. 414.

БИБЛИОТЕКА KDHBTPYKTU PA
РЕАУКТОРЫ I
И МОТОР " РЕДУКТОРЫ
ОБЩЕМАШИНОЧ‘
СТРОИТЕАЬНОГО
ПРИМЕНЕНИЯ
СПРАВОЧНИК
к
МОСКВА «МАШИНОСТРОЕНИЕ» 1984

ББК 34.446
РЗЗ
УДК 621.81-621.8З (031)
Автор ы: Л. С. Бойко, А. 3. Высоцкий, Э. Н. Галиченко,
Ю. И. Кобус, | Г. Г. Писарев|
Рецензент канд. техн. наук Н. М. ШОЛОМОВ
Редукторы и мотор-редукторы общемашиностроительного
Р33 применения: Справочник/Л. С. Бойко, А. 3. Высоцкий, Э. Н. Га-
личенко и др. —М.: Машиностроение, 1984. — 247 c., ил.
(Б-ка конструктора).
В пер.: 1 р. 40 K.
Содержит сведения по конструированию и методике расчета цилиндрических
‚эвольвентных и с зацеплением Новиковач, червячных. планетарных. волновых и
комбинированных передач. а также валов. Расчеты изложены в табличной форме.
удобной для составления алгоритмов вычислений на ЭВМ.
Самостоятельный раздел посвящен выбору редукторов о учетом различных
условий их эксплуатации и методам типовых, приеме-сдаточных и ускоренных
испытаний. '
Для инженеров-конструкторов всех отраслей машиностроения.
- 10
P 2702000000 6. „за ввк 34.446
038 (01)-84 6П5.З
© Издательство «Машиностроение», 1984 г.

ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие
1. Основные сведения
2. Конструирование редукторов и мотор-редукторов . . . . . . . . . . .
2.1. Методическиеосновы конструирования. . . . . . . . . . . . .
2.2. Элементы конструкций . . . . . . . . . . . . . . . . . .
2.3. Конструирование волновых редукторов . . . . . . . . . . .
2.4. Смазочные устройства редукторов. . . . . . . . . . . . . .
2.5. Рекомендации по применению масел . . .
3. Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы общемашинострои-
тельного применения
3.1. Мотор-редукторы’. Общие сведения. . . . . . . . . .
3.2. Редукторы. Общие сведения
4. Расчет элементов редукторов
4.1. Проектировочный расчет
4.2. Методические рекомендации по расчету на прочнос1ъ цилиндриче-
ских зубчатых передач Новикова при твердости зубьев НВ < 320
(MP 24-81) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
4.3. Передачи червячные цилиндрические . . . . . . . . . . . . .
4.4. Коэффициент полезного действия . . . . . . . . . . . . . .
4.5. Расчет волновых передач . .
4.6. Расчет валов и осей . .
4.7. Расчет соединений с гарантированным натягом . . . . . . . . .
Б. Испытания редукторов
5.1. Приемо-сдаточные испытания
5.2. Предварительные и приемочные испытания опытного образца
5.3. Эксплуатационные испытания установочной серии . . . . . .
5.4. Оформление результатов испытаний
5.5. Оценка уровня шума редукторов и мотор-редукторов общемашино-
СТРОИТЕЛЬ НОГО применения
6. Методика выбора редукторов (мотор-редукторов) в зависимости от на-
грузки
6.1. Выбор типа редуктора
6.2. Выбор типа мотор-редуктора
6.3. Выбор типоразмера редуктора (мотор-редуктора). . . . . . .
Список литературы
15
15
15
22
29
32
70
92
121
149
157
183
208
216
216
217
228
229
229
235
235
236
237
246

ПРЕДИСЛОВИЕ
Редуктор является неотъемлемой составной частью совре-
менного оборудования. Разнообразие требований, предъявля-
емых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их
типов, типоразмеров, конструктивных исполнении, передаточ.
ных отношений и схем сборки. Промышленностью освоено серий-
ное производство цилиндрических, планетарных, червячных,
волновых и других редукторов, обеспечивающих передачу крутя-
щих моментов З1,5—6З 000 Н-м и имеющих передаточные отно-
шения 2-200.
Создание перспективных конструкций редукторов обще
машиностроительного применения требует уточнения факторов,
влияющих на нагруженность еацеплений, с последующим изы-
сканием резервов, которые позволили бы создать и освоить
с минимальными затратами серийное производство унифициро-
ванных конструкций, конкурентоспособных на мировом
рынке.
Справочник содержит методики расчета и конструирования,
а также передовой опыт производства редукторов общемашино-
строительного применения, поэтому он может быть полезен как
при организации специализированного производства редукто-
ров, так и при проведении работ по модернизации выпускаемых
редукторов.
Авторы будут признательны за все замечания и пожелания
по настоящему изданию книги, которые следует направлять
по адресу: 107076, Москва, B-76, Стромынскнй пер., 4.

1. ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ
Редуктор общемашиностроительного применения — это редуктор, который
отвечает техническим требованиям, общим для большинства случаев применения,
Тип редуктора — классификационная категория редукторов одинакового прин.
ципа действия, назначения, конструктивного и схемного решения, а также одинако-
вых по номенклатуре основных параметров.
Типоразмер — группа редукторов конкретного типа, имеющих общий опре-
деляющий размер.
Определяющий размер — размер редуктора, определяющий его конструктнв.
ные и эксплуатационные особенности; числовое значение этого размера не зависит
от конструкции, технологии изготовления и других производственных факторов.
За определяющий размер одноступенчатых редукторов цилиндрических и червячных
принимают межосевое расстояние; планетарных — целительный диаметр Централь-
ного колеса с внутренними зубьями или радиус расположения осей сателлитов;
волновых — внутренний диаметр гибкого колеса в недеформированном состоянии;
конических — целительный внешний диаметр зубчатого колеса. Для многоступен-
чатых редукторов всех типов, в том числе и комбинированных, т. е. состоящих из
передач нескольких видов, определяющим является размер тихоходной ступени.
Для редукторов общемашиностроительного применения характерны:
высокий технический уровень по массогабаритным показателям и по величине
крутящего момента, реализуемого редуктором конкретного типоразмера;
соответствие конструкции деталей и степени их унификации требованиям круп-
носерийного производства;
высокая экономическая эффективность, а также максимальное удовлетворение
запросов потребителей (важнейшими показателями при оценке конструк-
ций следует считать коэффициент удельных затрат, т. е. затрат на изготовление
и эксплуатацию, отнесенных к реализуемому крутящему моменту).
В соответствии с ГОСТ 16162-78 к редукторам общемашиностроительного
применения относят:
цилиндрические одно-‚ двух- и трехступенчатые с межосевым расстоянием тихо-
ходной ступени ашт g 710 MM;
цилиндрические планетарные одно- и двухступенчатые с радиусом расположе-
ния осей сателлитов водила тихоходной ступени г < 200 мм;
конические одноступенчатые с номинальным внешним делительным диаметром
ведомого колеса а, g 630 MM;
коническо-цилиндрические двух- и трехступенчатые с межосевым расстоянием
тихоходной ступени aw-r g 630 MM;
червячные и глобоидные одно- и двухступенчатые с межосевым расстоянием
тихоходной ступени aw g 250 MM;
червячно-цилиндрические двухступенчатые c межосевым расстоянием Taxo-
ходной ступени ат g 250 MM.
Потребительские характеристики редукторов каждого типа определяются
следующими основными параметрами:
передаточным отношением (частотой вращения выходного вала) —кинемати‹
ческой характеристикой редуктора;
крутящим моментом и допускаемой консольной нагрузкой на выходном валу —
силовой характеристикой редуктора;
коэффициентом полезного действия.
Редукторы общемашиностроительного применения в приводах комплектуются
Преимущественно четырехполюсными электродвигателями. По ГОСТ 16162-78

6 Основные сведения
Редукторы _
. I цилиндра: ческие кона чес-ко -
смены” “та” “т” развернутые цилиндра чески!
тййч
Мотор - редукторы
==H==I{II ‘EB
Мотор - редукторы навесные
Рис. 1.1. компоновочные решения приводов с применением редукторов и мотор-редук-
торов
основные параметры редукторов определяют при номинальной частоте вращения
быстроходного вала n5 = 1500 об/мин. Допускается использование редукторов
н с n5 = 3600 об/мин, но при этом окружная скорость цилиндрических и кони-
ческих зубчатых передач не должна превышать 16 м/с, а скорость скольжения чер-
вячных передач — 10 м/с. Технические параметры редукторов при такой частоте
вращения могут бьпъ несколько ниже стандартных и должны согласовываться между
потребителем и изготовителем.
Различные компоновочные решения приводов с применением редукторов и мо-
тор-редукторов, обеспечивающих идентичные выходные параметры, даны на
ис. . .
р Степени точности цилиндрических эвольвентных зубчатых передач регламенти-
рованы ГОСТ 164З—81 и выбираются для редукторов общемашиностроительного
применения в зависимости от окружной скорости (табл. 1.1).
Величина параметров шероховатости рабочих поверхностей зубьев или витков:
Ra < 0,63 мкм — для витков цилиндрических червяков;
Ra g 1,25 мкм — для витков червяков глобоидных и с выпукло-вогнутым профилем,
зубьев эвольвентных шестерен с модулем до 5 мм;
Rag 2,5 мкм — для зубьев эвольвентных шестерен с модулем до 5 мм, выполненных
заодно с валом и имеющих диаметр впадин зубьев меньше диаметра рядом распо-
ложенных шеек вала и шестерен с моду-
1-L Степы“ T°‘*“°°T" 3Y5‘*3TNX лем свыше 5 мм, зубьев шестерен передач
Передач Новикова;
К2<2О мкм — для зубьев эвольвентных
Окружная Степень тдч- колес, с модулем более 5 мм, зубьев колес
скорость. м/с ности- Не ниже передач Новикова; зубьев шестерен пере-
__ дач Новикова, выполненных заодно с ва-
лом и имеющих диаметр впадин меньше
д° 5 Ю_9“7"В диаметра рядом расположенных шеек вала;
СВ- 5 д° 8 9‘9“'7‘B Rzg 40 MKM — для зубьев колес передач
2 135» 12,5 $89—$—;-15; Новикова с модулем более 8 мм. Размеры
цилиндрических и конических (с конус-
ы ностью 1 : 10) концов валов с призматиче-

Основные сведения 7
1.2. Зависимость а, от MT
d-rp MT!
MM H-M
ат,
-м мм мм Н-м
' dflll MT!
ж
18 31,5 (30) 140 55 1 000 (100) 5 600 180 31 500
(20) 45 35 250 (60) 1 120 110 8 000 200 45 000
22 63 (40) 355 70 2 000 125 11 200 220 63 000
(25) 90 45 500 (80) 2 800 140 16 000 250 90 000
28 125 - 50 710 90 4 000 160 22 400 280 125 000
‚О
скими шпонками редукторов общемашиностроительного применения в зависимости
от величины реализуемых крутящих моментов устанавливает ГОСТ 24266—80.
Значения диаметров а, концов тихоходных валов в зависимости от передаваемых
крутящих моментов MT выбираются по табл. 1.2.
Значения диаметров d5 концов быстроходных валов в зависимости от пере.
даваемых крутящих моментов Мб выбираются по табл. 1.3.
В табл. 1.2 и 1.3 приведены значения моментов, допустимых при длительной
работе редукторов в непрерывном режиме с постоянной или переменной по величине
нагрузкой, не превышающей номинальную, и с учетом двукр_атных пусковых мо-
ментов. Выходные концы валов имеют достаточный запас прочности для одновремен-
ной передачи крутящего момента и радиальной нагрузки, приложенной в середине
посадочной шейки конца вала. Значения d И М приведены для тихоходных валов
с пределом прочности 850-1200 МПа при твердости НВ 250-350, для быстро-
людных валов с пределом прочности более 1200 МПа при твердости НВ > 350.
Размеры концов валов и допуски на эти размеры принимают по ГОСТ 12080-66
И ГОСТ 12081—72 (исполнение 1—«длинные»)‚ размеры шпонок и шпоночных
пазов цилиндрических концов валов — по СТ СЭВ 189—79 и ГОСТ 23360—78
и конических —по ГОСТ 12081—72. При повышенных требованиях к работоспо-
собности шпоночного соединения допускается исполнение концов валов с двумя
шпоночными пазами, расположенными под углом 120°. Ha конических концах валов
устанавливают гайки по ГОСТ 5916-70 или ГОСТ 10607—72 и шайбы стопорные
по ГОСТ 13465-77.
С внедрением СТ СЭВ 5З4—77 для редукторов всех типов, выпускаемых в upg-
нах — членах СЭВ, стала возможной унификация концов валов, что обеспечивает
взаимозаменяемость изделий, выпускаемых вразных странах, —муфт, шкивов,
звездочек и других деталей и элементов. Взаимозаменяемость редукторов, вн-
пускаемых в странах — членах СЭВ, стала возможной благодаря разработке
ГОСТ 24386-80 «Редукторы. Высоты осей». В соответствии с этими стандартами
в табл. 1.4 приведены значения высот осей вращения редукторов, тихоходные ваш
которых расположены параллельно опорной плоскости редуктора.
1.8. Зависимость d5 от Мд
дб, Мб, дб, Мб, дб. Мб, дб, Мб, дб, Мб,
мм Н-м мм Н-м мм Н-м MM H-M мм Н-м
10 8,0 25 125 42 560 75 3 150 130 18 000
12 16,0 28 180 45 710 80 4 000 140 22 400
14 22,4 30 200 50 1 000 85 4 500 150 25 000
16 31,5 32 250 55 1 400 90 5 600 160 31 500
18 45,0 35 355 60 1 600 100 8 000 180 4,5 000
20 63,0 38 400 65 2 240 110 11 200 200 63 000
22 90,0 40 500 70 2 800 125 16 000 — —
ы

8
Основные сведения
1.4. Номинальные значения высот осей редукторов и мотор-редукторов, мм
Ряд 1 Ряд 2 Ряд З Ряд 1 Ряд _ Ряд З Ряд I Ряд 2 Ряд 3 Ряд 1 Ряд 2 Ряд З
25 25 25 — 71 71 200 200 200 — 560 560
— — 26 — — 75 — — 2 1 2 — — 600
— 28 28 80 80 80 -— 225 225 630 630 630
'- — 30 -— — 85 — — 236 —- — 670
32 32 32 — 90 90 250 250 250 — 710 710
-- — 34 — — 95 — — 265 — — 750
- 36 36 100 100 100 — 280 280 800 800 800
- — 38 — — 106 — 300 -— — 850
40 40 40 - 112 112 315 315 315 — -— 900
-— - 42 — — 1 18 — — 335 — — 9 50
- 45 45 125 125 125 -— 355 355 10,00 1000 10 00
-— — 48 — — 132 — -— 375 — — 10 60
50 50 50 — 1 40 140 400 400 400 — 1 120 1 1 20
— — 53 — — 150 — — 425 — — 1 1 80
- 56 56 160 1 60 1 60 -— 450 450 1 250 1 250 12 50
- — 60 - -— 170 — — 475 — — 13 20
63 63 63 — 180 180 500 500 500 — 1400 14 00
- — 67 — — 190 — —— 530 — — 15 00
1600 1600 16 00
П р в м е ч а и и е. Ряд 1 следует предпочитать ряду!2. а ряд 2 - РЯдУ 3- В дальней-
шем ряд З будет значительно сокращен, поэтому при проектировании новых изделий следует
выбирать значения высот осей вращения из рядов 1 и 2
Предельные отклонения высот осей не должны превышать значений, указанных
в табл. 1.5.
Варианты сборки редукторов и мотор-редукторов, а также их условные обознад
чения`приведены в табл. 1.6. Признак, по которому редукторы сгруппированы
в таблице, — взаимное расположение осей быстроходных и тихоходных валов (па-
раллельное, пересекающееся под прямым угломили скрещивающееся под прямым
углом). В горизонтальных рядах таблицы варианты сборки редукторов отличаются
расположением и числом выходных концов тихоходного вала. Условное обозначение
варианта сборки — двухзначное: первая цифра характеризует взаимное расположе-
' ние осей выходных валов; вторая -—определяет
1.5. Предельные отклонения взаимное расположение и количество концов
высот осей, мм валов. Графическое изображение вариантов
сборки редукторов дано в виде проекции на
Высота осей. Предель- плоскость, параллельную осям валовд Быстро-
мм кнльёёегъ'я ходные валы обозначены одной линиеи.
Удельная материалоемкость
qm редуктора, т. е. отношение его массы т к
ДО 50 0 величине крутящего момента MT, передаваемо-
-0.4 го тихоходным валом при номинальном переда-
CB 50 до 250 0 точном числе, регламентируется ГОСТ 16162—78.
‘ -0.5 Эта величина в достаточной мере характеризует
1‘ 250 д 530 0 технический уровень изделия и позволяет срав-
-1.0 нить выпускаемую продукцию с лучшими за-
9 630 1° 1000 0 рубежными образцами. Однако удельная Мате-
--1.5 риалоемкость не дает полного представления об
’_ 1000 0 эффективности освоения того или иного типа
-2-0 редуктора в народном хозяйстве, так как лишь
f косвенно связана с себестоимостью продукции.

