселирующего отверстия при проектировании и расчете можно брать равным глубине канавки и опреде-
лить по формуле (27) (рис.8.21).
Глава 9
ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ
9.1. КОНСТРУКЦИЯ И НАЗНАЧЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Подшипники качения имеют оригинальную конструкцию. Если в подшипниках скольжения подвижная поверхность
перемещается относительно неподвижной поверхности по масляному слою, то в подшипниках качения масляный слой за-
менен телами качения. Это могут быть шарики, ролики или иголки (разновидность роликов), которые перемещаются между
внутренним и наружным кольцами по беговым дорожкам при вращении внутреннего или наружного кольца. В подшипнике
качения перемещение тел сопровождается трением качения. Также как подшипники скольжения подшипники качения могут
воспринимать радиальную и осевую нагрузки.
Подшипник качения - это механизм, сборочная единица, которая состоит из взаимно подвижных деталей высокой
точности изготовления. Подшипники качения весьма трудоемки в изготовлении и требуют специальной подготовки их про-
изводства, поэтому их применяют в машинах и механизмах, как правило, в готовом виде (рис. 9.1).
Рис. 9.1. Конструкция подшипника качения и тела качения:
1 - наружное кольцо; 2 - сепаратор, который удерживает тела качения на беговой дорожке на нужном расстоянии; 3 - тела качения: а - шарик;
б - - ролики: цилиндрический, конический, бочкообразный, витой; е- иголка; 4 - внутреннее кольцо
Шарики, ролики и кольца подшипников качения изготовляют из Сталей ШХ15, ШХ15СГ, ШХ20СГ, 18ХГТ и
20Х2Н4А, а также из низкоуглеродистых и легированных сталей с последующей цементацией и закалкой для прочности.
Сепараторы подшипников качения могут быть выполнены из мягкой углеродистой стали, латуни, бронзы, алюминиевых
сплавов, пластмасс (текстолита и других слоистых пластиков, а также из полиамидов) и других материалов. В условиях
ударных нагрузок и при высоких требованиях к бесшумной работе подшипников качения шарики и ролики изготовляют
также из пластмасс (стеклопластиков). Форма тел качения определяет наименование подшипников как шариковые, ролико-
вые и игольчатые. Ниже приведены краткие сведения о подшипниках качения и краткая выборка их технических характери-
стик (табл. 9.1 - 9.11). Более полную информацию о технических характеристиках выпускаемых подшипников можно полу-
чить из каталогов, справочников, в интернете и из других источников.
В отдельных случаях, по усмотрению конструктора, для экономии места и, если позволяют нагрузки, то конструктивно
беговая дорожка внутреннего кольца подшипника может быть выполнена непосредственно на поверхности вала, а беговая
дорожка наружного кольца - на внутренней поверхности вращающейся детали. В некоторых случаях используется только
одно кольцо подшипника, а деталь, с выполненной беговой дорожкой, заменяет другое кольцо подшипника.
Конструктивно по виду воспринимаемой нагрузки подшипники подразделяют на:
- радиальные, которые воспринимают радиальные нагрузки от опор вала;
- упорные, которые воспринимают от вала только осевые нагрузки;
- радиально-упорные, которые воспринимают от вала одновременно радиальные и осевые нагрузки.
Конструктивно и в зависимости от воспринимаемой нагрузки подшипники подразделяют на сверхлегкие, особо легкие,
легкие, легкие широкие, средние, средние широкие и тяжелые.
При выборе подшипников для встройки в конструкцию изделия необходимо учитывать их табличные данные по до-
пускаемой статической и динамической грузоподъемности, а также допустимые воспринимаемые нагрузки в зависимости
от условий работы (9.1.2. Методика подбора подшипников качения).
В общем машиностроении получили распространение подшипники классов точности 0 и 6. Предельные отклонения
посадочных мест подшипников класса 0 и 6 приведены в табл. 9.58 и 9.59.
Рекомендуемые поля допусков для диаметров посадочных поверхностей подшипников качения для посадки на вал и в
корпус и параметры шероховатости диаметров посадочных поверхностей валов и корпусов под установку подшипников
качения приведены в табл. 9.60 - 9.63.
9.1.1. ОСНОВНЫЕ ТИПЫ ШАРИКОПОДШИПНИКОВ И РОЛИКОПОДШИПНИКОВ (ВЫБОРКА)
Рис. 9.2. Шарикоподшипник радиальный однорядный
Шарикоподшипник радиальный однорядный по ГОСТ 8338-75 (рис 9.2), состоит из внутреннего и наружного ко-
лец, одного ряда шариков и сепаратора. Этот подшипник воспринимает радиальную нагрузку, но может воспринимать од-
новременно и осевую нагрузку, которая не должна превышать 70% от неиспользованной радиальной, представляющей со-
бой разность между допускаемой и действующей радиальными нагрузками. Данный подшипник обладает компактностью,
достаточной нагрузочной способностью и долговечностью, возможностью воспринимать осевую нагрузку, сравнительно
небольшой стоимостью и имеет широкое распространение во всех областях машиностроения. Технические характеристики
шарикоподшипников радиальных однорядных приведены в табл. 9.1.
Таблица 9.1
Шарикоподшипники радиальные однорядные (рис. 9.2)
Условное обозначение подшипника Размеры, мм Динамическая грузоподъемность С, кН Статическая грузподъемность Со кН
<1 о В г
Особо легкая серия
100 10 26 8 0,5 4,62 1,96
101 12 28 8 5,07 2,24
104 20 42 12 1,0 9,36 4,5
105 25 47 12 11,2 5,6
106 30 55 13 1,5 13,3 6,8
107 35 62 14 15,9 8,5
108 40 68 15 16,8 9,3
109 45 75 16 21,2 12,20
110 50 80 16 21,6 13,20
111 55 90 18 2,0 28,1 17,0
112 60 95 18 29,6 18,26
ИЗ 65 100 18 30,7 19,6
114 70 110 20 37,7 24,5
115 75 115 20 39,7 26,0
ппв = (16...8)103 мин'1
Легкая серия
204 20 47 14 1,5 12,7 6,18
205 25 52 15 14,0 6,95
206 30 62 16 19,5 10,00
207 35 72 17 2 25,5 13,60
208 40 80 18 32,0 17,80
209 45 85 19 33,2 18,6
210 50 90 20 35,1 19,8
211 55 100 21 2,5 43,6 25,0
212 60 110 22 52,0 31,0
213 65 120 23 56,0 34,0
214 70 125 24 61,8 37,5
215 75 130 25 66,3 41,0
ппв=(16...5) 10''мин''
Средняя серия
304 20 52 15 2,0 12,3 7,78
305 25 62 17 17,3 11,40
306 30 72 19 21,6 14,80
307 35 80 21 2,5 25,7 17,60
308 40 90 23 31,3 22,0
309 45 100 25 37,1 26,20
310 50 110 27 3,0 47,6 35,60
311 55 120 29 71,5 41,5
312 60 130 31 3,5 81,9 48,0
313 65 140 33 92,3 56,0
Окончание таблицы 9.1
314 70 150 35 104,0 63,0
315 75 160 37 112,0 72,0
п, ,. = (16...4) 103 мин '
Тяжелая серия
403 17 62 17 2,0 25,6 11,9
405 25 80 21 2,5 36,4 20,4
406 30 90 23 47,0 26,7
407 35 100 25 55,3 31,3
408 40 110 27 3,0 63,7 36,4
409 45 120 29 76,1 45,5
410 50 130 31 3,5 87,1 52,0
411 55 140 33 100,0 63,0
412 60 150 35 108,0 70,0
413 65 160 37 119,0 78,1
414 70 180 42 4,0 143,0 105,0
416 80 200 48 163,0 125,0
ппв = (12,5...3,15) 103 мин '
га/с0 е V Примечание. При определении значения РоХо = 0,6, = 0,5. При определении значения СурХ=0,56, V- см. табл. при Р„/(УРГ) >е;Х = 1,7=0 при Р„/(УРг)<е. ппр - предельная частота вращения кольца подшипника при жидкостной смазке; п„р убывает с ростом радиальных размеров подшипников. При смазке пластичным смазочным материалом ппр уменьшается', на 20%.
0,014 0,19 2,30
0,028 0,22 1,99
0,056 0,26 1,71
0,084 0,28 1,55
0,110 0,30 1,45
0,170 0,34 1,31
0,280 0,38 1,15
0,420 0,42 1,04
0,560 0,44, 1,00
Рис. 9.3. Шарикоподшипник радиально-упорный однорядны.
Шарикоподшипник радиально-упорный однорядный, тип 36000 а=12° и тип 46000 а=26° по ГОСТ 831-75 (рис. 9.3 )
воспринимает одновременно радиальную и одностороннюю осевую нагрузку. При большой угловой скорости вала он при-
меняется для того, чтобы воспринимать только осевую нагрузку. Конструкция этого подшипника отличается от радиального
однорядного тем, что один из бортов наружного кольца срезан почти полностью и поэтому имеется возможность разместить
в нем большее число шариков, чем в радиальном однорядном подшипнике того же диаметра. Поэтому радиальная грузо-
подъемность данного подшипника больше на 30...40%. Часто в опоре ставят два таких подшипника, что обеспечивает боль-
шую грузоподъемность опоры и способность ее воспринимать знакопеременную осевую нагрузку. Технические характери-
стики приведены в табл. 9.2.
Т а б л и ц а 9.2
Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные (рис. 9.3)
Тип подшипника Размеры, мм Тип 36000 Тип 46000
36000 46000 <1 О В г. С, кН Со. кН С, кН Со. кН
Особо легкая серия
36104 - 20 42 12 0,5 1,0 10,6 5,3 - -
36105 - 25 47 12 11,8 6,3 - -
36106 46106 30 55 13 15,3 8,5 14,5 7,8
36107 - 35 62 14 19,1 11,3 - -
- 46108 40 68 15 - - 18,9 11,4
- 46109 45 75 16 - - 22,5 13,4
- 461011 55 90 18 1,0 2,0 - - 32,6 21,1
- 461012 60 95 18 - - 37,4 24,5
Легкая серия
36204 46204 20 47 14 0,5 1,5 12,3 4,4 11,6 7,79
36205 46205 25 52 15 1,5 13,1 9,2 12,4 8,5
36206 46206 30 62 16 18,2 13,3 17,2 12,2
36207 46207 35 72 17 1,0 24,0 18,1 22,7 16,6
36208 46208 40 80 18 2,0 30,6 23,7 28,9 21,7
36209 46209 45 85 19 32,3 25,6 30,4 23,6
36210 46210 50 90 20 33,9 27,6 31,8 25,4
36211 46211 55 100 21 1,2 2,5 41,9 34,9 39,4 32,1
36212 46212 60 110 22 48,2 40,1 45,4 46,8
- 46213 65 120 23 - - 54,4 46,8
36214 - 70 125 24 63,0 55,9 - -
- 46215 75 130 25 - - 61,5 54,8
Средняя серия
- 46304 20 52 15 1,0 2,0 - - 14,0 9,17
36305 46305 25 62 17 21,6 20,7 15,9 14,6
36306 46306 30 72 19 26,4 25,1 20,0 18,3
36307 46307 35 80 21 21 2,5 34,3 32,8 26,9 24,7
36308 46308 40 90 23 23 40,5 38,4 32,8 30,1
36309 46309 45 100 25 25 49,5 47,2 40,2 37,0
36310 46310 50 110 27 3,0 58,1 55,2 47,9 43,9
46311 55 120 29 1,5 3,0 - - 68,9 57,4
36312 46312 60 130 31 2,0 3,5 83,0 72,5 78,8 66,6
36313 46313 65 140 33 94,1 83,2 89,0 76,4
- 46314 70 150 35 - - 100,0 87,0
8а/С0 е V Примечание. Тип 36000, а=12°: Хо = 0,5, Уо = 0,47; X = 0,45, У-см.табл; при Ра /(УРг)>е; X = 1, У=0; при Ра/(УРГ)< е. Тип 46000, а = 26°: Хо = 0,5, Уо = 0,47; Х=0,41, У=0,87 при Ра/(УРг)>0,68; Х=1, У=0 при Ра/(УРг)<0,68. При жидкостной смазке ппр = (12,5...4)103 мин'1. При смазке пластичным смазочным материалом ппр уменьшается на 20%; ппр убывает с увеличением радиальных размеров подшипников.
0,014 0,30 1,81
0,029 0,34 1,62
0,056 0,37 1,46
0,086 0,41 1,34
0,110 0,45 1,22
0,170 0,48 1,13
0,280 0,52 1,04
0,430 0,54 1,01
0,5,70 0,54 1,00
Тип /ООО Тип НЮОО Тип 11ООО
Рис. 9.4. Шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный
Шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный по ГОСТ 5720-75 и ГОСТ 8545-75 (рис. 9.4) имеет два
ряда шариков, расположенных в шахматном порядке, дорожка качения наружного кольца выполнена по сферической по-
верхности, описанной из центра подшипника, что обеспечивает подшипнику возможность компенсировать прогиб вала и
неточности монтажа. Подшипник воспринимает радиальную нагрузку при возможном перекосе вала до 2...30, но может од-
новременно воспринимать также и осевую, не превышающую 20% от неиспользованной радиальной. Технические характе-
ристики приведены в табл. 9.3.
Таблица 9.3
Шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные
Условное обозначение подшипника Размеры, мм Динамическая грузоподъемность С, кН Статическая грузоподъемность Со, кН
а В а°
Легкая серия п„„ =(18...4,5) 10* мин' при жидкостной смазке
1204 20 47 14 1,5 10 9,9 3,1
1205 111205 11204 25 52 15 1,5 10 12,1 4,0
1206 111206 11205 30 62 16 1,5 9 15,6 5,8
1207 111207 11206 35 72 17 2,0 9 15,9 6,6
1208 111208 11207 40 80 18 2,0 8 19,0 8,55
1209 111209 11208 45 85 19 2,0 8 21,0 9,6
1210 111210 11209 50 90 20 2,0 8 22,9 10,8
1211 111211 11210 55 100 21 2,5 7 26,5 13,3
1212 111212 11211 60 110 22 2,5 7 30,2 15,5
1213 111213 11212 65 120 23 2,5 6 31,2 17,2
1214 70 125 24 2,5 7 34,5 18,7
1215 111215 11213 75 130 25 2,5 7 39,0 21,5
1216 111216 11214 80 140 26 3,0 6 39,7 23,5
Средняя серия п„„ =(15...4,3) 1(Гмин‘ при жидкостной смазке
1304 20 52 15 2,0 И 12,5 3,6
1305 25 62 17 2,0 И 17,8 6,0
1306 111306 11305 30 72 19 2,0 10 21,2 7,7
1307 111307 11306 35 80 21 2,5 9 25,1 9,8
1308 111308 11307 40 90 23 2,5 10 29,6 12,2
1309 111309 11308 45 100 25 2,5 9 37,7 15,9
1310 111310 11309 50 110 27 3,0 9 43,6 17,5
1311 111311 11310 55 120 29 3,0 9 50,7 22,5
1312 111312 11311 60 130 31 3,5 9 57,2 26,5
1313 111313 11312 65 140 33 3,5 9 61,8 29,5
1314 70 150 35 3,5 8 74,1 35,5
1315 111315 11313 75 160 37 3,5 8 79,3 38,5
1316 111316 11314 80 170 39 3,5 8 Т1,4 42,0
Средняя широкая серия п,ю =(9,5...2,6) 1(Гмин1 при жидкостной смазке
1605 25 62 24 2,0 17 9,5 12,0
1606 111606 30 72 27 2,0 16 31,2 10,0
1607 111607 11606 35 80 31 2,5 17 39,7 12,9
1608 111608 40 90 33 2,5 16 44,9 15,7
1609 45 100 36 2,5 16 54,0 19,4
1610 11609 50 110 40 3,0 16 63,7 23,6
1611 55 120 43 3,0 15 76,1 26,0
1512 111612 11611 60 130 46 3,5 15 87,1 33,0
1513 65 140 48 3,5 14 95,6 38,5
1514 70 150 51 3,5 14 111,0 44,5
1616 80 170 58 3,5 14 135,0 58,0
Примечание. Динамическая эквивалентная нагрузкаР=РГ + УРапри Ра/Рг<еиР = 0.67Рг + УРапри Ра/Рг>е; статическая эквивалентная нагрузка Рр= Рг + ?оРа (при Рр < Рг принимают Рр = Рг) .
Шарикоподшипник упорный одинарный и двойной по ГОСТ 6874-75 и ГОСТ 7872-75 (рис. 9.5) воспринимает
только осевые нагрузки, одинарный - односторонние, а двойной - знакопеременные. В упорных шарикоподшипниках до-
рожки качения и шарики расположены на торцовых поверхностях колец. Одно из колец одинарного подшипника устанавли-
вается на валу с натягом. В двойном подшипнике на валу с натягом устанавливается среднее кольцо. Упорные шарикопод-
шипники удовлетворительно работают только при низких и средних угловых скоростях валов, при больших угловых скоро-
стях их не применяют потому, что при работе на шарики влияют центробежные силы. Технические характеристики приве-
дены в табл. 9.4
Гт 8000
Ш > <1 + 0,2мм
Рис. 9.5. Шарикоподшипник упорный одинарный и двойной
Таблица 9.4
Шарикоподшипники упорные одинарные и двойные (рис. 9.5)
Условное обозначе- ние подшипников (1 6^2 о Н Я; а г Динамическая грузе подъем- ность С, кН Статическая грузоподъем- ность Со, кН
тип 8000 тип 38000 мм
Особо легкая серия пПР =(6,3...3) 103 мин1
8105 — 25 — 42 И — - 1,0 15,9 25,6
8106 - 30 - 47 и - - 16,8 29,0
8107 — 35 — 52 12 — - 17,4 36,4
8108 - 40 - 60 13 - - 23,4 50,0
8109 — 45 — 65 14 — - 24,2 55,0
8110 - 50 - 70 14 - - 25,5 60,0
8111 - 55 - 78 16 - - 30,7 81,5
8112 — 60 — 85 17 — - 1,5 35,8 90,0
8113 — 65 — 90 18 — - 37,1 102,0
8114 - 70 - 95 18 - - 38,0 111,0
8115 — 75 — 100 19 — - 38,0 116,0
8116 - 80 - 105 19 - - 39,7 120,0
8117 - 85 - 110 19 - - 40,0 129,0
Легкая серия ппр =(7,5..2,5) 103мин1
8205 38205 25 20 47 15 7 1,0 24,7 40,0
8206 38206 30 25 52 16 29 7 25,5 46,2
8207 38207 35 30 62 18 34 8 1,5 35,1 66,5
8208 38208 40 30 68 19 36 9 39,7 78,0
8209 38209 45 35 73 20 37 9 41,0 89,0
8210 38210 50 40 78 22 39 9 43,0 103,0
8211 38211 55 45 90 25 45 10 63,7 127,0
8212 38212 60 50 95 26 46 10 65,0 150,0
8213 — 65 — 100 27 — - 66,3 150,0
8214 38214 70 55 105 27 47 10 70,0 158,0
8215 — 75 — 110 27 — - 71,5 166,0
8216 38216 80 65 115 28 48 10 80,0 188,0
8217 38217 85 70 125 31 55 12 85,0 235,0
Средняя серия п,ю =(4,5... 1,5) 1О3 мин1
8305 — 25 — 52 18 — — 1,5 33,8 50,0
8306 - 30 - 60 21 - - 40,3 66,6
8307 — 35 — 68 24 — — 49,4 83,4
8308 - 40 - 78 26 - - 65,0 107,0
8309 — 45 — 85 28 — — 71,5 130,0
8310 — 50 — 95 31 — — 2,0 87,1 161,0
8311 — 55 — 105 35 — — 112,0 213,0
8312 - 60 - 110 35 - - 112,0 213,0
8313 — 65 — 115 36 — — 114,0 249,0
8314 - 70 - 125 40 - - 133,0 290,0
8315 — 75 — 135 44 — — 2,5 153,0 340,0
8316 38316 80 65 140 44 79 18 159,0 340,0
Тяжелая серия п„„ =(1,5...0,75) 103 мин'1
8413 — 65 — 140 55 — — 3,0 216,0 400,0
8420 — 100 — 210 85 — — 4,0 400,0 970,0
8426 - 130 - 270 110 - - 5,0 520,0 1600,0
Примечание. -предельная частота вращения кольца подшипника при жидкостной смазке; пяр убывает с увеличением радиальных размеров подшип- ников; при смазке пластичными смазочными материалами ппу уменьшается на 20%. Динамическая эквивалентная нагрузка Р=РаК^Ст. Статическая эквивалентная нагрузка Ро = Ра.
Рис. 9.6. Подшипник радиально-упорный роликовый конический однорядный
Подшипник радиально-упорный роликовый конический однорядный по ГОСТ 333-79 и ГОСТ 7260- 70 (рис. 9.6)
воспринимает одновременно значительные радиальную и одностороннюю осевую нагрузки. Ролики в нем конические. По
сравнению с радиально-упорным однорядным шарикоподшипником радиальная грузоподъемность его выше на 90%.
Данный подшипник очень удобен при сборке, разборке и регулировке зазоров и поэтому широко распространен в кон-
струкциях. Технические характеристики приведены в табл. 9.5
Т а б л и ц а 9.5
Подшипники роликовые конические однорядные (рис. 9.6)
Условное обозна- чение подшип- ника (1 /) Т В с Грузоподъемность, кН е У Уо
динами- ческая, С статическая, Са
Особолегкая серия а = 11 ...15°
2007106 30 55 17 16 14 27,0 19,9 0,24 2,50 1,38 1,5/0,5
2007107 35 62 18 17 15 32,0 23,0 0,27 2,21 1,22
2007108 40 68 19 18 16 40,0 28,4 0,33 1,84 1,01
2007109 45 75 20 19 16 44,0 34,9 0,30 1,99 1,10
2007111 55 90 23 22 19 57,0 45,2 0,33 1,80 0,99 2,0/0,8
2007113 65 100 23 22 19 61,0 64,5 0,38 1,59 0,88
2007114 70 110 25 24 20 77,6 71,0 0,28 2,11 1,16
2007115 75 115 25 24 20 78,3 75,0 0,28 1,99 1,10
2007116 80 125 29 27 23 102,0 93,0 0,34 1,77 0,97
2007118 90 140 32 30 26 128,0 111,0 0,34 1,76 0,97 2,5/0,8
2007119 95 145 32 30 26 130,0 115,0 0,36 1,69 0,93
2007120 100 150 32 30 26 132,0 120,0 0,37 1,62 0,89
Легкая серия а = 12...18°
7204 20 47 15,5 14 12 19,1 13,3 0,36 1,67 0,92 1,5/0,5
7205 25 52 16,5 15 13 23,4 17,6 0,36 1,67 0,92
7206 30 62 17,5 16 14 29,2 21,9 0,36 1,65 0,91
7207 35 72 18,5 17 15 34,5 25,8 0,37 1,62 0,89 2,0/0,8
7208 40 80 20,0 20 16 41,6 32,1 0,38 1,56 0,86
7209 45 85 20,5 19 16 41,9 32,8 0,41 1,45 0,80
7210 50 90 22,0 21 17 51,9 39,8 0,37 1,60 0,88
7211 55 100 23,0 21 18 57,9 46,1 0,41 1,46 0,80 2,5/0,8
7212 60 110 24,0 23 19 72,2 58,4 0,35 1,71 0,94
7214 70 125 26,5 26 21 95,9 82,1 0,37 1,62 0,89
7215 75 130 27,5 26 22 97,6 84,5 0,39 1,55 0,85
7216 80 140 28,5 26 22 112,0 95,2 0,42 1,43 0,78 3,0/1,0
7217 85 150 30,5 28 24 130,0 109 0,43 1,38 0,76
7218 90 160 32,5 31 26 158,0 125 0,38 1,56 0,86
7219 95 170 34,5 32 27 168,0 131 0,41 1,48 0,81 3,5/1,2
7220 100 180 37,0 34 29 185,0 146 0,40 1,49 0,82
Легкая широкая серия а = 12...16°
7506 30 62 21,5 20,5 17 36,0 27,0 0,365 1,64 0,90 1,5/0,5
7507 35 72 24,5 23,0 20 53,0 40,0 0,346 1,73 0,95 2,0/0,8
7508 40 80 25,0 23,5 20 56,0 44,0 0,381 1,57 0,87
7509 45 85 25,0 23,5 20 60,0 46,0 0,416 1,44 0,79
7510 50 90 25,5 23,5 20 62,0 54,0 0,421 1,42 0,78
7511 55 100 27,0 25,0 21 80,0 61,0 0,360 1,66 0,92 2,5/0,8
7512 60 110 30,0 28,0 24 94,0 75,0 0,392 1,53 0,84
7513 65 120 33,0 31,0 27 119,0 98,0 0,369 1,62 0,89
7514 70 125 33,5 31,0 27 125,0 101,0 0,388 1,55 0,85
7515 75 130 33,5 31,0 27 130,0 108,0 0,407 1,48 0,81
7516 80 140 35,2 33,0 28 143,0 126,0 0,4 1,49 0,82 3,0/1,0
7517 85 150 38,5 36,0 30 162,0 141,0 0,39 1,55 0,85
7518 90 160 42,5 40,0 34 190,0 171,0 0,39 1,55 0,85
7519 95 170 45,5 45,5 37 230,0 225,0 0,38 1,56 0,86 3,5/1,2
7520 100 180 49,0 46,0 39 250,0 236,0 0,40 1,49 0,82
Средняя серия а = 10...14°
7304 20 52 16,5 16 13 24,5 17,4 0,30 2,03 1,11 2,0/0,8
7305 25 62 18,5 17 15 29,0 20,5 0,36 1,66 0,92
7306 30 72 21,0 19 17 39,2 29,3 0,34 1,78 0,98
7307 35 80 23,0 21 18 47,2 34,6 0,32 1,88 1,03 2,5/0,8
7308 40 90 25,5 23 20 59,8 45,1 0,28 2,16 1,19
7309 45 100 27,5 26 22 74,6 58,2 0,29 2,09 1,15
7310 50 110 29,5 29 23 96,6 75,9 0,31 1,94 1,06 3,0/1,0
7311 55 120 32,0 29 25 102,0 81,5 0,33 1,80 0,99
7312 60 130 34,0 31 27 118,0 96,3 0,30 1,97 1,08 3,5/1,2
7313 65 140 36,5 33 28 134,0 111,0 0,30 1,97 1,08
Окончание таблицы 9.5
7314 70 150 38,5 37 30 168,0 137,0 0,31 1,94 1,06 4,0/1,5
7315 75 160 40,5 37 31 178,0 148,0 0,33 1,83 1,01
7317 85 180 44,5 41 35 230,0 195,0 0,31 1,91 1,05
7318 90 190 46,5 43 36 250,0 201,0 0,32 1,88 1,03
7320 100 215 51,5 47 39 290,0 270,0 0,32 1,88 1,03
Средняя широкая серия а = 11 ...16°
7604 20 52 22,5 21 18,5 31,5 22,0 0,30 2,011 1,106 2,0/0,8
7605 25 62 25,5 24 21 47,5 36,6 0,27 2,194 1,205
7606 30 72 29,0 29 23 63,0 51,0 0,32 1,882 1,035
7607 35 80 33,0 31 27 76,0 61,5 0,30 2,026 1,114 2,5/0,8
7608 40 90 35,5 33 28,5 90,0 67,5 0,30 2,026 1,114
7609 45 100 38,5 36 31 114,0 90,5 0,30 2,058 1,131
7610 50 110 42,5 40 34 122,0 108,0 0,30 2,026 1,114 3,0/1,0
7611 55 120 46,0 44,5 36,5 160,0 140,0 0,32 1,855 1,020
7612 60 130 49,0 47,5 39 186,0 157,0 0,30 1,966 1,081 3,5/1,2
7613 65 140 51,5 48 41 210,0 168,0 0,33 1,829 1,006
7614 70 150 54,5 51 43 240,0 186,0 0,35 1,710 0,940
7615 75 160 58,5 55 46,5 280,0 235,0 0,30 1,996 1,198
7616 80 170 61,5 59,5 49 310,0 290,0 0,32 1,89 1,04
7618 90 190 67,5 66,5 53,5 370,0 365,0 0,30 1,99 1,20 4,0/1,5
7620 100 215 77,5 73 61,5 460,0 460,0 0,31 1,91 1,06
Средняя серия с большим углом конуса а = 25...29°
27306 30 72 21 19 14 30,0 21,0 0,721 0,833 0,458 2,0/0,8
27307 35 80 23 21 15 39,4 29,5 0,786 0,763 0,420
27308 40 90 25,5 23 17 48,4 37,1 0,786 0,763 0,420 2,5/0,8
27310 50 100 29,5 29 19 69,3 54,2 0,797 0,752 0,414 3,0/1,0
27311 55 120 32,0 29 21 72,5 58,9 0,814 0,737 0,504
27312 60 130 34,0 31 22 80,5 62,0 0,858 0,758 0,472
27313 65 140 36,5 33 23 89,0 71,4 0,753 0,796 0,438 3,5/1,2
27315 75 160 40,5 37 26 119,0 95,1 0,826 0,726 0,400
27317 85 180 45,0 41 30 145,0 146,0 0,764 0,785 0,432
Примечание. Х0=0,5; Р0-см. табл; Хо=О,4; У-см. табл, при Ра/(УРГ) > е; Хо= 1; У =0 ^,и Ра/(УРг)<е о. = 12...16°. Для указанных подшипников предельная частота вращения кольца при жидкостной смазке ппр = (10.. .4) 10$ мин для легкой серии; ппр = (10.. .3,15) 1 О' мин для средней серии; п11р — (8.. .4) 103 мин для средней широкой серии; п„р -убывает с увеличением радиальных размеров подшипников; при смазке пластичными смазочными материалами ппруменьшается на 20%.
Тип 2000 Ьп 12000
Рис. 9.7. Роликоподшипник радиальный с короткими цилиндрическими роли ками
Роликоподшипник радиальный с короткими цилиндрическими роликами по ГОСТ 8328 (рис. 9.7) может воспри-
нимать большие радиальные нагрузки. По сравнению с радиальным однорядным шарикоподшипником грузоподъемность
его больше в среднем в 1,7 раза. Подшипник легко разбирается в осевом направлении и допускает незначительное осевое
взаимное смещение колец, что при необходимости очень важно для осевого смещения с валом.
Различают восемь типов конструкций, из которых основной - подшипник без бортов на наружном или на внутреннем
кольце. Если требуется осевая односторонняя фиксация с валом, то применяют подшипники с одним бортом на наружном
или на внутреннем кольце, или другие подобные типы. Технические характеристики основных типов роликоподшипников с
короткими цилиндрическими роликами приведены в табл. 9.6.
Таблица 9.6
Роликоподшипники радиальные с короткими цилиндрическими роликами (рис. 9.7)
Условное обозначение подшипника Размер, мм Динамическая грузоподъемность, С кН Статическая грузоподъемность Со, кН
тип 2000 тип 32000 а о В г/ Г]
Сверхлегкая серия п,ю =(8,0... 1,5) КУмин1 при жидкостной смазке
1002912 — 60 85 13 1,5/1,0 25,3 16,5
1002916 — 80 110 16 1,5/1,0 34,7 24,0
— 1032920 100 140 20 2,0/1,5 56,8 47,0
— 1032924 120 165 22 2,0/1,5 75,5 67,0
1002926 — 130 180 24 2,5/2,0 97,0 76,5
— 1032928 140 190 24 2,5/2,0 85,9 78,4
— 1032930 150 210 28 3,0/2,0 130,9 119,0
1002932 160 220 28 3,0/2,0 143,0 117,0
1032948 240 320 38 3,5/2,5 254,1 265,0
1032952 260 380 46 3,5/2,5 397,1 386,0
Особолегкая серия п,ю =(20...1,5) 105мин‘ при жидкостной смазке
2104 — 20 42 12 1,0/0,8 8,8 4,7
— 32106 30 55 13 1,5/0,8 17,9 7,85
— 32109 45 75 16 1,5/1,0 31,4 17,6
2210 32110 50 80 16 1,5/1,0 30,8 17,6
2211 32111 55 90 18 2,0/1,5 34,7 23,6
2213 32113 65 100 18 2,0/1,5 38,0 26,5
— 32114 70 110 20 2,0/1,5 56,0 36,0
— 32116 80 125 22 2,0/1,5 66,0 44,0
2118 32118 90 140 24 2,5/2,0 80,9 56,0
— 32119 95 145 24 2,5/2,0 84,2 58,5
— 32121 105 160 26 3,0/2,0 101,0 72,5
— 32122 110 170 28 3,0/2,0 128,0 88,0
2124 32124 120 180 28 3,0/2,0 134,0 96,5
Легкая серия п,ю =(16...6,3) /Смин1 при жидкостной смазке
2204 32204 20 35 И 1,5/1,0 14,7 7,35
2205 — 25 52 15 16,8 8,81
2206 32206 30 62 16 22,4 12,12
2207 — 35 72 17 2,0/1,2 31,9 17,10
2208 32208 40 80 18 40,8 24,00
2209 32209 45 85 19 44,0 25,50
2210 32210 50 90 20 45,7 27,5
2211 32211 55 100 21 2,5/2,0 56,1 34,0
2212 32212 60 110 22 64,4 43,0
2213 32213 65 120 23 2,5 76,5 51,0
2214 32214 70 125 24 2,5 79,2 51,0
2215 32215 75 130 25 2,5 91,3 63,0
Легкая широкая серия п,ю =(14...4) ///’мин1 при жидкостной смазке
2505 — 25 52 18 1,5/1,0 22,9 12,9
— 32507 35 72 23 2,0/1,0 47,3 29,0
— 32508 40 80 23 2,0 56,1 35,0
— 32512 60 110 28 2,5 93,5 68,0
— 32518 90 160 40 3,0 194,0 150,0
2519 — 95 170 43 3,5 229,0 170,0
— 32520 100 180 46 3,5 260,0 193,0
Средняя серия п,ю =(10...5) ///’мин1 при жидкостной смазке
— 32302 15 42 13 1,5/1,0 13,7 7,72
2305 — 25 62 17 2,0 28,6 15,0
2306 32306 30 72 19 36,9 20,2
2307 — 35 80 21 2,5/2,0 44,6 27,0
2308 32308 40 90 23 2,5 56,1 32,5
2309 32309 45 100 25 72,1 41,5
2310 32310 50 110 27 3,0 88,1 52,0
2311 32311 55 120 29 102,0 67,0
2312 32312 60 130 31 3,5 123,0 76,5
Средняя широкая серия п,ю =(11...4) /Смин1 при жидкостной смазке
— 32605 25 62 24 2,0 41,8 24,5
— 32607 35 80 31 2,0 58,3 38,0
— 32608 40 90 33 2,5/2,0 80,9 51,0
2609 — 45 100 36 2,5 96,8 67,0
— 32610 50 110 40 3,0 121,0 80,0
2611 — 55 120 43 3,0 138,0 98,0
2612 32612 60 130 46 3,5 168,0 114,0
Окончание таблицы 9.6
— 32613 65 140 48 3,5 190,0 129,0
2614 — 70 150 51 3,5 212,0 160,0
2615 32615 75 160 55 3,5 260,0 200,0
Тяжелая серия пт =(7...3,4) 10* мин' при жидкостной смазке
2411 32410 50 130 31 3,5 130,0 86,5
— 32412 60 150 35 3,5 168,0 106,0
2413 32413 65 160 37 3,5 183,0 127,0
— 32414 70 180 42 4,0 229,0 163,0
2416 32416 80 200 48 4,0 303,0 200,0
— 32417 85 210 52 5,0 319,0 228,0
32418 90 225 54 5,0 385,0 260,0
Примичание. Эквивалентные радиальные нагрузки: динамическая Р=Г); статическая - Р» = Рг,
Тип3000
1ип 113000
Тип 13000
Рис. 9.8. Роликоподшипник радиальный сферический двухрядный
Роликоподшипник радиальный сферический двухрядный по ГОСТ 5721-75 и ГОСТ 8546-75 ( рис. 9.8) в конструк-
тивном отношении характеризуется тем, что два ряда бочкообразных роликов расположены в шахматном порядке и опира-
ются на наружное кольцо по дорожке качения со сферической поверхностью, описанной из центра подшипника, что обеспе-
чивает подшипнику возможность компенсировать прогиб вала и неточности монтажа. Применяется в тех же случаях, что и
радиальный сферический двухрядный шарикоподшипник, но может воспринимать большие радиальные нагрузки, а также
осевую нагрузку до 25% от неиспользованной радиальной. Технические характеристики приведены в табл. 9.7.