н?
Основные сведения
L0. Варианты сборки редукторов
Концы валов выполнены
Одни из концов
Взаимное тихоходного вала тддододннд
vgggg"g§‘;g:°
управления А
J
Шт [:12 ша |:,;_1,i [:16
Параллельное .
[:22 ' I: 02 ЕЕ...
„ Ёж фи [::||]31 ;'l35 : :L_
Пересекающее-
ся под прямым
углом_
0
Er
Скрещивающее-
ca под прямым
углом
‘д.
Hi:
Эй?
U
Ё:
ЁЛПЕЛЕ
0
Поэтому при оценке эффективности освоения различных типов редукторов с при-
близительно одинаковыми параметрами следует пользоваться коэффициентом
удельных затрат, т. е. отношением затрат на изготовление и эксплуатацию редук-
тора К величине реализуемого ИМ крутящего момента.
Значения qm для различных типов редукторов приведены на рис. 1.2 (см. также
табл. 1.7). Удельная материалоемкость редукторов с чугунными корпусами,- оси
валов которых горизонтальны, не должна превышать значений,
для редукторов с корпусами из алюминиевых сплавов- не должна быть
более 0,7 величины, указанной на графике, и с корпусами из стального литья -
фику;
не более 1,2 этой величины.
„д 3040507010’ 2-10’ 4-10‘ 103 21034-103 10" 1044-10" 105
7mm-7
3
1
0,8
0,7
[И
найденных по гра-
кг
q”"I———-—-Q
/1‘ -M
д?
0, 1
0.09
0.0
0,0
0,05
0, 05
0,
0"’: 4 56 в 10 20 30 40 00 00100 200 400 000 1000 2000 4000 M,,»rac-M
Рис. 1.2. Зависимость удельной материалоемкости редукторов от крутящего момента на
ТНХОХОДНОМ валу

10 Основные сведения
1.7. Номер кривой на рис. 1.2 и соответствующий ей тип редуктора
дата‘; Тип редуктора c,‘§,',‘,‘;;{,§2,, Примечание
F: w
8 1 -
5 несимметричная схема
2 Симметричная схема
7 цилиндрический
соосный
3 несимметричная схема
3
6 Симметричная схема
1 и = 1--2‚8
Конический I
4 u = 3,l5—5
2 2 —
Коническо-цилиндриче-
3 ский 3 __
1 и = 31,5
5 Червячный
2 u = 1000
3 Цилиндрическо-червяч- 2; 3 Одна-две ступени цилин-
ный дрические и одиа червяч-
ная
9 1 , —
Планетарный
7 2 -—
Параметрические ряды редукторов
Потребность промышленности в редукторах с определенными параметрами на бли-
жайшие 5-10 лет устанавливается на основе анализа опросных листов, заполня-
емых потребителем. По данным опроса построена гистограмма (рис. 1.3), B которой
показана частота использования редукторов общемашиностроительного применения,
передающих крутящие моменты в пределах 3l,5—l25 000 Н-м. Меньшее значение
ряда принято на основе отечественных и зарубежных данных, которые показывают,
что минимальное межосевое расстояние цилиндрических передач силовых редукторов
не должно быть менее 50 мм, так как при этом межосевом расстоянии модуль колес
принимается равным 1 мм. Дальнейшее уменьшение модуля нецелесообразно из-за
перехода в область мелкомодульных передач, а также из-за технологических труд-
ностей, возникающих при изготовлении и эксплуатации передач с высокой твер-
достью рабочих поверхностей зубьев. Значение крутящего момента порядка 31,5 Н-м
для редукторов с межосевым расстоянием 50 мм в цилиндрических передачах и
40 мм в червячных предлагается принять за нижнюю границу ряда крутящих мо-

Параметрические ряды редукторов 11
Рис. 1.3. Гистограмма, харак-
Тыс. ,Z% териз-ующая потребность про-
шт. в мышленности вредукторах, пе-
234 — 78- Ё редающих крутящие моменты
Ё различной величины
/
./ Ч
т-и- г ‘до
j ‘а
с Ё -
И и
155- 72- г д
у 5 в
/ о / Ь‘
/ no й
777~ 9- g ч? 5 Ё
0
а .\=-3 а 52 ё
й за 5 Ф" е‘
а е а а с
78- 5-‘ / о / / / о
/o\ / B‘
é*- Ч /° и 5 в‘
и :2 W‘; / а. .
5 / / в; М? °\
зо- 3- и . 5 5\°»\/ ч “1
7°\ §/3°37 д‘ Ё ‘ьчы \Q°\“
2— И 3- » Фе 5 в * *>а **°йь>
° 1Г. é ’ в ЁЁЁЧЧЁ.
Ъцз; в Ё ‚ И пИп 2322235.
щи-‚нъъчъъъч-‚ъъъъчъ===о°°°ёё ЗЁ Ёмпд”
вы, ----=>aaaa%a§§§§,-§§§§§§~=a а за
Ёцх”: I ‘ V~V~$lk§ дай а
к "‘ I . Диапазон моментоб ргдмктдддд
общемашиностроительного применения
ментов. За верхнюю границу этого ряда принимают момент 125000 Н-м. Наи-
большим спросом пользуются редукторы, передающие крутящий момент 250 H-ll
(см. рис. 1.3). Данные гистограммы используются при определении количествен-
ного соотношения выпуска крупных, средних и мелких редукторов. Важно также
установить густоту ряда крутящих моментов, так как это позволит:
уменьшить массу и улучшить технические показатели машин;
унифицировать нагрузочную способность редукторов, выпускаемых различными
предприятиями;
унифицировать узлы и элементы редукторов (подшипниковые и регулировоч-
ные узлы, концы валов, габаритные и присоединительные размеры и др.), соедини-
тельные муфты и детали, насаживаемые на валы редукторов.
Густота ряда крутящих моментов влияет и на затраты при изготовлении и экс—
плуатации редукторов, так как, с одной стороны,при уменьшении числа членов ряда
за счет роста серийности уменьшается себестоимость изготовления конкретного
редуктора, но при этом уменьшается коэффициент загрузки и возрастают потерн
при эксплуатации этого редуктора. Оптимальным рядом крутящих моментов будет
такой, при котором потребность промышленности в редукторах удовлетворится
с наименьшими суммарными приведенными затратами в сфере их изготовления
и эксплуатации. Густота ряда крутящих моментов может быть предварительно
оценена путем сравнения суммарных приведенных затрат S на изготовление и suc-
плуатацию i-ro И i + l-ro типоразмеров:
S1: C517: (1 -]— t'1) + 3:17,;
Sm = Ci+117z+i (1 +t‘1)+ 3z+i17i+i.
Где С, П, Э —- соответственно себестоимость, потребность в редукторах и величина
эксплуатационных затрат; t— срок амортизации.

I2
L
Основные сведения
‘-8- Ряды крутящих моментов редукторов общемашиностроительного
применения Н-м
ф
Ряд 1 Ряд 2 Ряд з ряд 1 ряд 2 ряд з
31.5 35,5 40 2 000 2 240 2 500
45 50 56 2 800 3 150 3 550
63 71 80 4 000 4 500 5 000
90 100 112 5 600 6 300 7 100
125 140 160 8 000 9 000 10 000
180 200 224‘ 11 200 12 500 14 000
250 280 315 16 000 18 000 20 000
355 400 450 22 400 25 000 28 000
500 560 630 31 500 35 500 40 000
710 800 900 45 000 50 000 56 000
1 000 1 120 1 250 63 000 71 000 80 000
1 400 1 600 1 800 lgg 880 100 000 112 000
о ._ ...
Замена i-ro типоразмера на i-l- 1-й за счет увеличения серийности его выпуска
до величины суммарного производства двух типоразмеров даст экономический sq)-
фект при соблюдении неравенства:
1531754‘ Cz+1”z+1 “ C¢+1 (П t+1 + "1":/(t+1))] >
> "к (Э:+1”н‹г+1› " д: + aw”:/(t+1))
1+ t'1 '
где 0,, и“) — коэффициент, характеризующий условное изменение потребности
в типоразмере i при замене его типоразмером i + l.
Для редукторов, передающих крутящий момент MT < 2000 Н-м, коэффициент
густоты членов ряда крутящих моментов равен 2, для больших типоразмеров — 1,4,
что соответствует величине определяющего размера редуктора, выбранного из ряда
предпочтительных чисел c коэффициентами 1,25 и 1,12 соответственно. Различная
густота рядов объясняется тем, что с ростом габаритных размеров редуктора воз-
растают потери от недоиспользования его нагрузочной способности, поэтому для
крупных редукторов ряд крутящих моментов имеет большую густоту. Принятый ряд
позволяет широко использовать преимущества унификации, но уменьшает возможе
ности модернизации выпускаемой продукции, так как увеличение за счет модерни-
зации крутящего момента в 1,4 раза, а тем более в 2 раза по сравнению с номиналь-
ным технически затруднено.
С целью создания основ взаимозаменяемости редукторов, выпускаемых в стра-
нах — членах СЭВ, и унификации их конструкций при разработке стандартов СЭВ
на параметры редукторов был составлен ряд крутящих моментов (табл. 1.8), поз-
воляющий использовать преимущества унификации (ряд 1) и осуществить МОДЕР-
иизацию изделий (ряды 2 и З).
В связи с тем, что ряды крутящих моментов на выходном валу редуктора и на
валу, присоединяемого к редуктору агрегата, зачастую отличаются друг от друга,
среднестатистический редуктор загружен только на 70 % по сравнению с номиналь:
ной нагрузкой. Это приводит к значительным потерям за счет недоиспользования
нагрузочной способности редукторов, поэтомуьпри проектировании изделий, ком-
плектуемых редукторами, необходимо значения крутящих моментов выбирать из
табл. 1.8 (ряд 1).
Для полного удовлетворения потребностей народного хозяйства выпускаемые
нашей промышленностью редукторы и мотор-редукторы общемашиностроительного
применения имеют широкий диапазон передаточных отношений i для редукторов

Ть/с.
ш то
I56’
143 - /1"
I30 -
1/7 т
104 *-
73“-
05-
1.9‘
25-
73г-
Рис. 1.4.
ЛИЧНЫМ“
‘А N ‘по ‘P Ч Ф V Ф Ю
Т |
3150 0,45
2500 0.56 -N 0.35‘/o
2000 ЩИ n.\\\\\\\\\\\\\\\~ 4,134 -
/500 0,9 мн. .
Гистогр
значени
ЁЁ
=3
Й
дю
1250 ш -0,05%
moo 1,4 м спи.
Параметрические ряды редукторов
§:: еда 1,3 гит.
3 550 2,24-w,44»°/..
в
Ё 500 2,0ч0‚73%
ч:
400 3,55 ш 0,47%
ЕЁ 315 4,5 мн 0,3-/.
О
= а
E
fl
д, а
I: =1
250 .25 д‘ 0,59%
200 7,1 .\\\\\\: 1'77,
100 50 L\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\ Z93‘/.
125 11,2 K‘ 0,47‘/o
1w 14' 0 \\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\~ 5’ 74 cy,
00 100 \\\\\\\\\\\\\\\\ 4,13%
Д 22,4 \\\\\\\\\\\\\\\ч 4,093
50 my \\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\ 5,357,
40 355 s\\\\\\1\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\v {а 9]%
31,5 45 х\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\ 0‚_90%
25 55 :\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\ $53%
20
71 .\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\ z4fl%_
15 Ю .\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\v ‘fig
11,5 1,12 .\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\\ Z2705
10 140 &\\\\\\\\‘ 2,45%
0
100 -V 0,28%
5,3 224 ~\\\‘ 1,0’/o
-£0 200
д 0,2’/o
жди 355 е щит.
3,15 450 к 0,45%
2,5 550
и т мхш um.
15 900 в\\\\\\: 1,9‘/L
1,25 шт
1,: м
° э
13
:Jfl1%¢
отребности промышленности в редукторах c раз-
ходного вала и передаточных отношений
или частот вращения выходного вала п, для мотор-редукторов. Для определения
верхней и нижней границ рядов передаточных отношений был проанализирован опыт
отечественного и зарубежного редукторостроения. Меньшее значение i= 1 могут
1.9. Номинальные значения передаточных отношений редукторов
Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2 Ряд 1 Ряд 2
1,00 — 4,00 — 16,0 —- 63,0 — 250 — 1000 —
- 1,12 — 4,50 — 18,0 — 71,0 — 280 — 1120
1,25 — 5,00 — 20,0 — 80,0 — 315 — 1250 ——
- 1,40 -— 5,60 — 22,4 — 90,0 — 355 — 1400
1,60 — 6,30 — 25,0 — 100 — 400 — 1600 —
—- 180 — 7,10 — 28,0 — 112 — 450 — 1800
2,00 — 8,00 — 31,5 — 125 - 500 — 2000 —
— 2,24 — 9,00 -— 35,5 — 140 — 560 - 2240
2,50 — 10,0 — 40,0 — 160 —- 630 — 2500 —
— 2,80 - 11,2 -— 45,0 — 180 — 710 — 2800
3,15 — 12,5 — 50,0 — 200 — 800 — 3150 —
— 3,55 — 14,0 — 56,0 -- 224 — 900
Примечание.
одноступенчатых - 3 %;
1.
Значения ряда 1 следует предпочитать значениям ряда 2.
2. допустимые отклонения фактических передаточных „отношений от номинальных
устанавливаются для редукторов: червячных одноступенчатых — 4 %; nJ1aHeTapxu<: одно-
ступенчатых — 4 %; двухступенчатых — 5 %; трехступенчатых — 6.3 %: цитнндрическнх;
трехступенчатых —— б %.
двухступенчатых — 4 %;

14 Основные сведения
иметь одноступенчатые конические и Цилиндрические редукторы. Большее значение
диапазона не определяется. ‘Большинство отечественных и зарубежных редукторов
выпускается с i < 160, однако двухступенчатые червячные редукторы, а также
некоторые типы планетарных и комбинированных редукторов могут иметь переда-
точные отношения на 1-2 порядка выше. Учитывая потребность промышленности
в редукторах и мотор-редукторах с большими значениями i и малыми пт, (редукторы
типа Ч-2 и Вз), за верхнюю границу диапазона передаточных отношений приняли
значение 3150. Гистограмма на рис. 1.4 показывает, каким спросом пользуются
редукторы с различными значениями n», и i. Данные гистограммы (рис. 1.4) исполь-
вуют при оценке процентного соотношения выпуска одно-‚ двух- и трехступенчатых
редукторов, например, двух- и трехступенчатых цилиндрических редукторов можно
оценить как 75 и 25 %. C переходом промышленности на выпуск редукторов с зуб-
чатыми колесами высокой твердости (HRC > 56) доля трехступенчатых редукторов
возрастает, так как реализация в двухступенчатых редукторах l> 40 затрудни-
тельна.
Номинальные значения передаточных отношений редукторов выбирают из
табл. 1.9 (данные таблицы соответствуют СТ СЭВ 221-75).

2, КОНСТРУИРОВАНИЕ РЕДУКТОРОВ
И МОТОР-РЕДУКТОРОВ
2.1. МЕТОДИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
Большое значение при конструировании редукторов общемашиностроительного
применения имеет межтиповая унификация. В комбинированных редукторах, со-
держащих зубчатые пары (коническо-цилиндрические или цилиндрическо-червяч-
ные), а также в многоступенчатых редукторах с зубчатыми передачами одного вида
широко используются унифицированные быстроходные, промежуточные и тихо-
ходные ступени, состоящие из зубчатых пар, валов и подшипниковых узлов. В не-
которых случаях многоступенчатые редукторы компонуются из одноступенчатых:
например, двухступенчатый червячный редуктор может состоять из двух односту-
пенчатых редукторов соответствующих типоразмеров.
Задачи конструирования. В связи с тем, что типаж определяет номенклатуру
типов редукторов общемашиностроительного применения и их основные технические
параметры, а кинематические схемы каждого типа редукторов в большинстве
случаев остаются неизменными, основнои задачей конструирования перспектив-
ных типов редукторов является обеспечение заданного технического уровня, т. е.
необходимой нагрузочной способности,‘ долговечности, надежности, металлоем-
кости.
Повышение технического уровня редукторов достигается за счет применения
новых конструктивных решений и современной технологии. Если конструируемый
редуктор имеет традиционную кинематическую схему, то основные средства повы-
шения его технического уровня следующие:
использование более качественных материалов;
применение перспективных видов термообработки (ионного азотировання,
сульфонитроцементации, плазменной закалки и др.) и финишной обработки зубчатых
колес и червяков;
применение модифицированных и новых видов зацепления;
разработка более рациональных конструкций подшипниковых узлов;
использование высокоэффективных марок масел и смазочных материалов;
использование комплектующих деталей и узлов повышенного качества.
Значительно реже при разработке нового редуктора удается найти нетради-
ционные решения по принципу действия передач (например, волновой редуктор или
передача с нестандартным исходным контуром), кинематике или конструкции отдель-
ных элементов.
2.2. ЭЛЕМЕНТЫ КОНСТРУКЦИИ
Зубчатые колеса. Наиболее перспективны зубчатые колеса с зубьями высокой
твердости (HRC 56-63), прошедшие финишную обработку, однако в практике до-
статочно широко распространены передачи с улучшенными колесами (НВ 241-285),
например передачи Новикова, которые используют в крупных редукторах
(межосевое расстояние тихоходной ступени am > 315 MM). Материал ко-
лес—стали 40Х, 40ХН ГОСТ 4543-71 (НВ 241-285); шестерен или вал-ше-
жрен — сталь 40ХН2МА ГОСТ 4543-71; твердость после улучшения НВ 269-
При межосевом расстоянии aw > 400 мм колеса изготовляют бандажирован-
ными. Материал ступицы — сталь 45Л-11 ГОСТ 977—75.
В редукторах с межосевым расстоянием тихоходной ступени am <3l5 MM
зубья колес имеют эвольвентный профиль, колеса изготовляются либо из стали
25ХГ М ГОСТ 4543-71 с последующей нитроцементацией, либо из стали 20ХН2МА