Т а б л и ц а 9.7
Роликоподшипники радиальные сферические двухрядные (рис. 9.8)
Условное обозначение подшипника Размеры, мм Динамическая грузо- подъемность С, кН Статическая грузо- подъемность Со кН
<1 о в г а°
Легкая широкая серия п,ю =(5,6...2,4) 1(Т мин1 при жидкостной смазке
3508 40 80 23 2,0 12 57,0 33,0
3509 45 85 23 10 64,0 35,0
3514 70 125 31 2,5 10 132,0 93,8
3516 113516 13514 80 140 33 3,0 10 160,0 118,0
3517 85 150 36 10 183,0 130,0
3518 113518 13516 90 160 40 10 216,0 159,0
3520 113520 13518 100 180 46 3,5 10 275,0 212,0
Средняя широкая серия п,ю =(5,3...2,4) ИТмин1 при жидкостной смазке
3608 113608 40 90 33 2,5 16 95,0 64,9
3609 45 100 36 15 114,0 74,8
3610 50 110 40 3,0 15 150,0 101,0
3611 55 120 43 15 170,0 118,0
3612 13611 60 130 46 3,5 15 196,0 128,0
3613 65 140 48 14 220,0 142,0
3614 70 150 51 14 270,0 181,0
3615 113615 75 160 55 14 300,0 207,0
3616 113616 13614 80 170 58 14 325,0 227,0
3617 85 180 60 4,0 14 365,0 270,0
3618 113618 90 190 64 14 400,0 300,0
3620 113620 13618 100 215 73 14 520,0 410,0
Примечание. Эквивалентные нагрузки на подшипник: динамическая Р=РГ + ~УРа при Ра/Рг<е; Р=0,67Рг + УРапри Ра//Рг>е; статическая Ро=Рг + ?оГа; приРо< Ргпринимают Ро~Ру
Втулки, гайки и шайбы закрепительные для шарико- и роликоподшипников по ГОСТ 8530-90
Таблица 9.8
Втулки
НониСностъ' <2 »45*
ь? 1—1 ДУ 1; Л
_^х\хХХХ#Л г—Л.
№ втулки (1 Резьба с1] 6^2 а е с Ь для типа втулок
I II III
17 17 20 х 1,5 20,34 13 8 0,3 28 32 35
20 20 24 х 1,5 25,34 14 8 0,3 30 33 39
25 25 30 х 1,5 30,34 14 8 0,3 31 35 42
30 30 35 х 1,5 35,34 15 8 0,3 33 39 47
35 35 40 х 1,5 40,34 15 10 0,3 34 39 49
40 40 45 х 1,5 45,34 15 10 0,3 35 41 52
45 45 50 х 1,5 50,42 17 10 0,3 39 46 59
50 50 55 х 2,0 55,42 17 10 0,3 40 48 62
55 55 60 х 2,0 60,42 17 10 0,3 41 50 65
60 60 65 х 2,0 65,42 17 10 0,3 42 52 67
65 65 75 х 2,0 75,42 17 12 0,5 44 56 74
70 70 80 х 2,0 80,42 20 12 0,5 48 61 80
75 75 85 х 2,0 85,50 22 12 0,5 52 63 84
80 80 90 х 2,0 90,50 23 14 0,5 55 68 89
85 85 95 х 2,0 95,50 24 14 0,5 58 71 93
90 90 100 х 2,0 100,50 25 14 0,5 61 74 100
95 95 105 х 2,0 105,50 25 14 0,5 63 77 104
100 100 110 х 2,0 110,50 26 16 0,5 66 81 108
110 110 120 х 2,0 120,67 31 16 0,5 75 91 119
115* 115 130 х 2,0 130,84 34 18 0,8 82 100 129
125 125 140 х 2,0 140,84 36 18 0,8 88 106 140
135* 135 150 х 2,0 150,84 38 20 0,8 94 ИЗ 148
140 140 160 х 3,0 160,84 39 20 1 99 121 155
150 150 170 х 3,0 170,84 40 22 1 104 128 162
160 160 180 х 3,0 180,84 41 22 1 105 129 169
170 170 190 х 3,0 190,84 42 24 1 109 136 176
180 180 200 х 3,0 200,92 44 24 1 116 144 184
Примечание. / - для подшипников легкой серии 11200; II - для подшипников легкой широкой серии 11500,13500 и средней серии 11300; III -для подшипников средней широкой серии 11600 и 13600.
Таблица 9.8 а
Г айки
—р — н
1 Г*
№ втулки Размеры, мм
резьба <1 $2 /) В1 н Ь Л 1
17 20x1,0 21 32 26,8 6 6 2,5 0,5
20 25x1,5 26 38 32,8 7 6 2,5 0,5
25 30x1,5 31 44 38,8 7 6 2,5 0,5
30 35x1,5 36 52 44,7 8 6 2,5 0,5
35 40x1,5 41 57 49,7 9 6 3 0,5
40 45x1,5 46 64 56,7 10 6 3 0,5
45 50x1,5 51 68 61,7 И 6 3 0,5
50 55x2 57 75 67,7 И 8 3 1,0
55 60x2 62 80 73,7 и 8 3 1,0
60 65x2 67 85 78,6 12 8 3 1,0
65 75x2 77 98 89,6 13 10 3,5 1,0
70 80x2 82 105 94,6 15 10 4 1,0
75 85x2 87 110 101,6 16 10 4 1,0
80 90x2 92 118 109,6 16 10 4 1,0
85 95x2 97 125 114,6 17 10 4,5 1,0
90 100x2 102 130 119,6 18 10 4,5 1,0
95 105x2 107 140 126,5 18 12 5 1,0
100 110x2 112 145 134,5 19 12 5 1,0
110 120x2 122 155 139,5 20 12 5 1,0
115 130x2 132 165 149,5 21 12 6 1,0
125 140x2 142 180 160,5 22 14 6 1,0
135 150x2 152 195 171,5 24 18 7 1,0
140 160x3 163 205 182,5 25 18 7 1,5
150 170x3 173 220 193,4 26 18 7 1,5
160 180x3 183 230 203,4 '27 18 8 1,5
170 190x3 193 240 214,4 28 18 8 1,5
180 200x3 203 250 226,4 29 18 8 1,5
Таблица 9.86
Шайбы
1 1 [ [
№ втулки Размеры, мм
<1 /) а Ъ1 Ь 5
17 20,5 36 27 19 5,8 5,8 1
20 25,5 44 33 23 5,8 5,8 1,25
25 30,5 49 39 28 5,8 5,8 1,25
30 35,5 57 45 33 5,8 5,8 1,25
35 40,5 61 50 38 7,8 5,8 1,25
40 45,5 69 57 43 7,8 5,8 1,2,5
45 50,5 74 62 48 7,8 5,8 1,25
50 55,5 81 68 53 7,8 7,8 1,25
55 60,5 84 74 58 7,8 7,8 1,5
60 65,5 91 79 63 7,8 7,8 1,5
65 76 103 90 71 9,8 9,8 1,5
70 81 ИЗ 95 76 9,8 9,8 1,8
75 86 118 102 81 9,8 9,8 1,8
80 91 124 110 86 11,8 9,8 1,8
85 96 132 115 91 11,8 9,8 1,8
90 101 138 120 96 11,8 9,8 1,8
95 106 144 127 101 11,8 11,8 1,8
100 111 151 135 106 13,8 11,8 1,8
110 121 162 140 116 13,8 11,8 2
115 131 172 150 124 15,8 11,8 2
125 141 189 161 134 15,8 13,8 2
135 151 203 172 144 17,8 17,8 2
140 161 215 183 151 17,8 17,8 2,5
150 171 226 194 161 19,8 17,8 2,5
160 181 236 204 171 19,8 17,8 2,5
170 191 246 215 181 21,8 17,8 2,5
180 201 257 227 191 21,8 17,8 2,5
Роликоподшипник радиальный игольчатый по ГОСТ 4657-75 (рис. 9.9) воспринимает большие, но только радиаль-
ные нагрузки при весьма стесненных радиальных габаритах. Подшипник сепаратора не имеет. Нормально работает в усло-
виях качения в нагруженной зоне и в условиях скольжения в ненагруженной зоне, где тонкие иглы, находясь в слое смазки,
образуют подвижный масляный вкладыш. Для максимального уменьшения радиальных габаритов применяют также иголь-
чатые роликоподшипники с одним наружным кольцом или только в виде комплекта игл. В таких подшипниках посадочные
поверхности вала и корпуса под иглы подвергают закалке до высокой твердости, шлифуют и полируют. Технические харак-
теристики приведены в табл. 9.9.
Таблица 9.9
Роликоподшипники
игольчатые (рис. 9.9)
Условное обозначение подшипника Размер, мм Динамическая грузоподъемность, С, кН Статическая грузоподъемность Со, кН
тип 74000 тип 24000 а в (У/
Сверхлегкая серия п„„ =(8 0...2.5 10*мин' при жидкостной смазке
4074904 - 20 37 17 0,5 25 19,0 15,3
4074905 4024905 25 42 17 30 21,0 17,0
4074907 - 35 55 20 1,0 42 29,0 28,5
4074912 - 60 85 25 1,5 68 58,0 58,5
4074913 - 65 90 25 72 58,5 68,0
4074915 - 75 105 30 85 80,0 86,5
4074916 - 80 110 30 90 83,0 110,0
4074917 - 85 120 35 2,0 100 100,0 120,0
4074918 4024918 90 125 35 105 104,0 124,0
Особолегкая серия п„„ =(8 ,0...2,5) 10* мин' при жидкостной смазке
40744103 4024103 17 35 18 0,5 24 19,3 10,6
40744104 4024104 20 42 22 1,0 28 22,0 17,9
40744105 4024105 25 47 22 1,0 34 25,0 21,7
40744106 4024106 30 55 25 1,5 40 30,0 29,5
40744107 4024107 35 62 27 46 37,2 38,5
40744108 4024108 40 68 28 52 40,8 43,5
40744109 4024109 45 75 30 58 42,0 54,5
40744110 4024110 50 80 30 62 45,0 58,0
40744111 4024111 55 90 35 2,0 70 59,0 72,0
40744112 4024112 60 95 35 75 62,0 77,5
40744113 4024113 65 100 35 80 65,0 82,5
40744114 4024114 70 110 40 88 89,0 117,0
40744115 4024115 75 115 40 92 92,0 122,0
Примечание. Эквивалентные нагрузки на подшипник: динамическая - Р = Гг; статическая Рр = Рг
Г
Тил 97000
Рис. 9.10. Двухрядные радиально-упорные конические подшипники типа 97'000
Двухрядные радиально-упорные конические подшипники типа 97000 по ГОСТ 6364-78 предназначены для вос-
приятия радиальных и двусторонних осевых нагрузок. Заданный радиальный зазор и осевая игра в подшипнике обеспечи-
ваются подшлифовыванием дистанционного кольца, установленного между внутренними кольцами.
Допустимая радиальная нагрузка в 1,7 раза выше, чем радиальная нагрузка у соответствующего однорядного подшип-
ника. Осевая нагрузка подшипников этого типа (а = 10... 17°) не должна превышать 40% от неиспользованной допустимой
радиальной нагрузки, т. е. Ра < Р'г. Технические характеристики приведены в табл. 9.10.
Таблица 9.10
Роликоподшипники радиально-упорные конические двухрядные (рис. 9ЛО)
Условное обозначение подшипника (1 /) Т 1 наиб С г/ а° е Р„ V при V» Г рузоподъемность, кН
<е >е динами- ческая, С статическая, Са
Сверхлегкая серия п,ю = (1,8...1,0)-1(У мин1 при жидкостной смазке
2097930 150 210 85 70 3/1 16 0.42 1.62 2.4 1.59 280.0 390.0
2097936 180 250 95 76 14 0,37 1,84 2,74 1,8 425,0 585,0
2097938 190 260 95 76 14 0,38 1,76 2,62 1,72 480,0 620,0
2097940 200 280 118 97 3,5/1,2 И 0,29 2,35 3,5 2,23 570,0 820,0
Легкая серия п„„ = (6,3...2,8)-105мин 1 при жидкостной смазке
97506 30 62 50 41 1,5/0,5 14 0,37 1,85 2,76 1,81 61,0 54,0
97507 35 72 55 46 2/0,8 13 0,35 1,95 2,90 1,91 86,0 80,0
97508 40 80 55 45 14 0,38 1,77 2,64 1,73 95,0 88,0
97509 45 85 55 45 16 0,42 1,62 2,42 1,59 100,0 83,0
97510 50 90 55 45 16 0,42 1,60 2,39 1,57 105,0 107,0
97511 55 100 60 48 2,5/0,8 13 0,36 1,87 2,79 1,83 136,0 120,0
97512 60 110 65 55 15 0,39 1,72 2,56 1,68 160,0 150,0
97514 70 125 75 62 15 0,39 1,74 2,59 1,70 210,0 200,0
97515 75 130 75 62 15 0,41 1,66 2,47 1,62 220,0 210,0
97516 80 140 80 65 3,0 15 0,40 1,68 2,50 1,64 240,0 245,0
Примечание. Эквивалентные нагрузки на подшипник: динамическая -Р=РГ + УРапри Ра/Рг<е; Р=0,67Рг+ 1'РаПри Ра/Рг>е, статическая Ро=О,5Рг + ?оРа; приРо< Ргпринимают Ро=Р).
Тпп 9Ы9ООО
Рис. 9.11. Роликоподшипник упорный сферический
Роликоподшипник упорный с коническими роликами по ГОСТ 9942-80 воспринимает только осевую нагрузку. Ро-
ликоподшипник упорный сферический (рис. 9.1 Г) наряду с осевой может воспринимать небольшую радиальную нагрузку.
Оба подшипника способны воспринимать большие осевые нагрузки, но быстроходность их низкая, ограничиваемая влияни-
ем на ролики центробежных сил. Для упорных подшипников У=1, причем Рг = 0. Технические характеристики приведены в
табл. 9.11.
Таблица 9.11
Роликоподшипники упорные сферические (рис. 9.11)
Условное обозначение подшип- ника <1 Р <7; Н В: В С 8 Г Грузоподъемность, кН
динами- ческая, С статическая, Са
Легкая серия п„р = С ,6.17//’мин'1 при жидкостной смазке
9039280 400 460 | 540 526 85 81 27 42 212 5 133,0 342,0
Средняя серия пщ = 0.63-10 " мин"1 при жидкостной смазке
9039352 260 329 420 405 95 91 32 45 148 6 2220,0 3130,0
9039364 320 399 500 482 109 105 37 53 180 6 2880,0 4620,0
9039388 440 548 680 655 145 140 49 70 245 8 4000,0 7320,0
Тяжелая серия п„„ = (1,6...1,0)-105мин1 при жидкостной смазке
9039412 60 89 130 123 42 39,5 15 20 38 2,5 267,0 368,0
9039414 70 103 150 142 48 45,5 17 23 44 3 327,0 454,0
9039415 75 109 160 152 51 48 18 24 47 3 350,0 500,0
9039417 85 125 180 170 58 55 21 28 54 3,5 400,0 600,0
9039420 100 146 210 200 67 64 24 32 62 4 540,0 826,0
9039428 140 199 280 268 85 81 31 41 86 5 900,0 1750,0
9039436 180 245 360 305 109 105 39 60 82 6 1500,0 3000,0
9039452 260 354 480 460 132 127 48 64 154 8 2230,0 4790,0
90394/500 500 661 870 830 224 216 81 107 290 12 6220,0 15100,0
Примечание. Эквивалентные осевые нагрузки на подшипник (Рг< 0,55Ра); динамическая Р=1,2РГ + Ра; статическая Ро=2,7Рг + Ра.
9.1.2. МЕТОДИКА ПОДБОРА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Подшипники качения рассчитывают (подбирают) по критерию статической или динамической грузоподъемности (гру-
зоподъемной силы).
Расчет и последующий подбор подшипников осуществляют по таблицам каталогов в зависимости от ряда параметров
их работы: величины нагрузки и направления ее действия на подшипник; характера нагрузки (спокойная, с толчками или
ударами и др.); диаметра цапфы, на которую насаживается подшипник; угловой скорости (частоты вращения) кольца под-
шипника; требуемого срока службы подшипника (его долговечности); окружающей среды и ее температуры; особых требо-
ваний к подшипнику (самоустанавливаемости, свободы перемещения вала в осевом направлении, значений жесткости и
точности вращения и др.) и приемлемой его стоимости.
1. Подшипники качения, вращающиеся кольца которых имеют угловую скорость со<О,1О5 рад/с или частоту вращения
л<1мин рассчитывают, а затем и подбирают по статической грузоподъемности Со (грузоподъемной силе):
Ро<Со, (Г)
где Ро - эквивалентная нагрузка подшипника, Н, определяемая по формуле
Р0=Х0Рг + У0Ра, (2)
где Г и Ра - соответственно радиальная и осевая нагрузки подшипника; Хо и У, - коэффициенты радиальной и осевой
нагрузок (табл. 9.13).
Значения допускаемой статической грузоподъемности Со подшипников (табл. 9.1 - 9.1 Г).
2. При частоте вращения кольца подшипника п > 1 мин '* его подбирают по динамической грузоподъемности С (рас-
чет на долговечность). Для этого вычисляют требуемое значение динамической грузоподъемности Стр (Н или кН) и затем
по таблице подбирают подшипник, у которого табличное значение динамической грузоподъемности С (табл. 9.1-9.1 Г) не
ниже требуемой Стр:
С1РСС. (3)
Требуемое значение динамической грузоподъемности (грузоподъемной силы) определяют по формуле
Стр= (ХУРГ + УРа)Ко Кт ( 6- 10'5пЬь )1/и (4)
где Р = (ХУРГ + УЕа)К-К'| - эквивалентная динамическая нагрузка, Н, для однорядных радиальных шарикоподшипни-
ков и однорядных радиально-упорных шарико- и роликоподшипников;
Р = Рг УК6КТ- для радиальных подшипников с короткими цилиндрическими роликами;
Р = (ХРГ + УРа)К6Кт- для упорно-радиальных подшипников;
Р = РаК6Кт - для упорных подшипников;
X — коэффициент радиальной нагрузки;
У- коэффициент осевой нагрузки;
значения X и У для шарикоподшипников радиальных и радиально-упорных в табл. 9.14; для шарикоподшипников
упорных - табл. 9.15. для роликоподшипников радиальных и радиально-упорных в табл. 9.16; для роликоподшипников
упорных - табл. 9.17;
Рг -фактическая радиальная нагрузка подшипника, Н (рис. 9.12);
Ра - фактическая осевая нагрузка подшипника, Н;
V- коэффициент вращения: V =1,0 - при вращении внутреннего кольца; V =1,2 - при вращении наружного кольца.
Рис. 9.12. Нагрузки, действующие на подшипники
Коэффициенты X и У зависят:
от отношения Ра/(УРГ), которое влияет на распределение нагрузки между телами качения в подшипнике;
от значения е - параметра осевого приложения нагрузки;
от отношения осевой нагрузки подшипника к его статической грузоподъемности Рс)Со.
С увеличением осевой нагрузки Г, при отношении Ра/(УР,-)>е происходит выборка зазора, рабочая зона в подшипнике
возрастает и улучшается распределение нагрузки. В данном случае Р определяют по формуле
Р = (ХУРрУР^К^) при Ра/(УР,-)>е,
(5)
где Р - эквивалентная динамическая нагрузка, Н.
При малых значениях Р„ или при отношении Ра/(УРГ) < е из-за радиального зазора в подшипнике возникает повышен-
ная неравномерность распределение нагрузки между телами качения, при этом осевая нагрузка не учитывается, принимают
Х=1 и У=0, а Р определяют по радиальной нагрузке Г, по формуле
Р = Р-УК.К,,, при Ра/(УР,-) < е.
(6)
К6= 1,0 ... 3,0 - коэффициент безопасности, зависящий от типа механизма, в котором подшипник установлен, и харак-
тера действующей на него нагрузки; К6 = 1,0 при спокойной работе без толчков; К6 = 1,0... 1,2 — при легких толчках и кратко-
временной до 125% перегрузке; К$ = 1,3... 1,8 - при умеренных толчках, вибрационной нагрузке, при перегрузке до 150%
(при расчете редукторов); К6 = 1,8.. .2,5 - при нагрузке со значительными толчками и вибрацией, кратковременной перегруз-
ке до 200%; К6 = 2,3. ..3,0 - при нагрузке с сильными ударами и кратковременной перегрузке до 300%;
К,„ = 1,0 ... 2,0 - температурный коэффициент (табл. 9.14), зависящий от температуры подшипника;
Таблица 9.12
Температурный коэффициент К,я
Г подшипника До 100 125 150 175 200 225 250 300 350
к,„ 1,00 1,05 1,10 1,15 1,25 1,35 1,40 1,60 2,00
п - частота вращения подшипника, мин
Ьь - желаемая или требуемая долговечность подшипника, ч (ресурс - наработка подшипника в часах).
Долговечность подшипника определяют в зависимости от динамической грузоподъемности С, получаемой по табли-
цам каталога подшипников, и эквивалентной динамической нагрузки Р
Ь = (С/Р )р.
(7)
где Р - долговечность подшипника в мин'1, <а, рад/с; р - показатель степени (р =3 для шарикоподшипников и р =10/3
для роликоподшипников).
Формула (7) справедлива при частоте вращения кольца п>10мин'1, но не превышающей предельной частоты вращения
данного подшипника. При п=1=10 мин'1 расчет подшипника производится для п=10 мин'1.
Если формулу (7) решить относительно С, то получим
с = рр4ь
(8)
Из (8) следует, что между долговечностью Ь и динамической грузоподъемностью С существует зависимость, что с
увеличением эквивалентной динамической нагрузки Р вдвое долговечность подшипника уменьшится соответственно в 10
или 8 раз. Поэтому полезно как можно точнее определять действующие нагрузки на подшипники.
Долговечность подшипника, при расчетах, определяют как р,, в часах:
ю6г _ ю6 ГсУ
60/г 60/г Р )
(9)
где Ь,, - ч; Ь - млн. мин'1; п - мин'1.
Для механизмов общего машиностроения обычно принимают У., = (2.. .20) -103 ч. Для подшипников редукторов реко-
мендуют принимать Ь,, = (12.. .25) • 103 ч;
р - величина, зависящая от характера контакта тел качения: для шариковых подшипников а = 3, для роликовых под-
шипников а =10/3.
В этом случае СТ[, можно также определить по формуле:
для шариковых подшипников
с^=р-1[ь или Стр
для роликовых подшипников
=РЬ03 или стр =Р(6Ол1й1О-6)-03.
Таблица 9.13
Значения коэффициентов радиальной Хои осевой У о нагрузок
Тип подшипника Однорядные подшипники Двухрядные подшипники
Хо Хо Хо Хо
Шарикоподшипники радиальные 0,6 0,5 0,6 0,5
Шарикоподшипники радиально-упорные с а°: 18 19 20 25 26 30 35 36 40 0,5 0.43 0,43 0,42 0,38 0,37 0,33 0,29 0,28 0,26 1 0,86 0,86 0,84 076 0Д4 0,66 0,58 0,56 0,52
Шарикоподшипники самоустанавливающиеся и ролико- подшипники самоустанавливающиеся и конические 0,5 0,22 с1§ а 1 0,44 с1§ а
Примечание. Для пары одинаковых однорядных радиально-упорных шарикоподшипников, установленных узкими или широкими торцами колец друг к
другу, применяют те же значения коэффициентов Хои У#, что и для одного двухрядного. Для двух и более одинаковых однорядных радиально-упорных шарико-
подшипников, установленных последовательно (по схеме «тандем»), применяют те же значения коэффициентов Хо и У#, что и для одного такого шарикопод-
шипника.
Таблица 9.14
Значения X и У для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников
а° с0 Однорядные (п=1) Двухрядные (п=2) е
УРГ А ид. > е УРГ А ИД. > е
х V X V х V X V
Шарикоподшипники радиальные
0 0,014 0,028 0,056 0,084 0,11 0,17 0,28 0,42 0,56 1 0 0,56 2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00 1 0 0,56 2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00 0,19 0,22 0,26 0,28 0,30 0,34 0,38 0,42 0,44
Шарикоподшипники радиально-упорные
12 0,014 0,029 0,057 0,086 0,11 0,17 0,29 0,43 0,57 1 0 0,45 1,81 1,62 1,46 1,34 1,22 1,13 1,04 1,01 1,00 1 2,08 1,84 1,60 1,52 1,39 1,30 1,20 1,16 1,16 0,74 2,94 2,63 2,37 2,18 1,98 1,84 1,69 1,64 1,62 0,30 0,34 0,37 0,41 0,45 0,48 0,52 0,54 0,54
Окончание таблицы 9.14
15 0,015 0,029 0,058 0,087 0,120 0,170 0,290 0,440 0,580 1 0 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 2,39 2,28 2,11 2,00 1,93 1,82 1,66 1,63 1,63 0,38 0,40 0,43 0,46 0,47 0,50 0,55 0,56 0,56
18 19 20 1 0 0,45 1,00 1 1,09 0,70 1,63 0,57
24 25 26 1 0 0,41 0,87 1 0,92 0,67 1,41 0,68
30 1 0 0,39 0,76 1 0,78 0,63 1,24 0,80
35 36 1 0 0,37 0,66 1 0,66 0,60 1,07 0,95
40 1 0 0,35 0,57 1 0,55 0,57 0,93 1,14
Шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные
1 0 0,40 0,40 с1§а 1 0,42 с1§а 0,65 0,65 с1§а 1,5 1§а
Примечание. * Для однорядных подшипников при Ра < принимают Х=1 и У=0. УРГ ~е
Таблица 9.15
Значения X и У для шарикоподшипников упорных
а° Однорядные (п=1) Двухрядные (п=2) е
VI с д. > е си VI си V 1С
X V X У X У X У
45 0,66 1,18 0,59 0,66 1,25
50 0,73 1,37 0,57 0,73 1,49
55 0,81 1,60 0,56 0,81 1,79
60 0,92 1,90 0,55 0,92 2,17
65 — — 1,06 1 2,30 0,54 1,06 1 2,68
70 1,28 2,90 0,53 1,28 3,43
75 1,66 3,89 0,52 1,66 4,67
80 2,43 5,86 0,52 2,43 7,09
85 4,80 11,75 0,51 4,80 14,29
Таблица 9.16
Значения X и У для роликоподшипников радиальных и радиально-упорных
а° Однорядные (п= 1) Двухрядные (п=2) е
УРГ ^>е УРГ УРГ ^>е УРГ
X У X У X У X У
(/"=90" 1 0 0,4 0,40 с1§а 1 0,42 с1§а 0,67 0,67 с1§а 1,5 1§а
Таблица 9.17
Значения X и У для роликоподшипников упорных
а° Однорядные (п= 1) Двухрядные (п=2) е
си VI Л си VI ^>е Р,-
X У X У X У X У
а°ф90° - - 1 1,5 1§а 0,67 1 1,5 1§а
Под действием радиальных нагрузок Рг в радиально-упорных подшипниках (шариковых и роликовых) возникают осе-
вые составляющие 5 реакций (рис. 9.13), вычисляемые по формулам:
для шариковых радиально-упорных подшипников
8 = еРг; (10)
для конических роликовых подшипников
5 = 0,83е7ф.
(И)
Следовательно, при расчете радиально-упорных подшипников в формулы по определению Ро (2) и СТ[, (4) вместо Еа
необходимо подставлять суммарную осевую нагрузку Е„, или ЕаВ (табл. 9.18 и рис. 9.13), отражающую влияние внешней
осевой нагрузки Еа и осевых составляющих реакций 8_4 и 8В (рис. 9.13), определяемых как 8 по формулам (10) и (1 Г).
При определении расчетной осевой нагрузки принимают большую по абсолютной величине из двух осевых нагрузок,
получаемых в результате алгебраического суммирования внешних осевых сил и осевых составляющих от радиальных нагру-
зок, работающих в паре подшипников. При этом со знаком «плюс» принимают силы, которые нагружают подшипник, и со
знаком «минус» - силы, разгружающие его.
Рис. 9.13. Силы и их осевые составляющие, влияющие на подбор подшипников
Поскольку обычно подшипники, на которые опирается вал, имеют один и тот же типоразмер, их подбор ведут по
наибольшей статической или динамической грузоподъемности (грузоподъемной силе).
Таблица 9.18
Определение суммарных осевых нагрузок радиально-упорных подшипников (рис. 9.13)
Схема приложения нагрузки Условия приложения нагрузки Суммарные осевые нагрузки
Рис. 9.13, а (враспор) 8а>8в Еа > 0 РаА = §А
ч IV СЛ Л и А 1 СЛ со и ЕаВ = 3А+Ра
Рис. 9.13, б (врастяжку) За < §В1 РаА = $В-Ра
Ра^ Зц §А РаВ = §В
При действии на опоры комбинированной нагрузки (радиальной Ег и осевой С) допускается применение радиальных
шарикоподшипников. Эти подшипники рекомендуется применять при
(Еа/Егт) Ю0%<20...25%
(12)
Основные размеры подшипников качения и значения допускаемых статических и динамических грузоподъемностей
для них указаны в табл. 9.1-9.11, являющихся извлечениями из каталогов.
При определении радиальных реакций сил для шариковых и роликовых радиально-упорных подшипников точку их
приложения (на оси вала) считают в точке пересечения оси вала с нормалью, проведенной к середине контактной площадки
подшипника. Расстояние а (рис. 9.13) от указанных точек до плоскости торцов подшипников определяют по формулам:
для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников
а = 0,5Ъ + 0,25(<1 + П) а ; (13 )
для двухрядных радиально-упорных шарикоподшипников
а = 0,75Ъ + 0,25(й + П)18а; (14)
для однорядных конических роликоподшипников
« = 0,5Т + 0,16(а + П)е (15)
для двухрядных конических роликоподшипников
« = 0,75Т + 0,16(а + П)е,
(16)
где б/. 7). Ъ. Т. а, е - табличные параметры.
При выборе двухрядных радиально-упорных шариковых или конических роликовых подшипников следует учитывать,
что при отношении ЕС/УЕ,. < е динамическая грузоподъемность таких подшипников равна динамической грузоподъемности
однорядного подшипника, умноженной на 20’7 = 1,625 для шариковых и на 2™ = 1,715 для роликовых подшипников.
Если Еа/УЕГ> е. то в этих двухрядных подшипниках будет работать только один ряд тел качения, и величину динами-
ческой грузоподъемности следует принимать, как для однорядного подшипника, следовательно, при Еа/УЕГ > е двухрядные
(сдвоенные) подшипники применять нецелесообразно.
9.1.3. СХЕМА СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В ПЕРЕДАЧАХ С ПОДШИПНИКАМИ КАЧЕНИЯ
На рис. 9.14 - 9.16 представлены схемы сил в зацеплении косозубой цилиндрической, конической и червячной передач
для возможности определения сил, действующих на опоры по табл. 9.19, и затем произвести предварительный выбор под-
шипников по табл. 9.20.
Рис. 9.14. Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи
с направлением линии наклона зуба колеса:
а - левое; б - правое
Рис. 9. 15. Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи
с направлением линии наклона зуба колеса:
а - левое; б - правое
Рис. 9.16. Схема сил в зацеплении червячной передачи
с направлением линии наклона зуба червяка и колеса:
а - левое; б - правое
Таблица 9.19
Расчетные зависимости для определения сил в механических передачах
Вид передачи Силы в зацеплении Значение силы, Н
на шестерне ( червяке) на колесе
Цилиндрическая прямозубая Окружная Р.^Р.2 2Г2 -10 3 Д/2 = , ^2
Радиальная Рг1=Р,-2 В,-2 =р12‘га
Цилиндрическая косозубая Окружная Р.^Р.2 _ 2Т2 -103 л б/2
Радиальная Р,-1=Рг2 _ 1§а ~ 008 р
Осевая Ра1=Ра2 ра2 = р)2^Р
Коническая прямозубая Окружная Р.^Р.2 2Т, -103 Д/2 , а 2
Радиальная Р,-1=0,3 6Рц созд/ Р,2=Ра2
Осевая Ра1=0,36Рц 81п<5/ Р«2=РГ1
Коническая с круговым зубом Окружная Р.^Р.2 р , = 2Т1 -103 12 0,857 с1 е2
Радиальная рг1=рцуг Рг2~Ра1
Осевая Ра1=РцУа Ра2=Рг1
Червячная Окружная 2Т, -10 3 Р,1 = а । 2Т2 -10 3 Р)2 = 7 <72
Радиальная РГ1=РГ2 РГ2 = Р/2‘8а
Осевая Ра1=р12 Р«2=Рц
Плоскоременная Радиальная Г„„=2Р0 вйфаф?)
Клиноременная Радиальная /'„„-21 о вйфаф?)
Поликлиновая Радиальная /'„„-21 о вйфаф?)
Цепная Радиальная /'„„ — 1<и1 + 2Р0
Муфта на приводном валу Радиальная Рм 1 = ГГ- 125 ГГ
Муфта на тихоходном валу Радиальная Гм 2 = 125 ^2 ~ для зубчатых передач
Гм 2 = 250 ~ для червячных передач
Примечание. Величины, входящие в формулы:
Т1 и Т2 - вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах редуктора, Н;
(11 ,(12 и (1е2 - делительные диаметры шестерни, червяка и колеса червячной (цилиндрической) передачи и внешний делительный диаметр колеса конической
передачи, мм;
р -угол наклона зубьев цилиндрических косозубых колес;
уг = (0,44соз 61 - 0,7ып 61)-коэффициент радиальной силы;
уа = (0,44ып 61 +0,7 соз 61)-коэффициент осевой силы, где 61 -угол делительного конуса конической шестерни; ГМ - определяется после выбора муфты._
Вычисленные значения составляющих радиальных и осевых сил используют для вычисления суммарных радиальных
реакций, Н, по формулам:
КА - + ДЦг ’ Кв - +КВу ’ КС - ^Г, +КСу ’ Л)А + А Ду '
(17)
Полученные значения суммарных радиальных реакций используют для определения требуемого значения динамиче-
ской грузоподъемности Стр при подборе подшипников.
9.1.4. НАГРУЗКИ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА ОПОРЫ С ПОДШИПНИКАМИ КАЧЕНИЯ В МЕХАНИЗМЕ
Для определения нагрузки на подшипники необходимо рассмотреть схему механизма и схему действующих сил в за-
цеплении и на концах валов - консольные силы. Это позволит определить окружные сильфЕ^, а также радиальные (Ег) и осе-
вые (Еа) составляющие сил, действующих на опоры, по которым затем можно будет подобрать подшипники для опор.
При этом следует учесть, что в зацеплении направление действия силы Р,,. приложенной к шестерне, не совпадает с
направлением действия вращающего момента Т/ , приложенного к входному (быстроходному) валу. На ведомом валу
направление действия силы Р12, приложенной к колесу, совпадает с направлением действия вращающего момента Т2 , при-
ложенного к выходному (тихоходному) валу.
Радиальные (Ег) и осевые (Еа) силы, составляющие реакций опор быстроходного и тихоходного валов, должны быть
направлены противоположно направлению окружных (Рг1 и Рг2) и радиальных [Р„ и Р,2) сил в зацеплении (рис. 9.17).
Консольная сила от ременной (цепной) передачи Р°„ перпендикулярна к оси вала и может быть направлена под любым
углом 9 к горизонту. При наклонном положении передачи силу Р„„ необходимо разложить на вертикальную Ру и горизон-
тальную Рх составляющие (рис. 9.17) и определить их значения.
Консольная сила от муфты Ри перпендикулярна к оси вала, но ее направление в отношении окружной силы Р, может
быть любым. Однако рекомендуют принять худший случай приложения нагрузки, когда сила Рм направлена противополож-
но силе Р,. что увеличит нагрузку на вал.
Рис. 9.17. Схема для определения нагрузок на опоры цилиндрической зубчатой передачи
Фактическая радиальная нагрузка на опоры цилиндрической шестерни (рис. 9.17)
Опора А Опора В
_ О,5^Л-О,5^,е7, /. Р
_0,5РпР-РтРт ЛАх - _0,5Р11Р-Рт(Р+Рт) ЛВх
Фактическая радиальная нагрузка на опоры колеса (рис. 9.17)
Опора С Опора О
ь _0,5ДД-ДД„-0,5Д/2 /.
_Д(Д,+7) + 0,5ДД ^Ох ь
А В СГ) [_ - расстояние между опорами; Ьоп - длина консоли цепной передачи; Ьт - длина консоли муфты.
Рис. 9.18. Схема для определения нагрузок на опоры конической зубчатой передачи
Фактическая радиальная нагрузка на опоры конической шестерни (рис. 9.18)
Опора А Опора В
к Ррр + Р-Р„(Г + Гоп)-0,5Ра1р ги(д + л)-о,5га|л-г0„(4„+2:)
Ах ь ^,1(11+0
Фактическая радиальная нагрузка на опоры конического колеса (рис. 9.18)
Опора С Опора В
_Рг2Ь, + 0,5Ра2А2 СУ Р + Р _ Рг2Р-0,5Ра2(12 Р + Ь.
Г/Лр+Рщрп Я-Сх 22+23 п ^72-^2 + Р'т (-^2 + -^3 + ) Г 4- Г Р + Аз
Ь1 - длина консоли конической шестерни; Ь = АВ; Ьоп - длина консоли клиновой передачи; Ь2 - расстояние от опоры С
до колеса; Ь3-расстояние от колеса до опоры В; Ьт- длина консоли муфты.
Рис. 9.19. Схема для определения нагрузок на опоры червячной зубчатой передачи
Фактическая радиальная нагрузка на опоры червяка (рис. 9.19)
Опора А Опора В
Рг1р2 -0,5Рар1 А у ~ Р+Р _Рг,Ь,+0,5Ра^ ^Вх Т г + Л2
п РцР -РцЛР+Р +ьт'1 Кау- РцР+Рц^ш Кву= Р+Р
Фактическая радиальная нагрузка на опоры червячного колеса (рис. 9.19)
Опора С Опора В
д роп(рп +Дз +24) +73.224-0.573,2^2 СХ Р+Р „ _^2Д-Аго„2оп+0,573а,б(, т т Р + А»
„ Роп Роп + 23 + 24) + рор К.г7 Р+Р Р12Р3-Р1о„1оп Г 4- Г Р + Ьц
Ь1 - расстояние от опоры А до линии, проходящей через полюс зацепления с червячным колесом; Ь2 - расстояние от
линии, проходящей через полюс зацепления, до опоры В; Ьоп - длина консоли от опоры С до шкива; Ь3 - расстояние от опо-
ры С до линии, проходящей через полюс зацепления с червяком; Ь4 - расстояние от линии, проходящей через полюс зацеп-
ления, до опоры В; Ьт-длина консоли от опоры А до муфты.