16 Конструирование редукторов и мотор-редукторов
_ ц5тсх$5° Рис. 2.1. Эскиз зубчатого колеса
с последующей цементацией и шлифовкой. Зубча-
тые колеса могут изготовляться также из стали
40ХН2МА c азотированием.
Шестерни выполняются заодно с валом (вал-
шестерни) при передаточном числе пары и э 3,15,
при меньших значениях и шестерни насаживаются
на вал.
Цельное зубчатое колесо состоит из трех кон-
структивных элементов: зубчатого обода, диска и
ступицы. Заготовку такого колеса получают штам-
повкой. В оптимальной конструкции зубчатого ко-
леса обод и ступица симметричны относительно
диска. Отношение длины ступицы к диаметру от-
верстия берут не менее 1,0.
Бандажированное колесо состоит из тех же
конструктивных элементов, что и цельное, но на
обод напрессовывают зубчатый бандаж, который имеет дополнительное креп-
ление винтами или болтами.
Основные элементы конструкции цилиндрического зубчатого колеса (рис. 2.1)
связаны следующими зависимостями:
6 = т‘ (0.9 + фа + 0,0122);
dc = (l,5+ 1,6) d;
Фа: Ь/аш: R= б; Ь> d.
Где 22 -" суммарное ЧИСЛО ЗУбЬеВ шестерни И КОЛЕСЗ; aw - Me}KOC€BO€ расстояние
пе едачи.
р Зубчатый венец планетарного редуктора запрессовывают в корпус и дополни-
тельно крепят штифтами или стопорными винтами. Шестерни планетарных редукто-
ров, в которых радиус расположения сателлитов не превышает 63 мм, изготовляют
из стали 4ОХН2МА, сателлиты -— из стали 40Х с последующим азотированием,
а зубчатые венцы — из стали 45 ГОСТ 1050-74 c последующим улучшением.
В планетарных редукторах, радиус расположения сателлитов которых больше
или равен 80 мм, шестерни и сателлиты изготовляют из стали 25ХГМ ГОСТ 4543-71
и подвергают нитроцементации, зубчатые венцы — из стали 40Х с улучшением.
Червячные валы выполняют из сталей по ГОСТ 4543-71 — 18ХГ Т, 20X c це-
иентацией рабочих поверхностей витков и шеек вала под манжеты (твердость этих
поверхностей HRC 56-63 И HRC 58-62 соответственно) и из стали 40Х с закал-
кой (твердость рабочих поверхностей HRC 50-55; остальных — НВ 229-269).
После термообработки рабочие поверхности витков червячных-валов шлифуют и
полируют.
Венцы червячных колес отливают из оловянной бронзы Бр010Ф1 ГОСТ 613-79
непосредственной заливкой или напрессовыванием на ступицу. Материал ступицы —
сталь 45Л-11. Напрессованные венцы дополнительно крепят болтами или заклеп-
хами.
Гибкое колесо волнового редуктора состоит из гибкого венца и дна. Материал
венца и дна — кованая сталь ЗОХГСА ГОСТ 4543-71 (твердостью НВ 285-320
и НВ 269-302 COOTBBTCTBCHHO). Гибкий венец и дно могут быть соединены с помощью
аргонной сварки. Тихоходный вал передает вращательное движение колесу через
шлицевое соединение. Гибкое колесо выполняют также из цельнотянутой заготовки.
Валы и оси. Валы редукторов и мотор-редукторов можно разделить на быстро-
ходные (входные), промежуточные (в многоступенчатых редукторах) и тихоходные
(выходные). Быстроходный и промежуточный валы, как правило, являются вал-
47:10
Ь

Элементы конструкций 17
—.jj
шестернями, поэтому изготовляют их из тех же сталей, что и зубчатые колеса. Валы
с насадными зубчатыми колесами изготовляют из улучшенной стали 45
ГОСТ 1050—74 с твердостью НВ 255-285 H 40X (HB 269-302). Быстроходные
и тихоходные валы на участках, контактирующих с уплотнительными манжетами,
должны иметь твердость HRC 2» 30. В зависимости от варианта сборки редуктора
быстроходный и тихоходный валы могут быть одно- или двухконцевыми. В послед-
нее время широкое распространение получили навесные редукторы и мотор-редук-
торы. Их выходной вал выполняется полым со шлицевым отверстием или канавкой
под шпонку. Такой вал соединяется непосредственно с входным валом приводимой
машины. ‘
Тихоходные валы планетарных редукторов и мотор-редукторов, как правило,
изготовляют заодно с водилом последней ступени (рис. 2.2) из литой заготовки
(высокопрочный чугун и сталь) или поковки; может быть использована и сварная
конструкция.
подшипниковые узлы. В подшипниковых узлах современных редукторов ис-
пользуют подшипники качения — чаще всего конические роликоподшипники, вос-
принимающие значительные радиальные и осевые нагрузки при относительно не-
больших размерах. Однако использование шариковых подшипников предпочтитель-
нее, так как эти подшипники не требуют регулировки осевого зазора. Для прямо-
зубых сателлитов планетарных редукторов наиболее подходящими являются сфери-
ческие роликовые одно- и двухрядные подшипники, обеспечивающие самоустановку
сателлитов с выравниванием нагрузки вдоль зуба. Червячные валы устанавливают
на конических роликоподшипниках с большим углом конуса. Такие подшипники
способны воспринимать значительные осевые нагрузки. Червячные валы редукторов
с межосевым расстоянием 200 мм и более устанавливают на двух конических ро-
ликоподшипниках с большим углом конуса — в одной опоре (обычно выходной конец
вала) и шариковом подшипнике — в другой. В. конструкции подшипниковых опор
предусматривается возможность регулировки осевого зазора конических ролико-
подшипников. В подшипниковых узлах используют крышки двух видов: привертные
и закладные. Закладные крышки применяют только в редукторах с разъемными
корпусами (оси валов лежат в плоскости разъема), привертные - с любыми кор-
пусами. Примером конструкции типовых подшипниковых узлов могут служить
подшёпбхиковые узлы редукторов типов Ц2У-16О (см. рис. 3.7) и Ц2У-315Н (см.
рис. -
Регулировка осевых зазоров конических роликоподшипников в узлах с приверт-
ными крышками осуществляется набором металлических прокладок, помещаемых
под фланец крышки, в узлах с закладными крышками - специальными винтами
со стопорным устройством. Величины осевых зазоров конических роликоподшип-
ников, необходимые для их нормальной работы, указаны в работе [20]. B планетар-
ных редукторах с прямозубыми колесами в качестве опор водил и центральных
шестерен применяются шариковые подшипники как более дешевые и не требующие
регулировки. Для уплотнения выходных концов валов рекомендуется использовать
уплотнительные манжеты по ГОСТ 8752-79 в привертных крышках и лабиринтное
уплотнение — в закладных.
ш
Рис. 2.2. Тихоходный вал
планетарного редуктора

18 Конструирование редукторов и мотор-редукторов
._._4
Шпоночные, шлицевые и бесшпоночиые соединения. В редукторах общема-
шиностроительного применения для соединения с валами колес, муфт и других
деталей чаще всего применяют шпонки. Шпоночные соединения выполняются в соот-
ветствии с требованиями ГОСТ 23360—78. '
Шлицевые соединения в редукторах общемашиностроительного применения
используют в отдельных случаях, например в червячных редукторах типа
РЧУ, Ч, в которых шлицевым выполняется отверстие полого тихоходного
вала.
Бесшпоночное соединение с гарантированным натягом относится к перспек-
тивным. Оно все шире применяется в редукторах общемашиностроительного при-
менения, так как технологически проще шпоночного, обеспечивают необходимую
прочность и точность монтажа зубчатого колеса. Однако применение бесшпоночного
соединения в приводах грузоподъемных машин требует согласования с «Госгортех-
надзоромма
Корпусные детали. Корпусные детали редукторов выполняются литыми. Мате-
риалом для них чаще всего служит чугун СЧ 15 ГОСТ 1412-79. Корпуса редукто-
ров с межосевым расстоянием тихоходной ступени до 160 мм могут быть отлиты из
алюминиевого сплава АЛИ. Для получения алюминиевых отливок используют
металлические формы, что обеспечивает хорошее качество литья, минимальные при-
пуски на обработку и достаточно высокую прочность изделия.
Наиболее распространена для цилиндрических редукторов конструкция кор-
пусных деталей с разъемом по плоскости, в которой лежат продольные оси валов
(рис. 2.3 и 2.4). Форму корпуса и крышки образуют вертикальные, горизонтальные
и наклонные (на крышке) поверхности с минимальным числом дополнительных
элементов: карманов для фундаментных болтов, строповочных «ушек», полок для
болтов и штифтов, соединяющих крышку и корпус, а также бобышек под подшипни-
ковые узлы, смотровые окна, отверстия для заливки и слива масла или его принуди-
тельной подачи, маслоуказатели и отдушины. Для создания необходимой жесткости
внутренняя поверхность стенок корпуса (иногда и крышки) редуктора снабжается
ребрами жесткости, а присоединительные поверхности корпуса и крышки изгото-
вляют в виде достаточно широких горизонтальных полок, которые пересекаются
с поверхностями бобышек подшипниковых узлов. Ребра жесткости соединяют бо-
бышки с боковыми поверхностями и днищем корпуса. Днище корпуса выполняется
с уклоном в сторону сливного отверстия или двухскатным с уклоном к оси симметрии
(для полного слива масла).
Корпуса редукторов с межосевым расстоянием тихоходной ступени от. g
g 250 мм имеют четыре отверстия под фундаментные болты, при aw»; > 250 мм —
шесть отверстий. Количество болтов, стягивающих крышку и корпус, определяют
расчетом.
У корпусов соосных цилиндрических редукторов и мотор-редукторов (рис. 2.5),
у которых оси отверстий под валы горизонтальны, но расположены в одной вер-
тикальной плоскости, плоскость разъема вертикальна.
Примером такой конструкции может служить корпус редуктора Ц2С, снабжен-
ный лапами с отверстиями для фундаментных болтов и грузовым винтом для стро-
повки. На передней стенке корпуса расположены крышки подшипниковых узлов;
сзади полость корпуса закрыта литым щитом (рис. 2.6), на котором в мотор-редукто-
рах устанавливают электродвигатель, в редукторах — узел быстроходного вала,
задние подшипники тихоходного и промежуточного валов, маслоуказатель, сливную
пробку. Горизонтальный разъем корпусных деталей уплотняется пастой «Герметик»,
вертикальный — прокладкой из картона или паронита.
Характерной особенностью корпусов с вертикальной плоскостью разъема
является некруглый контур разъема корпуса и щита, которые фиксируются между
собой штифтами, причем отверстия под штифты используются в качестве базы при
расточке отверстий под подшипники.
Корпусные детали — корпус, щит и фланец (рис. 2.7-2.9) — планетарных
редукторов с вертикальным разъемом сопрягаются по посадке с помощью буртиков
и расточек, уплотняются прокладками и стягиваются болтами. У одноступенчатых
планетарных редукторов щит отсутствует, задний подшипник водила устанавливается
непосредственно во фланце.

Элементы конструкций 19
Ь
I
ь
ант “us
I
a-I-
Pnc. 2.8. Корпус
цилиндрического
редуктора
\
ё
ё
\
\
ё
\\
\\\\\\\\\\ I .\\\\\\\
Рис. 2.4. Крышка
цилиндрического
редуктора

20 Конструирование педукторов и мотор-редукторов
Ф
Рис. 2.5. Kopnyc цилиндрического соосного редуктора
"\ aw `
Рис. 2.1. Корпус планетарного редуктора

Элементы конструкций 21`
Фн?
Рис. 2.8. Щит планетарного редуктора ~Puc. 2.9. Фланец планетарного редуктора
Червячные редукторы имеют различную конструкцию корпуса, однако пред-
почтение следует отдать корпусам, плоскость разъема которых совмещена с про-
дольной осью тихоходного вала. Основное преимущество такого корпуса — возмож-
ность получения отливок обеих корпусных деталей (крышки и корпуса) в металли-
ческие формы, что обеспечивает минимальную металлоемкость конструкции.
Это преимущество является решающим для редуктора общемашиностроительно-
го пр менения, выпускаемого крупными сериями. Корпусные детали червяч-
ных дукторов (рис. 2.10 и 2.11) для улучшения отвода тепла снабжаются реб-
рами.
Корпус волнового редуктора (рис. 2.12) или мотор-редуктора прост по конструк-
ции и технологичен, поэтому заготовки корпусных деталей можно получить литьем
в бесстержневые формы. Плоскость разъема корпуса перпендикулярна к оси же-
сткого колеса.
Толщины основных элементов кор- , ‚
пусных деталей определяют по эмпи-
рическим зависимостям: _
стенок корпуса 6кдр=2УМт> . - ~
>6MM; стенок крышки бнр = J д- - ‘х
= 0,96нор >6 MM; лап d,, = l,5d¢, 5L 15
фуидаментного болта, мм; MT —
крутящий момент на тихоходном
валу.
деталей из алюминиевых сплавов, д“
отлитых в металлические формы, вы- дадд
бирают по конструктивно-технологи-
требования к литым корпусным дета-
лям редукторов общемашиностроитель-
ного [применения регламентированы
Где d¢= ъЁ/тит>12—диаметр
.
Размеры элементов корпусных
ческим ‚соображениям. ‚Технические
ГОСТ 16162-78.
Рис. 2.10. Корпус червячного редуктора ' Ь-———-;-—-!

22 Конструирование редукторов и мотор-редукторов
Рис. 2.11. Крышка червячного редук- Рис. 2.12. Корпус волнового редуктора
тора
2.3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВОЛНОВЫХ РЕДУКТОРОВ
Кинематические схемы
Волновые редукторы применяют во многих отраслях машиностроения благодаря
большому передаточному отношению (до 350) и многопарности зацепления. Коли-
чество зон зацепления в них равно числу волн деформации. Прототипом волновой
зубчатой передачи является планетарная передача с малой разницей чисел зубьев
сателлита и неподвижного колеса. Волновая передача состоит из трех основных
звеньев: гибкого колеса, обозначаемого в дальнейшем F, жесткого колеса С и волно-
вого генератора h. Ha рис. 2.13,а приведена кинематическая схема передачи,
наиболее часто применяемая в волновых редукторах. Предположив, что угловая
скорость генератора (од, гибкого колеса сор, а числа зубьев соответственно гибкого
и жесткого колес гр и гс, используя метод обращения движения, широко приме-
няемый при определении передаточного отношения планетарных передач, найдем
со —оэ
F h -h
-——-— = я 2.1
__mh pct < ›
2
где i’},.C = -59- — передаточное отношение между колесами F И С при неподвиж-
F
HOM генераторе h.
Подставив в формулу (2. 1) выражение для igc, найденное как отношение числа
зубьев гибкого и жесткого колес, после преобразования получим
ЁЁг=тЪ)%=-1/(‘Ёс*1)=гг/(‘с-глд- ‹2.2›
дш/
Чар
а;
fix
.,L.:/2
Х
‘I ‘Pg;
Е
д)
Рис. 2.13. Кинематическая схема и схема взаимодействия зубьев волновой передачи

Конструирование волновых редукторов 23
Рассмотрим взаимодействие зубьев в волновой передаче (рис. 2.13, б). Под
действием генератора гибкое колесо F деформируется, и в точках A И А’ происходи г
беззазорное зацепление зубьев (рис. 2.13, в). В точках В и В’ между вершинами
зубьев гибкого и жесткого колес имеется радиальный зазор, в точках E И Е’ за-
цепление зубьев может быть не на всю их рабочую высоту. При повороте генератора
на угол, равный одной четверти полного оборота, зубья гибкого колеса в окружном
направлении смещаются на половину шага р между ними. За один оборот генера-
тора гибкое колесо поворачивается на угол, которому соответствует дуга, равная 2р.
Такой поворот возможен в том случае, если разность между числом зубьев жесткого
и гибкого колес равна или кратна числу волн генератора h. Следовательно, в фор-
муле (2.2) (гс ~— гр) = anh, где а = 1, 2, 3, целое число; щ, — число волн гене-
ратора, аналогичное числу nw сателлитов в планетарной передаче.
Зубья гибкого и жесткого колес в начале дуги зацепления контактируют одними,
а в конце другими сторонами. Количество пар зубьев, одновременно находящихся
в зацеплении, может быть довольно большим (теоретически — до 50 % зубьев ко-
леса F)
Практически число пар зубьев, одновременно находящихся в зацеплении,
зависит от деформации гибкого колеса. Зацепление зубьев без скольжения и без
зазоров происходит вблизи большой оси генератора (точки А и А’, см. рис. 2.13, 6).
Bo всех остальных точках зубья контактируют с взаимным проскальзыванием,
которое приводит к износу их рабочих поверхностей и снижению коэффициента
полезного действия передачи. В зацеплении между зубьями в этом случае имеется
зазор А], который может быть частично или полностью компенсирован податли-
востью элементов деталей передачи. Максимальная величина этого зазора А] к:
я: (О,О6...0,О8) та, где т — модуль зацепления. ' .
Волновую передачу, схема которой приведена на рис. 2.13, а, рекомендуется
применять в редукторах с передаточным отношением ifp = 70+ 400. Для передаточ-
ных отношений 2500-150 000 редукторы проектируют с использованием схемы,
прототипом которой служит двухрядный планетарный механизм с двухвенцовын
сателлитом (рис. 2.14). Передаточное отношение-между водилом и четвертым колесом
при неподвижном первом колесе в таких передачах определяется по формуле
1 .
1 _ (Z133/Z234) ° (2.3)
Особенности структуры, кинематики и конструктивного исполнения специаль-
ных редукторов с другими схемами волновых передач приведены в специальной
литературе. Два варианта конструкций волновых редукторов общемашиностроитель-
.-1 _
th4_
IIII
мл мну
_nL_
Ё
~-;7// А ;' .
лавин; Й/х/х/ж/х/жудх/Авхх/Йд‘ ‘;\\“\\«
_ - '/////I ml ' ll.‘
I
I
‘I’
‘v *““‘////5//_///////...\\\~.\\\\\‘, :'-.=;::
на‘ ///' ‘Й
Ё
%‚„
.::: г
Гас
Рис. 2.14. Кинематическая Рис. 2.15. Вариант конструкции волнового редуктора
схема двухрядной волновой
передачи