В полученные зависимости подставляют значения из табл. 9.20 , которые соответствуют типу передачи.
Таблица 9.20
Пример предварительного выбора подшипников
Передача Вал Тип подшипника Серия Угол контакта Схема установки
Цилиндрическая косозубая Б Радиальные шариковые однорядные при а , >200 мм Средняя (легкая) С одной фиксирующей опорой
При Ра < ? - радиальные шариковые г однорядные; При Ра ? - - роликовые конические типа 7000 Легкая (средняя) Враспор
Т Легкая а=11-160 для типа 7000
Коническая Б Роликовые конические типа 7000 или 27000, при П] < 1500 мин'1 Легкая (средняя) 0=11-16° для типа 7000; а=25-29° для типа 27000; о=26° для типа 46000 Врастяжку
Радиально-упорные шариковые типа 46000 при п, >1500 об/мин
Т Роликовые конические типа 7000 Легкая Враспор
Червячная Б Радиально-упорные шариковые типа 46000; роликовые конические типа 27000; радиаль- ные шариковые однорядные при > 160 мм Средняя 0=11-16° для типа 7000; а=25-29° для типа 27000 о=12° для типа 36000; о = 26° для типа 46000 С одной фиксирую- щей опорой
Конические роликовые типа 7000 или ради- ально-упорные шариковые типа 36000 при а^<160 мм Враспор
Т Роликовые конические типа 7000 Легкая
Примечание. Б - вал быстроходный; Т - вал тихоходный. Кг- радиальная нагрузка подшипника; Ба- осевая сила в зацеплении, а№- межосевое расстояние
передачи; п/ - частота быстроходного вала.
Пример выбора и проверки на долговечность подшипников редуктора
Для редуктора привода ленточного транспортера имеем: Р, = 3750 Н, Рг = 1400 Н и Ра = 830 Н; из первого этапа ком-
поновки /у = 82 мм; (7у= 66,6 мм, д2= 333,3 мм; частота вращения ведущего вала 974 мин'1, ведомого вала - 194 мин'1.
Ведущий вал (рис. 9.20)
Рис. 9.20. Расчетная схема ведущего вала
Реакции опор:
в плоскости хг
Кх1= ^2= РД = 3750/2 = 1875 Н;
в плоскости ул
_Д./1 + 0,5Г/, _ 1400-82 + 0.5-830-66.6
'' " 2/, " 2-82
, _ Д7, -0,5ГД _ 1400-82-0.5-830-66.6
” 21, ~ 2-82
Проверка
Суммарные реакции:
Ку, + Ку2- Рг= 868+532-1400 = 0.
Р,1 = +7?'2' = ^18752 +8682 = 2060Я;
р,2 = 7Л>'- + 7?А = ''А875' +5322 = 1960Я.
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 ( табл. 9.1): б/ 40 мм; 7) 90 мм; В = 23 мм; С = 31,3 кН и Со =
22,0 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле (3)
Р3 = (ХУР,, + ЖЯЯ.
где радиальная нагрузка Рг1 =2060 Н; осевая нагрузка Ра = Ра = 830 Н; V- 1 (вращается внутреннее кольцо); для приво-
дов ленточных конвейеров КЙ =1; К„= 1.
Отношение Р« _ 830 _ ;
С„ 22400 ’
этой величине (по табл. 9.Г) соответствуете = 0,23.
Отношение - д 403 > е < Х = и I-88-
Рг1 2060 ’
Р3 = (0,56 • 2060 + 1,88 • 830) = 2700 Н.
Расчетная долговечность, млн. об., формула (7)
, ГсТ Г41,о-ю3'Т
!. = — = ---------— ж 3500млн.об.
1^,1 27-10' ,1
Расчетная долговечность, ч
_Я106
60п
3500-106
60-974
~60-10’ч.
Ведомый вал (рис. 9.21)
Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: Я, = 3750 Н;
р. = 1400 Н и Ра = 830 Н. Нагрузка на вал от цепной передачи Рв - 5126 Н.
Рис. 9.21. Расчетная схема ведомого вала
Составляющие этой нагрузки
РВх = РВ}, = Рв мп у = 5126 8ш 45° = 3600 Н.
Из первого этапа компоновки /2 = 82 мм и /3 = 82 мм.
Реакции опор:
в плоскости хс
, _Г/2~ДД _ 3750-82-3600-82
' ' “ 2Л ~ 282
Р, I, + (21, +1,) _ 3750 • 82 + 3600 • 3 • 82
2Л ~ Д§2
Проверка
в плоскости ух
Кх3 +Кх4- (Р1+Рвх) = 75+7275-(3750+3600) = 0.
С,7, -0.5Г//, +Г81,/3 1400-82-0.5-333.3+ 3600-82
2Л “ 2~82
-Д.Л-0.5Г/.+ГД2Л+/., -1400 82 - 0.5 830 333,3 + 3600-3-82 1о„тт
=-------------------------=----------------------------------= 3 о/ 5Н.
2/, 2-82
Проверка
Ку3+Рву- (Рг+Ку4)= 1675+3600 - (1400+3875)=0.
Суммарные реакции:
р,з = = з/752 +16752 = 1680Н;
Д4 = 7^4+С = л/72752 +38752 = 8200Н.
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4. Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии (табл.
9.1): </=60 мм; О = 130 мм; В = 31 мм; С = 81,9 кН и Со = 48,0 кН.
Отношение _ 830 _ ц ц уэ ;
Со 48000
этой величине (табл. 9.9) соответствует е ~ 0,20 (получаем, интерполируя).
Р 830
Отношение —— =-----= 0,105 < е
РгА 8200
Поэтому Х=1, VI) в результате Р, =Рг4УКбК,,='&100-1-1,2-1=9840 Н ( КЙ = 1,2, т.к. цепная передача создает неравно-
мерность нагрузки).
Расчетная долговечность, млн. об., формула ( 7)
81,9-10'
98,4-10:
® 570млн.об.
Расчетная долговечность, ч
Т С-106
Ьъ =------
60и
570-Ю6
60-194
к 50-103ч
5
где п = 194 мин'1 - частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но
не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники 308 ве-
дущего вала имеют ресурс Д, = 60-103 ч, а подшипники 312 ведомого вала имеют ресурс Д 50-1 О’ ч.
9.1.5. ПРЕДЕЛЬНАЯ БЫСТРОХОДНОСТЬ ПОДШИПНИКА КАЧЕНИЯ
Предельная быстроходность подшипника качения ограничивается указанной в каталоге предельной частотой враще-
ния щр.Это наибольшая частота вращения, за пределами которой расчетная долговечность не гарантируется. Исследования-
ми установлено, что интенсивность износа и потери на трение в подшипниках качения связаны с окружной скоростью. По-
этому для оценки предельной быстроходности принят условный скоростной параметр (пропорциональной окружной скоро-
сти).
| Г),Г|П С0П81,
( 18)
где Д„ - диаметр окружности центров тел качения, мм; п - частота вращения, мин'1.
Допускаемое значение [Птп] зависит от конструктивных и эксплуатационных параметров: от типа подшипника, типа
сепаратора, класса точности, типа смазки и др.
При известном [Птп] определяют п|;[, для каждого проверяемого типоразмера подшипника.
Предельная частота вращения подшипника качения, мин'1, определяет предел по частоте вращения, превышение кото-
рого не обеспечивает расчетный срок службы подшипника
(ДЖ
д
О
( 19)
где - скоростной коэффициент, наименьшие значения которого в зависимости от типа подшипника и вида смазоч-
ного материала приведены в табл. 9.21. Значения даны для шариковых и роликовых подшипников общего применения
со стальным штампованным сепаратором и работающих при температуре не выше 100 °С;
К - коэффициент, учитывающий влияние воспринимаемой подшипником нагрузки и определяемый в зависимости от
долговечности подшипника К, по графику на рис. 9.22;
/)„ - диаметр окружности, проходящей через центры тел качения.
Таблица 9.21
Значения скоростного параметра Воп
Тип подшипника Значения Юоп-10 '5, мин’1, для смазочного материала
пластичного ЖИДКОГО
Шариковый радиальный: однорядный 4,5 5,5
однорядный с защитными шайбами 4,0 -
двухрядный сферический 4,0 5,5
Шариковый радиально-упорный однорядный с углом контакта а: а=26° 4,0 5,5
а =36° 3,2 4,4
Шариковый упорный одинарный 1,3 1,8
Роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами 3,5 4,0
Роликовый радиально-упорный конический: однорядный двухрядный 2,5 3,0
2,0 2,5
Рис. 9.22. Г рафик для определения коэффициента К,
учитывающего влияние долговечности на предельную частоту вращения подшипника
В табл. 9.1 - 9.11 даны предельные значения частот вращения для подшипников с обычными для данных типов кон-
струкциями сепараторов.
Для подшипников некоторых типов можно достигнуть более высоких частот вращения вследствие применения под-
шипников более высокого класса точности с сепараторами, изготовленными из цветных металлов или текстолита. При ис-
пользовании подшипников класса точности 6 и 5 с массивными сепараторами из цветных металлов частоту их вращения
можно повысить примерно в 1,5 раза, а применение подшипников классов точности 4 или 2 с текстолитовыми сепараторами
позволяет почти вдвое увеличить частоту вращения по сравнению с данными таблиц.
Повышения предельной частоты вращения нельзя достигнуть только применением подшипников высокого класса точ-
ности. Необходимо также предъявить более высокие требования к качеству изготовления, монтажа и эксплуатации подшип-
никовых узлов в целом.
Поэтому при проектировании механизма необходимо предусмотреть следующее:
- выбрать систему смазки, которая обеспечивала бы поступление масла непосредственно на поверхности контакта тел
и дорожек качения, а также к центрирующейся по кольцам подшипника поверхности сепаратора;
- предусмотреть свободное пространство у подшипников и достаточное сечение каналов, отводящих масло с тем, что-
бы избежать перемешивания смазки;
- обеспечить тщательное динамическое балансирование вращающихся частей подшипникового узла;
- предусмотреть более высокую точность изготовления деталей подшипникового узла;
- обеспечить строгую соосность посадочных мест.
Предпочтительно выполнять для обоих подшипников одно сквозное отверстие (без уступов) в корпусе, что позволит
обработать посадочные места с одного установа напроход; предусмотреть более плотную посадку вращающихся колец по
сравнению с посадкой подшипников, работающих с умеренными скоростями вращения; применять подшипники с больши-
ми зазорами, чтобы компенсировать влияние высокой температуры в узле.
9.1.6. РАСЧЕТ ОСЕВОЙ НАГРУЗКИ НА УПОРНЫЕ ПОДШИПНИКИ
При большой частоте вращения и при отсутствии (или при незначительной величине этого усилия) в результате дей-
ствия центробежных и гироскопических сил может происходить проскальзывание шариков или роликов относительно до-
рожек качения, что приводит к повреждению рабочих поверхностей подшипника. Предотвратить это явление можно с по-
мощью предварительного натяга, т. е. приложить к подшипнику постоянную осевую нагрузку.
Минимальная величина этой нагрузки Г,,,,,,, для упорных подшипников:
шариковых
роликовых сферических
Ра„ш, =А(п/1000)2,
Рат<„> (Со/ЮОО) = 1.8РГ + А(п/1000)2 .
где Ратт- минимальная осевая нагрузка, Н; Р, - радиальная нагрузка на подшипник, Н; Со - статическая грузоподъем-
ность подшипника, Н; п - частота вращения подшипника, мин'1; А - коэффициент минимальной осевой нагрузки; числовые
значения коэффициента А для упорных подшипников шариковых и роликовых сферических даны соответственно в табл.
9.22 и 9.23.
Таблица 9.22
Значения коэффициента А минимальной оеевой нагрузки на упорные шариковые подшипники
<1, мм А для подшипника серии <1, мм А для подшипника серии
8100 8200 8300 8400 8100 8200 8300 8400
10 0,63 0,92 — 110 290 1 100 2 700 —
12 0,82 1,2 — — 120 510 1 200 4 100 —
15 1,0 2,1 — — 130 660 2 000 4 800 17 000
17 1,2 — — — 140 760 2 300 — —
20 2,2 5,1 — — 150 860 2 800 7 800 —
25 4,2 9,4 17 — 160 970 — — —
30 5,7 И 27 — 170 1 400 — — —
35 7,3 23 39 — 180 1500 4 600 15 000 —
40 13 33 78 — 200 2 500 7 400 30 400 —
45 17 38 99 — 220 2 900 8 500 — —
50 20 54 150 — 240 5 200 — — —
55 31 99 260 — 260 5 900 — — —
60 41 110 310 — 280 9 900 21 000 — —
65 50 130 310 — 300 — 40 000 — —
70 63 130 440 — 320 17 000 — — —
75 78 150 590 — 340 19 000 47 000 — —
80 85 190 690 — 360 21 000 78 000 — —
85 92 290 940 — 400 25 000 — — —
90 120 470 1300 — 500 59 500 — — —
100 240 640 1900 6 100
Таблица 9.23
Значения коэффициента А минимальной осевой нагрузки на упорные роликовые сферические подшипники_
Условное обозначение подшипника А Условное обозначение подшипника А
9039280 7000 9039420 590
9039352 5700 9039426 1 600
9039364 9800 9039428 1800
9039412 83 9039436 4 700
9039414 140 9039452 13 000
9039415 190 90394/500 130 000
9039417 300
Для упорных шарикоподшипников при условии, что рабочая осевая нагрузка не превышает 0,0016Со и при удовлетво-
рительных условиях смазки, применять предварительную осевую нагрузку не обязательно, потому что проскальзывание
шариков относительно дорожек качения не приводит к повреждению рабочих поверхностей.
9.1.7. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ НАТЯГ В ОПОРАХ С ПОДШИПНИКАМИ КАЧЕНИЯ
Зазоры в подшипниках и упругие деформации его деталей при работе под действием нагрузки вызывают осевые и ра-
диальные вибрации вала, которые в ряде машин и механизмов недопустимы. Жесткость опор на подшипниках качения мо-
жет быть значительно повышена при создании предварительного натяга. В обычных подшипниках относительное осевое
смещение колец под действием осевой нагрузки слагается из свободного перемещения в пределах имеющейся в подшипнике
осевой игры, а также от упругой деформации рабочих поверхностей в местах контакта тел качения с дорожками качения.
Сущность предварительного натяга заключается в том, что пара подшипников получает предварительную осевую нагрузку,
которая ликвидирует осевую игру в комплекте, создавая начальную упругую деформацию в местах контакта рабочих по-
верхностей колец с телами качения. Если затем к подшипнику приложить рабочую осевую нагрузку, то относительное пе-
ремещение его колец вследствие дополнительной деформации рабочих поверхностей будет значительно меньше, чем до
создания предварительного натяга.
Рис. 9.23. Опора на подшипниках с предварительным натягом
до (а) и после (б) приложения рабочей осевой нагрузки А
Предварительный натяг вызывает одинаковую деформацию в обоих подшипниках, а вал на участке установки пары
подшипников испытывает растяжение от нагрузки А„ (рис. 9.23, а).
После приложения рабочей осевой нагрузки А увеличивается нагрузка на подшипник I (рис. 9.23, б) и уменьшается
нагрузка на подшипник 2. а растягивающее усилие на валу уменьшается на величину Т. В результате давление на шарики
подшипника 2 составит А„ - Т, а давление на шарики подшипника 1 будет А + Ао - Т. По мере увеличения осевой рабочей
нагрузки А при определенном соотношении сил подшипник 2 и вал будут полностью разгружены от усилия, а подшипник 1
будет находиться только под действием внешней осевой нагрузки А.
Предварительный натяг увеличивает внутреннее трение в подшипниках (особенно конических), однако под действием
рабочей нагрузки создание предварительного натяга на внутреннее трение практически не влияет.
По мере износа тел и дорожек качения в процессе эксплуатации предварительный натяг будет уменьшаться, и если не
принять соответствующие меры, то в подшипнике образуется осевая игра. Для сохранения в подшипниковых узлах предва-
рительного натяга в процессе эксплуатации, предусматривают в них компенсирующие устройства, поддерживающие пред-
варительный натяг на постоянном уровне, что сохраняет работоспособность механизма (шлифовального шпинделя станка).
Минимальный предварительный натяг для радиально-упорных подшипников
АОтт= 1,58 1§а Рг± 0,5Ра. ( 20)
где Рг - радиальная нагрузка на подшипник, Н; Ра - осевая нагрузка, Н; а° - угол контакта.
Знак + относится к подшипнику, воспринимающему действующую осевую нагрузку; знак - к подшипнику, который
под действием внешней осевой нагрузки разгружается от усилий предварительного натяга. Усилие предварительного натяга
АОт/„ выбирают по наибольшему из двух полученных значений.
Предварительный натяг подшипников обычно заключается в принудительном смещении одного из колец подшипника
в осевом направлении относительно другого кольца на величину, соответствующую требуемому предварительному натягу.
Это достигается приложением постоянной предварительной нагрузки.
С предварительным натягом устанавливают подшипники шариковые радиальные, радиально-упорные, роликовые ко-
нические, а также подшипники с короткими цилиндрическими роликами типа 3182000, монтируемые на конусную шейку
вала с натягом, способным вызвать расширение внутреннего кольца и полностью ликвидировать в подшипнике радиальный
зазор.
Основные методы создания предварительного натяга у радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников выпол-
няются при помощи прокладок или втулок разной длины (рис. 9.24, а),
а) б)
Рис. 9.24. Создание предварительного натяга с помощью:
а - втулок различной длины; б - пружин
путем осевого смещения наружных или внутренних колец; с помощью пружин, опирающихся на кольцо подшипника
(рис. 9.24, б); регулирующей гайкой (рис. 9.24, а), доведенной до соприкосновения с кольцом подшипника и затем заверну-
той на заранее установленный угол, исходя из требуемого осевого смещения кольца, или крышкой. Сборка должна быть
выполнена с учетом компенсации погрешностей колец подшипников.
Например, все мероприятия, связанные с созданием предварительного натяга в конструкциях на высокоточных под-
шипниках, например, для шпинделей станков, объединяются в понятие - дуплексация подшипников. В дуплексацию под-
шипников входит подбор комплекта или доводка шариковых радиально-упорных подшипников, доработка посадочных по-
верхностей деталей, которые их соединяют или обеспечивают выбор зазоров и создание предварительного натяга в подшип-
никах.
При дуплексации подшипников точность сопрягаемых с подшипниками деталей должна соответствовать точности
применяемых в сборке подшипников. Например, цилиндричность и конусность отверстия шариковых радиально-упорных
подшипников для внутришлифовального шпинделя станка, параллельность беговой дорожки и торцов, радиальное биение и
параллельность торцов подшипников не более 0.5 мкм. Допуск точности шариков по размеру и форме - не более 0,125 мкм.
Разброс угла контакта шариков с дорожками качения - не более 1-2° у пары подшипников. Эти параметры проверяются и по
результатам проверки подбираются пары подшипников с примерно одинаковыми параметрами.
При монтаже с дуплексацией этой пары подшипников, как правило, необходимо обеспечить точность посадочных ше-
ек на шпинделе и посадочных отверстий в корпусе под подшипники - круглость - 0,5-2 мкм, овальность - 1-3 мкм, радиаль-
ное биение относительно оси 1-2 мкм, несоосность отверстий под подшипники: в корпусе 2 мкм на длине 400 мм, шерохова-
тость поверхности Ка 0,025-0,1 мкм. Эти параметры или другие, определяемые техническими условиями, должны быть
проверены перед сборкой.
В зависимости от радиального размера подшипников величина осевого усилия, которым обеспечивается предвари-
тельный натяг подшипников, может изменяться по техническим условиям от 30 до 60 кГ.
При монтаже подшипников с дуплексацией следует придерживаться следующих рекомендаций, которые задаются в
технических условиях:
- подшипники должны подбираться парами, с примерно одинаковыми параметрами;
- максимумы радиального биения внутренних колец подшипников и максимум радиального биения посадочной шей-
ки вала, на которую должны быть смонтированы кольца подшипников, должны быть направлены в противоположные сто-
роны, а максимальное торцовое биение колец подшипников должно быть направлено в сторону, противоположную макси-
мальному торцовому биению заплечиков валов;
- наружные кольца подшипников следует устанавливать в посадочные отверстия корпуса так, чтобы максимумы ради-
ального биения всех подшипников были направлены в одну сторону.
Предварительный натяг подшипников может осуществляться различными способами. Для этого применяют дистан-
ционные кольца между внутренними и наружными кольцами подшипников, тарельчатые, а чаще, прорезные пружины и др.,
которые компенсируют износ, исключают деформацию деталей подшипников в сборочной единице и сохраняют их геомет-
рические параметры.
9.1.8. РАСЧЕТ ПОТЕРЬ НА ТРЕНИЕ В ПОДШИПНИКАХ
Трение в подшипнике качения зависит от его конструкции, а также от величины нагрузки, условий смазки, частоты
вращения. Момент трения (Н-мм) при эквивалентной нагрузке Р > 0,1 С, нормальных условиях работы и при соответствую-
щей смазке с достаточной точностью
М = цРс1/2.
где - коэффициент трения, определяемый в зависимости от типа подшипника по табл. 9.24; Р - эквивалентная
нагрузка на подшипник, Н; б - диаметр отверстия подшипника, мм.
В приведенной выше формуле не учитывается трение в уплотняющем устройстве.
Таблица 9.24
Коэффициент трения // в подшипниках качения
Тип подшипника Коэффициент трения, //
Шариковый радиальный:
однорадный двухрядный сферический 0,0015 0,001
Шариковый радиально-упорный однорядный 0,002
Роликовый радиальный: однорядный с цилиндрическими роликами 0,0011
игольчатый бессепараторный 0,0025
двухрядный сферический 0,0018
Роликовый радиально-упорный конический 0,0018
Шариковый упорный 0,0013
Роликовый упорный: с цилиндрическими роликами 0,004
сферический 0,0018
Момент трения (Н-мм) при более точных расчетах:
М = Мо + М].
где М„ - момент трения, зависящий от типа подшипника; - момент трения, зависящий от нагрузки на подшипник.
Момент Ма (Н-мм), достигающий значительной величины при высокой частоте вращения и относительно небольших
нагрузках, возникает в основном от гидродинамических потерь в смазке. Этот момент, зависящий от условий смазки и ее
вязкости:
при VII >2000
,, тл—7 г ,2/3 р.3
М0=10 /О(УН) Ио
при г«<2000
Мп = 160 10 7 ГОп ’
где Но - средний диаметр подшипника |Л>„ = (с1 + О)/2]; /0 - коэффициент, зависящий от типа подшипника и условий
смазки (табл. 9.25); п - частота вращения подшипника, мин'1; г - кинематическая вязкость смазки (при пластичной смазке -
вязкость базового масла), мм2/с.
Момент М] (Н-мм) особенно велик при малой частоте вращения тяжелонагруженных подшипников. Значение М] зави-
сит от размеров деформации и проскальзывания в площадке контакта тел качения и определяется по формуле
М/=/1 Р11,:.
где // - коэффициент, зависящий от типа подшипника и степени его нагруженности (табл. 9.26); - коэффициент, за-
висящий от соотношения радиальной и осевой нагрузок, воспринимаемых подшипником (табл. 9.26).
Таблица 9.25
Значения коэффициента
Подшипник Значения/0 при смазывании
масляным туманом Пластичной смазкой, в масляной ванне ( горизонтальный вал) в масляной ванне, впрыскиванием (вертикальный вал)
Шариковый радиальный однорядный и двухрядный сферический 0,7-1 1,5-2 3-4
Шариковый радиально-упорный однорядный 1 2 4
двухрядный 2 4 8
Радиальный с цилиндрическими роликами: игольчатый 1-1,5 2-3 4-6
однорядный 3-6 6-12 12-24
двухрядный 6-10 12-20 24-40
двухрядный сферический 2-3 4-6 8-12
Роликовый радиально-упорный конический 1,5-2 3-4 6-8
Шариковый упорный 0,7-1 1,5-2 3-4
Роликовый упорный: с цилиндрическими роликами — 2 4
сферический — 3-4 6-8
Примечание. Меныиие значения /оданы для более легких серий.
Таблица 9.26
Значения коэффициентови
Подшипник
Шариковый радиальный: однорядный 0,0009 (Р/Со)0,55 (2-3)77-0,17у’2
двухрядный сферический 0,0003 -(Р/ Со)0"4 1.44/-',, -0,1Е,.
Шариковый радиально-упорный: однорядный 0,0013- (77 Со)0’33 77=0,1/7
двухрядный 0,001 -(77 С0)°’33 1,4/7 -0,1/7-
Радиальный: с цилиндрическими роликами или игольчатый 0,00025 - 0,0003 *3 Р,- ( если Ра = 0)
двухрядный сферический 0,0004-0,0005 *3 1,24Ра
Роликовый радиально-упорный конический 0,0004-0,0005 *3 24Ра
Шариковый упорный О,ОО12-(Р/Со)0’33 Ра
Роликовый упорный: с цилиндрическими роликами 0,0018 Ра
сферический 0,0005-0,0006 Ра(Ргт!а<0,^Ра)
Примечания: * ' При < Р, следует принимать §]Р = Рг * 2 Меньшие значения в скобках принимать при большой осевой нагрузке (Ра/Со ~1), большие - при умеренных осевых нагрузках (Р^Со^ 0,1). * 3 Меньшие значенияданы для более легких серий подшипников. Обозначения: Со- статическая грузоподъемность подшипника, Н; Рг- радиальная нагрузка, Н; Ра - осевая нагрузка, Н; V - коэффициент осевой нагрузки при М>е.
Пусковой момент трения рекомендуется принимать равным удвоенному моменту М]. Для конических роликоподшип-
ников типа 7600 и упорных сферических роликоподшипников пусковой момент может достигать большей величины.
Пример
Определить момент трения в радиальном подшипнике 32209 с цилиндрическими роликами, установленном на гори-
зонтальном валу и воспринимающем радиальную нагрузку.
Рт = 5000 Н при частоте вращения п = 10000 мин'1. Смазку подшипника производят в масляной ванне. Кинематическая
вязкость смазки г = 20 мм7с. Средний диаметр подшипника По= 65 мм.
Момент трения, зависящий от типа подшипника, при т> =10 000-20 = 200 000 и/0 = 2 (табл. 9.25)
Ма = 10 7/о(уп)2/3По3 = 10'7-2(200 ООО)2 3 653 = 188,5 Н мм.
Момент трения, зависящий от нагрузки на подшипник, при/}= 0,0003 (табл. 9.26)
е,Р = Р,
М!=/181РПо = 0,0003-5000-65 = 97,5 Н мм.
Момент трения
М=М0 + М1 = 188,5 + 97,5 = 286 Н-мм
9.2. УСТАНОВКА ПОДШИПНИКОВ НА ВАЛ И В КОРПУС
9.2.1. КОНСТРУКЦИЯ МЕСТ ВАЛА И КОРПУСА ПОД ШАРИКОПОДШИПНИКИ
Кольца подшипников являются весьма нежесткими деталями. При продвижении подшипника по валу внутреннее его
кольцо под действием неравномерно приложенных внешних сил и сил трения может деформироваться. Чтобы выправить
положение подшипника, внутреннее его кольцо следует довести до упора и прижать к буртику вала. Очевидно, что буртик
вала должен быть выполнен строго по чертежу перпендикулярно к оси посадочной шейки вала.
Рис 9.25. Схема установки шарикоподшипника в корпус (а) и на вал (б, в)
Упорные буртики на валах и в отверстиях корпусов или стаканов (рис. 9.25) должны быть такой высоты I, чтобы торцы
колец подшипников имели достаточно хорошую опорную поверхность и при работе не касались сепаратора подшипника.
Поэтому упорные буртики не должны быть чрезмерно большими. В табл. 9.27 указана наименьшая высота заплечиков в
зависимости от размера радиуса г на торце наружного или внутреннего посадочного диаметра подшипника
Таблица 9.27
Наименьшая высота заплечика 1т(п
Номинальное значение радиуса г на торце посадочного диаметра подшипника 0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 4
Наименьшая высота заплечика /т;п 1 2,5 3 3,5 4,5 5 6 7
Высота заплечиков ГтЬ определяется размером радиуса г посадочного диаметра подшипника
?тт=(1,4^1,5)г.
Числовые значения радиуса г на торце посадочного диаметра подшипника для каждого типа и размера подшипника
приведены в каталогах подшипников и в табл. 9.1 - 9.11.
Высота заплечика может быть больше /|ГИ||. Однако увеличение I по сравнению с /|ГИ|| ограничивается условиями демон-
тажа. Минимальная высота заплечиков для возможности захвата съемником за кольцо подшипника при его демонтаже оди-
накова для наружного и внутреннего колец подшипника (рис. 9.25) и ее определяют по табл. 9.28.
Таблица 9.28
Минимальная высота заплечиков под съемник
<1 вала, мм до 15 до 50 до 100 свыше 100
к -1, мм 1 2 2,5 3,0
После определения высоты заплечика вычисляют диаметр буртика для вала и корпуса:
для вала
для отверстия
<11 = <1 + 21;
П! = П - 21.
Другие поверхности смежных деталей должны отстоять от торцов колец подшипников для всех типов подшипников,
кроме конических, не менее а = 2^3 мм (рис. 9.25, в).
В случае, когда величина заплечиков на валу или в корпусе увеличена, то для демонтажа подшипников необходимо
предусмотреть увеличенные фаски или пазы для съемника (рис. 9.26).
Рис. 9.26. Пазы под съемник
Рис. 9.27. Переходные участки валов
в виде канавки (а) и галтели (б) или канавок в корпусе (в, г)
Переход от посадочного диаметра <1 к диаметру буртика выполняют в виде галтели или канавки с закруглением.
Наибольшее распространение в конструктивном решении получили переходные участки валов в виде канавок. Такое
решение обусловлено необходимостью обеспечения шероховатости Ка = 0.4: 1.6 мкм на посадочных поверхностях в местах
установки подшипников. Указанную шероховатость целесообразнее всего получить шлифованием. Для выхода шлифоваль-
ных кругов наружных поверхностей выполняют канавки (рис. 9.27, а), а для внутренних поверхностей - (рис. 9.27, в).
Размеры канавок приведены в табл. 9.29 и 9.30.
Таблица 9.29
Размеры канавок для вала
Диаметр вала а <11 ъ й К К-1
Свыше 10 до 50 а- о,5 3 0,25 1,о 0,5
Свыше 50 до 100 а- 1,о 5 0,5 1,5 0,5
Размер )ы канавок в отверстиях корпуса, мм Таблица 9.30
Диаметр отверстия в корпусе П, мм <17 Ъ й К К,
Свыше 10 до 50 а +о,5 3 0,25 1,о 0,5
Свыше 50 до 100 а+1,о 5 0,5 1,5 0,5
Свыше 100 а+1,о 8 0,5 2,0 1,0
Если отверстие обрабатывается разверткой, то форму проточки берут по рис. 9.27, в. Для шлифования отверстия и
упорного заплечика форма проточки показана на рис. 9.27, г.
При галтельном переходе (рис. 9.27, б) радиус К переходного участка вала должен быть меньше радиуса г фаски со-
пряженного подшипника
К = (0,5+0,8) г.
Галтельный переход выполняют, когда посадочную поверхность вала не шлифуют или когда на валу по условиям
обеспечения его прочности нельзя допускать высоких концентраторов напряжений (табл. 9.3 Г).
Таблица 9.31
Галтели и канавки для посадки подшипников качения
По^ипник \ иве вал —1
с Ъ 6 1
1. гим 2
Гном Г1 Гном Г1 Гном ъ
0,2 0,1 2 1 0,2-0,8 2
0,3 0,2 2,5 1,5 1,0-2,0 3
0,4 0,2 3 2 2,5-3,5 4,0-6,0
0,5 0,3 3,5 2 5 8
1 0,6 4 2,5 0,2-0,8 2
1,5 1 5 3
Примечание. В таблице приведен наибольший размер галтели.
9.2.2. КОНСТРУКЦИЯ МЕСТ ВАЛА И КОРПУСА ПОД РОЛИКОВЫЕ ПОДШИПНИКИ
Особенностью конструкции конического роликового подшипника является то, что сепаратор выступает за пределы
наружного кольца на т и п (рис. 9.28, а).
Рис. 9.28. Особенности установки конических роликоподшипников
Это следует учитывать при установке смежных с подшипниками деталей, например шлицевых гаек (рис. 9.28, б), или
при установке двух рядом расположенных подшипников (рис. 9.28, в).
Смежная деталь должна отстоять от торца наружного кольца конического роликоподшипника на Ъ = 4-6 мм. Чтобы
цилиндрические поверхности смежных деталей не касались сепаратора, высоты К и й2 не должны превышать величин
ь,= о, кэ - а); ь2 = о,о5(э - а>.
Именно поэтому в очень распространенном креплении конического подшипника шлицевой гайкой (рис. 9.28, б) между
торцами внутреннего кольца подшипника и гайки устанавливают дистанционную втулку 1. Примерно половиной своей дли-
ны втулка 1 заходит на вал диаметром а, выполненным под установку подшипника, а оставшейся длиной перекрывает ка-
навку для выхода инструмента при нарезании резьбы.
Диаметр вала с буртиком 4 0,16(О+5,25с1) и проточки определяется как для цилиндрических роликоподшипников без
бурта (рис. 9.28).
Для конструкторов составлена сводная таблица, в которой используется вышеизложенное и приведены таблицы по
типам подшипников с необходимыми параметрами (табл. 9.29 - 9.34) для выбора конструктивных элементов при конструи-
ровании изделий с подшипниками.
Таблица 9.32
Значения конструктивных элементов вала и корпуса
в зависимости от координат фасок радиальных шарико- и роликоподшипников
Г а г
о >0/. ♦*-4 .. *
‘'/Л С
09 КОЛЬЦО^ _ Л.., "“тр 1<1
внутргннгг жм.Ч
Дг
Г*
г. $ 1.
1 1
Г — о 1
—
а) в) д)
Координаты фасок подшипников ( эскизы а, б, в) Радиус закругления вала или корпуса Поднутрения вала и корпуса ( эскизы г, д) Высота заплечиков вала или корпуса
Гном Гщах Гщ1п ^2 тах 1 Ь ъ а тах Ьтт
0,2 0,4 о,1 о,1 1
0,3 0,5 0,2 0,2 - - - - 1
0,4 0,7 0,2 0,2 - - - - 1
0,5 0,8 0,3 0,3 - — — 1 1
0,8 1,2 0,5 0,5 - — — 1,7 2
1 1,5 0,7 0,6 - - - 2 2,5
1,2 1,7 0,9 0,8 - - - 2,3 3
1,5 2,1 1,1 1 0,2 1,3 2 2,5 3
2 2,7 1,3 1 0,3 1,5 2,4 3 3,5
2,5 3,3 1,8 1,5 0,4 2 3,2 4 4,5
3 4 2,3 2 0,5 2,5 4 4,5 5
3,5 4,5 2,5 2 0,5 2,5 4 5 6
4 5,2 3 2,5 0,5 3 4,7 6 7
Окончание таблицы 9.32
5 6,3 3,7 3 0,5 4 5,9 8 9
6 7,5 4,7 4 0,6 5 7,4 10 И
8 10 6 5 0,6 6 8,6 13 14
10 12,5 7,5 6 0,6 7 10 16 18
12 15 9,5 8 0,7 8 11,3 19 22
15 19 12 10 0,7 9 12,5 23 28
18 23 14 12 0,7 10 13,7 28 34
Таблица 9.33
Значения конструктивных элементов вала и корпуса для радиальных сферических двухрядных шарикоподшипников
В В т| _ В
<1 л ад а «7|Г Г*
=1 —Г
X . И АТл 1 г-Л
4^ж_т 4=^ри С | •ч
1 -и * П шЛ Ч11? Ш11
Тип 1000 Тип И"ООО Тип 11001 7
Условное обозначение подшипника а СЬ тт тах а Э1 а2
Легкая серия
1204 20 25 42 2,0 - —
1205 111205 11204 25 30 47 2,0 13 5
1206 111206 11205 30 35 57 2,0 13 5
1207 111207 11206 35 42 65 2,0 15 5
1208 111208 11207 40 43 73 2,0 16 6
1209 111209 11208 45 52 78 2,0 18 6
1210 111210 11209 50 57 83 2,0 19 6
1211 111211 11210 55 63 91 3,0 19 7
1212 111212 11211 60 68 101 3,0 21 7
1213 111213 11212 65 74 111 3,0 22 7
1214 70 78 116 3,0 - —
1215 111215 11213 75 83 121 3,0 23 7
1216 111216 11214 80 90 129 3,0 26 7
Средняя серия
1304 20 26,5 45 2,0 12 8
1305 25 31,5 55 2,0 13 6
1306 111306 11305 30 36,5 65 2,0 13 6
1307 111307 11306 35 43 71 2,0 15 8
1308 111308 11307 40 48 81 2,0 16 6
1309 111309 11308 45 53 91 2,0 18 6
1310 111310 11309 50 60 99 2,0 19 6
1311 111311 11310 55 64,4 111 3,0 19 7
1312 111312 11311 60 71 118 3,0 21 7
1313 111313 11312 65 76 128 3,0 22 7
1314 70 81 138 3,0 23 7
1315 111315 11313 75 86 148 3,0 23 7
1316 111316 11314 80 91 158 3,0 26 7
Средняя широкая серия
1605 25 31,5 55 2,0
1606 111606 30 36,5 65 2,0 13 5
1607 111607 11606 35 43 71 2,0 15 5
1608 111608 40 48 81 2,0 - —
1609 45 53 91 2,0 — —
1610 11609 50 60 100 2,0 19 6
1611 55 64,4 111 3,0 - —
1512 111612 11611 60 71 118 3,0 21 7
1513 65 76 128 3,0 — —
1514 70 81 138 3,0 - —
1616 80 91 158 3.0 - —
Таблица 9.34
Значения конструктивных элементов вала и корпуса для упорных одинарных и двойных шарикоподшипников
Л У//А а
а ТтГ'
1 #2 1
1 1 ' 1 1 1
Условное обозначение подшипников а тш тах О1 ъ тт
тип 8000 тип 38000 ММ
Особолегкая серия
8105 - 25 35 32 42,5 3
8106 - 30 40 37 47,5 3
8107 - 35 45 43 52,5 3
8108 - 40 52 48 60,5 3
8109 - 45 57 53 65,5 3
8110 - 50 62 58 70,5 3
8111 - 55 69 64 78,5 3
8112 - 60 75 70 85,5 4
8113 - 65 80 75 90,5 4
8114 - 70 85 80 95,5 4
8115 - 75 90 85 101 4
8116 - 80 95 90 106 4
8117 - 85 100 95 111 4
Легкая серия
8205 38205 25 38 34 47,5 3,5
8206 38206 30 43 39 52,5 3,5
8207 38207 35 52 45 62,5 3,5
8208 38208 40 57 51 68,5 3,5
8209 38209 45 62 56 73,5 3,5
8210 38210 50 67 61 78,5 3,5
8211 38211 55 76 69 90,5 6
8212 38212 60 81 74 95,5 6
8213 - 65 86 79 101 6
8214 38214 70 91 82 106 6
8215 - 75 96 89 111 6
8216 38216 80 101 94 116 7
8217 38217 85 109 101 126 7
Средняя серия
8305 - 25 41 35 52,5 5
8306 - 30 48 42 60,5 5
8307 - 35 55 48 68,5 6
8308 - 40 63 55 78,5 6
8309 - 45 69 61 85,5 6
8310 - 50 77 68 95,5 6
8311 - 55 85 75 106 8
8312 - 60 90 80 111 8
8313 - 65 95 85 116 8
8314 - 70 103 92 126 8
8315 - 75 111 99 136 И
8316 38316 80 116 104 141 И
Тяжелая серия
8413 - 65 108 97 141 12
8420 - 100 166 144 212 20
8426 - 130 214 186 212 25
Таблица 9.35
Значения конструктивных элементов вала и корпуса
для радиально-упорных шарикоподшипников и конических роликоподшипников
*.////✓/ 7 7 7 / ' А »г.