24 Конструирование редукторов и мотор-редукторов
Рис. 2.16. вариант конструк-
nun волнового редуктора
L
r"!— .
///////4 Ё r//
А
ш
'.\ ,
‘А
I.-:a:e:s ж
/ //1/1.:
’//,,,///
4I:,.:
Рис. 2.17. Конструкция вол-
пзэгйго редуктора фирмы
\\\\\
7‘
Ш?
(
II же ‘
'9/'7 “й;
Д I:
I I .
\\. \\\{'»
‘I/I////I//II?
lfi;:i;%>\\‘b д в не
? ; "
“‘:§\L{\l\\\;\\\\\» '///.i'i__'//////I/A
А
г"
f/_//////// ////////_/,
I
I
{Q
\\ \\\
I
. \ _
и
7
и
\\\\\
НОГО применения приведены на рис. 2.15 и 2.16. Редуктор, показанный на рис. 2.16,
выполнен по. схеме с двумя жесткими колесами. Гибкое колесо короткое и имеет
два зубчатых венца, один из которых зацепляется с жестким колесом, соединенным
с крышкой редуктора шлицами. Эта пара работает как волновая зубчатая передача
с остановленным жестким колесом. Второй зубчатый венец гибкого колеса заце-
пляется с жестким колесом, соединенным шлицами с выходным валом. Эта пара ра-
ботает как волновая зубчатая муфта.
Недостатком конструкции с коротким гибким колесом и волновой зубчатой муф-
той является более низкий КПД и больший износ зубьев (особенно в муфте), чем
в волновой передаче, показанной на рис. 2.15.
Конструкция волновых редукторов общемашиностроительного применения
американской фирмы USM изображена на рис. 2.17.
Конструктивные особенности
В результате анализа существующих конструкций отечественных и зарубежных
волновых зубчатых редукторов, изучения кинематических, силовых и энергетиче-
ских их характеристик для редукторов общемашиностроительного применения при-
няли передача с остановленным жестким колесом (см. рис. 2.13, a), двумя волнами
деформаций, кулачковым генератором и специальным гибким подшипником каче-
ния. Кулачок очерчен по кривой, эквидистантной принятой кривой гибкого колеса

Конструирование волновых редукторов 25
А’ ‘2-
JI-
_i:
i‘ (J; ч
47*
wt °
А
E ~ е
do I’)
а)
Рис. 2.18. Конструкция ку- Рис. 2.19. Схема определения текущего радиуса кулачка
-l8‘lIOB0l‘0 l‘¢I'l¢p8'l'0D8
B деформированном состоянии. Конструкция кулачкового генератора приведена
на рис. 2.18.
На кулачок 1 напрессован гибкий подшипник 2, кольца которого имеют мень-
шую толщину, чем у обычных подшипников таких же размеров. Текущий радиус р
кулачка (рис. 2.19, a) определяют по формуле
р = о,5а„ + шк, (2.4)
где an — внутренний диаметр подшипника; шк — текущее приращение радиуса р.
Методика определения шк изложена в работах [8 и 10]. Вследствие деформа-
ции внутреннего кольца подшипника точка А переместится в точку А’, положение
которой относительно вертикальной оси определяется углом ф и радиусом р. Угло-
вое смещение точки А (рис. 2.19, 6) соответствует углу Аф.
Текущее приращение шк определяется как сумма приращений — шф, которое
найдено при угле ф, и АШФ, полученного из-за смещения точек при деформации
кольца на угол Аф; при значениях угла 0 < ф < 45° величина Ашк равна 1, если
максимальное приращение радиуса Ашн соответствует ф = 0:
щ. = (— o,o2w.,H) ф/45°‚` (2.5)
a для 45° < ф < 90°
Aw“ = (— o,o2w.m) (90° —- Ф)/45°. (2.6)
Величина максимального приращения радиуса равна сумме трех составляющих
шок = щ, —[— A —|— 6y, (2.7)
где щ, —- радиальное перемещение гибкого колеса по большой оси генератора. При-
ближенно при двухволновом генератореможно принять щ, = (l,04-—:- 1,1) m; A-
средняя величина зазора между кулачком и гибким колесом; бу — упругое сбли-
жение колец подшипника под нагрузкой.
Зазор А в конструкции генератора (см. рис. 2.18) равен сумме трех величин:
среднего радиального зазора в подшипнике; среднего радиального биения диаметра
наружного кольца подшипника и среднего зазора посадки наружного кольца в гиб-
ком колесе.
Значение бу оп еделяется по методике, принятой для обычных подшипников;
у = бн+ б„‚ где н и бв — сближение (мм) шарика вследствие его деформации
с наружным и внутренним кольцами подшипника. Приращение wq, для рекомен-
дуемых значений угла В контактирования зубьев определяют по табл. 4.45.
Гибкий подшипник рекомендуется выполнять со следующими разме-
рами (рис. 2.20, a): величина наружного диаметра Du должна быть равна внутрен-
Нему диаметру гибкого колеса; толщина колец а1 н а2 н (0,20—О‚23) Оп; диаметр
Шарика с1ш = (О,О9+О‚1О) Оп (принимают ближайшее к расчетному значение диа-
метра стандартного шарика); глубина желоба колец Г 1 и Г 2 z (0,05+0,06)dm;
Радиус желоба (развал желоба) наружного кольца rum z (0,54+O,55) dm; внутрен-
него кольца ram z (О‚515+0,525)с1ш; число шариков гш щ 2l—:—23, ширина под.

26 Конструирование редукторов и мотор-редукторов
(‘гидра/лор :r.!':>{(:‘.KaPa3mepu гибкого
81117 5
éaflidepérr/rd}
д)
шипника В = (0‚15 +0,17) Du;:pa1mycb1 скругления колец, предельные отклонения
размеров, шероховатость поверхностей и материалы колец принимают по нормам
для обычных подшипников аналогичных габаритов. ‚
Сепаратор гибких подшипников выполняют корончатым (рис. 2.20, 6) из мате-
риалов с малым модулем упругости (например, из текстолита марки ПТК или фени-
лона) со следующими размерами: диаметр отверстий am z (1,03-2-1,О5)‹1ш;
толщина сепаратора асеп я: (0,055-г-0,06)1)д; ширина lcen%(1,2+~l,3)dm. Основ-
ные параметры подшипников этого ряда приведены в табл. 2.1.
Распределение силового потока по зонам зацепления в волновых передачах
зависит от способа соединения кулачка генератора волн с входным валом.
На рис. 2.18 показано жесткое соединение, основным достоинством которого яв-
ляется простота конструкции. Чаще в волновых редукторах используют соединения,
компенсирующие неравномерность распределения силового потока по зонам за-
цепления, что достигается самоустановкой кулачка под действием усилий в заце-
плениях. Способ соединения кулачка с входным валом может быть выбран по
рис. 2.21.
B конструкции (см. рис. 2.21, a) кулачок 1 через резиновую шайбу 2, толщи-
ной 4 мм и шириной 20 мм, металлическую шайбу З соединяется с входным валом
4; кулачок 1 (см. рис. 2.21, 6) через резиновую втулку толщиной 4 мм и длиной
25 мм соединен с быстроходным валом 3; B конструкции (см. рис. 2.21, в) соеди-
нение выполнено при помощи тонкостен-
2.1. Основные размеры (мм) гибких ной металлической диафрагмы 2, выпол-
подшипников и число шариков в них ненной заодно с кулачком 1.
г На рис. 2.22 приведены кривые 1, 2
g И 3, по которым можно судить о радиаль-
g щ ной податливости б соединений, изобра-
D: D" an в аш о g женных соответственно на рис. 2.21, а, 6, В.
g a 5 а Наибольшую податливость имеет соедине-
ЁЁ „Е; ние, которое дано на рис. 2.21, а. Напри-
г мер, несоосность входного вала и жесткого
колеса в редукторе типа МВз-160 (радиус
1 42 30 7 3,969 21 водила 160 мм) может быть 0,4 мм. В
2 52 40 3 3.959 23 соответствии с кривыми 1, 2 и Здля ком-
3 62 45 9 5,953 21 пенсации такой несоосности необходимо,
4 80 00 13 7.144 23 чтобы в конструкции, соответствующей
5 100 75 15 9.123 21 рис. 2.21, а, действовало радиальное уси-
6 120 90 13 11.113 23 лие Q = 300 H, a B конструкциях, соответ-
7 160 120 24 14.233 23 ствующих рис. 2.21, 6, в, — свыше 1200 H.
8 200 150 30 19‚050 23 B волновом редукторе одна из зон за-
9 240 130 35 22.225 23 цепления будет перегружена по сравнению
10 300 220 45 23.575 23 с другой на величину радиальнойо усилия
11 400 300 00 35.513 23 Q. Ориентировочные расчеты показывают,
12 480 360 71 44‚450 23 что из-за неравенства усилий в зонах за-
цепления в редукторах данного типа долго-
1

Конструирование волновых редукторов 27
'IIA 7'54
Рис. 2.21. Варианты конструи-
ЦНИ СООДННЕННЯ. кулачка С BROA-
НЫМ ВЗЛОМ РОДУКТОРЗ
вечность гибких подшипников уменьшается в 2,2 раза по сравнению с конструк.
циями, допускающими свободную самоустановку кулачка. Таким образом, кон.
структивный метод выравнивания нагрузки в волновых редукторах не обеспечивает
равномерного распределения силового потока по зонам зацепления. Поэтому исполь-
зуют соединения кулачка с входным валом при помощи муфты с двумя зубчатыми
сочленениями (см. рис. 2.21, д), пальцевой муфты с резиновым диском (см.
рис. 2.21, e) И шарнира (см. рис. 2.21, г). Соединение с двумя зубчатыми сочлене-
ниями надежно в эксплуатации, но сложно в изготовлении, так как необходимо
нарезать четыре зубчатых венца. Соединение, показанное на рис. 2.21, д, проще
в изготовлении, чем соединение, показанное на рис. 2.21, г. Но при длительной
работе редуктора температура масла в картере повышается до 70-80 °С, резина
теряет упругие свойства и кулачок не совершает движений, компенсирующих не-
соосность деталей. Наиболее технологичное и простое соединение показано на
рис. 2.21, г. При испытании 80 образцов волновых редукторов с шарнирным соеди-
нением кулачка и входного вала не было ни одного случая поломки или нарушения
работы по каким-то другим причинам. Соединение используется в волновых редук-
торах и мотор-редукторах общемашиностроительного применения.
Гибкое колесо является одним из основных элементов, определяющих работо-
способность волновой передачи. Рис. 2.23 дает представление о конструкции гиб-
кого колеса. Его венец соединяется с дном и выходным ВЗЛОМ ПРИ ПОМОЩИ Т0НК0°
стенного цилиндра. В исполнении 1 (см. рис. 2.23) колесо имеет гибкое дно и фла-
нец, исполнение 11 выполнено сзубчатым соч-
ленением, которое может быть наружным или
Внутренним. В исполнении 111 жесткость сое-
динения Цилиидра с валом увеличивается, и
нагрузка на генератор по сравнению с исполне-
ниями 1 и II возрастает. Зубчатое сочленение
допускает подвижность соединяемых деталей, в
результате чего напряжения в цилиндре умень-
шаются.
Для упрощения технологии изготовления
выполняют сварное соединение цилиндра с дном
(стыковое соединение — вариант, приведенный
Рис. 2.22. График радиальной податливости соеди-
Henna кулачка с входным валом редуктора 0 200 400 000 000 70000]!

28 Конструирование редукторов и мотор-редукторов
Рис. 2.28. онст к ия гн о -
1 . Ъ д: ‘E „ддддддддё 1- "ma/WW9 леса волноъого P3/e;fyxrop:‘°r ‘O
1 _ ‘I ‚л . M на рис. 2.23, а, с отбортовкой
_ в ‘= ъ ,1 кромок — на рис. 2.23, б и coe-
‘ ш ‘ т динение дна с валом по азме
ё ‘д « ё 3 </11/709 — Не более d1m — Ha рис. 523,
+ а исполнение ' _ С целью уменьшения концент-
н _ „д '° рации напряжений на крае
-'= у I зубчатого венца в конструкции
д .- b._ """“"‘*-# гибкого колеса выполняют по-
‘. ’ ЯСОК шириной bl.
g Для увеличения податли-
вости дна колеса и для цирку-
|!fl_' ляции смазочного материала
а) д) ' сверлят отверстия d3. дРУгие
. размеры (см. рис. 2.23) гибкого
колеса находят из соотношений: h1~= (0,005-:—0,015)dp; D я: dp, —2h1; dlg
g (0.5-5-0,6) D, I) (0,8-:- 1,0) ар; bl z (0,15+O,25) b; b, я: (О,3-з-О,5) b; R1 as
я: (10-4-20) m; R, M (2-I-3)h3, ар; ст: —диаметр делительной окружности и
окружности впадин. Толщины hi, ha, н, и h4 определяют расчетами гибкого колеса
на п очность. ‘
есткое колесо устанавливается неподвижно в корпусе. Соединение жесткого
колеса с корпусом осуществляется по переходной посадке H7/js6c дополнительной
фиксацией радиальными штифтами (рис. 2.24, а), винтами (рис. 2.24, б), а также
болтами (рис. 2.24, 6). При фиксации штифтами и винтами необходима совместная
обработка жесткого колеса и корпуса. Это нетехнологично при серийном произ-
водстве, так как нарушается взаимозаменяемость деталей.
Японские и американские фирмы выпускают волновые редукторы, вкоторых
жесткое колесо соединяется с корпусом болтами (рис. 2.24, в). Такое соединение
требует дополнительной фиксации деталей штифтами. Жесткое колесо имеет не-
технологичную конструкцию, так как две соосные цилиндрические посадочные
поверхности невозможно обработать с одной установки. Наиболее простым и техно-
логичным является соединение жесткого колеса с корпусом при помощи посадки
c натягом —— H7/s7 (рис. 2.24, г). Такое соединение выдерживает трех- и четырех-
кратные кратковременные перегрузки (по сравнению с нагрузками, предусмотрен-
ными ГОСТ 23108—78). Ширину зубчатого венца жесткого колеса принимают на
2-4 мм больше, чем у гибкого. Это приводит к снижению точности взаимного осевого
расположения деталей. Толщину обода жесткого колеса выбирают таким образом,
чтобы под воздействием усилий в зацеплениях его радиальная деформация woo Q
g (0,O2-2-0,05) то, иначе существенно нарушаются условия зацепления зубьев.
В конструкции, приведенной на рис. 2.24, г, податливость обода невелика.
Она и применяется в серийно выпускаемых волновых редукторах общемашиностро-
ительного применения. Конструкция волнового мотор-редуктора общемашиностро-
ительного применения дана на рис. 2.25.
Корпус 1 редуктора изготовлен из чугуна СЧ 18. Жесткое колесо 2 устано-
влено в корпусе по посадке с натягом — H7/s7. Гибкое сварное колесо 8 соеди-
няется с выходным валом c помощью шлицев, что дает возможность в дальнейшем
осуществить ремонт деталей, а также упрощает технологию сборки (по сравнению
|1| |1| „ |1| 4. I1!
а) б) д) г)
Рис. 2.24. Соединение жесткого колеса с корпусом

Смавочные устройства редукторов 29
w—-—"
Рис. 2.25. конструкция волно-
вого мотор-редуктора 7 7 J 5 f 5 2
Ё" ——J;_u
_ щ /5+
° д’ ` Рис. 2.20. Рабочий черте:
„г“? -./ п _/?z2\0/ l‘l>I6I0l‘0 колеса
1 ` ` I,;)\
Vs
§§ т
- J Ё Ё 50
ед ‘
‚ндго _ а
„а 5 г ‘Ё Е? E ‘г:
ц ъ I ?
l Ё пп-{ё-Ь ч К: Ё ЁЁ‘ Ё;- е;
D5 Ю _` ъ \.. Q Q
‘Ё ь ее ё ч- t K to
е ° Ч э‘ З 3 °" 1'} "-
‘ё ъ ”"’° ° E В; Ё’ е Ё
к е.’ б \ г: -
в ‚ „ч. е е е
к Въ-
ё е
'\ ЯЗ
Ё 2
3 012A _
ё R7/min Ra‘
R3 К] Ш
’ мёд +5=1°
с неразъемным соединением гибкого колеса с валом). Рабочий чертеж гибкого колеса
мотор-редуктора МВз-160 приведен на рис. 2.26. Кулачковый генератор волн 4
(см. рис. 2.25) соединяется с валом электродвигателя шарнирной муфтой 5. Гибкий
подшипник 6 изготовляют по специальному заказу. Тихоходный и быстроходный
валы уплотняются манжетами. При работе в горизонтальном положении смазывание
волнового зацепления и гибкого подшипника осуществляется окунанием, а смазы-
вание опорных подшипников -— разбрызгиванием. Залив, слив и контроль уровня
масла проводится с помощью пробок. При работе мотор-редуктора в вертикальном
положении (валом вниз) для подачи смазки служит конус 7. Девяностопроцентный
ресурс подшипников качения составляет 10 тыс. ч при нагрузках, соответству-
ющих значениям параметрического ряда, и частоте вращения генератора волн —
1450 об/мин.
2.4. СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА РЕДУКТОРОВ
Сиазывание узлов редукторов общего применения уменьшает износ его деталей,
обеспечивает отвод тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, а также
Защищает от коррозии. От правильного выбора смазочных материалов, методов
смазывания и способов уплотнения зависит работоспособность и долговечность
Передач. В качестве смазочных материалов для редукторов и мотор-редукторов
Общемашиностроительного применения используют жидкие нефтяные и синтетиче-