к к
5 ‘/ Р-3 1—
ха ХУЛ хэ
1 3
Особолегкая серия
Условное обозначение подшипника а О1 тт ^2 тах тах <1з тах а1 тт а2 тт
46106 2007106 30 52 36 49 35 3 4,5
2007107 35 59 41 56 40 4 4,5
46108 2007108 40 65,5 56 62 45 4 4,5
46109 2007109 45 72 51 69 50 4 4,5
46111 2007111 55 86 62 83 61 4 5,5
2007113 65 96,5 72 92 71 4 5,5
46114 2007114 70 105 77 102 76 5 6
46115 2007115 75 110,5 82 108 82 5 7
46116 2007116 80 120 87 118 87 6 7
46118 2007118 90 134,5 99 130 99 6 8
2007119 95 140 104 135 105 6 8
46120 2007120 100 145 109 140 109 6 8
Таблица 9.35 (продолжение)
,//7//7 /77 А __ а.
1а- */ и 7/7/ ’7<
&
ха А ’
ха Хэ
X 3
Легкая серия
Условное обозначение подшипника а О1 тт ^2 тах Ос тах <1з. тах а]* тт о _ а2 тт
30204 46204 7204 - 20 43,5 26 41 26 3 3
30205 46205 7205 - 25 48,5 3! 46 31 3 3
30206 46206 7206 7506 30 58,5 36 55 37 3 3/4
30207 46207 7207 7507 35 68,5 42 65 43 3/4 3/5
30208 46208 7208 7508 40 75,5 47 72 48 4 3,5/5,5
30209 46209 7209 7509 45 81,5 52 78 53 4/5 4,5/5,5
30210 46210 7210 7510 50 86,5 57 82 57 4/5 4,5/5,5
30211 46211 7211 7511 55 95 64 90 63 5/6 4,5/5,5
30212 46212 7212 7512 60 105,5 69 100 69 5/6 4,5/5,5
46213 — 7513 65 115 74 115 75 6 5,5
30214 7214 7514 70 120 79 120 80 6 5/6
46215 7215 7515 75 125 84 130 85 6 5/6
30216 46216 7216 7516 80 134 90 130 90 6 6/7
30217 46217 7217 7517 85 142,5 95 140 96 7 6,5/8,5
30218 46218 7218 7518 90 152,5 100 150 102 7 6,5/8,5
30219 7219 7519 95 163 107 155 110 7 7,5/10
46220 7220 7520 100 170 112 165 114 7 8/10
Примечание.* - значения а}и а2для 7200/7500.
Таблица 9.35(продолжение)
Средняя серия
Условное обозначение подшипника а О1 ппп ^2 тах тах ^3 тах а]* тт о И а2 тт
46304 7304 7604 20 48,5 27 45 27 3 3/4
46305 7305 7605 25 58,5 32 55 33 3/4 3/5
46306 7306 7606 30 68 37 65 38 3/5 4,5/5,5
46307 7307 7607 35 76 44 71 43 5 4,5/7,5
46308 7308 7608 40 86 49 80 50 5 5/8
46309 66309 7309 7609 45 95 54 90 55 5 5/8
46310 7310 7610 50 105 60 100 61 5 6/9
7311 7611 55 114 65 110 67 5 6,5/10,5
46312 66312 7312 7612 60 124 72 118 72 5/6 7,5/11,5
46313 7313 7613 65 132 77 128 78 6 8/12
46314 66314 7314 7614 70 142 82 138 83 6/7 8/12
7315 7615 75 !52 87 148 91 6/7 9/13
46316 — 7616 80 160 92 158 97 7 13,5
7317 — 85 167 99 166 102 7 10,5
46318 7318 7618 90 178 104 175 108 7/12 10/14,5
46320 7320 7620 100 202 114 200 121 7/12 12,5/17,5
Примечание. * - значения а! и а2для 7300/7600.
Таблица 9.35 (окончание)
*/
<=?г-г
//4 2ЧЙ—
* 4
хз х7
4 ъ ] г
Средняя серия
Условное обозначение подшипника а 01 тт &2 тт О2 тах (Лз тах а1 тт а2 тт
46306 27306 30 68 37 65 38 3 6,5
46307 27307 35 76 44 71 43 5 7,5
46308 27308 40 86 49 80 50 5 8
46310 27310 50 105 60 100 61 5 10
27311 55 114 65 ПО 67 5 10,5
46312 66312 27312 60 124 72 118 72 5 11,5
27313 65 132 77 128 78 6 13
46313 27315 75 152 87 148 91 6 14
27317 85 167 99 166 102 7 16,5
Таблица 9.36
Роликоподшипники радиальные двухрядные сферические
I '////г, с % «1 %
С.
$ 3
у
у 1
Условное обозначение подшипника а ^2 ппп тах а Э1 а2
Легкая широкая серия
3508 40 46,5 73 2
3509 45 52 78 2
3514 70 78 116 3
3516 113516 13514 80 90 120 3 26 12
3517 85 95 139 3
3518 113518 13516 90 100 149 3 27 10
3520 113520 13518 100 111 168 3 29 8
Средняя серия
3608 113608 40 48 81 2 16 5
3609 45 53 91 2
3610 50 60 99 2
3611 55 64,4 111 3
3612 13611 60 71 118 3 21 5
3613 65 76 128 3
3614 70 81 138 3
3615 113615 75 86 148 3 23 5
3616 113616 13614 80 91 158 3 26 5
3617 85 98 166 3
3618 113618 90 103 176 3 27 6
3620 113620 13618 100 ИЗ 201 3 29 7
Таблица 9.37
Подшипники упорные с коническими роликами сферические
. _ ^2 Условное обозначение подшипника а ^2
Н г
Легкая серия
9039280 400 460 500
Средняя серия
1 9039352 260 330 374
9039364 320 400 449
9039388 440 548 614
Тяжелая серия
1 9039412 60 90 109
9039414 70 105 126
о г 1 9039415 75 115 134
9039417 85 130 153
9039420 100 150 178
9.2.3. УСТАНОВКА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ВАЛ
Внутренние кольца подшипников качения часто закрепляют на валах посредством только соответствующей посадки
(рис. 9.29, а).
Рис. 9.29. Основные схемы крепления подшипников на валу:
а - неподвижное соединение по прессовой посадке; б - торцовой шайбой с винтом и стопорной планкой; в - круглой шлицевой гайкой
и стопорной шайбой; г - стопорным кольцом; д - конусной разрезной втулкой и натяжной круглой гайкой и стопорной шайбой
Крепление торцовой шайбой (рис. 9.29, б) - достаточно надежный и простой способ. Его целесообразно применять,
когда на вал действует осевая сила, направленная на растяжение винта, или при относительно большой угловой скорости
вращения вала.
Винт, которым шайба крепится к торцу вала, стопорится планкой. Размеры деталей при торцовом креплении шайбой
приведены в табл. 9.38 и 9.39.
Торцовое крепление шайбой внутреннего кольца подшипника
Таблица 9.38
Вал Шайба торцовая Планка стопорная Размера болта
а а а. Ц найм. /2 найм. О Н В / В наиб. С 8 <-Ь, /
30 35 10 5 5 25 40 45 5 5 25 34 4,5 13 0,8 8 25
40 45 50 15 50 55 30 44 17 1,0 10 32
55 60 65 70 75 80 85 90 20 6 6 32 60 65 70 80 85 90 100 105 8 6 35 54 56 5,5 21 2,5 42 16 42
Примечание. Материал шайбы- Ст5, материал стопорной планки-Ст5.
Таблица 9.39
Торцовое крепление шайбой внутреннего кольца подшипника
Вал Шайба торцовая Размеры болта Стопорная планка
а а Ь О 8 С1 <11 <12 / Ъ Ь толщина
60 20 25 70 75 80 85 90 100 105 7 16 12 10 20 30 54 0,5
65 70 75 30 64
17 14 12 25 70
80 85 90 40 35 80 1,0
Крепление шлицевой гайкой (рис. 9.29, в) - весьма распространенный метод крепления подшипников, несмотря на
более трудоемкий в изготовлении. Наличие у гайки шлицев и лепестков по диаметру шайбы позволяет фиксировать поло-
жение гайки при повороте через каждые 15°, что обеспечивает осевое перемещение гайки примерно на 0,06 мм. Это позво-
ляет более тонко регулировать натяг у спаренных подшипников, особенно при создании предварительного натяга. Размеры
канавок под язычок стопорной шайбы приведены в табл. 9.40.
Таблица 9.40
Канавки под язычок стопорной шайбы
Диаметр отверстия подшипника, а <11 наиб. а Ъ С е+0;3 8
17 15,75 1,5 2 2 6 3,5 1
20 18,75 1,5 2 2 6 3,5 1
25 23,5 1,5 2 3 6 4 1,5
30 28,5 1,5 2 3 6 4 1,5
35 33,5 2 2 3 6 4 1,5
40 38,5 2 2 3 8 5 1,5
45 43,5 2 2 3 8 5 1,5
50 48,5 2 2 3 8 5 1,5
55 53,5 2,5 3 3 8 5 1,5
60 58,5 2,5 3 3 8 6 1,5
65 63,5 2,5 3 3 8 6 1,5
70 68 2,5 3 5 10 6 1,5
75 73 2,5 3 5 10 6 1,5
80 77,7 3 3 5 10 6 2
85 82,7 3 3 5 10 6 2
90 87,7 3 3 5 12 7,5 2
95 92,7 3,5 3 5 12 7,5 2
100 97,7 3,5 3 5 12 7,5 2
110 107,2 3,5 3 5 14 7,5 2
120 117 3,5 3 5 14 7,5 2
130 127 4 3 7 16 7,5 2
140 137 4 3 7 16 7,5 2
150 147 4 3 7 18 7,5 2
Форма проточки на валу с резьбой под гайку типа II (рис. 9.30) более предпочтительна в случае, если необходимо
иметь больший запас усталостной прочности вала. Во всех остальных случаях следует отдавать предпочтение проточке типа
I. Размеры в табл. 9.41.
Рис. 9.30. Сопряжение шейки вала под подшипник с резьбой под гайку
Таблица 9.41
Размеры элементов сопряжения шейки вала с резьбой под гайку, мм
Шаг резьбы, 8 Тип I Тип II ф
Ъ Г Г1 Ъ Г
1,0 3,0 1,0 0,5 3,6 2,0 а-1,5
1,25 4,0 1,0 0,5 4,4 2,5 а-1,8
1,5 4,0 1,0 0,5 4,6 2,5 а-2,2
1,75 4,0 1,0 0,5 5,4 3,0 а- 2,5
2,0 5,0 1,5 0,5 5,6 3,0 а-з,о
Крепление пружинным упорным кольцом (рис. 9.29, г) - вполне надежный и очень простой способ. В последнее время
он находит все большее применение. Этот способ крепления используется главным образом при отсутствии осевых сил,
нагружающих кольцо. Пружинные кольца наружные и канавки для них приведены в табл. 9.42 и 9.43.
Таблица 9.42
Размеры колец пружинных эксцентрических внутренних
и канавок для них по ГОСТ 19943-86
а и, не более <1, 8 Н12 Ъ Ф т Н13 ь, не менее Допускаемая осевая сила, кН
номин. Пред. откл.
12 4,7 1,5 1,0 12,7 +0,11 1,2 1,1 -
13 5,3 13,8 1,2 -
14 6,0 1,7 14,8
15 7,0 15,9 1,4 -
16 7,7 17,0 1,5 -
10 8,9 2,0 19,2 +0,21 1,8 -
19 9,8 20,2
20 10,6 21.4 2,1 -
22 12,6 23,4
24 14,2 1,2 25,5 1 1,4 2,3 -
25 15,0 26,5
26 15,6 27,5
28 17,4 29,5
30 19,4 31,5 +0,25
32 20,2 2,5 33,8 2,7 —
35 23,2 37,0 3,0 -
37 25,0 39,0
40 27,4 1,7 4,5 42,5 1,9 3,8 40 42 44 47
42 29,2 44,5
45 31.6 47,5
47 33,2 49,.5
50 36,0 5,1 53,0 +0,30 4,5 60 62
52 37,6 55,0
Окончание таблицы 9.42
55 40,4 2,5 1,7 5,1 58,0 +0,30 1,9 4,5 66 72 74
60 44,4 63,0
62 46,4 65,0
65 48,8 3,0 6,1 68,0 78 81 84 86 89
68 51,4 71,0
70 53,4 73,0
72 55,4 75,0
75 58,4 78,0
80 62,0 2,0 83,5 +0,35 2,2 5,3 112 118 125 130 139
85 66,8 3,5 88,5
90 71,8 7,3 93,5
95 76,4 98,5
100 81,0 103,5
105 85,6 2,5 8,5 109,0 114,0 119,0 +0,54 2,8 6,0 -
110 88,2
115 93,0
120 97,0 4,0 124,0 +0,63 191 198 206 214 222
125 102,0 9,5 129,0
130 107,0 134,0
135 112,0 139,0
140 117,0 144,0
150 125,0 3,0 155,0 3,4 7,5 -
160 133,0 165,0
170 145,0 3,0 175,0
180 153,0 185,0 +0.72
190 162,0 195,0
200 171,0 205,0
Примечание. Для (1<100 мм г=0.2, для (1>100 мм г=0,3.
Материал - Сталь 65ГГОСТ 14959-79. Твердость колец: для отверстий диаметром <1 до 38^ 47мм 52 НКС, свыше 38 -з- 200 мм — 44...49НКС. Остальные
технические требования - по ГОСТ 13944-86. Пример условного обозначения кольца для отверстия диаметром (4) 30 мм, класса точности В, с окисным покры-
тием (05) КОЛЬЦО В30.05 ГОСТ 13943-86.
Таблица 9.43
Размеры колец пружинных эксцентрических наружных
и канавок для них по ГОСТ 13942 - 86
а о, Не менее <1, 8 Н12 Ъ <ь т Н13 Ъ, не менее Допускаемая осевая сила, кН
номин. пред. откл.
10 17,6 1,5 9,5 -0,09 0,75 -
12 19,6 11,3 1,1 -
13 20,8 1,0 12,2 1,2 1,2 -
14 22,0 1,7 13,2 —
15 23,2 14,1 -0,11 1,4 —
16 24,4 1,2 15,0 1,5 -
17 25,6 16,0 —
18 26,8 16,8 1,8 -
19 27,8 17,8 —
20 29,0 3,2 18,6 1,4 2,1 10
22 31,4 2,0 20,6 и
25 34,8 3,6 23,5 -0,21 14
28 38,4 26,5 2,3 16
30 41,0 4,0 28,5 17
32 43,4 30,2 2,7 21
35 47,2 1,7 4,9 33,0 3,0 26
40 53,0 5,5 37,5 -0,25 1,9 38
42 56,0 2,5 39,5 3,8 39
45 59,4 6,0 42,5 42
50 64,8 2,0 47,0 2,2 4,5 57
55 70,4 52,0 -0,30 62
60 75,8 6,5 57,0 68
Окончание таблицы 9.43
65 81,6 3,0 2,5 62,0 -0,30 2,8 4,5 74
70 87,2 7,0 67,0 80
72 89,4 69,0 82
75 92,8 8,0 72,0 88
80 98,2 76,5 5,3 107
85 104,0 3,5 81,5 -0,35 -
90 109,0 3,0 86,5 3,4 —
95 115,0 91,5 —
100 121,0 96,5 -
105 128,0 100,0 -0,54 7,5 —
110 132,0 105,0 -
115 138,0 110,0 —
120 143,0 115,0 -
125 149,0 4,0 120,0 -0,63 —
130 155,0 125,0 —
135 160,0 130,0 -
140 165,0 135,0 —
145 171,0 140,0 -
150 177,0 145,0 —
160 188,0 155,0 -
170 197,0 165,0 -
180 208,0 175,0 —
190 219,0 185,0 -0,72 —
200 229,0 195,0 —
Примечание. Для (1<100 мм г=0.2, для (1>100 мм г=0.3.
Материал — Сталь 65ГГОСТ 14959-79 или сталей с <гв = 1270. ..1700 Н/мм8.
Твердость колец: для валов диаметром до 38 мм - 47...52 НИС, свыше 38 +-200 мм - 44...49 НИС.
Неплоскостность колец не более 0,1 мм.
Остальные технические требования - по ГОСТ 13944-86.
9.2.4. УСТАНОВКА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ В КОРПУС
Работоспособность, надежность и долговечность подшипников качения зависит не только от материалов и качества
изготовления их деталей, но и от того, как они установлены в корпус.
Установку наружных колец в корпус осуществляют по посадкам в системе вала.
Установка вала с подшипниками в корпус может быть выполнена по различным схемам, приведенным на рис. 9.31,
каждая из которых имеет свои особенности.
Известно, что валы должны удерживаться от осевых смещений, т. е. должны быть зафиксированы в осевом направле-
нии относительно корпуса. Поэтому после определения размеров валов, нагрузок и направления действия сил на опоры вы-
бирают одну из схем, приведенных на рис. 9.31, для фиксирования валов от осевого перемещения и тип применяемых под-
шипников. Размеры А,В и й , на приведенных схемах конструкций сборок, образуют размерную цепь.
Рис. 9.31. Схемы монтажа валов
с подшипниками в корпус
Схема а. Внутренние кольца обоих подшипников закрепляют неподвижно на валу. В корпусе закрепляют неподвижно
только наружное кольцо одного подшипника. Наружное кольцо другого подшипника оставляют незакрепленным, «плаваю-
щим» в осевом направлении.
Первую опору сборки называют фиксированной, а вторую - плавающей (рис. 9.32).
Рис. 9.32. Конструкция узла опоры с фиксированным подшипником,
выполненной непосредственно в корпусе (а) и в стакане с плавающей опорой (б)
Достоинства установки валов по схеме сг.
1. Температурные удлинения вала не вызывают защемления тел качения подшипников. В этом случае «плавающая»
опора перемещается вдоль оси отверстия корпуса и занимает новое положение, соответствующее изменившейся длине вала.
2. На размеры корпуса А и вала В можно назначать весьма широкие допуски. Даже грубые ошибки при их выполнении
не влияют на точность сборки и работу узла.
Недостатки этого способа монтажа подшипников:
1. Возможность применения его только с тех подшипников, которые могут фиксировать вал в обоих направлениях
(шариковые радиальные, сферические радиальные шариковые и роликовые и др.).
2. Вследствие зазоров между кольцами и телами качения радиальная, осевая и угловая жесткости опор очень малы.
Осевое смещение вала с закрепленными на нем деталями, т. е. так называемая осевая игра, например, при подшипниках с
диаметром отверстия до 50 мм может превышать 0,1 мм.
3. Крепление одного из подшипников на валу и в корпусе усложняет конструкцию сборки. Установка вала по схеме - а
может применяться:
1. При любом расстоянии между опорами вала (ограничением является допустимый перекос колец подшипников).
2. В случаях, когда радиальная и осевая игра вала не влияет на работу сборки.
Осевую установку вала по схеме-а широко применяют в коробках скоростей, в редукторах и в других узлах для валов
цилиндрических зубчатых передач.
Радиальная и осевая игра валов нарушает точность зацепления конических и червячных пар. Поэтому осевая фиксация
валов, на которых имеются конические или червячные колеса и червяки, по схеме - а, как правило, не применяется.
Необходимо следить за тем, чтобы оба подшипника нагружались равномерно. Поэтому если опоры нагружены, кроме
радиальной, также осевой силой, то для выравнивания нагрузки между обоими подшипниками в качестве плавающей вы-
бирают более нагруженную опору.
Если в опорах вала установлены только радиальные подшипники, то подшипником, фиксирующим вал от осевого пе-
ремещения и воспринимающим осевую силу, рекомендуется принимать тот, который имеет наименьшую радиальную
нагрузку. При наличии упорного или радиально-упорного двухрядного или многорядного подшипника все радиальные под-
шипники этого вала должны быть плавающими. Оба кольца подшипников, фиксирующих валы от осевого перемещения, а
также вращающиеся кольца всех подшипников для предотвращения их проворота (проскальзывания) по посадочным по-
верхностям при динамических нагрузках соответственно закрепляют на валах и в корпусах. Это закрепление осуществляют
посредством подбора посадок колец на валы и в корпусах с натягом, а также с помощью других различных средств закреп-
ления.
Для осуществления свободных осевых перемещений наиболее подходят радиальные роликоподшипники с цилиндри-
ческими роликами и радиальные шарикоподшипники с незакрепленными наружными кольцами (рис. 9.32, б).
Для фиксации положения наружных колец радиальных роликоподшипников могут быть использованы пружинные
стопорные кольца эксцентрические внутренние для крепления подшипников в корпусе по ГОСТ 13943-86 (табл. 9.42).
Схема б. В данной схеме в отличие от схемы - а в фиксированной опоре вала устанавливают два подшипника (рис.
9.33). Внутренние кольца подшипников обеих опор закрепляют на валу.
Рис. 9.33. Конструкция узла опоры с фиксированной парой подшипников;,
выполненной по схеме враспор (а и б) и врастяжку (в)
Наружные кольца подшипников, расположенных в фиксированной опоре, закрепляют в корпусе. Наружное кольцо
подшипника плавающей опоры оставляют свободным.
В фиксированной опоре радиальные и осевые зазоры сводятся к минимуму соответствующей регулировкой и игра ва-
лов почти отсутствует. Жесткость опоры увеличивается. Кроме того, расположение двух подшипников в фиксированной
опоре увеличивает и жесткость вала. Эта схема осевой фиксации обладает теми же достоинствами, что и схема - а. Един-
ственным ее недостатком является некоторое усложнение фиксированной опоры вала, которое, однако, компенсируется по-
вышением ее жесткости.
Осевую установку валов по схеме - б можно применять при любом расстоянии между опорами валов зубчатых зацеп-
лений цилиндрических, конических и червячных передач.
Выбор фиксированной и плавающей опор производят по рекомендациям, приведенным для схемы - а.
Схема - в. Торцы внутренних колец обоих подшипников упирают в буртики вала и в торцы других деталей, сидящих
на валу. Внешние торцы наружных подшипников упирают в торцы крышек или других деталей, закрепленных в корпус.
Эту схему называют также осевой установкой подшипников враспор.
Погрешности при изготовлении деталей по размерам А,В и й приводят к изменению зазора. Поэтому на размеры А,В и
й устанавливают более жесткие допуски, чем при установке валов по схеме - а и по схеме - б.
При тепловом удлинении вала, в случае недостаточного зазора а, может произойти заклинивание тел качения подшип-
ников. Поэтому осевое фиксирование по схеме - в применяют при относительно коротких валах.
Разность температурных деформаций вала и корпуса можно вычислить по формуле
~ (ав^В ~ ак^кУ(>’
где ав и щ- коэффициенты линейного расширения материала вала и корпуса; и Лй - изменение температуры вала и
корпуса; /0 - расстояние между внешними торцами подшипников.
Чтобы избежать заклинивания подшипников, необходимо при сборке узла обеспечивать условие а> б,.
Разность а - б, назначают в зависимости от типа подшипников и требований точности, предъявляемых к сборке узла.
Так, например, если опорами вала являются радиальные шариковые или роликовые подшипники и на валу расположены
цилиндрические зубчатые колеса, то можно допустить значительную осевую игру комплекта подшипников даже до 1...2
мм, которая на работу подшипников и зацепления влияния не окажет, и можно принять а-81 = 1...2 мм. Если же на валу
посажены конические или червячные колеса или другие детали, которые должны занимать точное осевое положение, то
осевую игру вала необходимо ограничивать минимальными значениями.
Известно, что если в опоре, состоящей из радиально-упорных шариковых или конических роликовых подшипников,
имеется значительный осевой зазор, то нагрузка распределяется между телами качения крайне неблагоприятно. Поэтому для
этих подшипников лучше, когда разность а-51 очень мала или даже отрицательна, т. е. создается небольшой натяг.
Рис. 9.34. Конструкция узла, выполненная по схеме - в
Короткие валы при отсутствии значительного нагрева можно крепить посредством двух опор. Для предупреждения
защемления тел качения в радиальных подшипниках предусматривают при сборке между крышкой подшипника и наруж-
ным кольцом минимальный осевой зазор а = 0,2 0,3 мм, а в радиально-упорных подшипниках - осевую регулировку путем
изменения общей толщины набора прокладок б между фланцем крышки подшипника и его корпусом (рис. 9.34).
После того как при работе узла установится нормальный тепловой режим, зазор уменьшается до нормальных пределов
или исчезает. Величину начального зазора а устанавливают обычно для каждого изделия опытным путем.
Поэтому данная схема осевой фиксации валов применяется при относительно коротких валах и при дуплексировании
(подборе пар подшипников для установки с предварительным натягом) упорных шарикоподшипников, которые применяют-
ся в быстроходных механизмах, выполненных по схеме - б.
Схема - г. Внешние торцы внутренних колец подшипников обеих опор по этой схеме упираются в торцы деталей, за-
крепленных на валу (рис. 9.35). Внутренние торцы наружных колец подшипников упираются в буртики отверстий корпуса
или стаканов.
Эту схему называют также осевой установкой врастяжку.
При температурном удлинении вала, установленного по этой схеме, расстояние между подшипниками увеличивается и
поэтому заклинивание тел качения не происходит, что является ее достоинством.
Рис. 9.35. Конструкция узла, выполненная по схеме - г
Однако между внешними кольцами подшипников и упорными буртиками корпуса может образоваться зазор, который
распределяется между внутренними и наружными кольцами подшипников и не нарушает работы подшипников. Однако, при
определенных условиях, зазор может достичь предела, который нежелателен для радиально-упорных шариковых и особенно
для конических роликовых подшипников.
Поэтому данную схему осевой установки валов применяют, как и предыдущую схему-в, при относительно коротких
валах.
Если опорами валов служат радиальные шариковые подшипники или сферические шариковые и роликовые подшип-
ники, которые не боятся увеличенных осевых зазоров, то схему - г можно применять и при относительно длинных валах.
Осевая установка валов по схеме - г требует упорных буртиков (стаканов) в отверстиях, а также регулировочных гаек
или других устройств и навыков в их регулировке.
Учитывая, что температурные удлинения по величине незначительны и могут быть определены их значения, в некото-
рых конструкциях используют жесткие пружины, включая тарельчатые, которые поддерживают натяг в подшипниках в за-
данных пределах (рис. 9.24). Это позволяет реализовать преимущества данной схемы установки подшипников.
9.2.5. КОНСТРУКЦИИ ДЕТАЛЕЙ ДЛЯ УСТАНОВКИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
9.2.5.1. Конструкция стаканов
В зависимости от схемы расположения подшипников стаканы конструируют по одному из вариантов, представленных
на рис. 9.36. При постановке стакана в корпус с натягом фланец выполняют уменьшенным без отверстий под винты.
Стаканы обычно выполняют из чугунного литья марки СЧ15 или из стали, которые монтируют в чугунный или силу-
миновый корпус, воспринимающий распределенную нагрузку.
Толщину стенки стаканов б, мм, принимают в зависимости от диаметра Г) отверстия стакана под подшипник по
табл. 9.44
Рис. 9.36. Конструкции стаканов для подшипников:
а - для универсальной сборки; б - для двух конических подшипников (внутри стакана);
в - для двух конических подшипников (один снаружи и один внутри);
- для двух конических подшипников с буртами
Таблица 9.44
Выбор толщины стенки стакана (8)
Диаметр отверстия, В, мм Толщина стенки, 5, мм
До 52 4...5
Свыше 52 до 80 6...8
Свыше 80 до 120 8...10
Свыше 120 до 170 10...12.5
Толщину упорного буртика о и толщину фланца б2 (рис. 9.36) принимают 5[ 1,25. Высоту упорного буртика
й назначают по той же зависимости, что и высоту заплечика вала по формуле /|ГИ|| (1,4^1,5) г, (табл. 9.27), диаметр буртика
П,=П-2Ь.
Диаметр фланца Эф следует выполнять минимальным. Для этого принимают с с1; 1э (1,001,2Ц!; Г)ф В, (4,0 .4.4) с1.
где <1 - диаметр винта. Число винтов для крепления стакана к корпусу в табл. 9.45.
Таблица 9.45
Число винтов для крепления стакана к корпусу
Во, мм 2Н37 40:62 65:75 8095 100:145
Ф мм 5 6 8 8 10
Число винтов 3 4 4 6 6
Вместо фланца, может быть выполнен буртик, наружный диаметр которого равен В6 = Во + 8/2, а высота его равна вы-
соте фланца.
У торцов наружной цилиндрической поверхности и отверстия стакана выполняют фаски для удобства его установки в
корпус и монтажа подшипников (рис 9.36). Чтобы торец фланца стакана и торец корпуса сопрягались по плоскости, в углу
на наружной поверхности стакана выполняют канавку для выхода шлифовального круга такого же профиля и размеров, как
для валов (табл. 9.29).
Для уменьшения наружной посадочной поверхности стакана иногда делают занижение в средней части сопрягаемой
поверхности стакана (лучше, где нет подшипника) или на выступающей части из корпуса до 0.5 : 1.0 мм на диаметр
(рис. 9.37).
Рис. 9.37. Посадка стакана в корпус
Длину посадочных участков внутри стакана берут равной или на 1-2 мм больше ширины кольца подшипника. Канавки
в отверстиях стаканов делать не следует, поскольку их выполнять сложнее, чем на наружной поверхности. Кроме того, они
затрудняют установку подшипников.
Стаканы для подшипников вала конической шестерни перемещают при сборке для регулировки осевого положения
конической шестерни. Для этого применяют посадку стакана в корпусе 117/фб . Другие стаканы после их установки в корпус
остаются неподвижными. Тогда применяют посадки типа Н7/кб или Н7/шб.
9.2.5.2. Конструкция крышек и уплотнений для подшипников
Осевое положение вала в корпусе определяется обычно с помощью торцовых крышек. Торцовые крышки должны быть
достаточно прочными, чтобы выдержать осевые нагрузки, передаваемые валами через наружные кольца подшипников.
Крышки подшипников изготовляют из чугуна марки СЧ 15. Различают крышки глухие и с отверстиями для прохода
валов (табл. 9.46). Крышки изготовляются с центрирующим выступом и без него. Центрирующий выступ обычно контакти-
рует с наружным кольцом подшипника для фиксирования положения вала в корпусе. Наружный диаметр выступа равен
диаметру расточки под подшипник по посадке 1э9. а внутренний соответствует размеру 1 в стакане. Толщина и наружный
диаметр фланца, диаметр, на котором расположены отверстия и их количество, определяются так же, как для стакана.
Таблица 9.46
Размеры глухих прижимных крышек
О Э1 О2 Оз Отверстия под бинты Н н. н. Ъ
а Ф Й2 ЧИСЛО
40-42 44-47 54 60 70 78 34 38 7 12 14 4 10 20 5 4
50-52 66 82 44
55-58 60-62 75 95 48 52 22 7
65-68 70-72 75 84 90 105 110 58 62 64 9 15 20 4 12 26 8 4
80-85 90-95 100 110 120 130 72 80 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 11 18 24 6 15 32 9 5
Если крышка закрывает отверстие без подшипника, то она может быть выполнена без центрирующего пояска (плос-
кой) (табл. 9.46, тип Г).
Если крышка выполнена с отверстием для прохода вала, то она отличается тем, что в ней, как правило, предусматрива-
ется место для установки уплотнения, которое защищает подшипник от попадания грязи и от вытекания смазки. Наличие
уплотнения и деталей крепления подшипника на валу определяет в осевом сечении конфигурацию торцовой наружной и
внутренней поверхности крышки (табл. 9.46, тип 2 и 3).
Примеры уплотнения валов, размещаемых в крышках, приведены на рис. 9.38.
Рис. 9.38. Примеры уплотнения валов, размещаемых в крышках:
а - манжетное ; б - щелевое (1 =0,2...0,4; I =4.5...6; г =1.2...2); в - лабиринтное
(1 =0.2...0,4; б, =1...2;; 6=1,5...3)
Так как щелевые уплотнения недостаточно надежно защищают подшипники от попадания пыли и грязи, то их приме-
няют для подшипников качения машин, работающих в чистой и сухой воздушной среде (табл. 9.47).
Лабиринтные уплотнения (рис. 9.38, в) самые надежные, особенно при больших частотах вращения валов. Уплотне-
ния, основанные на действии центробежной силы, применяют в качестве наружных и внутренних. В ответственных случаях
применяют комбинированные уплотнения.
Уплотнения манжетные резиновые армированные для валов предназначены для работы в среде минеральных масел
и воды при избыточном давлении не более 5 Н/см2 и в интервале температур от -45 до +120 °С и кратковременно (не более 2
ч) до +130 °С. Манжета не должна нагреваться выше 90 °С. При шлифованных шейках вала под уплотнение окружная ско-
рость поверхности шейки вала может достигать 8 м/с, при полированных - выше (рис. 9.38, а).
Уплотнения манжетные резиновые армированные для валов предназначены предотвратить вытекание масла в месте
выхода вращающегося вала из корпуса. Манжета предотвращает также попадание воды и грязи в корпус. Разность давлений
по обе стороны манжеты не должна превышать 5 Н/ см2.
К сопряженным деталям предъявляются следующие требования:
для вала (втулки):
а) твердость поверхности трения, не менее 50 НКС;
б) допускаемое отклонение не более И11;
в) шероховатость не ниже Ка 0,32 с последующей полировкой; не допускаются продольные риски и другие дефекты;
для посадочного гнезда (отверстия):
а) допускаемое отклонение по Н8;
б) шероховатость поверхности не ниже Ка 2,5.
Для монтажа манжеты необходимо предусматривать на втулке (на валу) заходную фаску 15° (рис. 9.39). Рабочая кром-
ка манжеты при снятой пружине должна без зазора прилегать к валу (втулке) по всей окружности. К рабочей кромке манже-
ты должен быть обеспечен доступ смазки.
При запыленности внешней среды перед манжетой необходимо устанавливать защитные устройства ( отражатели,
уплотнения с кольцевыми проточками, лабиринтные уплотнения и др.).
Рис. 9.39. Защита для манжеты
Для предохранения манжеты от выворачивания при перепаде давления более 5 Н/см2, а также при сборке и работе ре-
комендуется применять конусный упор 1 (рис. 9.39) и для защиты вала от износа рекомендуется устанавливать втулку 2 .
Размеры уплотнений манжетных резиновых приведены в табл. 9.48
Размеры крышек под уплотнения манжетные резиновые приведены в табл. 9.49.
Таблица 9.48
Размеры уплотнений манжетных резиновых армированных,мм
ощлыыг**
"Т
1 ъ I Л.
а О Ь1 112 а О Ь1 Ь2 а о Ь1 ь2 а О Ь1 112
8 24 7 22 35 8 12 58 80 10 14
26 8 36 7 - 38 60 10 14 60 82
10 20 5 40 10 12 62 85 12 16
26 7 - 42 10 14 58 80
28 8 24 38 7 - 40 60 10 14 62 82 10 14
12 26 8 40 - 62 85
28 7 - 42 10 14 62 65 90 12 16
30 8 45 42 65 10 14 95
14 26 6 39 7 - 68 68 90 12 16
28 7 - 25 40 8 12 44 62 10 14 95
30 8 42 10 14 65 70 95 12 16
32 8 45 10 14 62 100
28 7 45 45 65 10 14 95
15 30 7 - 28 47 10 14 70 75 100 12 16
32 8 50 65 102
16 28 6 47 48 70 10 14 80 105 12 16
30 7 - 30 50 10 14 72 110
32 8 52 70 85 110 115 12 16
35 8 48 50 72 10 14
18 30 6 32 50 10 14 75 115
32 8 - 52 72 110 14 90 120 12 16
35 7 35 50 10 14 52 75 125
37 8 55 80 12 16 120
20 32 6 - 57 75 10 14 95 125 12 16
35 8 58 55 80 12 16 130
37 8 12 36 52 55 58 10 14 82 100 125 130 135 12 16
38 8 75 10 14
40 10 14 58 80 12 16
42 10 82
Таблица 9.49
Размеры прижимных крышек с отверстиями для манжетных уплотнений, мм
ци Г /ил 2
О О1 О2 О3 О4 Крепежные отвер- стия Н Ь Ь1 В ъ 8 в. Ъ1 1 ь2
4 Ф <1? п
40; 42, 47 52 55 60; 62 54 60 66 75 78 70 78 82 95 95 34 38 44 48 52 40 47 50 50 60 1 12 14 4 15 5 10 13 4 5 12 8 2 2
13, 15 12;15 8; И
15 15 И
65;68 70;72 75 84 90 90 105 110 110 58 62 64 68 72 72 9 15 20 4 17 6 12 15 4 15 И 2; 3 2
12;15 3
15
80; 85 90; 95 100 110 120 130 72 80 80 92 6 28 6
3
100 105;110 120 130 145 155 90 95 100 110 И 18 24 23 8 15 18; 20 5 7 17 11;13,6
20
Примечания; 1. Размеры под манжетное уплотнение см. табл. 9.48. 2. Диаметр отверстия в крышке (отклонение по Н12) определяется по соответствующему диаметру вала или втулки. 3. Значения Н/ кз, 1/крышек для конических подшипников выбирать из ряда:
Размеры Диаметр вала или втулки
15 17 20 25 30 35 40 45 50
н. 22 22 27 28 28 30 28 31 33
Ьз 7 7 12 13 10 10 12 13 15
11 10 10 12 12 13 13 15 16 18
Войлочные уплотнения. Кольца войлочных уплотнений изготовляют из войлока грубошерстного по ГОСТ 6418-81 и
полугрубошерстного по ГОСТ 6308-71 и предназначены для работы при окружной скорости поверхности шейки вала не
более 2-3 м/с, тонкошерстного войлока и предназначены для работы при окружной скорости поверхности шейки вала не
более 5 м/с.
Твердость шейки вала рекомендуют не менее 45 НКС.
Войлочные уплотнения не рекомендуют применять в ответственных конструкциях и в условиях повышенной загряз-
ненности окружающей среды; при наличии избыточного давления с одной из сторон кольца и при температурах свыше
90 °С.
При работе войлочных уплотнений в среде, вызывающей повышенный износ валов, рекомендуется устанавливать на
вал защитные втулки диаметром <1 (табл. 9.50).
При работе в сильно загрязненной, пыльной и влажной среде рекомендуется применять войлочные кольца в сочетании
с уплотнениями с кольцевыми проточками и с лабиринтными уплотнениями.
Контактные уплотнения в виде колец из войлока или фетра (табл. 9.50) перед укладкой в расточку в крышке пропиты-
вают маслом, нагретым до 80-90 °С.
Войлочные уплотнения более эффективны при консистентной смазке; допустимая температура от -50 до +120 °С.
Таблица 9.50
Размеры войлочных уплотнении и канавок для них, мм_______________________
в Л 1
л? А । - 1 д 3
- —
о 1
Проточка Кольцо
а <11 о ъ $т!п <17 Э1 Ь1
сталь чугун
20 22 21 23 31 33 3 3 10 13 19 21 30 32 3,5 3,5
25 28 26 29 38 41 4 24 27 37 20 5,0
30 32 35 38 40 42 45 48 31 33 36 39 41 43 46 49 43 45 48 51 53 55 58 61 12 15 29 31 34 37 39 41 44 47 42 44 47 50 52 51 57 60
50 52 55 58 60 62 65 68 51 53 56 59 61 63 66 69 67 69 72 75 77 79 82 85 5 49 51 54 57 59 61 64 67 66 68 71 74 76 78 81 84 6,0
70 72 75 78 71 73 76 79 89 91 94 97 6 69 71 74 77 88 90 93 96 7,0
80 82 85 88 81 83 86 89 99 101 104 107 15 18 79 81 84 87 98 100 103 106
90 92 95 98 91 93 96 99 111 ИЗ 116 119 7 89 91 94 97 110 112 115 118 8,5
100 105 110 101 106 111 125 130 135 8 99 104 109 124 129 134 9,5
Уплотнение кольцами из латуни, текстолита и графита. При обильной смазке применяются уплотнения из ла-
тунных колец 1 типа поршневых (рис. 9.40).
Рис. 9.40. Уплотнения из латунных колец
Каждое кольцо закладывается в паз и силой упругости материала прижимается наружной поверхностью к сопряжен-
ной детали. В зависимости от интенсивности разбрызгивания масла в картере устанавливают от одного до четырех уплотни-
тельных колец.
К подобным же уплотнениям относятся текстолитовые кольца или кольца из прессованного графита, состоящие из
двух-трех частей, вставленных в крышку подшипника и прижатых к валу пружинами (рис. 9.41).
Рис. 9.41. Уплотнение, состоящее из графитовых или текстолитовых разъемных колец
Давление кольца на вал не должно превышать 5-6 11/см\
Уплотнения из графита могут работать при окружной скорости до 60 м/с и температуре до 360 °С и допускают давле-
ние до 320 Н/см" .
Уплотнение центробежного типа. Защитные кольца на внешней поверхности (рис. 9.42) имеют ребро треугольного
сечения и вращаются вместе с валом. При этом вытекающее из подшипника масло отбрасывается центробежной силой на
стенку расточки корпуса и возвращается в корпус. Размеры этих колец приведены в табл. 9.51.
Рис. 9.42. Защитные уплотнения центробежного типа
Таблица 9.51
Размеры центробежных колец, мм
а О Э1 В Ъ <11 1 С а О Э1 В Ъ <11 1 С
30 46 65 14 3 Мб 6 1 1 1 1 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 140 165 200 19 5 Мб 7 1,5
35 52 75 14 3 Мб 6 150 175 210 19 5 Мб 7 1,5
40 58 85 14 3 Мб 6 160 185 220 19 5 Мб 7 1,5
45 65 92 14 3 Мб 6 170 195 230 19 5 Мб 7 1,5
50 70 100 16 4 Мб 6 180 205 240 19 5 Мб 7 1,5
55 75 105 16 4 Мб 6 190 215 250 19 5 Мб 7 1,5
60 80 110 16 4 Мб 6 200 230 270 22 6 М8 8 2
65 85 115 16 4 Мб 6 220 250 290 22 6 М8 8 2
70 90 120 16 4 Мб 6 240 270 310 22 6 М8 8 2
75 95 125 16 4 Мб 6 260 290 330 22 6 М8 8 2
80 100 130 16 4 Мб 6 280 310 350 22 6 М8 8 2
85 105 135 16 4 Мб 6 300 335 380 25 7 М8 9 2
90 110 140 16 4 Мб 6 320 355 400 25 7 М8 9 2
95 115 150 19 5 Мб 7 340 375 420 25 7 М8 9 2
100 125 160 19 5 Мб 7 360 395 440 25 7 М8 9 2
110 135 170 19 5 Мб 7 380 415 460 25 7 М8 9 2
120 145 180 19 5 Мб 7 400 440 490 28 8 М10 10 2,5
130 155 190 19 5 Мб 7 420 460 510 28 8 М10 10 2,5
Для предотвращения вытекания смазочного материала из корпуса редуктора или выноса его в виде масляного тумана и
брызг применяют различные уплотняющие материалы и устройства. Разъемы составных корпусов герметизируют специаль-
ными мазями, наносимыми на плоскости разъема перед сборкой корпуса. Во фланцевых соединениях, когда положение
фланца не определяет осевой зазор в подшипниковом узле, могут применяться также мягкие листовые прокладочные мате-
риалы.
В настоящее время для герметизации фланцевых соединений широко применяют уплотнения в виде резиновых колец
круглого сечения (табл. 9.52).
Таблица 9.52
Кольца резиновые уплотнительные круглого сечения, мм
(ГОСТ 9833-73)
1 _ _ 1 0
Сечение кольца 0
0 2,5 03 0 3,6 0 4,6 0 5,8 0 8,5
Д ном
25,5 44,0 84,5 105,0 162,0 211,5
26,5 49,0 86,5 108,0 167,0 216,5
27,5 50,0 87,5 110,0 172,0 221,0
28,5 54,0 88,5 112,0 177,0 226,0
29,5 55,0 90,5 115,0 182,0 231,0
31.0 58,0 92,0 118,0 187,0 236,0
33,0 59,0 93,0 120,0 191,5 241,0
35,0 62,0 94,0 122,5 196,5 245,5
36,0 63,5 96,0 127,5 201,5 250,5
37,0 64,5 97,0 132,5 206,5 255,5
39,0 68,5 98,0 137,5 211,5 260,5
40,0 69,5 100,0 142,5 216,0 275,0
41,0 73,5 102,0 147,5 221,0 280,0
42,0 78,5 103,0
43,0 83,5 104,0
Уплотнение кольцом круглого сечения. Для герметизации стыков типа фланец-корпус с центровочным буртом при-
меняют установку кольца в канавку (табл. 9.53, б), в торец (табл. 9.53, в) и в фаску (табл. 9.55, г). Установка кольца в канав-
ку занимает больше места в осевом направлении, но удобна при совмещении с регулировочными прокладками между флан-
цем и корпусом для осевого зазора, поскольку в этом случае изменение толщины прокладок не связано с деформацией сече-
ния кольца, которым производится уплотнение по посадочной поверхности. Размеры установочных мест под резиновые
уплотнительные кольца круглого сечения приведены в табл. 9.53. Эти же кольца можно применять для уплотнения плоских
стыков (не обязательно круговых). Для этого на одной из соединяемых деталей должна быть выполнена канавка. Примеры
уплотнения резиновыми кольцами круглого сечения приведены в табл. 9.53.
Таблица 9.53
Размеры колец круглого сечения и установочных мест для них, мм
а) , б) »! ШГ <ХХ' 7/лЛ.^ а;
с Др В
Размеры Диаметр кольца, Д мм
2,5 3,0 3,6 4,6
О 24-54 25-100 28-205 36-260
ъ 3,6 4,0 4,7 5,6
11 1,85 2,35 2,8 3,7
с 2,0 2,0 2,5 2,5
а 3,5 4,5 5,0 6,0
е 1,85 2,2 2,6 3,3
м 3,3 4,2 5,0 7,2
Защита подшипников. Для защиты подшипников от обильной жидкой смазки и от попадания в них продуктов износа
применяют защитные шайбы (рис. 9.43, а и б).
Рис. 9.43. Внутренние уплотняющие устройства для подшипников:
а, б - подвижные маслоотражательные кольца; в - неподвижное мазеудерживающее кольцо
Рис. 9.44. Щелевое подвижное уплотнение с проточками
На рис. 9.44 показано щелевое маслоотражательное подвижное уплотнение - диск с проточками для отделения конси-
стентой смазки подшипника от жидкой смазки, применяемой для смазки зубчатого зацепления. Диск с буртиком Ъ, равным
заплечику, имеет 2-4 канавки треугольного профиля с наружным диаметром на 0,1 - 0,2 мм меньше наружного посадочного
диаметра подшипника. Диск устанавливается так, чтобы его торец выступал из посадочного отверстия на 1 -2 мм.
К данной группе уплотнений относят также уплотнения с защитными неподвижными шайбами (рис. 9.43, в).
Торцовые уплотнения применяют при жидкой смазке. Торцовой частью (рис. 9.45) толщиной 0,5...0,6 мм уплотнение
прижимается к торцу кольца подшипника и предохраняет подшипник от попадания продуктов износа и загрязнений и от
вытекания масла. Размеры уплотнений приведены в табл. 9.54, где исполнение I предназначено для закрепления уплотнения
на валу, а исполнение II - для закрепления уплотнения в корпусе.
Рис. 9.45.Торцовые уплотнения:
а - исполнение I; б - исполнение II
Таблица 9.54
Уплотнительные торцовые (маслоотражательные) кольца
У т 5 - У
ч С
- О •г <э - < с?
№ 7
ь
кспмнени* Н
Диаметры подшипника Общие размеры Исполнение I Исполнение II
а О 8 й О1 а <1, <12 И
20 47 52 0,3 2 41,2 44,8 20 29 33 25,7 27,2 47 52 37 40
25 52 62 2,5 47 54,8 25 36 40 31,5 32,2 52 62 42 47
30 62 72 56,2 64,8 30 44 48 36,3 37,2 62 72 47 56
35 72 80 64,8 70,7 35 48 54 43 45 72 80 56 65
40 80 90 3 72,7 80,5 40 57 60 48 51 80 90 62 70
45 85 100 77,8 90,8 45 61 75 53 56 85 100 68 80
50 90 110 82,8 98,9 50 67 80 57,5 62 90 110 73 86
55 100 120 90,8 108 55 75 89 64,5 67 100 120 80 93
60 110 130 100,8 117,5 60 85 95 70 73 110 130 85 102
65 120 140 110,5 127,5 65 90 100 74,5 72,5 120 140 95 110
0,5 3,5
9.2.6. КРЕПЛЕНИЕ СТАКАНОВ И КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ
В крышках кроме отверстий для крепежных винтов часто предусматривают два диаметрально расположенных резьбо-
вых отверстия под отжимные винты для удобства разборки узла. При помощи винтов, ввертываемых в эти отверстия, крыш-
ки можно легко снять с корпусной детали.
В коробках скоростей не допускают, чтобы головки винтов выступали над поверхностью детали, которыми она кре-
пится. Это обусловливается требованиями техники безопасности, удобством ухода за станком и стремлением создать при-
влекательный внешний вид механизма.
Рис.9.46. Определение необходимой длины завинчивания винта и глубины резьбового отверстия в корпусе
Стаканы совместно с крышками подшипников или отдельно крышки подшипников обычно крепятся к корпусным де-
талям винтами с шестигранной головкой или с цилиндрической головкой впотай. Крышки, не воспринимающие нагрузок,
допускается изготовлять из пластмассы. Диаметры винтов принимают по табл. 9.45, 9.46 и 9.49.
Длину винтов и глубину нарезания резьбы в отверстиях определяют с учетом сбегов и недорезов резьбы.
На стержне винта недорез резьбы образуется в результате того, что при нарезании резьбы плашка упирается в головку
винта и в результате резьба получается недорезанной на величину 12 (рис. 9.46, в), в которую включается 1.. .2 витка резьбы с
неполным профилем - сбег. Величина недореза в зависимости от шага резьбы на стержне винта приведена в табл. 9.56.
При нарезании резьбы в несквозном отверстии корпусной детали метчик не сможет нарезать резьбу до дна отверстия
потому, что у метчика передняя часть выполнена конусом со срезанными нитками резьбы для захода в отверстие. В резуль-
тате при достижении метчиком дна отверстия часть его будет без резьбы - недорез 14 , который будет включать часть с не-
полной резьбой - сбег 13 (рис. 9.46, а). Величина недореза и сбега резьбы в отверстии в зависимости от шага резьбы приве-
дена в табл. 9.56.
Определение размеров крепежных винтов. Для обеспечения прочности соединения экспертно установлена зависи-
мость необходимой проектной глубины йпр завинчивания от диаметра стержня винта в тело корпусной детали.
Ьпр = КФ
где - к4 = й/й-относительная глубина завинчивания, которую принимают по табл. 9.55; <1 - диаметр винта.
Таблица 9.55
Глубина завинчивания винта в корпусную деталь
Материал винта, шпильки- Сталь( ов Н/мм2) Величина К при материале корпуса
сталь дуралюмин бронза чугун силумин
400... 500 0,8...0,9 0,8...0,9 1,2...1,3 1,3...1,4 1,4... 2,0
900... 1000 1,6...2,0 1,6...2,0 1,8...2,2 2,0...2,5 2,0... 2,5
1. Находят проектную, предварительную, длину стержня винта
Кр Ьрр
где бт - суммарная толщина прикрепляемых к корпусу деталей, которая зависит от типа винта, от наличия и типа ста-
кана и от наличия прокладки (рис. 9.46).
2. Расчетное значение Кр округляют в большую сторону до стандартного для данного типа и размера винта и получают
фактическую длину винта -1.
3. Уточняют значение глубины завинчивания винта
И = 1-§Е.
4. Проверяют достаточность резьбы на винте по условию
10-й>28
или
10_Ь >1,2 1,,
где 10- длина нарезанной части винта, которую принимают по таблице для соответствующего винта; 8 - шаг резьбы; 12
- недорез (учитываемый при 10= 1) (рис. 9.46, в). Значения 12 принимают по табл. 9.56.
Таблица 9.56
Сбеги и недорезы резьбы. Размеры, мм
Шаг резьбы, 8 Винт Отверстие
недорез сбег недорез
к 13 14
1,0 3,0 2,7 4,0
1,25 4,0 3,3 5,0
1,5 4,0 4,0 6,0
1,75 4,0 4,7 7,0
2,0 5,0 5,5 8,0
2,5 6,0 7,0 10,0
5. Определяют глубину нарезания резьбы в корпусе (рис. 9.46, а)
йОпр= И + (1,2...1,5) 13.
где 13 - сбег резьбы, принимают по табл. 9.56.
Расчетное значение йопр округляют в большую сторону до стандартного значения Но.
Определяют глубину сверления под резьбу
8опр ~ Ьо + 1д - 13.
Расчетное значение бОпр округляют в большую сторону до стандартного значения б0.
Рис. 9.47. Определение необходимой длины болта для скрепления деталей
При применении шпильки или болта с гайкой для скрепления деталей (рис. 9.47) расчет выполняется аналогично рас-
чету для винта с уточнением
/ = бт + Н+28,
где / - длина стержня болта; бт - суммарная толщина скрепляемых деталей; 8 - шаг резьбы.
Выступающая часть болта или шпильки над гайкой должна быть не более двух шагов резьбы.
9.2.7. УСТАНОВКА ЗАЗОРОВ В ПОДШИПНИКАХ
При установке сборочных единиц с подшипниками качения в корпусную деталь (корпус редуктора) необходимо
предусматривать создание необходимой величины зазоров, обеспечивающих при вращении свободное перемещение шари-
ков или роликов между кольцами подшипника без защемления. Следует учитывать, что при работе от выделяющегося тепла
происходит расширение внутреннего кольца подшипника и сжатие его наружного кольца, в результате чего при слишком
плотной посадке подшипника на вал и в корпус шарики или ролики могут защемляться и подшипник быстро износится или
разрушится. Чрезмерный зазор в посадочных местах также ухудшает работу подшипника: кольца его начинают проскальзы-
вать, вызывая износ посадочных поверхностей и вибрацию механизма. Принято устанавливать подшипник так, чтобы коль-
цо подшипника, которое установлено во вращающейся детали (шкив с наружным кольцом подшипника или шип вала с
внутренним кольцом), было установлено по неподвижной посадке (с небольшим натягом), а противоположное кольцо
должно быть установлено по переходной или скользящей посадке так, чтобы имелась возможность этому кольцу самоуста-
навливаться по неподвижно закрепленному кольцу с тем, чтобы образовывался равномерный зазор для тел качения, т.е.
кольцо должно иметь возможность смещаться в осевом направлении и проворачиваться относительно места установки.
Для обеспечения зазоров, осевой игры в конструкции подшипникового узла необходимо предусматривать возмож-
ность создания и регулировки зазоров. Для этого используют возможность поворота на определенный угол гайки, поджи-
мающей внутреннее кольцо подшипника, изменение количества прокладок между фланцем крышки и торцовой поверхно-
стью корпусной детали, поджимающей наружное кольцо подшипника или подшлифовку торцов проставочных колец для
получения нужного размера и др.
Например, для нормальной работы конического роликового подшипника должны быть предусмотрены зазоры в осе-
вом и радиальном направлениях (рис. 9.48).
Рис. 9.48. Определение оеевых и радиальных зазоров в подшипниках
Осевые и радиальные зазоры в радиально-упорных шарикоподшипниках и в конических роликоподшипниках связаны
между собой зависимостью (рис. 9.48)
/
Ъ =
где Ъ - осевой зазор; Г- радиальный зазор; б - зазор в нормальном сечении.
Осевой зазор следует регулировать очень тщательно, так как от него зависят долговечность подшипников и точность
вращения вала (табл. 9.57).
Таблица 9.57
Величины осевых зазоров для подшипников, мкм
Осевой зазор для конических роликоподшипников, мкм Осевой зазор для радиально-упорных шарикоподшипников, мкм
диаметр отверстия подшип- ника, мм допустимые пределы осевого зазора при угле контакта р Диаметр отверстия подшип- ника, мм Допустимые пределы осевого зазора при угле контакта р
ДО 16° 25-29° 12° 26-35°
свыше ДО найм. наиб. найм. наиб. свыше ДО найм. наиб. найм. наиб.
— 30 20 80 20 40 — 30 30 60 20 30
30 50 40 110 20 50 30 50 30 80 20 40
50 80 60 140 30 60 50 80 40 100 30 50
80 120 80 170 40 70 80 120 50 120 30 60
120 180 110 220 50 90 120 180 80 180 40 80
9.3. ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ МОНТАЖА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
9.3.1. КЛАССЫ ТОЧНОСТИ И ПОЛЯ ДОПУСКОВ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Конструкция сборочных единиц с подшипниками качения зависит от характера действующих на подшипники нагру-
зок, удобства сборки и разборки сборочной единицы, способа смазки подшипников и ряда других факторов. При выборе
типа подшипников и конструировании сборочных единиц с подшипниками качения необходимо учитывать его технические
и экономические показатели. Целесообразно применение в конструкциях машин наиболее массовых радиальных шариковых
подшипников.
Для подшипников качения установлено пять классов точности для подшипников качения, обозначаемых в порядке по-
вышения точности: 0; 6; 5; 4 и 2. Подшипники классов точности 5, 4 и 2 отнесены к высоким классам точности. Точность
подшипников качения характеризуется точностью основных размеров (внутреннего и наружного диаметров подшипника и
ширины колец), точностью формы и взаимного расположения поверхностей колец, точностью вращения.
В общем машиностроении наиболее широко применяют подшипники качения класса точности 0 и 6. Подшипники ка-
чения более высоких классов точности применяют для валов и осей, к которым предъявляют требование точного вращения.
Условные обозначения подшипников качения состоят из цифр и букв, значение которых поясняется в каталогах и справоч-
никах по подшипникам качения.
В ГОСТ 3325-85 приведены поля допусков на посадочные диаметры колец подшипников качения, устанавливаемых на
валы (стальные сплошные или полые толстостенные) и в корпуса (стальные или чугунные толстостенные). Толстостенными
считаются валы и корпуса, для которых справедливы соотношения - <1/с1в> 1,25 и Г)к/Г)>1.25 (<1 - диаметр отверстия подшип-
ника; <1в - диаметр отверстия полого вала; 1» - наружный диаметр корпуса; В - наружный диаметр подшипника). При рабо-
те температура подшипников не должна превышать 100 °С.
В ГОСТ 3325-85 приняты следующие обозначения полей допусков на посадочные диаметры колец подшипников:
Гс1т, Ь8, Ь7, Ь0, Ь6, Ь5, Ь4, Ь2 - поля допусков для среднего диаметра отверстия подшипника,
где Гс1т - общее обозначение поля допуска на средний диаметр отверстия <1Т подшипника;
Ь8, Ь7, Ь0, Ь6, Ь5, Ь4, Ь2 - обозначения полей допусков для среднего диаметра отверстия по классам точности под-
шипников;
8, 7, 0, 6, 5, 4, 2 - классы точности подшипников;
Ь - обозначение основного отклонения для среднего диаметра отверстия подшипника;
Ют, /8, /7, /0,16,15,14,12 - обозначения полей допусков для среднего диаметра наружного диаметра подшипников,
где Ют - общее обозначение поля допуска для среднего наружного диаметра Г)т подшипника; /8, 12, 10, 16, 15, 14, 12 -
поля допусков по классам точности;
8, 7, 0, 6, 5, 4, 2 - классы точности подшипников;
/ - обозначение основного отклонения для среднего наружного диаметра подшипника.
Предельные отклонения посадочных мест подшипников класса 0 и 6 приведены в табл. 9.58 и 9.59.
Таблица 9.58
Подшипники шариковые и роликовые радиальные и шариковые радиально-упорные.
Предельные отклонения внутренних колец, мкм
Интервалы номинальных диаметров Класс 0 Класс 6
Предельные отклонения отверстия внутреннего кольца, мкм
свыше ДО нижнее верхнее нижнее верхнее
10 18 -8 0 -7 0
18 30 -10 -8
30 50 -12 -10
50 80 -15 -12
80 120 -20 -15
120 180 -25 -18
Таблица 9.59
Подшипники шариковые и роликовые радиальные и шариковые радиально-упюрные.
Предельные отклонения наружных колец, мкм
Интервалы номинальных диаметров Класс 0 Класс 6
Предельные отклонения наружного кольца, мкм
свыше ДО нижнее верхнее нижнее верхнее
18 30 -9 0 -8 0
30 50 -И -9
50 80 -13 -И
80 120 -15 -13
120 150 -18 -15
150 180 -25 -18
180 250 -30 -20
9.3.2. ВИДЫ ПРИЛОЖЕНИЯ НАГРУЗКИ К КОЛЬЦАМ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
В зависимости от условий работы подшипникового узла различают следующие виды приложения нагрузки к кольцам
подшипников качения: местный, циркуляционный и колебательный.
Рис. 9.49. Эпюры приложения нагрузки к кольцам подшипников качения:
а - местной; б - циркуляционной; в - колебательной;
Рс - результирующая сила радиальной нагрузки;
I, II, III - последовательные положения эпюр приложения нагрузки;
Ру-радиальная вращающаяся нагрузка; Рг- равнодействующая нагрузка
При местном приложении нагрузки к кольцу действующая на подшипник результирующая радиальная нагрузка по-
стоянно воспринимается одним и тем же ограниченным участком дорожки качения этого кольца (в пределах зоны приложе-
ния нагрузки) и передается соответствующему участку посадочной поверхности вала или корпуса. Такой вид приложения
нагрузки имеет место, например, когда кольцо не вращается относительно действующей на него нагрузки или кольцо и
нагрузка вращаются вместе (рис. 9.49, а; 9.50, а).
Рис. 9.50. Виды местного приложения нагрузки
для внутреннего (а) и наружного (б) кольца (по стрелке на кольце)
При циркуляционном приложении нагрузки к кольцу действующая на подшипник результирующая радиальная
нагрузка воспринимается и передается телами качения в процессе вращения дорожки качения! последовательно всей сопря-
гаемой посадочной поверхности вала или корпуса. Такой вид приложения нагрузки возникает, например, когда кольцо вра-
щается относительно постоянной по направлению радиальной нагрузки, а также когда нагрузка вращается относительно
неподвижного или подвижного кольца (рис. 9.49, б; рис. 9.51).
а) б)
Рис. 9.51. Виды циркуляционного приложения нагрузки
для внутреннего (а) и наружного (б) кольца
При колебательном приложении нагрузки к кольцу неподвижное кольцо подшипника подвергается одновременно-
му воздействию радиальных нагрузок, постоянных по направлению Рс и вращающейся Ру, меньшей или равной по величине
Рс. Их равнодействующая Рг совершает периодическое колебательное движение, симметричное относительно направления
постоянной нагрузки, причем она периодически воспринимается через тела качения зоной приложения нагрузки к кольцу и
передается соответствующим ограниченным участкам посадочной поверхности (рис. 9.49, в). Виды комбинированного при-
ложения нагрузки к кольцам представлены на рис. 9.52.
Рис. 9.52. Виды приложения нагрузки к кольцам:
а - колебательный - на наружном кольце, циркуляционный - на внутреннем кольце;
б - циркуляционный - на наружном кольце, колебательный - на внутреннем кольце
Рис. 9.53. Виды приложения нагрузки к кольцам:
а - местный - на внутреннем кольце, циркуляционный - на наружном кольце;
б - циркуляционный - на внутреннем кольце, местный - на наружном кольце
В том случае, если радиальная нагрузка Рс постоянна по направлению и меньше вращающейся Ру, на кольца действуют
либо местные нагрузки, либо циркуляционные, в зависимости от величины сил и схемы их приложения (рис. 9.53).
Виды приложения нагрузки к кольцам подшипников качения влияют на выбор посадок подшипников, устанавливае-
мых на вал или в корпус.
9.3.3. ПОЛЯ ДОПУСКОВ И ШЕРОХОВАТОСТЬ ПОСАДОЧНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ
Расположение полей допусков на размеры диаметров посадочных поверхностей валов и отверстий корпусных деталей
относительно полей допусков на размеры колец подшипников для классов точности 0 и 6 приведены на рис. 9.54.
Условные обозначения посадок подшипников указывают на чертежах и в нормативно-технической документации.
Допуски на наружные и внутренние кольца зависят от типа подшипника, его размеров и класса точности.
Рис. 9.54. Схема расположения полей допусков на внутренний
и наружный диаметры подшипников качения (на вал и в корпус)
Посадку внутреннего кольца подшипника на вал осуществляют по системе отверстия, поле допуска на диаметр отвер-
стия внутреннего кольца подшипника расположено не в тело кольца, как это имеет место для основного отверстия, а «в воз-
дух».
Посадку наружного кольца в корпус или стакан выполняют в системе вала.
Сопряжение наружного кольца подшипника с отверстием корпуса или стакана выполняется обычно по переходным
посадкам, обеспечивающим весьма малые натяги или небольшие зазоры, позволяющие кольцу при работе несколько прово-
рачиваться относительно своего посадочного места. Это обеспечивает при местном приложении нагрузки более равномер-
ный износ беговых дорожек, так как под место приложения нагрузки будут попадать все новые участки кольца. Посадку
подшипников выбирают так, чтобы кольцо, сопрягаемое с вращающейся деталью, имело натяг (неподвижное соединение), а
другое кольцо, сопрягаемое с неподвижной деталью - небольшой зазор (проскальзывание).
Рекомендуемые поля допусков для диаметров посадочных поверхностей подшипников качения для посадки на вал и в
корпус и параметры шероховатости диаметров посадочных поверхностей валов и корпусов под установку подшипников
качения приведены в табл. 9.60 - 9.63.
Таблица 9.60
Посадки колец подшипников качения на вал и в корпус
Виды Кольца подшипников
внутренние на вал наружные в корпус
нагружения Классы точности подшипников
колец о 6 5 4 2 0 6 5 4 2
Посадки
ЬО Ь6 Ь5 Ь4 Ь2 Н7 Н7 Н6 Н6 Н5
Й6 116 115 115 М /0 /6 /5 /4 /2
Местное или колебательное ЬО Й7 Н8 /0 Н8 16
№8 №8 №8 №8 №8 8 8 8 8 8
ЬО Ь6 Ь5 Ь4 Ь2 V V 186 186 .1„5
)86 )86 1.5 1-5 1.4 /0 /6 /5 /4 /2
И И И И И ИЗО ИЗО ИЗО ИЗО ИЗО
ьо Ь6 Ь5 Ь4 Ь2 К7 К7 Кб Кб К5
кб кб к5 к5 к4 /0 16 /5 /4 /2
Циркуляционное И И И И И И 60 И 60 И 60 И 60 И 60
ьо Ь6 Ь5 Ь4 Ь2 М7 М7 Мб Мб М5
шб шб ш5 ш5 ш4 /0 16 /5 /4 /2
И И И И И И 90 И 90 И 90 И 90 И 90
Примечание» /V ~ У — переходные посадки; 8 — посадки с зазором; 14 — посадки с натягом; 1430, 1^60 и 1490 - ожидаемый процент посадки с натягом.
Таблица 9.61
Посадка на вал для внутреннего кольца подшипника качения
Виды нагружения внутреннего кольца подшипника Режим работы подшипника Подшипник
шариковый роликовый
поле допуска вала под подшипник
Местное (вращающийся корпус) С перемещением внутреннего кольца на валу Р, < 0,07 С,-
Без перемещения внутреннего кольца на валу 0,07С, < Р, < 0,15С, /6: /.6; Л6
Циркуляционное (вращающийся вал) Высокие требования к точности хода Р, < 0,07С, ] 5^ Л5
0,07С,<Р,<0,15С,- 7»6; кб кб; тб; пб
Ударные нагрузки Р,-> 0,15СГ — пб; рб; гб
Колебательные (вращающийся вал) 0,07С,<Р,<0,15С,- кб тб
Ударные нагрузкиР,-> 0,15СГ - пб; рб; гб
упорный
Осевая колебательная 0,07С, < Р, < 0,15С, /',6 кб; тб
Примечание. - эквивалентная динамическая нагрузка, кН; динамическая грузоподъемность, кН по каталогу.
Таблица 9.62
Посадка в корпус для наружного кольца подшипника качения
Виды нагружения наружного кольца подшипника Режим работы подшипника Поле допуска отверстия под подшипник
Местное С перемещением наружного кольца в корпусе 0,07С,.<Р,.<0,15С,. Н7
Циркуляционное Без перемещения наружного кольца в корпусе 0,07С,.<Р,.<0,15С,. Н7
Ударные нагрузки Р, > 0,15С, Р7
Колебательные Без перемещения наружного кольца в корпусе 0,07С,< Р,< 0,15СГ К7
С легким перемещением наружного кольца в корпусе Р, < 0,07С,- Н6
Р,<0,\5С,- М7
Осевое 0,07С,.<Р,.<0,15С,. все типы Е8
Тяжелый;Рг> 0,15СГ шариковые Н8; Н9
роликовые 07
Примечание. Рг- эквивалентная динамическая нагрузка, кН; Сг- динамическая грузоподъемность, кН по каталогу.
Таблица 9.63
Параметры шероховатости Ка для сопрягаемых опорных и торцовых поверхностей
на валах и корпусных деталях под подшипники качения
Посадочные поверхности Классы точности подшипников Номинальные диаметры подшипников
до 80 мм свыше 80 до 500 мм
Ка
Валов 0 1,25 2,5
6 и 5 0,63 1,25
4 0,32 0,63
2 0,16 0,32
Отверстий корпусов 0 1,25 2,5
6,5 и 4 0,63 1,25
2 0,32 0,63
Опорных торцов заплечиков валов и корпусов 0 2,5 2,5
6,5 и 4 1,25 2,5
2 0,63 0,63
Пример
Выбрать посадку для циркуляционно-нагруженного внутреннего кольца радиального однорядного подшипника 308
класса точности 0 (6=40 мм; 0=90 мм; В = 23 - 2-2,5 =18 мм) на вращающийся полый вал 6] =20 мм.
Расчетная радиальная реакция опоры Рг = Рг1 = Рг2 = 419 Н = 420 кгс; нагрузка ударная, перегрузка 300 %, осевой
нагрузки на опору нет. Коэффициенты: К] = 1,8; К2= 1,6 (для сЦтв/6 = 0,5; О / 6=2,25; К3=1 (для Р=0).
Решение
Находим интенсивность нагрузки по формуле
Р 4?0
Р„ = --К, -К, К, = — 1,8-1,6-1 = 6700кН.
В 1,8
По заданным условиям для вала соответствует поле допуска кб, который образует с кольцом посадку с наименьшим
натягом, равным 2 мкм, и наибольшим, равным 30 мкм Для подшипника с корпусом выбрана посадка - 09ОН7.
9.3.4. ГЕОМЕТРИЧЕСКАЯ ФОРМА ПОСАДОЧНЫХ ПОВЕРХНОСТЕЙ ДЕТАЛЕЙ
Концы валов под запрессовку подшипников и отверстия в корпусе должны иметь необходимую шероховатость поса-
дочных поверхностей (табл. 9.63) и геометрическую форму (табл. 9.64 - 9.69).
Эллиптические формы посадочных мест на деталях под запрессовку подшипников качения приводят к искажению
формы колец подшипников, увеличению давления на тела качения и более быстрому выходу подшипников из строя, а также
к усилению шума при высокой частоте вращения.