30 Конструирование редукторов и мотор-редукторов
- '3” Рис. 2.27. сопло
ские смазочные масла, основные
физико-химические характерис-
тики которых приведены в
табл. 2.2.
В редукторах общемашинос-
троительного применения смазы-
„2 вание осуществляется непрерыв-
_` 730'” Ф’ ' ной подачей масла без избыточно-
го давления, т. е. окунанием
зубьев зубчатого колеса в масло,
залитое в корпус редуктора. Kap-
терное смазывание возможно при
окружных скоростях зубчатых
передач 10-15 м/с, червячных
передач —до 10 м/с. Глубина
_..| погружения цилиндрических
A зубчатых колес принимается
равной (О,5+ 5) т. Колеса конических передач погружаются в смазочный материал
на всю длину зуба.
При смазывании окунанием червячных передач устанавливается следующий
минимальный уровень масла в картере:
при горизонтальном червяке, расположенном под колесом, масло заливают до
оси червяка; ‘
при горизонтальном червяке, расположенном над колесом, для редукторов с меж-
осевым расстоянием ад, < 80 мм, масло заливается до 1/2 диаметра колеса, для ре-
дукторов с aw > 80 MM —- до оси червяка.
При картерном смазывании подшипники качения смазываются за счет раз-
брызгивания масла и образования масляного тумана. Объем масляной ванны при-
нимается таким, чтобы обеспечить отвод выделяющегося в зацеплении тепла к стен-
кам корпуса. На 1 кВт передаваемой редуктором МОЩНОСТИ ДОЛЖНО ПРИХОДИТЬСЯ
0,3—0,7 л масла. При окружных скоростях, превышающих 15 м/с, применяется
струйное смазывание под давлением через сопла (рис. 2.27). Смазочная система
состоит из насосов, отстойников, фильтров, охладителей, трубопроводов, сопел
и т. д. Уровень масла в масляной ванне контролируется с помощью маслоуказа-
телей (рис. 2.28 И 2.29) или пробки. Размеры L, l, 11 И la маслоуказателей Выби-
v/ M
И:
труд 7"
205'
ГОСТ 76037-805/5'P' [:3
8-+o,z A шаг
5Ч_
-
13:42 L югом‘ 2
' ’ §xIo=s \racrrs037-30.4/4-P-L\.J
Яд!
S
I
Рис. 2.28. Маслоуказатель Рис. 2.29. Маслоуказатель:
I =—- головка; 2 ь- стержень

31
Смазочные устройства редукторов
ыьцяьойотоо йн. от! о: mod ma не o_-=mo<
2....:::.wm Ё. от mm: m._ „о Ню o-:mU<
очного ‚бод о! Sm Sod Elem оо от 889::=§d
отвод а ‚НООЬ о TI Em mood „то от оыог
д
Elm:._o_.% Ё Samara о! од „о „его „ш calm: „отцов
ютоздотюо кпд. ‚во 52300 Эхо Е... ото N6 о.„|о.о юю_!ьЕ $75.5
wnlm:._o_-wm Ё. ото Е... юты то о._|.о.о . 2 _|o: Ё д-д.д‚дд\д
од
отмытой .д.0О‚д от! ой memos „щ 50-2 QB
отвоюют НООгд он... om: о д Iv д mm д ‚Един
fllmfiom ‚бод I 8| ооы mood юоо $12. «от:
filamsm ьооь ш д I ооы mood то. о юТвюо <91:
Elmaflogm Ё. то ь... com I N; Emlvom o8-:E
2lm.§o_-wm Ё. но оТ. Sm I „о Salem 8m-:E
водоводы? ‚
оьадюзотоо hm. Lb 5330 о.о од.|. оды ото оы ооТоЕ овод:
юь.\дюд„ до д ‚ют E. I о.о о д I .ooN I o.m ою|щь отца:
. ьеишьовио
file. д од ‚от Ё. дно шмЦюоО о. д o _ I от: очо оы Slam отца:
щекою о:
.22 таит от ЗЁЁ от
.302»: .§:$m ‚очного зов щекою от co. on
п: mom ш швы: давило .3950 щ относ ш: xi: они:
kg. .a.~.UO._ „доводи оды ЕЁ днтгоыц вымазана . .8 ‚лвоощ 655. мчим: SE22
двое алчного an шкоде ‚дчою mo:
. О . I
э ..§..§._E u..o.N.__%.m_um%
„Зим: отнесено oE.uo.-===x.9_=n=G dd

32 _1¥'(oucmp_t/upoeauue редукторов и мотор-редукторов
I
отд. Фд
+
0
Рис. 2.80. отдушина:
I п- пробкаъ 2 в экран
780
72..
. I . . .. J.
so а 023:3. Крышка смотро ‘д, ` „ч
реют в зависимости от типоразмера редуктора. Верхний уровень масла в картере
дбшкен доходить до отверстия, предназначенного под пробку. В корпус редуктора
масло заливают через смотровые люки, расположенные в верхней части корпуса,
или через отверстия, закрываемые пробками-отдушинами (рис. 2.30). Сливные
отверстия закрывают пробками с цилиндрической резьбой, а под пробки ставят
картонные уплотняющие прокладки.
При работе редуктора без отдушин воздух внутри корпуса нагревается, что
приводит к повышению давления и выдавливанию масла через уплотнения валов.
Поэтому предусматривают вентиляцию корпуса в мотор-редукторах через пробки
с отверстиями, в цилиндрических, конических и коническо-цилиндрических редук-
торах—через лабиринт в крышке смотрового окна (рис. 2.31). Максимальная
температура масла в редукторах не должна превышать 95 °С.
2.5. РЕКОМЕНДАЦИИ ПО ПРИМЕНЕНИЮ МАСЕЛ
Рекомендации по применению масел распространяются на редукторы и мотор-ре-
дукторы цилиндрические, конические, волновые, планетарные, червячные при сма-
зывании окунанием, струйным смазыванием и должны соответствовать уровню
нагруженности и условиям эксплуатации, определяемым ГОСТ 16162-78, а также
действующими техническими условиями на редукторы и мотор-редукторы. Рекомен-
дации ориентируют на преимущественное применение новых легированных инду-
стриальных масел, в которых за счет использования высококачественной (в том
числе и высокоиндексной) масляной основы и рациональных композиций присадок
улучшены противоизносные, противозадирные, антиокислительные, антикорро-
зионные и другие свойства. Основные физико-химические свойства масел приведены
в табл. 2.2.
При струйном смазывании редукторов возможно применение масла вязкостью
на одну ступень меньше (при г адации по окружным скоростям). При нагрузках
меньше паспортных на 10-25 %р допускается применение некоторых нелегирован-
ных масел, указанных в табл. 2.3. Последние при прочих равных условиях при-
менения берутся большей вязкости. В редукторах и мотор-редукторах, работающих
в отрицательных температурах, используют наряду с индустриальными некоторые
трансмиссионные и автомобильные масла, содержащие присадки-депрессаторы,
понижающие температуру застывания. Рекомендации, приведенные в табл. 2.3,
позволяют определить по окружной скорости (скорости скольжения) марку масла

Рекомендации по применению масел 33
предпочтительной вязкости с учетом допустимого диапазона внешних температур
и нагруженности передачи. Вязкость масел для двух- и трехступенчатых редукторов
выбирают с учетом средней окружной скорости всех ступеней, а для двухступенчатых
червячных редукторов — по скорости скольжения первой ступени.
Наиболее полно разработаны рекомендации по применению масел в редукторах
с червячными цилиндрическими передачами, в которых колеса выполнены из вы-
сокооловянных бронз, например БрО10Ф1‚ а червяки-—из сталей, прошедших
термическую обработку (твердость витков не ниже HRC 50), с шлифованием и поли-
рованием боковых поверхностей (значение параметра шероховатости Ra < 0,63 мкм).
Рекомендации могут быть также использованы при назначении марки масла для спе-
циальных червячных редукторов при тех же материалах червячных пар.
Предусматривается применение в червячных редукторах и мотор-редукторах
взамен нелегированных нефтяных масел: цилиндрового 24, цилиндрового 52, MC-2 ,
новых товарных индустриальных масел, легированных комплексом присадок, кото-
рые повышают нагрузочную-способность, КПД, надежность н долговечность. Perco-
мендуется также использовать легированные индустриальные масла серии ИГП,
обладающие хорошими вязкостно-температурными свойствами (индекс вязкости
более 90), высокими противоизносными антиокислительными свойствами и не со-
держащие высокоактивных по отношению к бронзе противозадирных присадок.
Марки масел выбираются в зависимости от технических характеристик редук-
торов и мотор-редукторов и условий их применения. Так, исходными данными для
выбора марки масла являются: скорость скольжения в червячном зацеплении,
режим работы, температура окружающей среды, условия теплоотвода и расположе-
ние червячной пары в пространстве. При эксплуатации в условиях отрицательных
температур (до —40 °С) рекомендуется применять масла марок ИГПд или АСЗП,
содержащих присадки — депрессаторы. При неполных нагрузках (менее 85%
от номинальных) допускается использование нелегированных масел.
КПД червячных редукторов, нагрузочная способность которых не лимити-
руется допустимым нагревом масла, повышается за счет применениямасла, вязкость
2.3. Вязкость легированных и нелегированных масел, используемых в червячных
редукторах
Груди“ M°°”a'n’;)eP:‘:‘aF;t‘:‘BaaB‘:;'b‘° Нелегированные масла
смазоч-
ного ма-
териала Марка „ЁЁЗЁЁЁЕЁ Марка пЁЁЗгЁЁЕЁ
м*/с ' M’/c '
AC3n-6 6-l0"“ -— —-
1 ТУ 38-10111-75
AC3n-I0 10-l0’° -— —
ТУ 38-101267-72
11 ИГП-114 15°10'° MC-20 20-10'“
ТУ 38-101413-78 ГОСТ 21743-76
111 ИГП-152 20-10"“ MC-20 20-10"“
ТУ 38-101413-78 ГОСТ 21743-76,
- нилиндровое 52 52-10'“
ГОСТ 6411-76
".__)
IV I/iI‘l1-182 24~lO‘° Пилиндровое 52 52-10'“
ТУ 38-lOl4l3—-78 ГОСТ 6411-76

34 Конструирование редукторов и мотор-редукторов
2.4. Группы смазочных материалов, применяемых в червячных редукторах
Скорость Температура окружающей среды. °С
скольжения, Режим работы
"/° -4о о --в +25 +20 +50
Непрерывный 1, 11 IV, V V
Менее 1
Повторно-кратковременный 1 111, IV IV
Непрерывный I’ п W IV’ V
0,8—2,5
Повторно-кратковременный I In I“, Iv
Непрерывный 1, 11 111, 1v 1v
2,0—4,0
Повторно-кратковременный I H’ In In
“e“P°P'°““”""‘ 1, 11 11, 111 111, IV
3,5-6,0
Повторно-кратковременный I п и In
которого на одну группу меньше, чем рекомендуется в табл. 2.3. В редукторах
с межосевым расстоянием aw g 80 мм при эксплуатации в положении «червяк над
колесом» рекомендуется применять масло вязкостью на одну группу больше, чем
указано в табл. 2.3-2.5; для редукторов с а„,> 80 мм — в соответствии с табл. 2.4 и
2.5.
Для двухступенчатых червячных редукторов с общей масляной ванной марка
масла определяется по условиям работы первой ступени. Рекомендации по примене-
нию масел в серийно выпускаемых редукторах типов «Ч» и «РЧУ» (положение —
«червяк под колесом», частота вращения червяка 1500 об/мин) с учетом фактических
условий теплоотвода и конструктивных особенностей редукторов приведены
в табл. 2.4 И 2.5. При использовании легированных масел ИГ П, имеющих высокую
термоокислительную стабильность, допускается нагрев масла в корпусе редуктора
до 110 °С. Перепад температур масла в корпусе редуктора и окружающего воздуха
не должен превышать 75 °С.
Первую замену залитого в редуктор масла необходимо проводить через 120-
150 ч работы, в дальнейшем масла марки ИГ П меняются через каждые 2000 ч,
нелегированные масла — через каждые 500 ч. Рекомендации по применению масел
в редукторах общемашиностроительного применения приведены в табл. 2.6.

не
Рекомендации по применению масел
35
2.5. Марки масел, применяемые в червячных редукторах типов «Ч» и «РЧУ»
н
Температура окружающей среды. °С
‚Ътдэчгёъёр Режим работы
-40 O -5 +25 +20 +50
Непрерывный АС3п-6 ИГП-1 14 _
АСЗп-1О игп-152 “Г” '52
Ч-40
(РЧУ-4ОА) ~
Повторно-кратковременный игпд_72 ИПЪ‘ 14 игп] 14
Непрерывный ИГ П-152 ИГП-182
` ИГПд-72
Повторно-кратковременный ИГП-1 14 ИГ П-152
Непрерывный urn‘ 182
АС3п-6
ИГПд-72
Повторно-кратковременный ИГП- 152 ИГ П-182
Непрерывный 1,111-1,132
АС3п-6
11.100 АСЗп-1О
ИГПд-72
Повторно-кратковременный игп. 152 игл. 1 52
Непрерывный игп-152 игп-1в2
АС3п-6
Ч-125 АСЗп-1О
Повторно-кратковременный ИГпд-п ИГП- 1 14 ИГП- 152
Непрерывный ИГП-1 14 ИГП-152
АСЗп-б
Ч-16О АСЗп-1О
ИГП -72 ИГП-114
Повторно-кратковременный д ИГП-1 14

36 Конструирование редукторов и мотор-редукторов
2.6. Рекомендации по применению масел в редукторах общемашиностроительного
й
Номинальная
кинематическая
вязкость, мм‘/с‚
при температуре. °С
Марка масла ГОСТ; ТУ Температура
окружающей
среды. °С
50 100
Зубчатые
ИРП-40 ~35--45 8-10 ту 38-101451-78 -1о +50.
MPH-75 72-80 11-13 ТУ 38-101451-78 -1О +50
ИРП-150 140-160 18-20 ТУ 38-101451-78 -10 +50
ИТП-200 220-240 — ТУ 38-101292-79 -10 +50
ИТП-ЗОО 304-357 35-45 ТУ 38-101292-79 -—7 +50
И-40А 40 -- ГОСТ 20799—75 -15 +45
И-БОА 50 7 ГОСТ 20799-75 -20 .. +45
Для промышленного обо- 80 10 ТУ 38-'l01529--75 --20 .. +40
рудования, зимнее ’
Для промышленного 060- 120 15 ТУ 38-101529-75 +50 .. -5
упования, летнее
АП-15В 120 15 ГОСТ 23652-79 +50 -20
тс-ю-отп _. ю гост 23652-79 +25 -40
Червячные
ИГП-114 110-120 15 ТУ 38-101413-78 +50 -15
ИГП-152 147-158 20 ТУ 38-101413-78 +50 --15
ИГП-182 175-190 23-28 ТУ 38-l0l4!3-78 +50 -8 И
МС-20 157 20 ГОСТ 21743-76 +50 -—18
Цилиндровое 52 60 50-70 ГОСТ 6411-76 -I-50 -5
АС3п-6 - 6 ТУ 38-10111-75 +25 -42
АС3П-10 - 10 ТУ 38-101267-72 +25 ——i5___/

—__
Рекомендации no применению масел 37
применения
_ Условия применения N
Ё as „к
Ё Ё‘ “ж”“Ёк%'Ё1%‘3.‘2ЁёЗ„“”3/с°“°°°°“
3 8§
а 0°-~ ю о с Ф Примечание
Egg?! а? ч? ё S: no ‘г,
за: I ‘.2 J, J, „д I т д,
“Е” Ч °‘ N ее Ё‘ 3 £5
передачи \-
l
2 i + Основное
+ ТО Же для волновых ре.
1 + iI{gI‘_‘3"°l:(<(3)'J3I EC-;1Hf1Me§80M гиб-
+ + 0 MM
2 + + + §r)(c)H;)£uoe
8. для волновых ре.
дУКТОРОВ с диаметром ma.
1 кого колеса 160 мм
2 - + "" + +
+ _|__ + + Основные
1 —|- + +
? it if +
2 + +
1
+ +
+ зажженная
дн aMeTp‘(:‘M rlliefillxy кторов с
о
1 до 80 мм го колеса
+
+ + ‘?:C3;i0}KHafl замена, в том
Pellyirouo для волновых
гибкогоркв с диаметром
1 + + + олеса 160 мм
+ \l:::::IM€Hl1YeMbIe для за.
1 + + + ’
1 P°“°”eH1lYeMme для за.
2 i i i i мены
1 + __|_
+ + +
2 г]. + +
+ + + +
Передачи
1
+ +
1 +
е + +
$1‘ + + + + Основные
1
и 2: т. + +
1
+ + Рекоменд м _
..._._..._l__\ ‘F + + --1|: i мены ye ые для за