Таблица 9.64
Допускаемые отклонения от правильной геометрической формы посадочных поверхностей вала и корпуса
Класс точности шарико- и роликоподшипников Овальность Конусность
в долях допуска на диаметр посадочной поверхности
0 и 6 <0,5 <0,5
5 и 4 <0,25 <0,25
Таблица 9.65
Допуски формы посадочных поверхностей валов (осей), мкм
Интервалы номинальных диаметров с/, мм Формы посадочных поверхностей валов ( осей)
круглость профиль продольного сечения непостоянство диаметра в сечении
поперечном продольном
для подшипников класса точности
Он 6 5 и 4 2 Оиб 5 и 4 2 Оиб 5и4 2 Оиб 5и4 2
от ДО Допуски для валов (осей), не более
10 18 3,0 1,3 0,6 3,0 1,3 0,6 6 2,6 1,2 6 2,6 1,2
18 30 3,5 1,5 0,8 3,5 1,5 0,8 7 3,0 1,6 7 3,0 1,6
30 50 4,0 2,0 1,0 4,0 2,0 1,0 8 4,0 2,0 8 4,0 2,0
50 80 5,0 2,0 1,0 5,0 2,0 1,0 10 4,0 2,0 10 4,0 2,0
80 120 6,0 2,5 1,2 6,0 2,5 1,2 12 5,0 2,4 12 5,0 2,4
120 180 6,0 3,0 1,5 6,0 3,0 1,5 12 6,0 3,0 12 6,0 3,0
180 250 7,0 3,5 1,7 7,0 3,5 1,7 14 7,0 3,4 14 7,0 3,4
250 315 8,0 4,0 — 8,0 4,0 — 16 8,0 — 16 8,0 —
315 400 9,0 4,0 — 9,0 4,0 — 18 8,0 — 18 8,0 —
400 500 10,0 — — 10,0 — — 20 — — 20 — —
Таблица 9.66
Допуски формы посадочных поверхностей отверстий корпусов, мкм
Интервалы номинальных диаметров Д мм Формы посадочных поверхностей отверстий корпусов
круглость профиль продольного сечения непостоянство диаметра в сечении
поперечном продольном
для подшипников класса точности
Оиб 5и4 2 Оиб 5и4 2 Оиб 5 и 4 2 Оиб 5и4 2
ОТ ДО Допуски отверстий корпусов, не более
18 30 5,0 2,0 1,0 5,0 2,0 1,0 10 4,0 2,0 10 4,0 2,0
30 50 6,0 2,5 1,4 5,0 2,5 1,4 12 5,0 2,8 12 5,0 2,8
50 80 7,5 3,0 1,6 7,5 3,0 1,6 15 6,0 3,2 15 6,0 3,2
80 120 9,0 3,5 2,0 9,0 3,5 2,0 18 7,0 4,0 18 7,0 4,0
120 180 10,0 4,0 2,2 10,0 4,0 2,2 20 8,0 4,4 20 8,0 4,4
180 250 11,5 5,0 2,5 11,5 5,0 2,5 23 10,0 5,0 23 10,0 5,0
250 315 13,0 5,3 3,0 13,0 5,3 3,0 26 10,6 6,0 26 10,6 6,0
315 400 14,0 6,0 4,0 14,0 6,0 4,0 28 12,0 8,0 28 12,0 8,0
400 500 16,0 — — 16,0 — — 32 — — 32 — —
Таблица 9.67
Допуски торцового биения заплечиков валов, мкм
<1, мм Для подшипников классов точности
о 6 5 4 2
ОТ ДО Допуски торцового биения
10 18 18 И 5 3,0 2,0
18 30 21 13 6 4,0 2,5
30 50 25 16 7 4,0 2,5
50 80 30 19 8 5,0 3,0
80 120 35 22 10 6,0 4,0
120 180 40 25 12 8,0 5,0
180 250 46 29 14 10,0 7,0
Таблица 9.68
Допуски торцового биения заплечиков отверстий корпусов, мкм
П, мм Для подшипников классов точности
о 6 5 4 2
ОТ ДО Допуски торцового биения
18 30 33 21 9 6 4,0
30 50 39 25 И 7 4,0
50 80 46 30 13 8 5,0
80 120 54 35 15 10 6,0
120 180 63 40 18 12 8,0
180 250 72 46 20 14 10,0
250 315 81 52 23 16 12,0
315 400 89 57 25 30 13,0
Таблица 9.69
Допуски диаметров конических шеек валов с конусностью 1:12
под установку подшипников с коническим отверстием, мкм
<1, мм Допуски диаметра вала Допуски угла конуса
для подшипников класса точности
ОТ ДО 0 6 5 4 2 0 6 5 4 2
10 18 18 И 8 — — И 8 5 — —
18 30 21 13 9 6 4 13 9 6 2,5 1,5
30 50 25 16 И 7 4 16 И 7 2,5 1,5
50 80 30 19 13 8 5 19 13 8 3,0 2,0
80 120 35 22 15 10 6 22 15 10 4,0 2,5
120 180 40 25 18 12 8 25 18 12 5,0 3,0
180 250 46 29 20 14 10 29 20 14 7,0 3,5
250 315 52 32 23 23 — 32 23 16 8,0 —
315 400 57 36 25 25 — 36 25 18 9,0 —
Примечание. Размеры конических отверстий в табл. 5.8.
Если в узле обеспечена высокая точность расточки посадочных мест, расстояние между подшипниками невелико и нет
опасения защемления тел качения, то следует выбирать нижние пределы осевой игры (зазоров). Если вышеуказанные усло-
вия не выполняются, то пределы осевого зазора выбирают с учетом теплового удлинения вала и рекомендуемых величин
зазоров, приведенных в табл. 9.57.
Е1еправильно установленные подшипники качения быстро изнашиваются и теряют точность, что может привести к по-
ломке механизма.
9.4. ВЫБОР СПОСОБОВ СМАЗКИ И СМАЗОЧНОГО
МАТЕРИАЛА ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Смазку подшипников качения в редукторах общего назначения и других механизмах промышленного оборудования
осуществляют жидкими маслами и консистентными пластичными мазями. Наиболее благоприятные условия для работы
подшипников при окружных скоростях шейки вала т> > 5 м/с обеспечиваются жидкими маслами. Преимущества их заклю-
чаются в высокой стабильности, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить теплоту и очищать подшипник
от продуктов износа. Жидкая смазка более эффективна в отношении уменьшения потерь на трение и для охлаждения под-
шипников. При смазке подшипников масляной ванной уровень масла, во избежание повышенных потерь мощности, должен
быть не выше центра нижнего шарика или ролика (рис. 9.35).
На практике подшипники стремятся смазывать тем же маслом, которым осуществляют смазывание деталей передач
механизма.
При смазке подшипников разбрызгиванием из масляной ванны, обычно расположенной ниже подшипников, масло за-
хватывается и разбрызгивается одним из быстровращающихся колес, закрепленным на быстроходном валу кольцом с лопа-
стями (крыльчаткой) специальными шестернями или дисками.
Подачу жидкого масла к подшипникам качения горизонтальных валов осуществляют масляной ванной или разбрызги-
ванием при частоте их вращения п<10 ООО мин а к более быстроходным валам - масляным туманом или капельной смаз-
кой. Масляный туман получается от распыления масла инжекторами (по принципу пульверизатора). Такая смазка обеспечи-
вает хорошее охлаждение подшипников, а избыточное давление препятствует проникновению в подшипник пыли.
Отработанное жидкое масло легче заменить новым без разборки узла. Недостаток жидких масел заключается в том,
что необходимо применять сложные по конструкции уплотнения.
При окружной скорости шейки вала п < 5 м/с, а также когда по тем или иным причинам! для подшипников нельзя ис-
пользовать масло, которым смазывают передачу, смазывание подшипников производят отдельно пластичными мазями
(табл. 9.70).
Таблица 9.70
Пластичные мази, применяемые для подшипников качения
Окружная скорость шейки вала, о (м/с) Рабочая температура масла [°С ] *
до 30 30-60 60... 80 80... 100 | свыше 100
Кинематическая вязкость масла, 10'2см2/с
До 0,5 38 76 114 10 **
0,5-1,5 38 53 76 167
1,5-3 26,6 45,6 76 114 167
3-5 16 38 53 76 114
5-8 12 26,6 38 76 114
Свыше 8 7 16 26,6 45,6 10
Примечания: * Для температур ниже +5 °С применяют легкоплавкие масла. Для температур свыше 70 °С применяют И-40А, И-50А или цилиндровое масло.
** Вязкость указана при температуре 100° С.
Рис. 9.55. Номограмма для выбора вязкости масел для подшипников качения
Пример пользования номограммой. Например, при б/ 75 мм и частоте вращения п - 1500 мин '* минимальная вяз-
кость масла в рабочем состоянии должна быть 13,2 сСт (или 106 м7с) (горизонтальная пунктирная прямая линия). Для выбо-
ра смазки удобнее пользоваться вязкостью г50 (г1Оо), сСт, при стандартной температуре (50 или 100° С). Так, для рас-
сматриваемого подшипника, если рабочая температура 70° С, соединяем ординату с горизонтальной пунктирной прямой
линией, затем наклонно выводим на уровень 50° С и после такого приведения по горизонтали определяем, что вязкость мас-
ла должна быть равна 27 сСт при 50° С (ломаная пунктирная линия).
В редукторах, коробках передач и других механизмах, содержащих механические передачи, подшипники качения
обычно смазываются тем же маслом, что и передача.
Если смазка выбирается по условиям работы подшипника качения, то рекомендуют назначать масла вязкостью
(10^30)10'6 м2/с при рабочей температуре. Большие значения вязкости принимают для высоконагруженных подшипников со
сравнительно низкой окружной скоростью, в том числе и для роликовых подшипников.
Пластичные смазки лучше, чем жидкие масла, защищают подшипник от коррозии, особенно при длительных переры-
вах в работе. Для их удержания в подшипнике и корпусе не требуются сложные уплотнения. При выборе пластичной смазки
учитывают рабочую температуру подшипникового узла и наличие в окружающей среде влаги. В узлах с интенсивным теп-
ловыделением пластичные смазки не применяют из-за недостаточного отвода теплоты ими от трущихся поверхностей.
Консистентные мази закладывают в камеры корпусов подшипников на */3 < 2/3 их свободного объема и периодически
восполняют.
Для подшипников качения, смазываемых консистентными мазями, предусматривают внутренние уплотняющие
устройства, назначение которых противодействовать поступлению в корпус подшипника лишней смазки, разбрызгиваемой
колесами из общей масляной ванны. Внутренними уплотняющими устройствами снабжают также подшипники качения,
смазываемые жидкой смазкой из общей масляной ванны при слишком обильной струе смазки, например, при расположении
подшипников вблизи косозубой шестерни или червяка. Внутренние уплотняющие устройства служат также для защиты под-
шипников качения при смазке жидкой смазкой из общей масляной ванны от загрязнения продуктами износа зубчатых колес.
9.4.1. ЖИДКИЕ СМАЗОЧНЫЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ
Жидкие смазочные материалы (минеральные масла) получают из мазутов - остатков первичной переработки нефти.
После перегонки мазута под вакуумом и очистки масла приобретают необходимые эксплуатационные свойства, в частности
стабильность против окислительного действия кислорода воздуха. Улучшение отдельных сортов и марок минеральных ма-
сел, применяемых для смазки подшипников качения, достигается добавлением в небольших количествах (от 0,01 до 10%)
различных химических соединений - присадок. Присадки уменьшают изнашивание рабочих поверхностей качения, снижа-
ют потери на трение и усиливают смазочные свойства масел (особенно в подшипниках, работающих с большими нагрузка-
ми, так как прочность масляной пленки в зоне контакта поверхностей качения является в этих случаях одним из основных
условий нормальной работы механизма). Применяют присадки также для повышения вязкости и улучшения вязкостно-
температурных свойств масел, для тяжелонагруженных механизмов, работающих в условиях большого перепада темпера-
тур, для улучшения подвижности масел при низких температурах, для большей устойчивости против действия кислорода
воздуха, для работы при повышенных температурах.
Минеральные масла более стабильны, чем пластичные смазки; их можно применять при более высокой частоте враще-
ния (в частности, для систем смазки с помощью масляного тумана или впрыскивания смазки в опоры с высокоскоростными
подшипниками качения), они могут в течение длительного времени работать при высоких температурах, не теряя при этом
смазочных свойств. Минеральные масла употребляются при весьма низких температурах, не проявляя склонности к замет-
ному загустению и не вызывая больших энергетических потерь мощности двигателя на перемешивание. Минеральные масла
по сравнению с пластичными смазками обладают значительно меньшим внутренним трением, что обусловливает возмож-
ность их применения в высокоточных приборах, чувствительных к повышенному трению в опорах, обеспечивают возмож-
ность полной смены смазки без разборки подшипникового узла, позволяют применять системы циркуляционной подачи
смазки.
9.4.2. ПЛАСТИЧНЫЕ СМАЗКИ ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Основных типы пластичных смазок, рекомендуемых к применению для смазки подшипников качения
Смазки общего назначения для средних температур
Солидол синтетический по ГОСТ 4366-76* - коричневая мазь, состоящая из индустриального или веретенного масла,
загущенного гидратированными кальциевыми мылами синтетических жирных кислот. Он водостоек и достаточно хорошо
сохраняет стабильность при хранении. Используется в подшипниковых узлах машин и механизмов различного назначения.
В тяжело нагруженных опорах сохраняет работоспособность при температуре до 50° С. При температуре выше 65-70° С
смазка необратимо распадается.
Солидол С - наиболее распространенный сорт пластичной смазки. Применяется в качестве летней и зимней смазки
подшипников в механизмах общего назначения, транспорта, сельскохозяйственной техники. Недостаток смазки - ограни-
ченная механическая стабильность.
Пресс-солидол обладает лучшими низкотемпературными свойствами по сравнению с солидолом С, но имеет меньший
предел прочности на сдвиг при 50° С.
Солидол жировой (универсальный среднеплавкий УС) по ГОСТ 1033-79 - желтая или коричневая мазь, изготовленная
из индустриальных масел, загущенных кальциевыми мылами жирных кислот. По основным характеристикам он близок к
синтетическим, но обладает несколько лучшими вязкостно-температурными характеристиками.
Солидолы УС-1 и УС-2 по своим свойствам и области применения соответствуют синтетическим пресс-солидолу С и
солидолу С.
Смазки общего назначения для повышенных температур (натриевые и кальциево-натриевые) работоспособны
при 100-115° С, но ввиду склонности к термоупрочнению их рекомендуют применять при температуре не выше 100° С. Об-
щий недостаток смазки этого типа - растворимость в воде. Выпускаемые промышленностью натриевые смазки близки друг
к другу по составу и основным свойствам и, следовательно, взаимозаменяемы.
Консталин жировой (универсальный тугоплавкий УТ) по ГОСТ 1957-73* - желтая или светло-коричневая мазь с мел-
козернистой или слабоволокнистой структурой. По составу отличается отсутствием кальциевого мыла. Применяют для
смазки подшипников качения, работающих при температуре до 120 °С. Консталин УТ-1 и УТ-2 незначительно отличаются
друг от друга и практически взаимозаменяемы.
Смазка автомобильная по ГОСТ 9432-60* - желтая или коричневая мазь, изготовленная из масла индустриального И-
12, загущенного натриево-кальциевыми мылами синтетических жирных кислот с добавлением сульфаната натрия, для сни-
жения склонности смазки к термоупрочнению. Смазка имеет улучшенные низкотемпературные свойства, почти нераство-
рима в воде, но при длительном пребывании во влажной среде выделяет эмульсию. Благодаря пониженной вязкости при
обычных температурных условиях лучше смазывает поверхности качения подшипника. Стабильна при хранении.
Смазки общего назначения для повышенных температур (литиевые) применяют (как и натриевые и натриево-
кальциевые смазки) при повышенных рабочих температурах (до 120° С), при контакте с водой. Не рекомендуют применять
их при температурах ниже - 40° С.
Смазка ВНИИ НП-242 по ГОСТ 18142-80 - мягкая черная мазь, изготовленная из масла индустриального 50, загущен-
ного литиевым мылом стеариновой кислоты с добавлением дисульфида молибдена. Используется для смазки подшипников
электродвигателей.
Смазка ЭШ -176 по ТУ 38 10196-70 изготовляется из смеси масел веретенного АУ и МС-20, загущенной литиевым,
цинковым и свинцовым мылами жирных кислот и касторового масла. Недостаточно морозостойка. Применяют ее для смаз-
ки подшипников электродвигателей.
Смазки многоцелевые (универсальные) пригодны для использования в широком диапазоне скоростей, температур и
нагрузок. Практически их могут применять взамен почти всех подшипниковых смазок (кальциевых, натриевых, натриево-
кальциевых и литиевых). Водостойки (нерастворимы даже в кипящей воде). Обладают хорошими консервационными свой-
ствами.
Литол-24 по ГОСТ 21150-87- мягкая мазь вишневого цвета, изготовленная из масел, загущенных литиевым мылом.
Водостойка, механически стабильна в течение длительного времени работы. Используют в подшипниковых узлах авто-
транспорта, электрооборудования и т. д.
Фиол-1, Фиол-2, Фиол-3, Фиол-2М по ТУ 38-1-01-283-75 - смесь масел веретенного АУ и индустриального, загущен-
ная литиевым мылом. По своим свойствам и области использования смазка Фиол-2М схожа с Литол-24, но обладает повы-
шенной морозостойкостью и имеет улучшенные противозадирные свойства.
Смазки высокотемпературные сохраняют свою работоспособность при максимальной температуре до 250° С. Изго-
товляют их из дефицитных синтетических масел и специальных загустителей, поэтому нерационально их использовать в тех
случаях, когда можно применить смазки обычных типов.
Униол-1 по ТУ 201150-73 - мягкая коричневая мазь, изготовленная из масла МС-20, загущенного комплексным каль-
циевым мылом синтетических жирных кислот. Обладает хорошей коллоидной стабильностью. Применяется в тяжелонагру-
женных опорах механизмов металлургического оборудования, в шарнирах карданных валов. Обладает хорошими противо-
задирными свойствами. Недостаток смазки - склонность к упрочнению и гигроскопичность (поэтому она должна храниться
в герметичной таре).
Смазка ЦИАТИМ-221 по ГОСТ 9433-80 - мягкая мазь белого или светло-серого цвета, изготовленная из полисилокса-
новой жидкости, загущенной комплексным кальциевым мылом стеариновой и уксусной кислот. Обладает хорошими низко-
температурными свойствами, нерастворима в воде. Гигроскопична и при поглощении воды из влажного воздуха уплотняет-
ся, а ее эксплуатационные свойства снижаются. Обладает плохими противоизносными свойствами, поэтому не рекомендуют
для смазки тяжелонагруженных подшипников, работающих со значительными потерями на трение скольжения (радиальных
игольчатых бессепараторных, упорных с цилиндрическими и коническими роликами). Химически смазка весьма стабильна
и инертна по отношению к резине и в этом ее преимущество при использовании в опорах с резиновыми контактными
уплотнениями. Обладает удовлетворительной коллоидной стабильностью и незначительной испаряемостью. Смазка способ-
на длительное время сохранять свои эксплуатационные свойства, поэтому ее рекомендуют для опор механизмов периодиче-
ского действия, а также для опор, работающих в течение длительного времени без смены и пополнения смазки. Применяют
также для подшипниковых опор самолетов, электродвигателей.
Смазка ВНИИ НП-207 по ГОСТ 19774-74* - мягкая коричневая мазь, изготовленная из смеси кремнийорганической
смазки и синтетического углеводородного масла, загущенной комплексным кальциевым мылом синтетических жирных кис-
лот. По своим свойствам близка к смазке ЦИАТИМ-221, существенно превосходит ее по сроку службы в опорах с подшип-
никами качения (в течение 1000-3000 ч сохраняет работоспособность при 1000 об/мин), но имеет худшую морозостойкость.
Смазка ВНИИНП-221 по ТУ 38-1-01-173-71 - мягкая мазь черного цвета, изготовленная из полисилоксановой жидко-
сти, загущенной сажей. Работоспособна при 250° С, но при длительном нагреве происходят ее термоупрочнение и ухудше-
ние механической стабильности вплоть до полного разжижения при перемешивании. Имеет хорошую морозостойкость (ра-
ботоспособна при температуре до -60° С) и высокие противозадирные свойства. Рекомендуют для тихоходных подшипни-
ковых опор с тщательной герметизацией узла для защиты от утечек.
Смазка ВНИИ НП-246 по ГОСТ 18852 -73 - очень мягкая синяя мазь, изготовленная из полисилоксановой жидкости,
загущенной пигментом. Обладает высокой термической стабильностью, сохраняет работоспособность при 200° С (с кратко-
временным перегревом до 250° С). Имеет хорошую морозостойкость до - 80° С, может применяться в высоком вакууме и
при высокой частоте вращения. Имеет малый предел прочности при 20 °С, поэтому применяют в малонагруженных опорах.
Смазка ПФМС-46 по МВТУ 602-531-68 - плотная черная паста, смесь полисилоксановой жидкости с коллоидно-
графитовым препаратом. Она обладает высокими противозадирными свойствами и поэтому ее рекомендуют для подшипни-
ков качения, работающих с большими потерями на трение. Основные свойства и область применения те же, что и для смаз-
ки ВНИИ НП-231.
Графитол по ТУ 38-2-01-172-74 - мягкая черная мазь, изготовленная из масла МС-20, загущенного силикагелем и
окисью алюминия с добавлением графита. Обладает хорошими противозадирными свойствами, работоспособна при широ-
ком диапазоне температур. Применяют для высокотемпературных опор, для смазки шарнирных подшипников.
Силикон по ТУ 38 УССР 201149-73 изготовляют из полисилоксановой жидкости, загущенной силикагелем с добавле-
нием касторового масла. Имеет хорошие противоизносные свойства, удовлетворительную водостойкость. Применяется для
смазки малонагруженных подшипников высокотемпературных опор.
Смазки низкотемпературные предназначены для работы в условиях низких температур (до -60° С).
Смазка ЦИАТИМ-201 по ГОСТ 6267-74 - мягкая желтая или светло-коричневая мазь, изготовленная из приборного
масла МВП, загущенного литиевым мылом стеариновой кислоты. Наиболее распространенная низкотемпературная смазка
подшипниковых опор. Достаточно водостойка. Имеет относительно низкую коллоидную стабильность. Не рекомендуют для
применения в тяжелонагруженных опорах, так как при механическом воздействии снижаются ее предел прочности и вяз-
кость. Используется в радиальных шарикоподшипниках с двумя защитными шайбами типа 80000.
Смазка ЦИАТИМ-203 по ГОСТ 8773-73 - темно-коричневая мазь, изготовленная из трансформаторного масла, загу-
щенного литиевым мылом. Работоспособность смазки при нормальных температурах ниже, чем у ЦИАТИМ-202. Благодаря
лучшим низкотемпературным свойствам широко употребляют в подъемно-транспортном оборудовании, электродвигателях,
работающих на открытом воздухе.
Смазка МС-70 по ГОСТ 9762-76 - коричневая мазь, изготовленная загущением приборного масла МВП бариевыми и
алюминиевыми мылами стеариновой кислоты. Обладает хорошими низкотемпературными свойствами, высокой водостой-
костью. Предназначена для механизмов, непосредственно соприкасающихся с морской водой, но применяют и для смазки
подшипников наземного оборудования в тех случаях, когда требуются хорошие низкотемпературные свойства и высокая
защитная способность.
Смазка для электромеханических приборов ОКБ-122-7 по ГОСТ 18179-72 - коричневая мазь, изготовленная из смеси
этилсилоксановой жидкости и масла МС-14, загущенной церезином и литиевым мылом стеариновой кислоты. Обладает
вполне удовлетворительной водостойкостью, защитными свойствами, коллоидной и химической стабильностью. Использу-
ют для периодической смазки приборов и механизмов, причем интервал между сменой смазки может достигать 10 лет. Име-
ет хорошие консервационные свойства.
Смазка ЦИАТИМ-202 по ГОСТ 11110-75 - мягкая желтая или светло-коричневая мазь, изготовленная из смеси масел
трансформаторного и авиационного МС-14, загущенной литиевыми мылами жирных кислот. Близка по своим эксплуатаци-
онным характеристикам к смазке ЦИАТИМ-201, но уступает ей по низкотемпературным свойствам. Имеет хорошую колло-
идную стабильность, водостойкость, защитную способность.
Смазка ВНИИ НП-257 по ГОСТ 16105-70 - мягкая черная мазь, изготовленная из смеси полисилоксановой жидкости с
эфиром, загущенная комплексным натриевым мылом стеариновой кислоты и нитрита натрия. Имеет хорошие низкотемпера-
турные свойства. Недостаток смазки - растворимость в воде. Применяют для малонагруженных подшипников, в частности
для работы в высоком вакууме.
Смазка ВНИИ НП-274 по ГОСТ 19337-73 - светлая мягкая мазь, состоящая из хлорсилоксановой жидкости, загущен-
ной литиевым мылом оксистеариновой кислоты. Имеет хорошие низкотемпературные характеристики (сохраняет работо-
способность до -80° С). Используется при высоком вакууме. Применяют для смазки шарикоподшипников, работающих с
частотой вращения до 30 000 мин -1.
Гироскопические смазки. Смазка ВНИИ НП-228 по ТУ 38-101 1.144-88 - мягкая светло-коричневая мазь, состоящая из
смеси диоктилсебацината и масла МС-14, загущенного комплексным натриевым мылом стеариновой кислоты и нитрата
натрия. Отличаются высокой степенью очистки. Используется главным образом для смазки подшипников роторов гироско-
пов. Работоспособна при частоте вращения до 60 000 мин -1.
Смазка ВНИИ НП-260 по ГОСТ 19832-74 - мягкая коричневая мазь. Состав, эксплуатационные характеристики и об-
ласть применения в основном те же, что и у смазки ВНИИ НП-228, но имеет более высокий ресурс работы.
Смазки индустриальные. Смазку СИОЛ по ТУ 38-101-52-74 изготовляют из смеси масел индустриального и веретен-
ного, загущенной гидрофобизированным силикагелем. Отличается высокой водостойкостью. Не рекомендуют для работы
при температуре выше 130° С. Имеет посредственные консервационные свойства. Применяют в высокоскоростных под-
шипниках электроверетен прядильных машин, для работы при частоте вращения до 16 000 мин'1 без смены смазки в течение
длительного времени.
Смазки железнодорожные. Смазка ЛЗ-ЦНИИ по ГОСТ 39791-74 изготавливается из смеси масел веретенного и ин-
дустриального, загущенной натриевыми и кальциевыми мылами и касторового масла. Обладает повышенными противоза-
дирными и противоизносными свойствами. Имеет низкую водостойкость, склонность к термоупрочнению. Работоспособна
при низких температурах. Предпочтительна по сравнению с другими пластичными смазками для работы в радиальных под-
шипниках с короткими цилиндрическими роликами при восприятии осевых нагрузок бортами колец, в частности в буксах
подвижного состава.
Смазка для роликовых подшипников ЖРО по ТУ 32-ЦТ-520-73 - коричневая мазь, изготовляемая из масла веретенного
АУ, загущенного литиевым мылом стеариновой и олеиновой кислот. Водостойка. Обладает улучшенными противозадирны-
ми свойствами. Применяется в подшипниковых опорах букс локомотивов, обеспечивая их длительный пробег без смены
смазки (3000- 5000 тыс. км), тяговых электродвигателей.
Смазки специализированные автомобильные. Смазку ЛЗ-31 по ТУ 38-1011144-80 изготовляют из синтетического
масла, относящегося к классу сложных эфиров. Неводостойка. Благодаря хорошим вязкостно-температурным свойствам
может применяться в широком интервале температур. Закладывается в герметизированные шарикоподшипники типа 80000
при их сборке на подшипниковом заводе. Применяют в выжимных подшипниках сцепления.
Смазка № 158 по ТУ 38-101320-72 - мягкая синяя мазь, изготовляемая из масла МС-20, загущенного литиево-
калиевыми мылами стеариновой кислоты и касторового масла. Работоспособна в течение длительного времени при темпе-
ратуре до 90-100° С, допуская кратковременный перегрев до 120° С; имеет плохие низкотемпературные свойства. Приме-
няют в электрооборудовании автомобилей, тракторов и сельскохозяйственных машин. Рекомендуют для смазки игольчатых
подшипников, устанавливаемых в шарнирах карданных валов без замены в течение длительного времени. Основные эксплу-
атационные характеристики, приведенных выше пластичных смазок, даны в табл. 9.75.
Указания по выбору пластичной смазки
Необходимый объем пластичной смазки (см3) для заправки в подшипниковый узел
э
V = ЖГ/1000,
е
где 7)е- средний диаметр подшипника, мм; В - ширина радиального подшипника или высота упорного подшипника,
мм; коэффициент заполнения, зависящий от внутреннего диаметра подшипника с1 (табл. 9.71).
Таблица 9.71
Значения коэффициента заполнения /
с1, мм 40 40-100 100-130 130-160 160-200 >200
У 0,5 1,0 1,5 2,0 3,0 4,0
Добавлять пластичную смазку по мере потери смазочных свойств некоторой ее части, непосредственно соприкасаю-
щейся с подшипником и увлекаемой им во вращение, можно шприцем (через пресс-масленки) или колпачковыми масленка-
ми (путем закладки в них свежих порций смазки и подачи ее завинчиванием крышки масленки).
Периодичность смены масел в картерах при работе подшипников качения - по табл. 9.72.
Таблица 9.72
Периодичность смены масел в картерах при работе подшипников качения
Емкость картеров, кг Периодичность ( в месяцах) между сменой масла в станках, работающих в условиях Долив до требуемого уровня производится после количества дней работы
нормальных абразивной пыли или иной загрязненной среды
До Ю 4 4.5 3-3,5 5-6
10-50 5-6 3.5 4 5-6
Свыше 50 6-6,5 4-4,5 6-8
Для подшипников качения 6-6,5 4-4,5 8-10
Количество периодически добавляемой пластичной смазки
О = 0.005ЕГВ.
где О - количество смазки, добавляемой через отрезок времени к. ч; О - наружный диаметр подшипника, мм; В - ши-
рина радиального или радиально-упорного подшипника или высота упорного подшипника, мм.
Излишнее количество смазки вызывает повышение температуры узла. Поэтому, если при соблюдении заданного ре-
жима подачи смазки наблюдается резкое повышение температуры, необходимо проверить сборку конструкции узла, не до-
бавляя смазки.
9.4.3. ОСНОВНЫЕ ФАКТОРЫ, ВЛИЯЮЩИЕ НА ВЫБОР ВИДА СМАЗКИ
При выборе вида смазки для подшипникового узла необходимо учитывать следующие факторы:
Размеры подшипника и частота его вращения. Для подшипников, работающих при окружных скоростях до 4-5 м/с,
можно применять как жидкие, так и пластичные смазки. При больших окружных скоростях рекомендуют жидкие смазки.
Чем выше окружная скорость, тем меньше должна быть вязкость жидкой смазки. Для пластичных смазок, чем выше окруж-
ная скорость, тем меньше должна быть консистентность смазки.
Величина нагрузки, действующая на подшипник. Устойчивость (прочность) масляной пленки минеральных масел по-
вышается с увеличением их вязкости, а для смазок - с увеличением их консистентности. Поэтому чем выше нагрузка, тем
большей вязкостью (консистентностью) должны обладать применяемые масла (смазки).
Рабочая температура подшипникового узла. Вязкость (или консистентность) смазок с повышением температуры по-
нижается. Для подшипников, работающих при низких температурах (ниже 0° С), следует выбирать жидкие смазки с точкой
застывания на 15-20° С ниже рабочей температуры с минимальной вязкостью. Для подшипников, работающих при 70-80°
С, жидкие смазки должны обладать повышенной вязкостью, а пластичные - повышенной консистентностью. Для подшип-
ников, работающих при температуре выше 70-80° С, следует применять жидкие смазки с наибольшей вязкостью.
Состояние окружающей среды. Для подшипников, работающих в среде, загрязненной вредными газами, парами и
другими веществами, рекомендуют использовать пластичные смазки, учитывая при этом влияние окружной скорости, тем-
пературы и др.
Рекомендации по выбору вида смазки, по срокам смены и добавления ее в подшипниковые узлы различных механиз-
мов табл. 9.73.
Таблица 9.73
Рекомендации по выбору вида смазки и по срокам смены и добавления смазки
для подшипниковых узлов механизмов различного назначения
Наименование механизма Характеристика подшипникового узла Вид смазки Период добавления смазки, ч
И п Р/С 1 пластичная жидкая
Электродвигатели: малой и средней мощности 2,3 1 1 1 2 1000-2000
большой мощности 4 1 1 2 3 — 500-1000
тяговые 3 2 1 3 2,3 — 100 000-250 000 км
Буксы шахтных вагонеток 3 1 1 1 2 — 10 000-15 000 км
Рольганги 3,4 1 1 2-3 2 — 500-1000
Вентиляторы:
средней мощности большой мощности 3 4 1 1 1 1 1 1 3 2 2 1000-1500 3000-4000
Компрессоры 3 3 2 2 1 1 2 3 2,3 2 500-1000 3000
Центрифуги 3 2 ] 1 3 — 500-1000
Шкивы канатные 4 1 1 1 2 — 2000
Ролики конвейеров 2 1 1 1 3 — 2 года
Дробилки 4 1 2 1 3 — 1000-1500
Мельницы шаровые 4 2 1 2 — 2 5000
Виброгрохоты 3 2 1 2 2,3 — 200-250
Виброкатки 3,4 1 1 3 3 — 100-200
Мешалки 3,4 1 1 4 — 4 3000-4000
Опорные ролики вращающейся печи 4 4 1 2 2 1 1 1 3 2 - 1500 1500
Металлорежущие станки
(токарные, фрезерные, сверлильные) 2,4 1,2 1 1 — 1 800-1500
Деревообрабатывающие станки: фрезерные 2 1 1 Ь 2,3 — 150-200
строгальные 3 1 1 1 2,3 — 300-500
лесопильные рамы 3 1 2 2 2,3 - 2000-3000
Рекомендации по выбору вида смазки в зависимости от режимов работы и свойств подшипникового узла в табл. 9.74.
Таблица 9.74
Рекомендации по выбору вида смазки
Режим работы А Б В Г
Наружный диаметр подшипника - Д мм >22 >22-62 62-240 >240
Характеристика пластичных смазок кальциевая натриевая литиевая —
Характеристика жидких смазок, V /°С 10...20/ <50 35...70/30..50 >10/80... 120 30/110...150
Рабочая температура: 1,°С 50 50-80 80-120 120
Режимы работы подшипникового узла
Режим работы Величина отношения нагрузки на подшипник Р (Н) к его динамической грузоподъемности С (Н): Частота вращения подшипника - п, мин'1
А при Р/С < 0,1Д при п < 80% предельной частоты вращения при пластич- ной смазке
Б при Р/С< 0,15Д при п = 80+100% предельной частоты вращения при пластичной смазке
В при Р/С >0,1 Д при п, частоте допустимой только при жидкой смазке
Г при Р/С >0,150 —
Примечание. Параметр Р/С проверяют для всех И.
Основные эксплуатационные характеристики смазок для подшипников качения и их заменители приведены в табл.
9.75.