3. СЕРИИНО ИЗГОТОВЛЯЕМЫЕ
МОТОР-РЕДУКТОРЫ И РЕДУКТОРЫ
ОБЩЕМАШИНОСТРОИТЕЛЬНОГО ПРИМЕНЕНИЯ
8.1. МОТОР-РЕДУКТОРЫ. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Мотор-редукторы предназначены для режима работы 81 по ГОСТ 18З—74 от сети
переменного тока с частотой 50 Гц и номинальными напряжениями по
ГОСТ 21128—75 в следующих условиях:
при постоянной и переменной по величине (в пределах допустимого момента)
и направлению нагрузке;
при вращении выходного вала в любую сторону;
основные климатические исполнения — У (категория З), Т (категория 2) по
СТ СЭВ 458-77 при высоте над уровнем моря до 1000 M (мотор-редукторы могут
работать на высоте, большей, чем 1000 м над‘ уровнем моря, при соблюдении требо-
ваний ГОСТ 183-74);
окружающая среда неагрессивная, невзрывоопасная, с содержанием непро-
водящей пыли до 10 мг/мз;
положение в пространстве горизонтальное, опорной плоскостью вниз (допу-
скается установка мотор-редуктора под углом до 10° к горизонту с наклоном в сто-
рону выходного конца вала). _
Девяностопроцентный ресурс деталей и узлов мотор-редуктора (за исключением
подшипников и электродвигателя) составляет для волновых мотор-редукторов
20 000 ч; для мотор-редукторов других типов — 36 000 ч; подшипников для мотор-
редукторов всех типов и электродвигателя — 10 000 ч. Наработка активных частей
обмотки статора электродвигателя -- не менее 20 000 ч. Номинальную радиальную
нагрузку следует считать приложенной в середине посадочной части выходного
конца вала.
Мотор-редукторы цилиндрические двухступенчатые
соосных типа МЦ2С
Мотор-редуктор представляет собой агрегат, в котором конструктивно объединены
цилиндрический двухступенчатый соосный редуктор и электродвигатель. Ряд мотор-
редукторов обеспечивает крутящие моменты на выходном валу 125-1000 Н-м при
частоте вращения 28-—180 об/мин. Для комплектации мотор-редукторов приме-
няются асинхронные трехфазные короткозамкнутые электродвигатели серии 4А...РЗ
по ГОСТ 21404-75.
По согласованию с заводом-изготовителем мотор-редукторы могут быть изго-
товлены:
в климатическом исполнении У (катецория 1) по СТ СЭВ 458-77;
для сельского хозяйства с электродвигателями серии 4А...РЗ СУ! (условия
окружающей среды: химически активные примеси и запыленность
по ГОСТ 19348—74);
для работы от сети переменного тока с частотой 60 ГЦ;
в морском исполнении с электродвигателями серии А4...Р3 РОМ5 (с изменением
параметров и размеров).
Применение специальных электродвигателей серии 4А...РЗ повышенной точ-
ности позволило монтировать ведущую шестерню непосредственно на валу двига-
теля (рис. 3.1). Редуктор выполнен по соосной схеме с расположением осей валов
в вертикальной плоскости. Корпус редуктора 1 и щит 4 крепятся в вертикальной
плоскости двумя цилиндрическими штифтами и болтами. Расположение одной опоры
вала в корпусе, а второй в щите позволило создать технологичную конструкцию,
сократить осевой габарит редуктора и значительно уменьшить его массу.
В задней стенке щита выполнены расточка и резьбовые отверстия для фланце-
вого соединения с электродвигателем б. Насаженная на вал двигателя ведущая ше-

М Отар-редукторы .
16177612
{ь
Na
Общие сведения
/4 I5
I \ f
5* I}
J
1.
‚‚ р
/2 ‘ ` '
7
" Ё ‘та;=.:.;„..*:':.:.'ъ**дъ"„'*„2°:::
_г J 70 :0)"l‘0D-)|'JeAyK'l'0p типа мц2с
3.1. Цилиндрические соосные мотор-редукторы
45 Частота ‘"2 -553 6
Ё вращшия jig: Ё щ E Электродвигатель
о выходи ого д S д щ ц ‘
5 вала. об/мин Ёд г}: д, а
Ё п: in 25. Ё Ё. '
р. щ д, Wm _ GI
°° 8 <° s U“ а g. ° “'
ёё 2-i5>= ч """ ч
з: Ф; о“, ш ооё 055 1: п“; om мёд 1:
Н E2 та: -е- Цап l=(::>< М En. E: теге М
35,5 38 136
45 47 109 35 4А71В6Р3 0,55 920 0,675
56 58 121 37 4А80А6Р3 0,69
со 0,75 —-————
З 3 71 69 102 35 4А71В4Р3 1370 0,72
Ё jg 2800
E co 90 88 117 37 4А80А4Р3 1,1 1400 0,75‘
112 105 133
140 '41 100 4A80B4P3 1,5 0,77
40 2850
180 178 115 4А80В2Р3 2,2 0,83
O O 28 28,5 248 55 4A9OLA8P3 0,75 700 0,68
ю 00
Ф + 35,5 37 271
Ё} о 45 47 219 50 '4A80B6P3 1,1 920 0,74
E °° 0,96
56 57 246 50 4A80B4P3 | 1.5 14001 0,77

40
Г
Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
Продолжение табл. 3.1
g Частота ЁЁ ЁЁ Ё
Ё ЁВЁЁЁЁЁГЁ) Ё Ё ‘,3 a Ё, Электродвигатель
19 вала, об/мин Ё” 5: д, 5
8 3-3 9-“: о. 9'
О. gs u: ‚в; “Ё;- г 8. I
3 8 1. 2 §‘=-‘e= 32:5 Ё ё в ‘ё
И ‘д r-'.'- ° =: ° над-щ ш F‘
“' Ф N Ё 3!-om P“: д- _ 8 щ
1- E: S: -3 I=t§2 =12? к 28 ЕЁ та? и
7‘ 79 232 4000 55 4A90L4P3 2,2 0,8
о 90 87 234 О 96
со о ’
g Д"; 112 111 250 63 4Al00S4P3 3,0 1420 0,82
О
Ю
Ё 140 139 267
180 „9 206 70 4Al00L4P3 4,0 0,84
28 28 500 4A100L8153 1,5 700 0,74
87 `
35,5 38 541 4А L p 22
45 46,5 442 100 6 3 , 950 0,81
О
г, ё 56 57 490 80 41110054133 3,0 0,82
8 + 5600 1420
Ё ‘c_3_ за gg 23$ 87 4AlO0L4P3 4,0 0,84.
112 118 444 4All2M4P3 5,5 1450 0,855
105
140 143 490 4A1l2M2P3 7,5 2900 0,875
28 27 1010 4А112МВ8РЗ 3,0 700 0,79
35,5 37 1020
45 46 814 140 4А112МВ6Р3 4,0 950 0,82
ю Ю Ё56 56 926 4А112М4Р3 5,5 0,855
E2.‘ от 1
gig 71 70 1010 8000 0,96 160 4А13284Р3 7,5 1450 0,875
N ,
- 90 92 1130
I 12 „7 890 175 4А 1з2м41э3 11,0 0,875
140 148 950 215 4Al6OS4P3 15,0 0,885
I460
180 185 956 235 4Al60M4P3 18,5 0,895
стерня 5 находится в зацеплении с зубчатым колесом 9, напрессованным на вал-
шестерню 13, являющуюся промежуточным валом редуктора. Вал-шестерня вра-
щается на двух конических роликовых подшипниках 8 и находится в зацеплении
с зубчатым колесом 2, напрессованным на выходной вал 14, вращающийся на двух

M стар-редукторы. Общие сведения 41
Pnc. 3.2. Кинематическая схема планетарного \'
двухступенчатого МОТОР-РОДУКТОРЗ
конических роликовых подшипниках 18. I
Зубчатое зацепление эвольвентное косозу- д . K‘ вал -
бое. Подшипники регулируют стальными Bbilgmfloll ч Р‘ э/Юктдд‘
прокладками 17 и 11, у становленными под жите"
крышки 16 и 12. Неподвижные соединения
уплотняют прокладками, а выходной вал
— манжетой 15.
В верхней части корпуса находится
отверстие для залива масла и установки отдушины 3. B нижней части щита рас-
положено отверстие для слива масла, закрытое пробкой 10. Уровень масла контро-
лируется по маслоуказателю 7, изготовленному из прозрачного материала.
Смазывание осуществляется из общей масляной ванны: деталей зацепления
быстроходной ступени — окунанием, деталей зацепления тихоходной ступени
и подшипников — разбрызгиванием (в том числе и переднего подшипника электро-
двигателя).
Основные параметры мотор-редукторов приведены в табл. 3.1.
%\
Мотор-редукторы планетарные зубчатые двухступенчатые
типа МПз2
Планетарный мотор-редуктор представляет собой агрегат, в котором конструк-
тивно объединены планетарный зубчатый редуктор, выполненный на базе плане-
тарных механизмов Aga,_ и электродвигатель (рис. 3.2). Ряд мотор-редукторов обес-
печивает к утящие моменты на выходном валу 125-1000 Н-м при частоте вращения
18-90 обмин. Для комплектации основного исполнения мотор-редуктора при-
меняются асинхронные трехфазные короткозамкнутые электродвигатели серии
4А P3 no ГОСТ 21404-75 ИЛИ серии 4А по ГОСТ 19523-81. По согласова-
нию с заводом-изготовителем мотор-редукторы могут быть изготовлены:
в климатическом исполнении У (категория размещения 1) по СТ СЭВ 458-77;
для сельского хозяйства с электродвигателями серии 4А P3 СУ! (условия
окружающей среды: химически активные примеси и запыленность
по ГОСТ 19348—74);
в морском исполнении с электродвигателями серии 4А...Р3 РОМБ:
с электродвигателями с двумя концами вала; _
для работы от сети переменного тока с частотой 60 Гц.
Центральное колесо 15 (рис. 3.3) насажено на вал 14 электродвигателя. Пер-
вая и вторая ступени планетарного редуктора имеют по три сателлита 9 и б. Каждый’
сателлит первой ступени 9 установлен на одном шариковом подшипнике 13. Оси 12
сателлитов консольно запрессованы в водило 8 на длину, равную 1,2 диаметра оси.
Сателлиты второй ступени установлены на двухопорные оси 2 с помощью самоуста.
навливающихся подшипников 5, что обеспечивает равномерное распределение на-
Грузки по длине зубьев. Зубчатые передачи прямозубые, с эвольвентным зацепле-
нием; исходный контур — по ГОСТ 13755—81.
Водило 8 первой ступени и колесо 4 второй ступени выполнены «плавающими»,
что обеспечивает достаточно равномерное распределение нагрузки среди сателлитов.
Колеса 3 и II запрессованы в корпус 1 и щит 10 и закреплены штифтами. Hepa-
мещение «плавающих» звеньев в осевом направлении ограничено упорами 16 и 15/.
Водило второй ступени, служащее выходным валом, вращается на двух шариковых
"Одшипниках. В верхней части корпуса находится отверстие для залива масла,
закрытое пробкой c Отдушиной 7. В нижней части корпуса расположено отверстие,
Закрытое пробкой 18 для слива масла. Неподвижные соединения уплотняются про-

42 Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
Рис. 3.3. Плане-
тарный двухсту-
пенчатый мотор-
редуктор типа
Мпз-2
8
4557
91011
1.918 17 76
12
кладками, а подвижные соединения — манжетами по ГОСТ 8752-79, исполнения 2,
из резины 4-й группы. Уровень масла контролируется по маслоуказателю 17. Сма-
зывание проводится из общей масляной ванны: деталей зацепления - окунанием‚
подшипников -- разбрызгиванием (в том числе подшипника электродвигателя).
Основные параметры мотор-редукторов приведены в табл. 3.2.
8.2. Планетарные мотор-редукторы
ЁЁ 2 Частота ‘Ё а дё
3 3.; вращения H о ё Ё , Электродвигатель
д д _ выходного Е ё д д г;
gm-E3: вала, об/мин Ёа Ё“ а .3
за и =гг 35,, o 9 . „
3 35" Ё 3 Ёьщ Egg’ а Е: Тип Ё 23
0- :>.O ° д: а о :1: ‚ 0 щ п п: О
О = 8‘ :1 (- >›Ф >, >~= ц о д; H В ‘д Ч
:5-==~ ё з: ёёз 3:5 r: За as 8: I:
I--o.§: д: -e l:(2a: 51:: к 22 Ex 9‘; Ж
18,0 17,2 I25
22.4 21,6 106 4AX7lB8P3 0,25 690 0,56
‘Ё ш 28,0 23,7 120 30,5 4AX7lA6P3 0,37 920 0,025
ф’ г; 35 5 34 2 -I25 2800 0'95
Ё.‘ 45:0 42:8 120 4AX7lA4P.3 0,55 1370 0,705
71.0 70.2 125 31,0 4AX7l B2P3 1,1 2010 0,775
90,0 87,8 115

Мотор-редукторы. Общие сведения
43
Продолжение табл. 3.2
:52 Час та :3 :5 ч
5:1} ,,p,,T,‘,’,e,,,,,, ЕЁ ‚ЕЁ: Ё Электродвигатель
Ёг: 5 внходногр Ё ё 25 5
где: вала. об/мин да; Ё“, а 9-
“ In “он O 8‘ **
д 33:8 Ё g ‘ENE М‘ Ё S ‘B:
Ё 5 Ч “ :=- Ё Ё 5 -5 3'5
3 5:5 г ё .-*:..== за“ 8 5 § 2'8
= no o д, oo§ can I: fig‘ om cu: Е:
1- Duo: п: -е- Цап Цшт М 21- E: г?‘ м
18,0 17,8 250 47,5 4AX8OB8P3 700 0,64
0,55
22,4 23,1 220 43,5 4AX7lB6P3 0,005
920 ———
Ё 40 28,0 29,0 240 4АХ8ОА6Р3 0,75 0,69
ш 4000
Ё 35»5 35»3 950 45,5 4AX80A4P3 1,1 0.75
45,0 44,1 230 1400 ___
58,0 54,7 250 4АХ8ОВ4РЗ 1,5 0.77
3(1)-3 48,5 4AX8OB2P3 2,2 2850 0,83
’ ’ 0,96
18,0 17,7 500 75,0 4AX90LB8P3 1,1 700 0,70
22,4 23,8 ‘500 7
28,0 29,5 470 3,0 4AX9OL6P3 1,5 940 0,75
Ф
we 35.5 35.9 500 725 4AX
Ё 50 45,0 44,5 460 5600, _ , 9OL4P3 2,2 то 0,80
2 56,0 56,5 490 4AlOOS4P3 3,0 0,82
85,0
71,0 73,0 500 4А1ОО52Р3 4,0 0,865
2880——-
90,0 92,6 500 93,0 4AlOOL2P3 5,5 0,875
18,0 17,9 1000 `
22,4 22,5 9,0 1з2,5 4А112МА8Р3 2,2 700 0,765
20,0 30,5 910 133,0 4All2MA6P3 3,0 0,81
950 ——
Ё 35,5 37,7 980 137,5 4Al12MB6P3 4,0 0,82
m 63 8000 0,98
Ё 45,0 48,8 1000 189‚0 4All2M4P3 5,5 1450 0,855
56,0 57,5 880
140.0 4All2M2P3 7,5 2900 0,875
71,0 74,0 940

44 Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
`1 ——
1354 5'‚2
ё“.
J -
Рис. 8.4. Волновой мотор-редуктор типа мвз
Мотор-редукторы волновые горизонтальные типа МВз
Мотор-редуктор представляет собой агрегат, в котором объединены волновой редук-
тор и электродвигатель. Ряд мотор-редукторов обеспечивает к утящие моменты на
выходном валу 90-1000 Н-м при частоте вращения 5,6-—18 об мин. Для комплекта-
ции основного исполнения мотор-редукторов применяются асинхронные трехфазные
короткозамкнутые электродвигатели серии 4А по ГОСТ 19523-81). По согласова-
нию с заводом-изготовителем мотор-редукторы могут быть изготовлены:
в климатическом исполнении У (категория размещения 1) по СТ СЭВ 458-77;
для сельского хозяйства с электродвигателями серии 4А...СУ1 (условия окру-
жающей среды: химически активные примеси и запыленность по
ГОСТ 19348--74); '
для работы во взрывоопасных средах с трехфазными асинхронными коротко-
замкнутыми, взрывозащищенными двигателями по ГОСТ 19483-74;
‘ для работы от сети переменного тока с частотой 60 Гц.
Устройство мотор-редуктора показано на рис. 3.4. Корпус 1 Цельный без отъем-
ных лап и внутренних карманов, что упрощает технологию его отливки и очистки.
Жесткое колесо 2 установлено в корпусе по прессовой посадкец Гибкое колесо 3
соединяется с выходным валом шлицами. Кулачковый генератор 4 с гибким под-
11.3. Болтовые мотор-редукторы
а ё д, д _ Электродвигатель
Ё 3 El‘. . Ё Ё: й‘ вы
а E- ш ' ш и, а.» ш
2 a из ЁЁ «эф. а. . ЕЁ
д п. *5’ д. 2 п: Е’ 5- 2 II: Ф о
и §= л г“ г л 2:5: т
Ё д д, 2 =Ё Е: S = I ° r- Тип S in М! а
«:2 .53 1-o то 2 вы 5:4 о От: т
а: „о a=,:=;.;. Ц a.g== з, 3 ем; ц ё
E5 8-?;.‘3‘§.%gE I: ‘Заезд за §‘5_ 1: 5’
I-o. п‘: 1:121-'-l3 >n=::c М Eta-.0. 2:. Ea: U5‘: M 131
18,0 90 0,103 0,90
8 I4,-5 I00 0,092 0,87
д: 11,6 112 0,082 0,84 3000 15,2 4АА63А4У3 0,25 1500 0,68 М-301
Ё 9,1 125 0,071 0,81
7,2 140 0,066 0,78
и“ 18.0 710 0,074 0,90
8 14,5 800 0.066 0,87
"г 11,6 900 0,059 0,84
ш 9,1 1000 0,053 0,81 8000 74,0 4АХ80В4У3 1,5 1500 0,77 M-301
Ё 7,2 1000 0,053 0,78
5,6 1000 0.053 0,75