Таблица 9.75
Основные эксплуатационные характеристики смазок для подшипников качения
смазки Вязкость, Па-с, при 1, °С Предел прочности, Па, при 1, °С Температурный предел, °С Заменитель
-15 0 50 80
Обгцего назначения для нормальных температур (гидратированные кальциевые солидолы)
Солидолы синтетические: пресс-солидол С солидол С Солидолы жировые: пресс-солидол УС-1 солидол УС-2 250-600 300-1000 150-350 300-600 < 100 <200 < 100 <250 > 100 >200 > 100 >200 - 40.. .50 -30...70 40.. .50 -30...70 Солидол УС-1 Солидол УС-2, Пресс-солидол С Солидол С
Обгцего назначения для повышенных температур (натриевые и натриево-кальциевые)
Консталины жировые: Консталин УТ-1 Консталин УТ-2 Автомобильная 800-1200 800-1500 500-700 250-500 250-500 200 300-600 1600 > 180 150-300 800 100-250 -20... 120 -20... 120 -20... 100 Автомобильная Автомобильная Консталин УТ-1
Обгцего назначения для повышенных температур {литиевые)
ВНИИ НП-242 ЭШ-176 400-1000 1200-1700 <500 500-800 450-650 >250 > 100 150 400 -40... 110 -25...110 Литол-24, ЭШ-176 Литол-24, ВНИИ НП-242
Многоцелевые
Литол-24 800-1500 (при 30 °С) 80-120 (при 20°С) 400-600 >150 -40... 130 Фиол-3
Фиол-1 230-600 ( при - 20 °С) 50-100 ( при 20 °С) 200-250 >100 -40... 120 Фиол-2, Литол-24
Фиол-2 400-800 ( при - 20 °С) 80-120 ( при 20 °С) 200-250 >120 -40... 120 Фиол-3, Литол-24
Фиол-3 800-1500 (при -30 °С) 100-150 (при 20 °С) 400-600 >200 -40... 130 Литол-24,Фиол-2
Фиол-2м 420-800 ( при - 20 °С) 80-120 ( при 20 °С) 300-450 >100 -40... 120 Литол-24 (с 2% Мо82)
Высокотемпературные
Унитол-1 1000-2000 (- 30 °С) 15-30 ( при 80 °С) 250-600 150 400 -30...150 Литол-24
ЦИАТИМ-221 <800 ( при - 50 °С) 10-30 ( при 80 °С) > 120 100-150 -60...160 ВНИИ НП-207
ВНИИ НИ-2 5 7 200 ( при - 50 °С) 29 ( при 20 °С) 80-100 ( при 20 °С) >80 (при 50 °С) -60...150 ВНИИ НП-274
ВНИИ НИ-2 7 4 290 (при - 50 °С) 30-60 ( при 20 °С) 200-350 ( при 20 °С) >100 (при 50 °С) -80... 130 ВНИИ НП-257
Гироскопические
ВНИИ НП-228 3000 (при 250 °С) 15-25 ( при 20 °С) 50-150 ( при 20 °С) 50-150 (при 50 °С) -45...150 -
Окончание таблицы 9.75
ВНИИ НП-260 4000 (при - 30 °С) 20-40 ( при 20 °С) 110-170 ( при 20 °С) 50-180 (при 50 °С) -20...180 -
Индустриальные
Сиол 200 (при - 20 °С) - 140-180 - -30... 130 ЦИАТИМ-20
Железнодорожные
Железнодорожная ЛЗ-ЦНИИ 1100 (при -30°С) 10-20 ( при 80 °С) >200 200-300 -40... 110 ЖРО
Для роликовых подшипников ЖРО <2000 (при - 30 °С) 60-80 ( при 80 °С) >300 150-250 -50... 120 Литол-24
Специализированные автомобильные
ЛЗ-31 500 (при -15 °С) 75 ( при 80 °С) 300-400 250-350 -40... 130 -
№ 158 1000 (при - 15°С) 30 ( при 80 °С) >120 50-100 -30... 100 Литол-24
ВНИИ НП-207 < 1400 (при-30 °С) 55 ( при 50 °С) 200-250 70-110 -60...180 ЦИАТИМ-221
ВНИИ НП-231 <550 ( при -40 °С) 10-50 (при -15°С) 250-400 >!00 -60...250 -
ВНИИ НП-246 <500 (при -40 °С) 95 ( при 50 °С) 250-500 70-250 -60... 200 -
ПФМС-4С 1000- 1500 10-30 ( при 80 °С) 100-150 80-150 -30...300 ВНИИ НП-231
Графитол 250-600 (при - 0 °С) 35 ( при 80 °С) 200-500 200-600 -15...160 -
Силикон <550 (при - 0 °С) 67,5 ( при 80 °С) >500 300-500 -40...160 -
Низкот емперат урн ые
ЦИАТИМ-201 2500-3500 (при - 60 °С) 80-170 (при -0 °С) 250-500 130-250 -60...90 ЦИАТИМ-203
ЦИАТИМ-203 2000 4000 (при - 60 °С) 100-300 (при -0 °С) >250 150-300 -50... 100 ЦИАТИМ-201
МС-70 2500 -5000 <230 100-300 <50 -50...65 ЦИАТИМ-201
Для электромеханических приборов
ОКБ-122-7 < 1800 (при 30 °С) 190 (при 20 °С) 1000-1500 ( при 20 °С) > 150 (при 50 °С) -40... 120 ЦИАТИМ-202 ЦИАТИМ-201
ЦИАТИМ-202 < 1500 (при - 30 °С) 50-80 (при 20 °С) 200 -300 ( при 20 °С) > 120 (при 50 °С) -40... 120 ОКБ-122-7
Жесткость конструкций технологических машин
Среди основных технических требований к конструкциям технологических машин, механизмов и их деталей (см. стр. 59)
является требование обеспечения требуемого уровня жесткости в соответствии с назначением машины.
Если технологическая машина обладает необходимой жесткостью конструкции, то при эксплуатации обеспечиваются
длительное время ее работоспособность с сохранением параметров выполняемой работы в заданных пределах и стабильное
качество выпускаемой продукции.
В качестве примера рассмотрим факторы, которые зависят от жесткости конструкции металлорежущего станка и как
они влияют на его работу и качество обрабатываемых деталей.
При обработке деталей на металлорежущем станке, усилие резания воспринимается инструментом и приспособлением,
в котором этот инструмент закреплен, а также обрабатываемой деталью и приспособлением, в котором она устанавливается
и закрепляется. Возникающие нагрузки в процессе резания передаются приспособлениями с инструментом и деталью на
станину и механизмы станка, которые вместе образуют упругую замкнутую технологическую систему (УЗТС).
Например, при обработке вала на токарном станке замыкающими звеньями упругой замкнутой технологической си-
стемы (УЗТС) являются поверхность обрабатываемого вала 1 и лезвие резца 2 в резцедержателе (рис. 10.а).
При обработке вала в центрах токарного станка УЗТС станка включает следующие звенья: с одной стороны это обрабатыва-
емый вал 4 (рис. 10,6), который устанавливается в центрах 2 и 5 станка и получает вращательное движение от поводка 3, связанно-
го планшайбой 1, которая вращается приводом станка; с другой стороны УЗТС включает резец с резцедержателем, который через
привод подач также соединен с приводом станка. Вместе с тем, звенья УЗТС: вал в центрах с одной стороны и резцедержатель с
резцом с противоположной стороны конструктивно связаны с достаточно жесткой и упругой станиной станка, которая (как рессо-
ра) воспринимает нагрузки, возникающие при обработке вала, образуя замкнутый контур.
Рис. 9.56. Влияние колебаний в УЗТС на образование неровностей на поверхности детали при обработке
Известно, что сила резания в процессе обработки детали на станке не остается постоянной. На изменение силы резания
влияют сечение срезаемой стружки (неравномерный припуск), механические свойства материала детали, износ и затупление
режущей кромки инструмента, образование нароста на передней поверхности резца и прочие технологические факторы.
При обработке вала под действием изменяющейся силы резания УЗТС станка (станина станка и приспособления, в которых
закреплены инструмент и деталь) начинает упруго деформироваться и вызывать изменение нагрузки на механизмы станка и
режимы работы электропривода.
Так как звенья, входящие в состав УЗТС станка, и их соединения, обладают определенной не жесткостью, т.е. подат-
ливостью, то резец, находясь в контакте с обрабатываемой поверхностью вала, во время обработки вала под действием
упругих сил перемещается к оси заготовки и обратно. В результате этих взаимных перемещений, колебаний, резца или заго-
товки вала, на поверхности обрабатываемой детали, при резании образуется волнистая поверхность (рис.10,в).
Назовем эту контактную зону рабочей областью УЗТС станка или другой технологической машины.
Взаимные колебания в рабочей области заготовки вала и инструмента, измеряемые во времени называют вибрациями.
При металлообработке вибрации оказывают значительное влияние на условия и качество обработки детали и зависят
от жесткости УЗТС, от ее способности гасить колебания, т.е. препятствовать колебательным перемещениям элементов си-
стемы под действием изменяющихся нагрузок при съеме стружки с поверхности заготовки вала. Жесткость УЗТС станка
является одним из основных критериев работоспособности и точности выполняемой работы на станке.
Колебания, возникающие в рабочей области УЗТС станка или другой технологической машины, разделяют на вынуж-
денные, причиной возникновения которых являются периодически действующие возмущающие силы, и автоколебания, ко-
торые не зависят от воздействия возмущающих сил.
Источником возмущающих сил являются неуравновешенные части станка или другой технологической машины
(шкивы, зубчатые колеса, валы), выполненные с дефектом передаточные звенья, неуравновешенность обрабатываемой дета-
ли, неравномерный припуск на обработку и другие факторы.
Основными источниками возникновения автоколебаний являются различные причины. При металлообработке к ним
можно отнести изменение сил резания, которые вызываются неоднородностью механических свойств обрабатываемого ма-
териала, появлением и удалением нароста с режущей части инструмента. Изменение сил трения на поверхностях инстру-
мента возникают в процессе работы также вследствие изменения скорости резания и др., которые часто сопровождающиеся
звуковыми эффектами. На интенсивность автоколебаний оказывают влияние также физико-механические свойства обраба-
тываемого материала, параметры режимов резания, геометрические параметры инструмента, жесткость отдельных элемен-
тов и всей УЗТС, а также зазоры в отдельных звеньях УЗТС.
Следует учитывать также, что интенсивность вибраций зависит от режимов работы станка или другой технологической ма-
шины. Например, с увеличением скорости резания на станке вибрации сначала возрастают, а затем уменьшаются. При увеличении
глубины резания вибрации возрастают, а с увеличением подачи — уменьшаются. При увеличении главного угла <р в плане (резца)
вибрации уменьшаются, а при увеличении радиуса г скругления режущей кромки резца — возрастают. Износ резца по задней по-
верхности также способствует возрастанию вибраций. Нежесткость резца с увеличением вылета из резцедержателя и уменьшение
державки резца в поперечном сечении уменьшает жесткость УЗТС, что приводит к увеличению вибраций станка, причем по-
вышение скорости резания влияет на рост интенсивности этих факторов и на увеличение вибраций.
Поэтому при проектировании станка или другой технологической машины необходимо знать:
- рабочий диапазон и допустимый уровень колебаний в системе УЗТС у находящихся в эксплуатации прототипов (ана-
логов) станка или другой технологической машины;
- факторы, вызывающие отклонение уровня колебаний от нормативных или заданных параметров;
- влияние этих факторов на показатели выпускаемой продукции в зависимости от режимов эксплуатации машины.
Это дает возможность предусмотреть способы уменьшения влияния различных факторов на работу новой технологи-
ческой машины, в том числе путем изменения жесткости УЗТС.
При необходимости, можно повлиять на жесткость УЗТС внесением изменений в конструкцию машины:
- применением перегородок или ребер жесткости в литых и сварных конструкциях;
- уменьшением размеров и количества окон в литых и сварных корпусных деталях;
- расположением опор;
- применением спаренных подшипников;
- применением роликовых подшипников взамен шариковых;
- созданием предварительного натяга;
- принудительной выборкой зазоров в передачах и опорах;
- заменой точечного контакта опор и передач линейчатым или площадкой контакта;
- использованием многоконтактных опор, передач и соединений;
- уменьшением кромочных контактов;
- заменой напряжений изгиба и кручения работающих деталей на напряжения растяжения (сжатия) и др.
Конструктивные решения, которые могут повлиять на изменение жесткости составных частей конструкции техно-
логической машины, более конкретно приведены в этой книге на стр. 72, 74, 92, 102, 116, 118, 131, 132-134, 136, 138, 139,
142, 147, 149, 151, 194, 206, 211, 219, 253, 258, 259, 262, 263, 265, 268, 269, 271, 272, 288, 293, 294, 300, 302, 318, 349.
Предметный указатель Книга Стр.
А
Алфавиты и цифры 1 4
Алюминий и его сплавы 1 115
Аналог 1 53
Антифрикционные (подшипниковые) и тормозные материалы 1 122
Б
Базовая деталь, литая из чугуна 2 131
Базовая деталь сварная 2 132
Базовые детали. Назначение 2 130
Безопасность 2 59
Безопасные рукоятки и педали 1 314
Болты к пазам станочным 2 135
Болты 1 198
Бочкообразные зубья 2 170
Бронза 1 112
В
Валы и оси. Конструктивные элементы и материалы 2 261
Валы и оси. Расчет на прочность, жесткость и колебания 2 262
Вентилятор редуктора 2 218
Взаимозаменяемость и точность деталей машин 2 4
Виброустойчивость 2 60
Виды и содержание расчетов 2 64
Виды конструкторских документов 2 57
Винтовая передача винт - гайка качения 2 253
Винтовые передачи винт - гайка скольжения 2 246
Винты грузовые 1 226
Винты 1 198
Влияние напряжений на прочность деталей машин 2 61
Влияние числа зубьев на форму и прочность зуба 2 167
Воздушная смазка (масляный туман) 1 52
Волновые зубчатые передачи. Геометрия зубчатого зацепления 2 222
Выбор вязкости масел по номограмме для подшипников качения 1 50
Высотная и угловая коррекция зубчатой пары 2 168
Вязкость масла см. Жидкие масла 1 48
Г
Газовая сварка деталей 1 149
Гайки 1 193
Галтели и размеры фасок сопрягаемых ступеней валов и втулок 2 82
Гарантированный боковой зазор 2 232
Геометрические параметры винтовой пары скольжения 2 246
Геометрические параметры конической зубчатой передачи 2 180
Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи 2 175
Геометрические параметры червячной зубчатой передачи 2 205
Геометрия зубчатого зацепления волновой зубчатой передачи 2 223
Геометрия зубчатого зацепления передач Новикова 2 225
Геометрия зубчатого зацепления. 2 162
Гидравлический привод 1 30
Гидродинамические направляющие 2 140
Гидростатические направляющие 2 142
Глубина смазочных канавок для направляющих 2 141
Глубина смазочных канавок для втулок 2 273
Глубина канавки для упорных подшипников 2 140
д
Делительный угол колеса 2 180
Диаграмма состояния «железо - углерод» 1 76
Дисбаланс шкивов 2 109
Длина общей нормали цилиндрических зубчатых колес 2 232
Долговечность 2 61
Допускаемые напряжения 2 61
Допуски на смещение исходного контура 2 235
Допуски на радиальное биение зубчатого венца 2 235
Е
Единая система допусков и посадок (ЕСДП). Общие сведения 2 8
Единицы физических величин, применяемых в машиностроении 1 4
ЕСДП База, комплект баз 2 23
ЕСДП Базовая плоскость конуса 2 29
ЕСДП Базовое расстояние (базорасстояние) конуса 2 29
ЕСДП Допуски и посадки для размеров от 1 до 500 мм 2 14
ЕСДП Допуски на угловые размеры 2 27
ЕСДП Допуски формы и прямолинейности конусов 2 30
ЕСДП Допуски формы и расположения поверхностей деталей 2 18
ЕСДП Конус, коническая деталь, конический элемент 2 29
ЕСДП Обозначение гладких конических соединений на чертежах 2 33
ЕСДП Основные элементы конуса 2 29
ЕСДП Отклонения и допуски расположения 2 24
ЕСДП Отклонения и допуски формы 2 24
ЕСДП Параметры конуса 2 28
ЕСДП Посадка с зазором 2 10
ЕСДП Посадка с натягом и переходная 2 11
ЕСДП Посадки в системе вала 2 14
ЕСДП Посадки в системе отверстия 2 14
ЕСДП Посадки и типы конических соединений 2 28
ЕСДП Предельные отклонения размеров с неуказанными допусками 2 22
ЕСДП Предельные отклонения размеров углов с неуказанными допусками 2 27
ЕСДП Предпочтительные поля допусков для отверстий 2 15
ЕСДП Предпочтительные поля допусков для валов 2 15
ЕСДП Принцип прилегающих поверхностей и профилей 2 22
ЕСДП Рекомендации для выбора посадок. 2 17
ЕСДП Угловые размеры и допуски на угловые размеры 2 26
ЕСДП Методика указания на чертежах допусков размеров 2 12
ЕСДП Указание на чертежах допусков формы и расположения 2 20
ЕСДП Уровни относительной геометрической точности 2 18
ЕСДП Условные обозначения допусков формы и расположения поверхностей 2 20
ЕСДП Устаревшее обозначение шероховатости поверхности деталей 2 44
ЕСДП Шероховатость поверхностей деталей машин 2 34
Ж
Железоуглеродистые сплавы 1 74
Жесткость 2 59
Жидкие масла. Абсолютная (динамическая) вязкость 1 45
Жидкие масла. Вязкость масла с повышением давления 1 50
Жидкие масла. Вязкость масла в градусах Энглера 1 48
Жидкие масла. Вязкость масла в сантиПуазах 1 48
Жидкие масла. Вязкость масла в сантиСтоксах 1 48
Жидкие масла. Вязкость масла при повышении температуры 1 48
Жидкие масла. Вязкость 1 48
Жидкие масла. Динамическая и кинематическая вязкость 1 48
Жидкие масла. Маслянистость 1 48
Жидкие масла. Методика выбора жидких минеральных масел 1 49
Жидкие масла. Температура вспышки масла 1 48
Жидкие масла. Температура застывания масла 1 48
Жидкие масла. Характеристики 1 50
Жидкие смазочные материалы 1 48
Жидкостное трение 1 43
3
Заготовки для зубчатых колес и свойства марок сталей 2 184
Задачи, содержание и правила проектирования изделий 2 56
Закаливаемость и прокаливаемость стали 1 80
Заклепочные соединения деталей 1 141
Замена смазочных материалов 1 52
Заправочные ручные устройства (масленки и шприцы) 1 63
Защитные покрытия 1 135
Значения толщины зубьев по постоянной хорде 2 232
Значения эвольвентной функции ту а 2 165
Зубчатая винтовая передача 2 200
Зубчатое зацепление со смещением (корригирование) 2 168
Зубчатые колеса. Основные виды термообработки 2 185
Зубчатые колеса. Применяемые конструкционные материалы 2 183
Зубчатые колеса сварные 2 99
Зубчатые конические колеса 2 178
Зубчатые передачи. Выбор модуля 2 193
Зубчатые передачи Новикова 2 225
Зубчатые передачи. Расчет на контактную и изгибную прочность 2 182
Зубчатые передачи. Проверочный расчет 2 195
И
Износостойкость 2 59
Индивидуальная смазка 1 54
Интерференция (заклинивание) 2 169
К
Канавки для выхода шлифовального круга при шлифовании 2 83
Картерная смазка 1 59
Кинематическая вязкость масел для червячных передач 1 46
Кинематическая вязкость масел для зубчатых колес 1 46
Кинематическая вязкость масел для подшипников качения 1 50
Кинематическая вязкость масел для цепных передач 1 46
Кинематические и силовые связи в механических передачах 1 20
Кинематические пары, кинематическая схема 1 20
Клиновые соединения 1 229
Количество масла, необходимого для смазывания 1 54
Компенсаторы 2 5
Компоновка редуктора 2 117
Компоновочные схемы приводов механизмов 2 146
Консистентные смазки. Свойства. Влагостойкость, пенетрация 1 50
Консистентные смазки., Степень консистенции, температура каплепадения 1 51
Консистентные смазки. Химическая стойкость. Присадки к маслам 1 51
Конструирование 2 56
Конструкция валов-шестерен и зубчатых колес 2 94
Конструкция деталей с вращательным движением 2 82
Конструкция звездочек цепных передач 2 104
Конструктивные материалы 1 131
Конструирование валов 2 91
Конструкция механизмов с переключением скоростей 2 114
Конструкция червячных колес и червяков 2 212
Конструкция шкивов 2 107
Контактная прочность 2 62
Контактные напряжения ан 2 199
Концы валов цилиндрические 2 85
Концы валов конические 2 85
Корпус редуктора литой из чугуна с развернутой схемой компоновки. 2 119
Корпус редуктора сварной 2 129
Корпус редуктора со свернутой схемой компоновки 2 128
Корригирование цилиндрических зубчатых колес 2 168
Коэффициент перекрытия 2 177
Коэффициент Пуассона V 1 8
Коэффициенты линейного расширения 1 8
Коэффициенты твердости НВ, НКС и НКСЭ конструкционной стали 1 8
Коэффициенты твердости НВ и по шкале Шора (Н8Ь) 1 9
Коэффициенты трения качения для катка на плоскости 1 9
Коэффициенты трения скольжения (ориентировочные) 1 9
КПД одноступенчатых механических передач 1 25
Крепёжные детали с метрической резьбой. Типы соединений. 1 181
Л
Латунь 1 110
Легирующие элементы 1 94
Лакокрасочные материалы 1 138
Линия зацепления 2 164
Литые плиты и сварные рамы 2 143
Лопастные насосы 1 32
М
Магнитные материалы 1 138
Макрогеометрия 2 4
Масла для гидросистем. 1 54
Масленки (с поворотной крышкой, под запрессовку, колпачковые и др.) 1 62
Материалы для винтовой пары скольжения 2 248
Материалы порошковой металлургии. (Металлокерамика) 1 127
Маховики. 2 150
Машиностроительные неметаллические материалы 1 129
Машины и их устройство. Основные понятия и определения 1 15
Медь и ее сплавы 1 109
Межосевое расстояние 2 175
Метод групповой взаимозаменяемости 2 48
Метод полной взаимозаменяемости 2 47
Метод пригонки 2 48
Метод регулировки 2 48
Методика выбора жидких минеральных масел 1 49
Механические свойства конструкционных материалов. 1 7
Механические передачи. Общие сведения. 1 16
Механическая смесь 1 74
Микрогеометрия 2 4
Модификация зубьев колес. 2 169
Модуль зубчатых колес 2 163
Модуль продольной упругости Е 1 7
Модуль сдвига О 1 7
Моменты трения 1 44
Муфты. Назначение и основные технические показатели 1 263
Н
Надежность 2 60
Нанесение размеров на чертежах литых деталей 2 50
Нанесение размеров на чертежах механически обрабатываемых деталей 2 50
Направляющие жидкостного трения 2 136
Направляющие качения 2 138
Направляющие скольжения 2 300
Напряжения изгиба аР 2 193
Насосы (см. плунжерные, шестеренчатые, лопастные насосы) 1 31
Нормальные линейные размеры 2 5
Нормальные напряжения а и т 2 61
Нормы бокового зазора зубчатых колес 2 171
Нормы и показатели точности конических зубчатых передач 2 238
Нормы и показатели точности цилиндрических зубчатых передач 2 229
Нормы и показатели точности червячных передач 2 243
Нормы кинематической точности зубчатых колес 2 229
Нормы контакта зубчатых колес 2 230
Нормы плавности зубчатых колес 2 230
Нормы точности для резьбовых крепёжных деталей 1 213
О
Обработка стали холодом 1 81
Опоры виброизолирующие 2 155
Опоры клиновые регулируемые 2 155
Осевые моменты, моменты сопротивления и радиус инерции профилей 1 13
Основные кинематические и силовые связи в механических передачах 1 21
Основные механические свойства металлов и сплавов 1 65
Основные физические характеристики материалов 1 73
Основные параметры механизмов и машин и их обозначение 1 10
Основные принципы конструирования литых деталей 2 64
Основные технические требования к проектируемым машинам и механизмам 2 59
Основные характеристики пластичных смазочных материалов 1 46
Основные элементы конструкции литого корпуса редуктора из чугуна 2 119
Основы теории зубчатого зацепления 2 162
Особенности зацепления конических зубчатых колес 2 197
Охлаждение масла водой 2 218
П
Пазы станочные 2 134
Параметры движения 1 10
Перевод градусной меры в радианную 1 7
Перевод градусов Энглера, °Е, в коэффициенты кинематической вязкости 1 48
Перевод коэффициентов твердости НВ в коэффициенты твердости Шора (Н8Ь) 1 9
Перевод коэффициентов твердости НВ, НЕС и НЕС, конструкционной стали 1 9
Передаточное число планетарных передач 2 220
Передачи с зубчатой цепью 1 387
Передачи с зубчатыми ремнями 1 374
Передачи с клиновыми ремнями 1 362
Передачи с плоскими ремнями. 1 355
Передачи с поликлиновыми ремнями 1 370
Передачи с роликовой цепью 1 378
Периодичность смены масел в картерах 1 61
Планетарные зубчатые передачи 2 219
Пластинчатые фильтры 1 58
Плиты литые 2 143
Плотность у для некоторых часто применяемых материалов при 20°С 1 8
Плунжерные насосы 1 56
Пневматический привод 1 36
Поверхностная закалка в электролите 1 82
Поверхностная импульсная закалка 1 83
Поверхностная закалка индукционным нагревом ТВЧ 1 85
Подбор чисел зубьев планетарных передач 2 219
Подготовительные работы для оформления рабочего проекта 2 49
Подшипники аэродинамические 2 298
Подшипники аэростатические 2 299
Подшипники качения. Виды нагружения колец подшипников качения 2 367
Подшипники качения. Выбор посадок для монтажа 2 366
Подшипники качения. Выбор способов смазки 2 369
Подшипники качения. Геометрическая форма посадочных поверхностей 2 369
Подшипники качения. Допуски и шероховатость посадочных поверхностей 2 368
Подшипники качения. Жидкие смазочные материалы для узлов 2 369
Подшипники качения. Защита подшипников 2 353
Подшипники качения. Классы точности и поля допусков 2 363
Подшипники качения. Конструкции и назначения 2 303
Подшипники качения. Конструкции стаканов под подшипники качения 2 351
Подшипники качения. Конструкция крышек и уплотнений для подшипников 2 353
Подшипники качения. Крепление стаканов и крышек подшипников качения 2 360
Подшипники качения. Методика подбора подшипников качения 2 318
Подшипники качения. Нагрузки, действующие на опоры 2 365
Подшипники качения. Пластичные смазки для подшипников качения 2 375
Подшипники качения. Предварительный натяг в опорах с подшипниками 2 332
Подшипники качения. Предельная быстроходность 2 329
Подшипники качения. Расчет осевой нагрузки на упорные подшипники 2 331
Подшипники качения. Расчет потерь на трение 2 291
Подшипники качения. Схема сил, действующих в передачах 2 323
Подшипники качения. Типы шарикоподшипников и роликоподшипников 2 302
Подшипники качения. Установка подшипников на вал и в корпус 2 335
Подшипники качения. Установка зазоров в подшипниках качения 2 362
Подшипники скольжения Конструкционные материалы 2 284
Подшипники скольжения с газовой смазкой 2 297
Подшипники скольжения. Условия работы радиальных подшипников 2 285
Подшипники скольжения. Конструктивные элементы и материалы 2 273
Подшипники скольжения. Гидродинамические подшипники скольжения 2 292
Подшипники скольжения. Расчет радиальных подшипников скольжения с полусухим или полужидкостным трением 2 288
Подшипники скольжения. Расчет упорных подшипников 2 295
Подшипники скольжения. Свойства смазочных материалов 2 282
Подшипники скольжения. Трение в опорах 2 282
Подшипники упорные гидродинамические 2 296
Подшипники скольжения. Свойства 2 280
Полюс зацепления 2 164
Посадки деталей на валах 2 17
Порядок разработки и постановки продукции на производство 2 61
Правила проектирования 2 56
Предел выносливости (усталости) (с.О 1 7
Предел текучести (ат) 1 7
Предел прочности (ав) 1 7
Предельные напряжения 2 62
Предпочтительные числа, ряды и нормальные линейные размеры 2 5
Приводы машин 1 25
Привод с системой числового программного управления (СЧПУ) 1 38
Принципы конструирования литых деталей 2 64
Припои, классификация и виды припоев по температуре плавления 1 121
Присадки к маслам 1 53
Пробки для сливных отверстий 2 124
Проверка двигателя на перегрузку 1 28
Программа и методика испытаний 2 61
Проект 2 49
Проектирование машин 2 56
Проектный расчет червячной цилиндрической передачи 2 219
Производящий контур зубчатых колес 2 163
Прочность конических зубчатых колес 2 197
Прочность зацепления зубчатых передач 2 182
Прочность 2 61
Пружинно-затяжные кольца 1 338
Пружины кручения винтовые с витками круглого сечения 1 326
Пружины винтовые сжатия и растяжения с витками круглого сечения 1 318
Пружина кольцевая 1 341
Пружины плоские ленточные и рессоры 1 332
Пружины плоские спиральные ленточные 1 334
Пружины прорезные 1 343
Пружины тарельчатые 1 330
Пружины. Назначение, материалы и свойства 1 317
Р
Работоспособность машины, механизма, детали 2 59
Рабочие или действительные напряжения 2 61
Размерные цепи в конструкции механизма 2 47
Размеры элементов деталей, примыкающих к двутавру 2 145
Размеры элементов деталей, примыкающих к уголкам 2 144
Размеры косых шайб 2 146
Размеры элементов деталей, примыкающих к швеллерам 2 144
Рамы сварные 2 148
Расчет на прочность соединений резьбовых крепежных деталей 1 207
Расчет на прочность, жесткость и колебания валов и осей 2 262
Расчет зубчатых винтовых передач на прочность и износостойкость 2 202
Расчет на прочность зубчатых колес конической передачи 2 199
Расчет на прочность передач Новикова 2 227
Расчет на прочность планетарных передач 2 222
Расчет на прочность прессовых соединений 1 157
Расчет на прочность резьбовых крепежных соединений 1 207
Расчет на прочность червячных передач 2 214
Расчет прямых стержней постоянного сечения на устойчивость 1 12
Резьбы и резьбовые соединения деталей 1 165
Резьбы. Геометрия винтовой линии 1 165
Резьбы. Профили резьбы и определение основных элементов 1 165
Резьбы. Профили резьбы, основные параметры и размеры 1 167
Рекомендации для выбора посадок 2 17
Рекомендуемые значения кинематической вязкости масел для зубчатых передач 1 49
Рекомендуемые значения кинематической вязкости масел для червячных передач и способы смазки 1 46
Рекомендуемые значения кинематической вязкости масел для цепных передач 1 46
Ременные передачи 1 354
Ремонтопригодность 2 61
Рифления прямые и сетчатые 2 153
С
Салазки для крепления электродвигателя 1 29
Сведения из технической механики 1 10
Свойства жидких смазочных материалов 1 48
Свойства и назначение бронз 1 112
Свойства консистентных смазок 1 50
Сетчатые фильтры 1 58
Силовые соотношения в винтовой передаче винт - гайка скольжения 2 252
Силы, действующие в зацеплениях зубчатых и механических передач 2 324
Система единиц и мер измерений, применяемых в машиностроении 1 4
Система предпочтительных чисел 2 5
Скольжение и трение в зацеплении 2 170
Скорость скольжения и степени точности червячной передачи 2 208
Следящий привод с ЧПУ 1 40
Смазочные материалы для машин и механизмов 1 45
Согласование единиц разных систем с СИ 1 7
Соединение деталей пайкой, припои и флюсы 1 121
Соединения резьбовых крепежных деталей 1 198
Соединения резьбовых крепежных деталей. Расчет на прочность 1 206
Соединения с квадратным валом 1 248
Соединения деталей и их типы 1 24
Соединения деталей клеевые 1 134
Соединения деталей коническое с гарантированным натягом 1 159
Соединения деталей по посадке с гарантированным натягом 1 156
Соединения стандартных резьбовых крепежных изделий 1 206
Сплавы прецизионные 1 108
Способы смазки 1 54
Стали для изготовления шариковых и роликовых подшипников 1 104
Стали и сплавы легированные 1 93
Стали и сплавы легированные с особыми свойствами 1 105
Стали инструментальные быстрорежущие 1 101
Стали инструментальные легированные 1 99
Стали конструкционные легированные 1 97
Стали конструкционные повышенной и высокой обрабатываемости резанием 1 102
Стали рессорно-пружинные 1 103
Стали теплоустойчивые 1 104
Стали углеродистые инструментальные 1 93
Стали углеродистые качественные конструкционные 1 91
Стали углеродистые обыкновенного качества 1 90
Стандарты и их применение 2 56
Структурные составляющие железоуглеродистых сплавов 1 74
Сухари к пазам станочным 2 134
Т
Твердость по Бринеллю (НВ) 1 69
Твердость по Виккерсу (НУ) 1 69
Твердость по Роквеллу 1 70
Твердость по Шору 1 71
Твердые смазочные материалы и их свойства 1 52
Температура хрупкости (морозостойкость) 1 131
Температурный коэффициент линейного расширения а 1 8
Теория сплавов 1 73
Тепловой расчет червячных передач 2 217
Теплостойкость по Вика 1 131
Теплостойкость по Мартенсу 1 131
Теплостойкость 1 93
Термическая обработка стали. Азотирование 1 84
Термическая обработка стали. Антикоррозионное азотирование 1 84
Термическая обработка стали. Алитирование 1 86
Термическая обработка стали. Борирование 1 86
Термическая обработка стали. Диффузионная металлизация 1 86
Термическая обработка стали. Ионное азотирование 1 83
Термическая обработка стали. Карбонитрирование 1 85
Термическая обработка стали. Нитроцементация 1 85
Термическая обработка стали. Силицирование 1 86
Термическая обработка стали. Сульфоцианирование 1 85
Термическая обработка стали. Хромирование 1 86
Термическая обработка стали. Цементация 1 83
Термическая обработка стали. Цианирование 1 85
Термическое упрочнение сталей 1 77
Термическое упрочнение сталей. Закалка 1 79
Термическое упрочнение сталей. Нормализация 1 85
Термическое упрочнение сталей. Обработка стали холодом 1 81
Термическое упрочнение сталей. Отжиг 1 85
Термическое упрочнение сталей. Отпуск 1 80
Термическое упрочнение сталей. Старение 1 81
Технические данные асинхронных электродвигателей 1 26
Технические условия 2 5
Технические условия на крепёжные изделия с метрической резьбой 1 212
Техническое задание 2 56
Технологические особенности конструирования деталей машин 2 74
Технологические свойства металлов 1 73
Технологический контроль чертежей 2 81
Технологичность конструкции литого корпуса редуктора 2 126
Технологичность 2 61
Тормоза 1 303
Точность деталей 2 4
Точность зубчатых передач 2 229
Точность позиционирования 1 40
Трение и смазка. Основные понятия и законы трения 1 41
Трение и смазка в механических передачах 1 41
Трение качения 1 42
Трение скольжения 1 41
Трение жидкостное 1 43
Трубопроводы. Условные проходы 1 251
Трубопроводы. Арматура 1 256
Трубопроводы. Гибкие соединения 1 260
Трубопроводы. Марки стальных труб и их механические свойства 1 252
Трубопроводы. Механические свойства латунных труб 1 252
Трубопроводы. Монтаж 1 261
Трубопроводы. Основные элементы 1 253
Трубопроводы. Вспомогательные (дополнительные) элементы 1 254
Трубопроводы. Расход воздуха при различных диаметрах цилиндров 1 250
Трубопроводы. Расчет объема расхода жидкости или сжатого воздуха 1 251
Трубопроводы. Резьбовые соединения. На давление от 6,4 до 32 Мпа 1 256
Трубопроводы. Сварные и паяные соединения 1 259
Трубопроводы. Условное давление 1 250
Трубопроводы. Числовые значения пробного давления 1 250
Трубопроводы. Числовые значения условных и рабочих давлений 1 250
У
Угол зацепления 2 164
Ударная вязкость 1 72
Удельные веса некоторых материалов в (10'" Н/см’) 1 9
Условия работы эвольвентного зацепления под нагрузкой 2 182
Условное обозначение сварного шва 1 154
Условные обозначения видов термической обработки 1 85
Условные обозначения основных элементов в марках металлов и сплавов 1 86
Усталость металла 1 66
Установка машины на фундаменте 1 24
Устойчивость 2 59
Устройства для натяжения ремней 1 362
Ф
Фаза 1 74
Фильтры (см. Сетчатые фильтры, Пластинчатые фильтры) 1 58
Формат чертежа 2 58
Фрикционные (тормозные) материалы 1 126
Фрикционные вариаторы с гибкой связью 1 348
Фрикционные вариаторы с непосредственным контактом 1 345
Фрикционные вариаторы. Расчет на прочность 1 349
Фрикционные передачи с постоянной скоростью вращения 1 345
Фрикционные передачи. Коэффициенты трения Г и допустимые нагрузки 1 345
Фундаментные болты 1 226
X
Характеристика асинхронного двигателя трехфазного тока 1 26
Химическое соединение 1 74
Храповые механизмы 1 299
ц
Цветные металлы и сплавы 1 109
Центровые отверстия 2 83
Цилиндрические косозубые передачи 2 173
Цилиндрические прямозубые передачи 2 172
Цинк и его сплавы 1 118
Циркуляционная смазка 1 55
Ч
Червячная зубчатая передача 2 203
Червячные колеса и червяки (с корригированием) 2 207
Чугун высокопрочный с шаровидным графитом 1 87
Чугун ковкий 1 88
Чугун легированный 1 88
Чугун серый 1 87
Чугун белый 1 76
ш
Шаг зубьев 2 163
Шайбы 1 201
Шероховатость поверхностей деталей машин 2 34
Шестеренчатые насосы 1 32
Шлицевые соединения 1 231
Шлицевые треугольные соединения 1 245
Шпильки 1 197
Шплинты 1 225
Шпоночные соединения 1 235
Штифты и штифтовые соединения 1 221
Э
Эвольвента 2 163
Эвольвентная функция ту а = а - а 2 165
Эквивалентное колесо для конических колес 2 197
Электродуговая сварка. Конструктивные элементы 1 146
Электродуговая сварка. Способы подготовки кромок 1 147
Электродуговая сварка. Типы швов 1 147
Электроконтактная сварка 1 146
Электромеханический привод 1 25
Краткий перечень ГОСТ
Основные нормы
ГОСТ 2.309-73 Единая система конструкторской документации. Обозначения шероховатости поверхностей. Изменен:
30.11.2007
ГОСТ 2789-73 Шероховатость поверхности. Параметры и характеристики
ГОСТ 6636-69 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры
ГОСТ 8593-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные конусности и углы конусов
ГОСТ 8908-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные углы и допуски углов
ГОСТ 21495-76 Базирование и базы в машиностроении. Термины и определения
ГОСТ 24642-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения поверхностей. Основные тер-
мины и определения
ГОСТ 24643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения поверхностей. Числовые зна-
чения
ГОСТ 25307-82 Основные нормы взаимозаменяемости. Система допусков и посадок для конических соединений
ГОСТ 25347-82 Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомен-
дуемые посадки
ГОСТ 25548-82 Основные нормы взаимозаменяемости. Конусы и конические соединения. Термины и определения
ГОСТ 25670-83 Основные нормы взаимозаменяемости. Предельные отклонения размеров с неуказанными допусками
ГОСТ Р 15.201-2000 Система разработки и постановки продукции на производство. Продукция производственно-
технического назначения. Порядок разработки и постановки продукции на производство
Резьбы
ГОСТ 6111-52 Резьба коническая дюймовая с углом профиля 60 градусов
ГОСТ 6211-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба трубная коническая