Редукторы. Общие сведения 45
шипником б может самоустанавливаться относительно зацепления c помощью шар-
нирного соединения 5.
Основные параметры мотор-редукторов и характеристики двигателей приве-
дены в табл. 3.3.
3.2‘. РЕДУКТОРЫ. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Редукторы общего машиностроительного применения предназначены для умень-
шения частоты вращения и увеличения крутящего момента в условиях эксплуата-
ции, оговоренных в ГОСТ 16162—78‚ в районах с умеренным климатом (исполне-
ние У), сухим и влажным тропическим климатом (исполнение Т), категорий раз-
мещения 1—-4 по СТ СЭВ 458-77. Редукторы цилиндрические и червячные двух-
ступенчатые предназначены для работы в горизонтальном положении, опорной пло-
скостью вниз. При реверсивной работе редуктора допустимый крутящий момент
должен быть уменьшен на 20-30 %. Номинальную радиальную нагрузку следует
считать приложенной в середине посадочной части выходного конца вала.
Значения номинальной , 2 _,
нагрузки указаны для дли- .
тельного режима работы ре-
дукторов с частотой враще-
ния быстроходного вала до
1500 об/мин.
Редукторы
цилиндрические
Редукторы цилиндричес-
кие одноступенчатые горизон- ;7—
тальные типа ЦУ (рис. 3.5).
Ряд редукторов обеспечивает
крутящие моменты на тихо- ‚д
ходном валу 250-4000 H-M
B диапазоне передаточных
чисел 2—-6,3.
Корпус редуктора 4 И
крышка 1 соединены болтами
и двумя коническими штиф-
тами. Вал-шестерня 12 (быс-
троходный вал редуктора)
вращается на двух конических
роликоподшипниках 11. Он
находится в зацеплении с зуб-
чатым колесом 7, напрессова-
иным на выходной вал 15,
который вращается на двух
конических роликоподшип-
никах 13. Регулировка под-
шипников осуществляется
набором регулировочных
$2
И о 12 г? 10
75
Рис. 3.5. одноступенчатый
‘Ёзиндрический редуктор типа

Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
11:
Рис. 3.6. Варианты сборки редукторов типа [IV
колец 6 и 10, устанавливаемых между Top-
цом наружного кольца подшипника и закла-
дными крышками 9 H 5. Неподвижные сое-
динения уплотняются прокладками, а выход-
ные концы валов—манжетами 8 и 14 по
ГОСТ 8752-—79. Для залива масла в редуктор
в крышке 1 предусмотрено отверстие, закры-
тое крышкой 2. Для струйной смазки полива-
нием в крышке установлено сопло 3. Масло
сливается через отверстие в нижней части
корпуса. закрытое пробкой 16. Для контроля
за уровнем масла служит контрольная пробка 17. Смазывание осуществляется
из общей масляной ванны: деталей зацепления — окунанием, а подшипников-раз-
брызгиванием.
При некоторых передаточных числах у редукторов ЦУ-200 и ЦУ-250 номи-
нальная нагрузка может быть реализована только при принудительном охлаждении
зацепления. Для этого в редукторах предусмотрено струйное смазывание. Устрой-
ство для смазывания и расход смазочного материала согласовывают с заводом-
изготовителем.
Основные параметры редукторов приведены в табл. 3.4.
При эксплуатации редукторов допускают кратковременные перегрузки, воз-
никающие при пусках и остановах‚ в 2,2 раза превышающие номинальные, если
число циклов нагружения тихоходного вала за время действия этих перегрузок не
превысит 105 в течение всего срока службы редуктора. При работе редукторов
в реверснвном режиме номинальные крутящие моменты на тихоходном валу, ука-
занные в табл. 3.4, должны быть снижены на 30 %.
Редукторы изготовляют в соответствии с ГОСТ 20373-74 no вариантам сборки,
представленным на рис. 3.6.
Редукторы цилиндрические двухступенчатые типа Ц2У. Ряд редукторов
обеспечивает крутящие моменты на тихоходном валу 250-4000 Н-м в диапазоне
передаточных чисел 8-40. Конструкция редукторов показана на рис. 3.7.
Корпус редуктора 2 и крышка 3 литые чугунные соединены в горизонтальной
плоскости болтами и двумя коническими штифтами. Вращательное движение от
быстроходной вал-шестерни 16 через зубчатое колесо 15, напрессованное на проме-
жуточную вал-шестерню 13 и соединенное с ней зубчатое колесо 12, передается на
выходной вал 9. Валы установлены в корпус редуктора на конических роликопод-
шипниках 11, 14 и 18. В редукторе использовано зубчатое эвольвентное косозубое
it “з
1:11
1 12 13
22
31 32 33
3.4. Редукторы цилиндрические одноступенчатые
Номи-
H §L%:‘;:“::*:3§3E:“:;
Типораз- §’},‘;’"§§§j налохяиые L1:fg,TS0- вых°дн°м Ва-“У- н Масса,
мер ре- стояние переда- мент на КПД кг,
дуктора щ, ' точные тихоход- не более
Числа H0?‘ быстро- тихо-
ВЁ-Ё {до ходи ые ходи ые
Еще 100 2, 2 24, 250 500 2000 27
2,5; 2,8
ЦУ-160 160 3,15; 1000 1000 4000 75
3,55; 4; 0,98
ЦУ-200 200 4,5 2000 2000 5600 135
5; 5,6;
uy.250 250 6. 4000 3000 8000 250

Редукторы. Общие сведения 47
Рис. 3.7. Общий вид цилин-
дрического двухступенчатого
редуктора типа Ц2У
зацепление. Регулировка
подшипников производи-
ma регулировочными вин-
тами 8 через нажимные
шайбы 10. Винты фикси-
руются замками 5 H 6. Не-
подвижные соединения уп-
лотняются прокладками,
а выходные концы валов
— за счет уменьшения
зазоров между валами и
закладными крышками
17 и 19. В верхней части
крышки 3-редуктора пре-
дусмотрено отверстие для
залива масла, закрытое
пробкой 4, a для слива
масла — отверстие в ниж-
ней части корпуса, закры-
тое пробкой 1. Для кон-
троля уровня масла слу-
жит контрольная пробка
7. Смазывание осуществ-
ляется из общей масляной
ванны: деталей зацеплении
—окунанием, а подшипни-
ков — разбрызгиванием.
Основные параметры
редукторов типа Ц2У при-
ведены в табл. 3.5. Редук-
торы допускают кратко-
временные перегрузки,
возникающие при пусках и остановах двигателя, и в 2,2 раза превышающие номина-
льные, если число циклов нагружения тихоходного вала за время действия
этих перегрузок не превысит 105 B течение всего срока службы редукторов. При
работе редукторов типоразмеров Ц2У-16О, Ц2У-200 и Ц2У-25О в повторно-крат-
ковременном режиме допускается увеличение крутящего момента на тихоходном
валу по сравнению с указанным втабл. 3.5. Коэффициент увеличения номиналь-
ного крутящего момента равен 2,0, если число циклов нагружения тихоходного
вала за время действия этих крутящих моментов не превысит 10°‘. При работе ре-
дукторов типоразмеров Ц2У-100 и Ц2У-125 в повторно-кратковременном режиме
максимальная нагрузка не должна превышать значений, указанных в табл. 3.5.
Редукторы изготовляют в соответствии с ГОСТ 20373-74 no вариантам сборки,
представленным на рис. 3.8.
Редукторы цилиндрические двухступенчатые горизонтальные с зацеплением
Новикова типов Ц2У-Н и Ц2Н. Ряд редукторов обеспечивает крутящие моменты
на тихоходном валу 7ООО—50 ООО Н-м в диапазоне передаточных чисел 8-50. Кон-
струкция редукторов показана на рис. 3.9. .
Корпус редуктора 3 и крышка 4 соединены болтами и двумя коническими штиф-
тами B горизонтальной плоскости ‘
Вращательное движение быстроходного вала 17 через напрессованное на него
колесо 18, зубчатое колесо 21, напрессованное на вал-шестерню 11, и зубчатое ко.
лесо 7 передается на выходной тихоходный вал 24.

48
4%/--1-\:
Ф '
Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
Сборки с концами далоб
под муфты или д биде
4/ac"mLL муфты _
для
Сборки с концом
тихоход/кого дала
при соединения
прибород упрадления
сборки о na-
лым тихоход-
ным балом
ru-—LJ/
7.3’
1'4
75
‚ W
[ET-IJ
I
я: о
г =1
24
25
Щ
ЁЁЪ,
Г?"
22 Lrl;—l-'23
E339
J3
[ЕЁ
ПЕЧЬ
наг =3:
.76
Pnc. 3.8. Варианты сборки редукторов типа Ц2У и ЦЗУ
5
.-t-——L——¢-.
j
I
. ‘\
Jx
N. „КВ?
В корпусе редуктора
каждый вал установлен
на двух конических роли-
коподшипниках 9, 12 и
16. Зубчатые колеса в за-
висимости от габарита ре-
дуктора могут быть Цель-
ными или бандажирован-
ными. Термообработка
зубчатых колес — улуч-
шенне.
Регулируют и упло-
тняют подшипниковые
узлы прокладками 10, 13
и 19, устанавливаемыми
между прижимными крыш-
ками 8, 15, 20, 22 и 25
и корпусными деталями.
Подвижные соедине-
ния уплотняют резино-
выми манжетами 14 и
23 по ГОСТ 8752-79 испо-
лнения 1.
Рис. 3.9. Общий вид цилин-
дрического двухступенчатого
редуктора с зацеплением Но-
внкова типов Ц2У-Н и l12H

Редукторы. Общие сведения 49
и
3 Б. Редукторы цилиндрические двухступенчатые с эвольвентным зацеплением
Номинальная
радиальная
меЖОСеВОе нглоььггшй нагрузка на
‘Tuna. Расстояние. мм НОШ“ крутт n’:]§l<;nn?_IM май
Размер нальные Hum Mo_ ' КПД. ca, кг,
Deny,“ переда‘ мент на мёюее не бо-
тора ихохо _ быстро- Т°‘"*ы° тнхоход- бы- н лее
Бой стд_ ходной Числа ном валу, стро- тихо-
пени „у ступени Н-м ход- ходном
Шт ашб ном
Ц2У-100 100 80 500 250 4 000 J 35
8; E0;
2. ;
Ц2У-125 125 80 165018; 750 500 5 600 53
22,4; 0,97
Ц2У-160 160 100 п 25; 28; 1000 1000 8 000 95
31,5;
. 35.5;
Ц2У-200 200 125 40 2000 2000 11 200 170
Ц2У-250 250 160 4000 3000 16 000 320
П р и м е ч а н и я: 1. Для двухконцевого исполнения валов (варианты сборок 13.
23, 31. 32. 33. 34. 35, 36) номинальная радиальная нагрузка на каждый из валов должна быть
уменьшена на 50 %.
Масло заливают через люк в крышке редуктора, закрываемый крышкой 5;
сливают через отверстие в корпусе, закрытое крышкой 1. Для контроля уровня
масла служит контрольная пробка 2 или маслоуказатель. Во избежание ’повышения-
давления при разогреве масла во время работы внутренняя полость редуктора
сообщается с атмосферой через отдушину в смотровой крышке‘ 5. В редукторах
предусмотрено как картерное, так и струйное смазывание, осуществляемое через
коллектор б. При картерном непроточном смазывании редукторы имеют ограниче-
ния по термической мощности. Для реализации расчетной мощности используют
струйное проточное смазывание. Значения термической мощности и расхода масла
при струйном смазывании приведены в табд. 3.6.
Основные параметры и
размеры редукторов типа 3_3_p .
my-H приведены в табл. 3.7. ,mym°y’!.’e'.‘.T.‘§.'1".I.e"’l""%.'é‘,?£'nL°.f;‘.’i§
Значения Юпустимых “3’PY3°K для Новнкова - термическая мощность
редукторов при нереверсивной нагрузке и расход масла
приведены в табл. 3.8, при реверсивной —
В табл. терми_ Расход
Редукторы изготовляют по вариантам чески масла. л/мин.
сборки, приведенным на рис. 3.10. Типоразмер мощ- "Р"„“ Ё 3 "
Редукторы цилиндрические трехсту- НЗЁЁ‘ =15050 06/mm
пенчатые горизонтальные типа ЦЗУ. Ряд-
редукторов обеспечивает крутящие момен-
ты на тихоходном валу 1000—4000 Н-м U~?y'315H 80 13:2
Ё диапазоне передаточных чисел 45-200.
онст ' .
pm. Зрйкция редукторов показана на u2H.45O 150 43,0
Корпус редуктора 2 и крышка 4 сое- U~2H'500 200 54.0
дннены в горизонтальной плоскости двумя

50 Серийно изготовляемые мотор-редукторы и дддуктдды
сборки с концами Запад под 5509*” д “ПИШИ тихо!
муфты или 0 биде части муфты “д” дддд дЛЯ Пдисдгди-
“д/‘Ш? ддидддод улрадления
145 Ё] 1.5
11
35
п Ёж
Рис. 8.10. Варианты сборки
xflegfixropon типов игу-н в
Рис. 3.1 I . цилиндрический
трехступенчатый редуктор
типа ЦЗУ
коническими штифтами и болтами. Вращательное движение от быстроходного вала-
шестерни 18 через зубчатое колесо 17, напрессованное на промежуточный вал-
шестерню 15, зубчатое колесо 14, напрессованное на второй промежуточный вал-
шестерню 12, и зубчатое колесо 11 передается на выходной вал 7. Каждый из валов
установлен в корпусе редуктора на двух конических роликоподшипниках по
ГОСТ 333—79: быстроходный вал на подшипники 20, промежуточный — на подшип-
инки 16, второй промежуточный — на подшипники 13, выходной вал — на подшип-
ники 10. Зубчатое зацепление эвольвентное косозубое. Регулировка подшипников
осуществляется винтами 8 через нажимные шайбы 9. Фиксируются винты 8 замками б.

:—?—
Редукторы. Общие сведения
51
Неподвижные соединения уплотняются прокладками, а выходные валы — умень-
шением зазоров между валами и закладными крышками 19 и 21.
В верхней части крышки редуктора имеется отверстие для залива масла, закры-
«roe крышкой 5; сливается масло через отверстие в нижней части корпуса, закрытое
пробкой 1. Контроль уровня масла производится с помощью контрольной пробки 3:
Смазка осуществляется из общей масляной ванны: деталей зацепления тихоходнои
и промежуточной ступеней — окунанием, а деталей зацепления быстроходной сту-
пени и подшипников — разбрызгиванием.
Основные пар
аметры редукторов типа ЦЗУ приведены
в табл. 3.10. При работе редукторов допускаются кратковременные перегрузки,
3.7. Редукторы цилиндрические двухступенчатые с передачами Новнкова.
Радиальные консольные нагрузки
4
Типоразмер
редуктора
Ц2У-З15Н
Ц2У-З55Н
Ц2У-400Н
Ц2Н-450
Ц2Н-500
т
Межосевое рас-
стояние ступени,
мм:
быстроходной
ашб
тихоходной ашт
200
315
225
355
250
400
280
450
315
500
é
Передаточные чи-
сла (номинальные)
8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50
Допустимая ради-
альная консоль-
ная нагрузка в се-
редине выходного
конца вала, Н:
на быстроход-
ном валу P6:
для переда-
точных чисел
для схем сбо-
рок 11, 12, 13,
14, 15, 21, 22,
23, 24, 25
для схем сбо-
рок 31 , 32, 33,
34, 35
на тихоход-
ном валу Рт:
для схем сбо-
рок 11, 12, 21,
22, 31, 32
для схем сбо-
рок 13, 23, 33
ы
8-20 25—50
4 000 2 000
2 000 1 000
22 400
11 200
8-20 25—50
5 000 2 500
2 500 1 250
J
28 000
14 000
8-20 25—50
7 100 3 150
3150 1600
31 500
16 000
8—50
10 000
5 000
60 000
30 000
8—50
12 500
6300
80 000
40 000
Коэффициент по-
лезного действия п
Не менее 0,97
Масса расчетная,
кг
-——._§
700
940
1 530
2 100