ГОСТ 6357-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба трубная цилиндрическая
ГОСТ 9484-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба трапецеидальная. Профили
ГОСТ 10177-82 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба упорная. Профиль и основные размеры
ГОСТ 10549-80 Выход резьбы. Сбеги, недорезы, проточки и фаски
ГОСТ 13535-87 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба упорная усиленная 45 градусов
ГОСТ 24705-2004 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Основные размеры
ГОСТ 24738-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба трапецеидальная однозаходная. Диаметры и шаги
Конструкционные материалы
ГОСТ 263-75 Резина. Метод определения твердости по Шору А
ГОСТ 270-75 Резина. Метод определения упругопрочностных свойств при растяжении
ГОСТ 492-2006 Никель, сплавы никелевые и медно-никелевые, обрабатываемые давлением. Марки
ГОСТ 493-79 Бронзы безоловянные литейные. Марки
ГОСТ 613-79 Бронзы оловянные литейные. Марки
ГОСТ 614-97 Бронзы литейные в чушках. Технические условия
ГОСТ 804-93 Магний первичный в чушках. Технические условия
ГОСТ 849-97 Никель первичный. Технические условия
ГОСТ 859-2001 Медь. Марки
ГОСТ 1020-97 Латуни литейные в чушках. Технические условия
ГОСТ 1131-76 Сплавы алюминиевые деформируемые в чушках. Технические условия
ГОСТ 1198-93 Ленты асбестовые тормозные. Технические условия
ГОСТ 1209-90 Баббиты кальциевые в чушках. Технические условия
ГОСТ 1215-79 Отливки из ковкого чугуна. Общие технические условия
ГОСТ 1320-74 Баббиты оловянные и свинцовые. Технические условия
ГОСТ 1412-85 Чугун с пластинчатым графитом для отливок. Марки
ГОСТ 1467-93 Кадмий. Технические условия
ГОСТ 1583-93 Сплавы алюминиевые литейные. Технические условия
ГОСТ 1585-85 Чугун антифрикционный для отливок. Марки
ГОСТ 1786-95 Накладки фрикционные. Общие технические требования
ГОСТ 2581-78 Сплавы магниевые в чушках. Технические условия
ГОСТ 2856-79 Сплавы магниевые литейные. Марки
ГОСТ 3640-94 Цинк. Технические условия
ГОСТ 3882-74 Сплавы твердые спеченные. Марки
ГОСТ 4671-76 Детали резиновые и резинометаллические для опор гидравлических забойных двигателей. Технические
условия
ГОСТ 4784-97 Алюминий и сплавы алюминиевые деформируемые. Марки
ГОСТ 5017-2006 Бронзы оловянные, обрабатываемые давлением. Марки
ГОСТ 5632-72 Стали высоколегированные и сплавы коррозионностойкие, жаростойкие и жаропрочные. Марки
ГОСТ 6836-2002 Серебро и сплавы на его основе. Марки
ГОСТ 7199-77 Подшипники резино-металлические судовые. Технические условия
ГОСТ 7293-85 Чугун с шаровидным графитом для отливок. Марки
ГОСТ 7769-82 Чугун легированный для отливок со специальными свойствами. Марки
ГОСТ 10096-76 Пудра алюминиевая комкованная. Технические условия
ГОСТ 10851-94 Изделия фрикционные из ретинакса. Технические условия
ГОСТ 10994-74 Сплавы прецизионные. Марки
ГОСТ 11069-2001 Алюминий первичный. Марки
ГОСТ 13498-79 Платина и платиновые сплавы. Марки
ГОСТ 14113-78 Сплавы алюминиевые антифрикционные. Марки
ГОСТ 14957-76 Сплавы магниевые деформируемые. Марки
ГОСТ 14959-79 Прокат из рессорно-пружинной углеродистой и легированной стали. Технические условия
ГОСТ 15527-2004 Сплавы медно-цинковые (латуни), обрабатываемые давлением. Марки
ГОСТ 15960-96 Материалы асбестовые фрикционные эластичные и изделия из них. Технические условия
ГОСТ 17711-93 Сплавы медно-цинковые (латуни) литейные. Марки
ГОСТ 17746-96 Титан губчатый. Технические условия
ГОСТ 18175-78 Бронзы безоловянные, обрабатываемые давлением. Марки
ГОСТ 19241-80 Никель и низколегированные никелевые сплавы, обрабатываемые давлением. Марки
ГОСТ 19424-97 Сплавы цинковые литейные в чушках. Технические условия
ГОСТ 19738-74 Припои серебряные. Марки
ГОСТ 19807-91Титан и сплавы титановые деформируемые. Марки
ГОСТ 21022-75 Сталь хромистая для прецизионных подшипников. Технические условия
ГОСТ 21437-95 Сплавы цинковые антифрикционные. Марки, технические требования и методы испытаний
ГОСТ 21930-76 Припои оловянно-свинцовые в чушках. Технические условия
ГОСТ 22366-93 Лента электродная наплавочная спеченная на основе железа. Технические условия
Сортамент
ГОСТ 1050-88 Прокат сортовой, калиброванный, со специальной отделкой поверхности из углеродистой качественной
конструкционной стали. Общие технические условия
ГОСТ 1414-75 Прокат из конструкционной стали высокой обрабатываемости резанием. Технические условия
ГОСТ 1435-99 Прутки, полосы и мотки из инструментальной нелегированной стали. Общие технические условия
ГОСТ 4543-71 Прокат из легированной конструкционной стали. Технические условия
ГОСТ 5950-2000 Прутки, полосы и мотки из инструментальной легированной стали. Общие технические условия
ГОСТ 8239-89 Двутавры стальные горячекатаные. Сортамент
ГОСТ 8240-97 Швеллеры стальные горячекатаные. Сортамент
ГОСТ 8509-93Уголки стальные горячекатаные равнополочные. Сортамент
ГОСТ 8510-86 Уголки стальные горячекатаные неравнополочные. Сортамент
ГОСТ 8786-68 Сталь чистотянутая для шпонок сегментная. Сортамент
ГОСТ 14959-79 Прокат из рессорно-пружинной углеродистой и легированной стали. Технические условия
ГОСТ 19265-73 Прутки и полосы из быстрорежущей стали. Технические условия
ГОСТ 19903-74 Прокат листовой горячекатаный. Сортамент
Масла и смазки
ГОСТ 20799-88Масла индустриальные. Технические условия
ГОСТ 21743-76Масла авиационные. Технические условия
ГОСТ 6613-86Сетки проволочные тканые с квадратными ячейками. Технические условия
ГОСТ 3187-76Сетки проволочные тканые фильтровые. Технические условия
ГОСТ 1033-79 Смазка солидол жировой. Технические условия
ГОСТ 1957-73 Смазка консталин. Технические условия
ГОСТ 9432-60 Смазка автомобильная. Технические условия
ГОСТ 21150-87 Смазка ЛИТОЛ-24. Технические условия
ГОСТ 9433-80 Смазка ЦИАТИМ-221. Технические условия
ГОСТ 19774-74 Смазка ВНИИ НП-207. Технические условия
ГОСТ 6267-74 Смазка ЦИАТИМ-201. Технические условия
ГОСТ 8773-73 Смазка ЦИАТИМ-203. Технические условия
ГОСТ 9762-76 Смазка МС-70. Технические условия
ГОСТ 18179-72 Смазка ОКБ-122-7. Технические условия
ГОСТ 11110-75 Смазка ЦИАТИМ-202. Технические условия
ГОСТ 16105-70 Смазка ВНИИ НП-257. Технические условия
ГОСТ 19337-73 Смазка ВНИИ НП-274. Технические условия
ГОСТ 19832-87 Смазка ВНИИ НП-260. Технические условия
Передачи
ГОСТ 1643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски
ГОСТ 1758-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые конические и гипоидные. Допуски
ГОСТ 3675-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи червячные цилиндрические. Допуски
ГОСТ 9563-60 Основные нормы взаимозаменяемости. Колеса зубчатые. Модули
ГОСТ 13755-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Исходный
контур
ГОСТ 14186-69 Колеса зубчатые цилиндрические передач типа Новикова. Модули
ГОСТ 15023-76 Передачи Новикова цилиндрические с двумя линиями зацепления. Исходный контур
ГОСТ 16202-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые конические с круговыми зубьями. Исход-
ный контур
ГОСТ 16532-70 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет геометрии
ГОСТ 17744-72 Передачи Новикова с двумя линиями зацепления цилиндрические. Расчет геометрии
ГОСТ 19326-73 Передачи зубчатые конические с круговыми зубьями. Расчет геометрии
ГОСТ 19624-74 Передачи зубчатые конические с прямыми зубьями. Расчет геометрии
Передачи с гибкой связью
ГОСТ 23831-79 Ремни плоские приводные резинотканевые. Технические условия
ГОСТ 1284.2-89 Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Технические условия
ГОСТ 1284.3-96 Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Передаваемые мощности
ГОСТ 1284.1-89 Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Основные размеры и методы контроля
ГОСТ 13568-97 Цепи приводные роликовые и втулочные. Общие технические условия
ГОСТ 591-69 Звездочки к приводным роликовым и втулочным цепям. Методы расчета и построения профиля зуба и
инструмента. Допуски
ГОСТ 13576-81 Звездочки для приводных зубчатых цепей. Методы расчета и построения профиля зубьев. Предельные
отклонения
ГОСТ 13552-81 Цепи приводные зубчатые. Технические условия
Соединения
ГОСТ 1139-80 Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шлицевые прямобочные. Размеры и допуски
ГОСТ 6033-51 Соединения зубчатые (шлицевые) эвольвентные
ГОСТ 10299-80 Заклепки с полукруглой головкой классов точности В и С. Технические условия
ГОСТ 10300-80 Заклепки с потайной головкой классов точности В и С. Технические условия
ГОСТ 21474-75 Рифления прямые и сетчатые. Формы и основные размеры
ГОСТ 23360-78 Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Разме-
ры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки
ГОСТ 24071-97 Основные нормы взаимозаменяемости. Сегментные шпонки и шпоночные пазы
ГОСТ 24068-80 Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с клиновыми шпонками. Размеры
шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки
Подшипники
ГОСТ 333-79 Подшипники радиально-упорные с коническими роликами однорядные
ГОСТ 831-75Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные. Типы и основные размеры
ГОСТ 3635-78Подшипники шарнирные. Технические условия
ГОСТ 4657-82Подшипники роликовые радиальные игольчатые однорядные. Основные размеры. Технические требования
ГОСТ 5721-75Подшипники роликовые радиальные сферические двухрядные. Типы и основные размеры
ГОСТ 6364-78Подшипники роликовые конические двухрядные. Основные размеры
ГОСТ 7242-8 Шодшипники шариковые радиальные однорядные с защитными шайбами. Технические условия
ГОСТ 7260-70 Подшипники радиально-упорные с коническими роликами однорядные с большим углом конусности
ГОСТ 7872-89Подшипники упорные шариковые одинарные и двойные. Технические условия
ГОСТ 8328-75Подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами. Типы и основные размеры
ГОСТ 8338-75 Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры
ГОСТ 8545-75Подшипники шариковые и роликовые двухрядные с закрепительными втулками. Типы и основные размеры
ГОСТ 8882-75 Подшипники шариковые радиальные однорядные с уплотнениями. Технические условия
ГОСТ 9942-90Подшипники упорно-радиальные роликовые сферические одинарные. Технические условия
Детали и конструктивные элементы
ГОСТ 1574-91 Станки металлорежущие. Пазы Т- образные обработанные. Размеры
ГОСТ 2475-88 Проволочки и ролики. Технические условия
ГОСТ 2832-77 Кольца установочные с винтовым креплением. Конструкция и размеры
ГОСТ 2833-77 Кольца пружинные для стопорения винтов и канавки для них. Конструкция и размеры
ГОСТ 3964-69 Фрезы дисковые пазовые. Основные размеры
ГОСТ 6308-71 Войлок технический полугрубошерстный и детали из него для машиностроения. Технические условия
ГОСТ 6418-81 Войлок технический грубошерстный и детали из него для машиностроения. Технические условия
ГОСТ 8543-71 Фрезы пазовые затылованные. Технические условия
ГОСТ 8820-69 Канавки для выхода шлифовального круга. Форма и размеры
ГОСТ 9305-93 Фрезы фасонные полукруглые выпуклые, вогнутые и радиусные. Технические условия
ГОСТ 9327-60 Бумага и изделия из бумаги. Потребительские форматы
ГОСТ 9833-73 Кольца резиновые уплотнительные круглого сечения для гидравлических и пневматических устройств.
Конструкция и размеры
ГОСТ 11872-89 Шайбы стопорные многолапчатые. Технические условия
ГОСТ 12080-66 Концы валов цилиндрические. Основные размеры, допускаемые крутящие моменты
ГОСТ 12081-72 Концы валов конические с конусностью 1:10. Основные размеры. Допускаемые крутящие моменты
ГОСТ 13942-86 Кольца пружинные упорные плоские наружные эксцентрические и канавки для них. Конструкция и
размеры
ГОСТ 14034-74 Отверстия центровые. Размеры
ГОСТ 17025-71 Фрезы концевые с цилиндрическим хвостовиком. Конструкция и размеры
ГОСТ 17026-71 Фрезы концевые с коническим хвостовиком. Конструкция и размеры
ГОСТ 11871-88 Гайки круглые шлицевые. Технические условия
ГОСТ 13944-86 Кольца пружинные упорные плоские и канавки для них. Общие технические условия
Муфты
ГОСТ 1786-95 Накладки фрикционные. Общие технические требования
ГОСТ 5006-83 Муфты зубчатые. Технические условия
ГОСТ 10851-94 Изделия фрикционные из ретинакса. Технические условия
ГОСТ 15620-93 Муфты предохранительные кулачковые. Параметры и размеры
ГОСТ 20742-93 Муфты цепные. Параметры и размеры
ГОСТ 20720-93 Муфты кулачково-дисковые. Параметры и размеры
ГОСТ 20761-96 Муфты фланцевые. Параметры, конструкция и размеры
ГОСТ 21424-93 Муфты упругие втулочно-пальцевые. Параметры и размеры
ГОСТ 21573-76 Муфты электромагнитные многодисковые с магнитопроводящими дисками. Основные параметры и
размеры
ГОСТ 24246-96 Муфты втулочные. Параметры, конструкция и размеры
Болты и шпильки
ГОСТ 1759.0-87 Болты, винты, шпильки и гайки. Технические условия
ГОСТ 1759.1-82 Болты, винты, шпильки, гайки и шурупы. Допуски. Методы контроля размеров и отклонений формы и
расположения поверхностей
ГОСТ 1759.2-8 Болты, винты и шпильки. Дефекты поверхности и методы контроля
ГОСТ 1759.4-87 Болты, винты и шпильки. Механические свойства и методы испытаний
ГОСТ 3033-79 Болты откидные. Конструкция и размеры
ГОСТ 4751-73 Рым-болты. Технические условия
ГОСТ 7805-70 Болты с шестигранной головкой класса точности А. Конструкция и размеры
ГОСТ 7808-70 Болты с шестигранной уменьшенной головкой класса точности А. Конструкция и размеры
ГОСТ 12414-94 Концы болтов, винтов и шпилек. Размеры
ГОСТ 13152-67 Болты к пазам станочным обработанным. Конструкция
ГОСТ 22038-76 Шпильки с ввинчиваемым концом длиной 2с1. Класс точности В. Конструкция и размеры
ГОСТ 24379.1-80 Болты фундаментные. Конструкция и размеры
ГОСТ 24379.0-80 Болты фундаментные. Общие технические условия
Шайбы
ГОСТ 11371-78 Шайбы. Технические условия
ГОСТ 6402-70 Шайбы пружинные. Технические условия
ГОСТ 10906-78 Шайбы косые. Технические условия
ГОСТ 13465-77 Шайбы стопорные с носком. Конструкция и размеры
ГОСТ 14734-69 Шайбы концевые. Конструкция
Штифты
ГОСТ 3129-70 Штифты конические незакаленные. Технические условия
ГОСТ 3128-70Штифты цилиндрические незакаленные. Технические условия
ГОСТ 9464-79Штифты конические с внутренней резьбой незакаленные. Технические условия
ГОСТ 9465-79Штифты конические с резьбовой цапфой незакаленные. Технические условия
ГОСТ 12207-79Штифты цилиндрические с внутренней резьбой. Технические условия
Винты
ГОСТ 1481-84 Винты установочные с шестигранной головкой и цилиндрическим концом классов точности А и В.
Конструкция и размеры
ГОСТ 1482-84Винты установочные с квадратной головкой и цилиндрическим концом классов точности А и В. Кон-
струкция и размеры
ГОСТ 1476-93 Винты установочные с коническим концом и прямым шлицем классов точности А и В. Технические
условия
ГОСТ 1477-93 Винты установочные с плоским концом и прямым шлицем классов точности А и В. Технические условия
ГОСТ 1478-93 Винты установочные с цилиндрическим концом и прямым шлицем классов точности А и В. Техниче-
ские условия
ГОСТ 1486-84 Винты установочные с квадратной головкой и ступенчатым концом со сферой классов точности А и В.
Конструкция и размеры
ГОСТ 1491-80 Винты с цилиндрической головкой классов точности А и В. Конструкция и размеры
ГОСТ 8878-93 Винты установочные с коническим концом и шестигранным углублением под ключ классов точности А
и В. Технические условия
ГОСТ 10337-80 Винты с цилиндрической головкой и сферой невыпадающие класса точности В. Конструкция и размеры
ГОСТ 11738-84 Винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ класса точности А. Кон-
струкция и размеры
ГОСТ 17473-80 Винты с полукруглой головкой классов точности А и В. Конструкция и размеры
ГОСТ 17474-80 Винты с полупотайной головкой классов точности А и В. Конструкция и размеры
ГОСТ 17475-80 Винты с потайной головкой классов точности А и В. Конструкция и размеры
Гайки
ГОСТ 1759.3-83 Гайки. Дефекты поверхности и методы контроля
ГОСТ 1759.5-87 Гайки. Механические свойства и методы испытаний
ГОСТ 3032-76 Гайки-барашки. Конструкция и размеры
ГОСТ 5927-70 Гайки шестигранные класса точности А. Конструкция и размеры
ГОСТ 5929-70 Гайки шестигранные низкие класса точности А. Конструкция и размеры
ГОСТ 5931-70 Гайки шестигранные особо высокие класса точности А. Конструкция и размеры
ГОСТ 5932-73 Гайки шестигранные прорезные и корончатые класса точности А. Конструкция и размеры
ГОСТ 6393-73 Гайки круглые с отверстиями на торце "под ключ" класса точности А. Конструкция и размеры
ГОСТ 8918-69 Гайки шестигранные с буртиком. Конструкция
ГОСТ 11860-85 Гайки колпачковые класса точности А. Конструкция и размеры
ГОСТ 11871-88 Гайки круглые шлицевые. Технические условия
ПРИМЕРЫ ДОЛЖНОСТНЫХ ИНСТРУКЦИЙ ПО СПЕЦИАЛЬНОСТИ
«ТЕХНИК-КОНСТРУКТОР».
1. Должностная инструкция.
Специальность «ТЕХНИК-КОНСТРУКТОР»
Должностные обязанности. Под руководством более квалифицированного специалиста выполняет работу по
проведению необходимых технических расчетов, разработке несложных проектов и простых схем, обеспечивая их со-
ответствие техническим заданиям, действующим стандартам и нормативным документам. Осуществляет наладку, настрой-
ку, регулировку и опытную проверку оборудования и систем в лабораторных условиях и на объектах, следит за его
исправным состоянием. Участвует в проведении экспериментов и испытаний, подключает приборы, регистрирует
необходимые характеристики и параметры и проводит обработку полученных результатов. Принимает участие в раз-
работке программ, инструкций и другой технической документации, в изготовлении макетов, а также в испытаниях
и экспериментальных работах. Выполняет работу по сбору, обработке и накоплению исходных материалов, данных
статистической отчетности, научно-технической информации. Составляет описания проводимых работ, необходимые
спецификации, диаграммы, таблицы, графики и другую техническую документацию. Изучает с целью использования в
работе справочную и специальную литературу. Участвует в обосновании экономической эффективности внедрения но-
вой техники и прогрессивной технологии, рационализаторских предложений и изобретений. Выполняет работу по
оформлению плановой и отчетной документации, вносит необходимые изменения и исправления в техническую до-
кументацию в соответствии с решениями, принятыми при рассмотрении и обсуждении выполняемой работы. Принимает
и регистрирует поступающую документацию и корреспонденцию по выполняемой работе, обеспечивает ее сохранность,
ведет учет прохождения документов и контроль за сроками их исполнения, а также осуществляет техническое оформление
документов, законченных делопроизводством, систематизирует, обрабатывает и подготавливает данные для составления
отчетов о работе. Принимает необходимые меры по использованию в работе современных технических средств.
Должен знать: нормативные правовые акты и справочные материалы по тематике работы; основные методы
выполнения наладочных работ; терминологию, применяемую в специальной и справочной литературе; рабочих про-
граммах и инструкциях; действующие стандарты и технические условия на разрабатываемую техническую документа-
цию, порядок ее составления и правила оформления; последовательность и технику проведения измерений, наблюде-
ний и экспериментов; контрольно-измерительную аппаратуру и правила пользования ею; основы технологии производ-
ства; технические характеристики, конструктивные особенности, назначение, принципы работы и правила эксплуата-
ции используемого оборудования; методы осмотра оборудования и обнаружения дефектов; методы и средства измерения
параметров, характеристик и данных режима работы оборудования, выполнения технических расчетов, графических и
вычислительных работ; технические средства получения, обработки и передачи информации; правила эксплуатации вы-
числительной техники; применяемые формы учета и отчетности и порядок ведения учета и составления отчетности; мето-
ды расчета экономической эффективности внедрения новой техники и прогрессивной технологии, рационализаторских
предложений и изобретений; основы ведения делопроизводства; основы экономики, организации производства, труда и
управления; основы законодательства о труде; правила и нормы охраны труда.
Требования к квалификации.
Техник: среднее профессиональное (техническое) образование без предъявления требований к стажу работы.
Техник II категории: среднее профессиональное (техническое) образование и стаж работы в должности техника или
других должностях, занимаемых специалистами со средним профессиональным образованием, не менее 2 лет.
Техник I категории: среднее профессиональное (техническое) образование и стаж работы в должности техника II
категории не менее 2 лет.
2. Должностная инструкция.
Специальность «ТЕХНИК-КОНСТРУКТОР»
(наименование организации, предприятия и т.п.)
" "20—г. №
Настоящая должностная инструкция разработана и утверждена на основании трудового договора с
(наименование должности лица, на которого составлена настоящая должностная инструкция)
и в соответствии с положениями Трудового кодекса Российской Федерации и иных нормативных актов, регулиру-
ющих трудовые правоотношения в Российской Федерации.
1. Общие положения
1.1. Техник-конструктор относится к категории специалистов.
1.2. На должность:
- техника-конструктора назначается лицо, имеющее среднее профессиональное (техническое) образование, без
предъявления требований к стажу работы;
- техника-конструктора II категории - лицо, имеющее среднее
ние и стаж работы в должности техника или в других должностях, замещаемых специалистами со средним профессио-
нальным образованием, не менее 2 лет;
- техника-конструктора I категории - лицо, имеющее среднее
профессиональное (техническое) образование и стаж работы в должности техника II категории не менее 2 лет.
1.3. Назначение на должность техника-конструктора и освобождение от
нее производится приказом руководителя предприятия по представлению
(руководителя конструкторского бюро; иного должностного лица)
1.4. Техник-конструктор должен знать;
- стандарты, технические условия и другие нормативные и руководящие материалы на разрабатываемую тех-
ническую документацию, порядок ее оформления;
- основы конструирования;
- методы и средства выполнения чертежно-конструкторских работ;
- основы технологии производства;
- технические требования, предъявляемые к разрабатываемым конструкциям, принципы их работы, усло-
вия монтажа и технической эксплуатации;
- характеристики применяемых в конструируемых изделиях материалов и их свойства;
- методы проведения патентных исследований;
- требования организации труда при конструировании;
- основы технической эстетики;
- методы и средства выполнения технических расчетов, вычислительных и графических работ;
- основы экономики, организации труда и организации производства;
- основы трудового законодательства Российской Федерации;
- правила и нормы охраны труда;
1.5. Техник-конструктор подчиняется непосредственно
(руководителю конструкторского бюро; иному должностному лицу)
1.6. На время отсутствия техника-конструктора (отпуск, болезнь, командировка и пр.) его обязанности ис-
полняет лицо, назначенное приказом руководителя предприятия. Данное лицо приобретает соответствую-
щие права и несет ответственность за надлежащее исполнение возложенных на него обязанностей.
1.7. .
2. Должностные обязанности
Т ехник-конструктор;
2.1. Выполняет конструкторские работы под руководством более квалифицированного специалиста изделия
средней сложности индивидуального и мелкосерийного производства и простые изделия крупносерийного и массо-
вого производства, обеспечивая при этом соответствие разрабатываемых конструкций техническим заданиям, дей-
ствующим стандартам, нормам охраны труда, требованиям рациональной организации труда при проектирова-
нии, наиболее экономичной технологии производства, а также использование в них стандартизованных и унифици-
рованных деталей и сборочных единиц.
2.2. Участвует в разработке проектной и рабочей конструкторской документации, проведении патентных ис-
следований и определении показателей технического уровня проектируемых объектов техники и технологии.
2.3. Выполняет с внесением необходимых изменений чертежи общего вида конструкций, сборочных единиц и
деталей, схемы механизмов, габаритные и монтажные чертежи по эскизным документам или с натуры, а так-
же другую конструкторскую документацию.
2.4. Проверяет рабочие проекты и осуществляет контроль чертежей, сверяет кальки с оригиналами.
2.5. Снимает эскизы сборочных единиц и деталей с натуры с изменением масштаба и определением необходи-
мых параметров, выполняет деталировки сборочных чертежей, технические расчеты и расчеты экономической
эффективности в соответствии с типовыми расчетами, программами и методиками.
2.6. Принимает участие в разработке программ, методик и технической документации по испытаниям конструи-
руемого изделия.
2.7. Изучает поступающую от других предприятий конструкторскую документацию в целях использования ее
при проектировании.
2.8. Вносит изменения в конструкторскую документацию и составляет извещения об изменениях.
2.9. Принимает участие в испытаниях опытных образцов изделий, узлов, систем и деталей новых и модерни-
зированных конструкций выпускаемой предприятием продукции, оформлении результатов испытаний, а также в
работе по совершенствованию, модернизации и унификации конструируемых изделий.
2.10. .
3. Права
Техник-конструктор имеет право:
3.1. Знакомиться с проектами решений руководства предприятия, касающимися его деятельности.
3.2. Вносить на рассмотрение руководства предложения по совершенствованию работы, связанной с обя-
занностями, предусмотренными настоящей инструкцией.
3.3. Сообщать своему непосредственному руководителю о всех выявленных в процессе исполнения сво-
их должностных обязанностей недостатках в производственной деятельности структурных подразделений предпри-
ятия и вносить предложения по их устранению.
3.4. Запрашивать лично или по поручению своего непосредственного руководителя от руководителей под-
разделений предприятия и его специалистов информацию и документы, необходимые для выполнения своих
должностных обязанностей.
3.5. Привлекать специалистов всех (отдельных) структурных подразделений к решению возложенных на
него задач (если это предусмотрено положениями о структурных подразделениях, если нет - с разрешения руко-
водителя предприятия).
3.6. Требовать от своего непосредственного руководителя, руководства предприятия оказания содействия в испол-
нении им своих должностных обязанностей и прав.
3.7. .
4. Ответственность
Техник-конструктор несет ответственность:
4.1. За ненадлежащее исполнение или неисполнение своих должностных обязанностей, предусмотренных насто-
ящей должностной инструкцией, в пределах, определенных трудовым законодательством Российской Федерации.
4.2. За правонарушения, совершенные в процессе осуществления своей деятельности, - в пределах, определен-
ных административным, уголовным и гражданским законодательством Российской Федерации.
4.3. За причинение материального ущерба - в пределах, определенных трудовым и гражданским законодатель-
ством Российской Федерации.
Должностная инструкция разработана в соответствии с
(наименование, номер и дата документа)
Руководитель структурного подразделения (инициалы, фамилия)
(подпись) " " 20—г.
СОГЛАСОВАНО:
Начальник юридического отдела (инициалы, фамилия) (подпись) " " 20 г.
С инструкцией ознакомлен: (инициалы, фамилия) (подпись) " " 20 г.
СОДЕРЖАНИЕ
Глава 1. ОСНОВЫ ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТИ............................4
ЕЕ ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ И ТОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ МАШИН..............4
Е2. ПРЕДПОЧТИТЕЛЬНЫЕ ЧИСЛА И РЯДЫ ПРЕДПОЧТИТЕЛЬНЫХ ЧИСЕЛ,
НОРМАЛЬНЫЕ ЛИНЕЙНЫЕ РАЗМЕРЫ...................................5
ЕЗ. ЕДИНАЯ СИСТЕМА ДОПУСКОВ И ПОСАДОК (ЕСДП). ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ.8
Е4. ДОПУСКИ И ПОСАДКИ ДЛЯ РАЗМЕРОВ ОТ 1 ДО 500 мм...........14
1.5. ДОПУСКИ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ ДЕТАЛЕЙ МАШИН...18
1.6. УГЛОВЫЕ РАЗМЕРЫ И ДОПУСКИ НА УГЛОВЫЕ РАЗМЕРЫ............26
1.7. ГЛАДКИЕ КОНИЧЕСКИЕ СОЕДИНЕНИЯ. ПОСАДКИ И ТИПЫ КОНИЧЕСКИХ
СОЕДИНЕНИЙ...................................................28
1.8. ШЕРОХОВАТОСТЬ ПОВЕРХНОСТЕЙ ДЕТАЛЕЙ МАШИН................34
1.9. РАЗМЕРНАЯ ТОЧНОСТЬ......................................47
Глава 2. ПРАВИЛА ПРОЕКТИРОВАНИЯ МАШИН,
ПЕРЕДАТОЧНЫХ МЕХАНИЗМОВ И ИХ ДЕТАЛЕЙ.........................56
2.1. ЗАДАЧИ, СОДЕРЖАНИЕ И ПРАВИЛА ПРОЕКТИРОВАНИЯ ИЗДЕЛИЙ.....56
2.2. СТАНДАРТЫ И ИХ ПРИМЕНЕНИЕ...............................56
2.3. ВИДЫ КОНСТРУКТОРСКИХ ДОКУМЕНТОВ.........................57
2.4. ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
К ПРОЕКТИРУЕМЫМ МАШИНАМ И МЕХАНИЗМАМ.........................59
2.5. ВЛИЯНИЕ НАПРЯЖЕНИЙ НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ МАШИН.............61
2.6. КОНТАКТНАЯ ПРОЧНОСТЬ....................................63
2.7. ВИДЫ И СОДЕРЖАНИЕ РАСЧЕТОВ..............................64
2.8. ОСНОВНЫЕ ПРИНЦИПЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ ЛИТЫХ ДЕТАЛЕЙ.........64
2.9. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУИРОВАНИЯ ДЕТАЛЕЙ МАШИН.74
2.10. ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ КОНТРОЛЬ ЧЕРТЕЖЕЙ......................81
Глава 3. КОНСТРУКЦИИ ДЕТАЛЕЙ С ВРАЩАТЕЛЬНЫМ ДВИЖЕНИЕМ........82
3.1. КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ВАЛОВ...........................82
3.2. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ...................................91
3.3. КОНСТРУКЦИЯ ВАЛОВ-ШЕСТЕРЕН И ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС.............94
3.4. КОНСТРУКЦИЯ ЗВЕЗДОЧЕК ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ...................104
3.5. КОНСТРУКЦИЯ ШКИВОВ ПЛОСКОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ..............107
3.6. КОНСТРУКЦИЯ ШКИВОВ КЛИНОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ...............111
3.7. КОНСТРУКЦИЯ ШКИВОВ ЗУБЧАТОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ.............113
3.8. КОНСТРУКЦИЯ МЕХАНИЗМОВ С ПЕРЕКЛЮЧЕНИЕМ СКОРОСТЕЙ.......114
Глава 4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЛИТЫХ И СВАРНЫХ ДЕТАЛЕЙ..........117
4.1. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА.................................117
4.2. БАЗОВЫЕ ДЕТАЛИ. НАЗНАЧЕНИЕ...........................130
4.3. ЛИТЫЕ ПЛИТЫ И СВАРНЫЕ РАМЫ...........................143
Глава 5. КОНСТРУКЦИИ РАЗНЫХ ДЕТАЛЕЙ.......................150
5.1. МАХОВИКИ.............................................150
5.2. РИФЛЕНИЯ ПРЯМЫЕ И СЕТЧАТЫЕ...........................153
5.3. ОПОРЫ КЛИНОВЫЕ И ВИБРОИЗОЛИРУЮЩИЕ....................155
5.4. ПРОБКИ ДЛЯ СЛИВНЫХ ОТВЕРСТИЙ.........................158
Глава 6. ЗУБЧАТЫЕ И ВИНТОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ.....................162
6.1. ОСНОВЫ ТЕОРИИ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ...................162
6.2. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ
И КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ..................................172
6.3. ПРОЧНОСТЬ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ.....................182
6.4. ПРОЧНОСТЬ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС..................197
6.5. ЗУБЧАТАЯ ВИНТОВАЯ ПЕРЕДАЧА...........................201
6.6. ЧЕРВЯЧНАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА..........................203
6.7. ПЛАНЕТАРНЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ........................219
6.8. ВОЛНОВЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ...........................222
6.9. ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ НОВИКОВА...........................225
6.10. НОРМЫ ТОЧНОСТИ ЭВОЛЬВЕНТНЫХ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ.229
6.11. ВИНТОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ ВИНТ - ГАЙКА СКОЛЬЖЕНИЯ................246
Глава 7. ВАЛЫ И ОСИ. УСЛОВИЯ ПРОЧНОСТИ....................261
7.1. КОНСТРУКТИВНЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ И МАТЕРИАЛЫ ВАЛОВ И ОСЕЙ.....261
7.2. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ, ЖЕСТКОСТЬ,
КОЛЕБАНИЯ ВАЛОВ И ОСЕЙ....................................262
Глава 8. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ............................273
8.1. КОНСТРУКЦИЯ И НАЗНАЧЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ......273
8.2. СВОЙСТВА ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ......................279
8.3. ТРЕНИЕ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ...............281
8.4. СВОЙСТВА СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ..281
8.5. КОНСТРУКЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ.283
8.6. УСЛОВИЯ РАБОТЫ РАДИАЛЬНЫХ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ.....284
8.7. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ.............................287
8.8. ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ...................291
8.9. УПОРНЫЕ ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ. УСЛОВИЯ РАБОТЫ.........294
8.10. ПОДШИПНИКИ СКОЛЬЖЕНИЯ С ГАЗОВОЙ СМАЗКОЙ.............296
Глава 9. ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ...............................302
9.1. КОНСТРУКЦИЯ И НАЗНАЧЕНИЕ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ.........302
9.2. УСТАНОВКА ПОДШИПНИКОВ НА ВАЛ И В КОРПУС...............334
9.3. ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ МОНТАЖА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ.........362
9.4. ВЫБОР СПОСОБОВ СМАЗКИ И СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА
ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ...................................368
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ......................................378
ПЕРЕЧЕНЬ ГОСТ.............................................389
ПРИМЕРЫ ДОЛЖНОСТНЫХ ИНСТРУКЦИЙ ПО СПЕЦИАЛЬНОСТИ
«ТЕХНИК-КОНСТРУКТОР»......................................393
Книги почтой
Заказ можно сделать на сайте издательства
И’И’И’. т{га-е. г и
№ п/п Наименование книги Кол- во
1 СПРАВОЧНИК КОНСТРУКТОРА Книга 1. Машины и механизмы Книга 2. Проектирование машин и их деталей
2 АРМАТУРА ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНАЯ Выбор, установка и расчет
3 Блочно-матричный метод математического моделирования поверхностей
4 Возможности улучшения качества кокса вне печной камеры
5 Математическое обеспечение чертежа при конструировании деталей в машиностроении
6 Модернизация двигателей внутреннего сгорания
7 Модернизация станочного парка промышленных предприя- тий
8 Обеспечение качества продукции в машиностроении
9 Оборудование для намотки сортового проката и катанки. Теория и конструкции
10 СЛЕСАРНОЕ ДЕЛО. Слесарные работы при изготовлении и ремонте машин. Книга 1
И СЛЕСАРНОЕ ДЕЛО. Механическая обработка деталей на станках. Книга 2
12 СЛЕСАРНОЕ ДЕЛО. Сборка производственных машин. Книга 3
13 Справочник мастера машиностроительного производства
14 Основы вибродиагностики и средства измерения вибрации
15 Теория и практика производства червячных передач общего вида
16 Токарная обработка
17 Экспертные методы управления технологичностью про- мышленных изделий
ФЕЩЕНКО ВЛАДИМИР НИКОЛАЕВИЧ
СПРАВОЧНИК КОНСТРУКТОРА
Книга 2. Проектирование машин и их деталей
Учебно-практическое пособие
3-е издание
Редактор
И. А. Лукина
Верстка
А. О. Зайцев
Корректор
И. И. Моисеев
18ВЫ 978-5-9729-0253-8
Подписано в печать 05.06.2019
Формат 70x100/16. Бумага офсетная.
Гарнитура «Таймс».
Издательство «Инфра-Инженерия»
160011, г. Вологда, ул. Козленская, д. 63
Тел.: 8(911)512-48-48
Е-таП: т&а-е@уап<1ех.ги
уууууу.т&а-е.гп
Издательство приглашает
к сотрудничеству авторов
научно-технической литературы