52 Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
3.8. Допустимые крутящие моменты (Н-м) на тихоходном валу цилиндрических
двухступенчатых редукторов при иереверсивной работе
ЕЁ Передаточное число (номинальное) unom
ёо =
as ё
°° ё: а
.. а
Ё в 10 12.5 16 20 25 31.5 4o во
За: 3’-
Редуктор Ц2У-315Н
500 Л 10 300 10 700 10 400 9 900 10 800 11 200 9 800 8 700 10 700
C 9 200 9 200 9 200 9 200 8 600 8 600 8 600 8 700 7 900
T 9 200 9 200 9 200 9 200 8 600 8 600 8 600 8 600 7 600
H 8 300 8 400 8 600 8 300 8 400 8 400 8 600 8 200 7 600
750 Л 9 700 10 100 10 300 9 900 10 100 10 500 9 800 8 700 10 000
С 9 200 9 200 9 200 9 200 8 600 8 600 8 600 8 600 7 600
Т 9 100 9 200 9 200 9 100 8 600 8 600 8 600 8 600 7 600
Н 8 100 8 200 8 300 8 200 8 200 8 300 8 400 7 900 7 600
1000 Л 9 200 9 600 9 900 9 800 9 600 10 000 9 800 8 700 9 600
С 9 200 9 200 9 200 9 200 8 600 8 600 8 600 8 600 7 600
Т 8 900 9 100 9 100 8 800 8 600 8 600 8 600 8 600 7 600
Н 8 000 8 100 8 200 8 200 7 900 8 100 8 300 7 800 7 600
1500 Л 9 100 9 200 9 300 9 600 9 000 9 300 9 700 8 600 8 900
С 8 900 9 100 9 200 9 200 8 600 - 8 600 8 600 8 600 7 600
Т 8 600 8 800 8 800 8 500 8 600 8 600 8 600 8 400 7 600
Н 8 000 8 000 8 100 8 100 7 700 7 800 7 900 7 600 7 500
Редуктор Ц2У-355Н
500 Л 14 000 14 600 14 200 13 500 12 500 15 300 13 500 12 000 14 700
С 12 600 12 600 12 600 12 600 12 500 11 700 11 700 12 000 10 800
Т 12 600 12 600 12 600 12 600 12 000 11 700 11 700 11 700 10 400
Н 11 600 11 800 11 900 11 500 10 600 11 700 11 700 11 400 10 400
750 Л 13 200 13 700 14 000 13 400 12 500 14 300 13 500 12 000 13 700
С 12 600 12 600 12 600 12 600 12 300 11 700 11 700 11 700 10 400
Т 12 500 12 600 12 600 12 500 11 700 1 1 700 11 700 11 700 10 400
Н 11 300 11 400 11 600 11 400 10 400 11 600 11 700 10 900 10 400
1000 Л 12 500 13 100 13 600 13 300 12 300 13 600 13 500 12 000 13 100
С 12 500 12 600 12 600 12 600 11 900 11 700 11 700 11 700 10 400
Т 12 200 12 600 12 600 12 600 11 500 11 700 11 700 11 700 10 400
Н 12 200 11 300 11 400 11 200 10 200 11 300 11 500 10 800 10 400
1500 Л 12 300 12 400 12 600 12900 12 100 12 700 13 200 11 800 12 200
С 12 300 12 400 12 500 12 600 11 300 11 700 11 700 11 700 10 400
Т 11900 12100 12100 11700 11 100 11700 11700 11700 10 400
Н 11 100 11200 11200 11200 9 800 10 900 11 100 10 500 10 400

Редукторы. Общие сведения 53
Продолжение табл. 3.8
1
W Частота вращения
Передаточное число (номинальное) unom
8 10 12.5 16 20 25 31.5 40 50
быстроходного. aa-
ла. об/цин
Режим работы
Редуктор Ц2 У-400Н
19 600 19 800 19 400 18 400 20 700 20 900 18 300 16 200 20 400
17 700 17 700 17 700 17 700 16 400 16 400 16 400 16 200 15 000
17 700 17 700 17 700 17 700 16 400 16 400 16 400 16 200 14 600
16 200 16 600 16 500 15 900 16 400 16 400 16 400 15 700 14 600
‘ё
18 500 19 300 19 100 18 200 19 300 20 000 18 300 16 200 19 100
17 700 17 700 17 700 17700 16 400 16 400 16 400 15 100 14 600
17 400 17 700 17 700 17 400 16 400 16 400 16 400 16 200 14 600
16100 16 300 16 300 15 700 16 400 16 400 16 400 15 100 14 600
750
Щг-ЗОЬ ‘Щг-ЗОЬ
1000 17 500 18 300 18 700 18 000 18 400 19 100 18 200 16 200 18 200
17 500 17 700 17 700 17 700 16 400 16 400 16 400 16 200 14 600
17 000 17 500 17 400 16 800 16 400 16 400 16 400 16 200 14 600
16100 16300 16100 15600 16400 16400 16100 15000 14600
17 000 17 400 17 700 17 500 17 200 17 800 17 900 15 900 17 000
17 000 17 400 17.500 17 500 16 400 16 400 16 400 15 900 14 600
16 500 16 900 16 800 16 300 16 400 16 400 16 400‘ 15 900 14 600
16100 16 300 16100 15 500 15 600 15 900 15 600 14 600 14 600
Редуктор Ц2Н-450
35 800 36 400 35 900 33 800 30 500 39 000 33 100 40 200 33 500
34 400 35 400 35 400 33 800 30 500 33 400 33 100 29 500 30 700
34 400 35 400 35 400 33 800 `30 500 33 400 33 100 29 500 29 500
33 200 33 600 33 100 31 800 29 900 33 400 33 000 29 500 29 500
34 800 35 500 35 300 33 400 30 300 38 800 33 100 37 600 33 500
33 500 34 600 34 800 ’f3 400 30 300 33 400 33 100 29 500 29 500
33 500 34 600 33 400 30 300 33 400 33 100 29 500
33 000 33 100 31 400 29 700 33 400 33 100 29 500
1500
213-102: I--307:1
500
I--10:: I--]O‘.:1
oo
со
1000 32 600 34 700
32 600 33 800
32 600
32 600
32 800 29 900 38 300 32 800 35 800
32 800 29 900 33 400 32 800 29 500
32 800 29 900 33 400 32 800 29 500
31 100 29 900 33 400 32 800 29 500
ШЧОЬ
А——Ф чг
оооо о
оооо
coco
1500
oo
Ф
Ф
31 700 29 100 36 300 32 100 33 500
30 200 31 700 29 100 33 400 32 100 29 500
30 200 32 100
100
30 200
\!\)
CO
ЭФ
31 700 29 100 33 400 29 500
30 900 29 000 33 400 32 29 500
OOCDCOOJ CDOOCDCA3 CD03
N>|\')l\’)l\‘D l\'J-A-ha-I3 (Ос-Ь-
NJNJKQOO l\3Q‘> ION)
СЛСЛСЛСО СЛСЛСЛв-Ь 0101
ФСЭФФ COCO ЭФ
COCO
33
33
30 200 31
31
31
31
I-an":
J‘:
5

Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
Продолжение табл. 3.8
Частота вращения
быстроходного na-
ла. об/мнн
Режим работы
Передаточное число (номинальное) unom
10
12.5
16
20
25
40
50
500
.'I.‘-10:1
50 700
47 100
47 100
47 100
Редуктор Ц2Н-500
50 200
47 100
47 100
46 900
47 700
47 100
47 100
45 300
42 100
42 100
42 100
42 100
50 900
45 200
45 200
45 200
61 700
42 800
42 800
42 800
53 100
40 100
40 000
40 000
43 500
41 700
40 000
40 000
750
Щ-ЗОЬ
49 300
47 100
47 100
46 700
49 100
47 100
47 100
46 100
46 900
46 900
46 900
44 700
41 700
41 700
41 700
41 700
50 300
45 200
45 200
45 200
42 700
42 700
42 700
42 700
51 100
40 000
40 000
40 000
43 500
40 000
40 000
40 000
T.»-10.’:
48 000
46 600
46 600
46 600
48 000
46 900
46 900
46 900
46 000
46 000
46 000
44 200
41 100
41 100
41 100
41 100
49 600
45 200
45 200
45 200
42 200
42 200
42 200
42 200
48 700
40 000
40 000
40 000
43 200
40 000
40 000
40 000
43 300
43 300
43 300
43 300
44 500
44 500
44 500
44 500
44 200
44 200
44 200
44 000
39 800
39 800
39 800
39 800
48 100
45 200
45 200
45 200
41 200
41 200
41 200
41 200
45 500
40 000
40 000
40 000
42 500
40 000
40 000
40 000
е. Условные обозначения режимов работы: Л — легкий; С — open-
— непрерывный.
8.9. Допустимые крутящие моменты, Н-м, на тихоходном валу цилиндрических
двухступенчатых редукторов при реверсивной работе
ЁЁ Передаточное число unom
Ф
Её: ё
ЁЁЕ о
„а? 3
‘да Ь Ё 8 10 12.5 16 20 25 31,5 40 50
ат as
5'3? Ё
Редуктор Ц2У-З15Н
500 Л 8000 8 300 8100 7 600 8400 8700 7 600 6700 8300
С 7100 7100 7100 7100 6600 6600 6600 6700 6100
Т 7100 7100 7100 7100 6600 6600 6600 6600 5900
Н 7 100 7 100 6 600 6 600 6 600 5 900
7100
7 100
6 600

Редукторы. Общие сведения
55
Продолжение табл. 3.9
Частота вращения
быстроходного ва-
ла пб. об/мин
Режим работы
Передаточн ое число unom
10
20
25
31.5
40
50
Kl
O1
O
щчоь
7 800
7 100
8 000
7 100
г 7 100
7100“
7 800
6 600
6 600
6 600
6 700
6 600
6 600
6 600
1000
ЩЧОЁ:
7 100
7100
7 700
7 100
7 100
7 100
7 100
7 100
7 100
7 500
6 600
6 600
6 600
6 700
6 600
6 600
6 600
7 400
5 900
1500
500
man: zen:
7 000
7 000
7 000
7 000
10 800
9 700
9 700
9 700
11 200
9 700
9 700
7 200
7100
7100
7100
Редуктор Ц2 У-355Н
11 000
9 700
9 700
9 700
7 400
7 100
7 100
7 100
10 400
9 700
9 700
9 700
7 000
6 600
6 600
6 600
9 600
9 600
9 600
9 600
11800
9100
10 400
9100
6 700
6 600
6 600
6 600
9 200
9 200
9 100
9 100
6 900
5 900
5 900
5 900
11300
8300
8100
8100
750
L‘-301‘:
10 200
9 700
9 700
9 700
10 600
9 700
9 700
9 700
10 800
9 700
` 9 700
9 700
10 400
9 700
9 700
9 700
9 600
9 600
9 600
9 600
11000
9100
10 400
9 100
9 100
9 100
9 200
9 100
10 600
8100
8100
8 100
1000
:1:-10.1‘:
9 700
9 700
9 700
9 700
10 100
9 700
9 700
9 700
10 500
9 700
9 700
9 700
10 200
9 700
9 700
9 700
9 500
9 500
9 500
9 500
сососоз
оооо
10100
8 100
8100
8100
1500
500
шчп: шчо:
9 500
9 500
9 500
9 500
15100
13 700
13 700
13 700
9 600
9 600
9 600
9 600
15 300
13 700
13 700
13 700
9 700
9 700
9 700
9 700
Редуктор 112 У-400Н
15 000
13 700
13 700
13 700
10 000
9 700
9 700
9 700
14 200
13 700
13 700
13 700
9 300
9 300
9 300
9 300
16 000
12 700
12 700
12 700
16 200
12 700
12 700
12 700
V-OCOV-O3
u——-n—»l\D iii’-‘I-§
ФФФФ ФФФФ
ФФФФ
14 100
12 700
12 700
12 700
12 500
12 500
9 400
8 100
8 100
8 100
15 800
11 600
11 300
11 300

56
еерийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
Продолжение табл. 3.9
1Частота вращения
быстроходного na-
na‘ пб. об/мин
Режим работы
Передаточное число unom
10
20
25
3l._5
40
50
750
Z-€03
14 300
13 600
13 600
13 600
14 900
13 700
13 700
13 700
14 700
13 700
13 700
13 700
14 100
13 700
13 700
13 700
14 900
12 700
12 700
12 700
15 500
12 700
12 700
12 700
14 100
12 700
12 700
12 700
12 500
12 500
12 500
12 500
14 800
11 300
11 300
11 300
1000
zen:
13 500
13 500
13 500
13 500
14 200
13 600
13 600
13 600
14 500
13 700
13 700
13 700
13 900
13 700
13 700
13 700
14 200
12 700
12 700
12 700
14 800
12 700
12 700
12 700
14 100
12 700
12 700
12 700
12 500
12 500
12 500
12 500
14 100
11 300
11 300
11 300
И 1500
500
Iv-102': II’-JOE
13 200
13 200
13 200
13 200
27 600
26 600
26 600
26 600
13 400
13 400
13 400
13 400
28 100
27 400
27 400
27 400
13 600
13 500
13 500
13 500
13 500
13 500
13 500
13 500
13 300
12 700
12 700
12 700
Редуктор ll2H-450
27 800
27 400
27 400
27 400
26 100
26 100
26 100
26 100
23 600
23 600
23 600
23 600
13 800
12 700
12 700
12 700
30 200
25 800
25 800
25 800
13 800
12 700
12 700
12 700
25 500
25 500
25 500
25 500
12 300
12 300
12 300
12 300
31 100
22 800
22 800
22 800
13 200
11 300
11 300
11 300
25 900
23 700
22 800
22 800
750
ЩЧОЁ:
25 900
25 900
25 900
25 900
27 500
26 800
26 800
26 800
27 300
26 900
26 900
26 900
25 800
25 800
25 800
25 800
23 400
23 400
23 400
23 400
30 000
25 800
25 800
25 800
25 500
25 500
25 500
25 500
29 100
22 800
22 800
22 800
25 900
22 800
22 800
22 800
1000
щепа
25 200
25 200
25 200
25 200
26 800
26 100
26 100
26 100
26 700
26 400
26 400
26 400
25 400
25 400
25 400
25 400
23 100
23 100
23 100
23 100
29 600
25 800
25 800
25 800
25 300
25 300
25 300
25 300
27 700
22 800
22 800
22 800
25 800
22 800
22 800
22 800
1500
ШЧОЁ: ЩЧОЁ:
23 300
23 300
23 300
23 300
' 38 300
36 400
36 400
36 400
24 600
24 600
24 600
24 600
39 200
36 400
36 400
36 400
25 400
25 200
25 200
25 200
24 500
24 500
24 500
24 500
22 500
22 500
22 500
22 500
Редуктор ll2H-500
38 800 36 900 32 600
36 400 36 400 32 600
36 400 36 400 32 600
36 400 36 400 32 600
28 100
25 800
25 800
25 800
39 300
34 900
34 900
34 900
24 800
24 800
24 800
24 800
33 100
33 100
33 100
33 100
25 900
22 800
22 800
22 800
41 000
31 000
30 900
30 900
25 400
22 800
22 800
22 800
33 600
32 200
30 900
30 900

Редукторы. Общие сведения
57
Продолжение табл.‘ 3.9
д-
§?.°?. Передаточное число и“ от
за: ё
Ёёё в
.. а о е
ё E‘? Ё 8 10 12,5 16 20 25 31.5 40 50
533$ а:
750 Л 37 100 38 100 37 900 36 300 32 200 38 900 33 000 39 500 33 600
C 35 700 36 400 36 400 36 300 32 200 34 900 33 000 30 900 30 900
Т 35 700 36 400 36 400 36 300 32 200 34 900 33 000 30 900 30 900
Н 36 100 36 400 36 400 36 300 32 200 34 900 33 000 30 900 30 900
1000 Л 34 300 37 100 37 100 35 500 31 800 38 300 32 600 37 600 33 400
C 34 300 36 000 36 300 35 500 31 800 34 900 32 600 30 900 30 900
T 34 300 36 000 36 300 35 500 31 800 34 900 32 600 30 900 30 900
Н 34 300 36 000 36 300 36 400 31 800 34 900 32 600 30 900 30 900
1500 Л 32 300 33 400 34 400 34 200 30 800 37 200 31 800 35 200 32 800
С 32 300 33 400 34 400 34 200 30 800 34 900 31 800 30 900 30 900
Т 32 300 33 400 34 400 34 200 30 800 34 900 31 800 30 900 30 900
Н 32 300 33 400 34 400 34 200 30 800 34 900 31 800 30 900 30 900
возникающие при пусках и остановах двигателя, в 2,2 раза превышающие номиналь-
ные, если число циклов нагружения тихоходного вала за время действия этих пере-
грузок не превысит 105 в течение всего срока службы редуктора. Во время: работы
в повторно-кратковременном режиме допускается увеличение значения крутящего
3.10. Редукторы цилиндрические трехступенчатые
Номинальная
u‘: c'> ‘”
Межосевое рас- д :;I’Pb";:Kb:a::3 ё
стояние, мм выходном 2
НОМН- Ё ВадУ› Н 3 Ё
Тнпо_ в I Ё 5‘ ' Д:
2222112; 11 г, ё с
Ё 7”: S д числа Ё S Ё Ф к
о Ё Ё Ё о Ё‘ Ё 2 2 o o ш .
Ё Ё Ё ° 3° Ё -« Ё 13‘ Ё ti 3
I133’-160 160 100 80 45; 50; 1000 500 8 000 106
‘:14 56; 63; -——-
my-200 200 125 100 80; 100; 2000 1000 11 200 0,96 186
125; 160; ____
LL35’-250 250 I 160 125 200 4000 2000 16 000 335
Примечание.
Для двухкоицевого исполнения валов (варианты сборок 13, 23,
31- 32. 33. 34, 35. 36) номинальная радиальная нагрузка на каждый из концов валов
должна быть уменьшена на 50 %.

58 Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
8.11. Коэффициент увеличения номинальной нагрузки
Легкий Средний Тяжелый Непре-
Режим работы д С Т рывныд Н
Продолжительность включения ПВ, % 15 25 40 Св. 40
Доп стимый коэ фициент величения но- 2,0 1,6 1,25 1,0
У
минальной нагрузки
момента на тихоходном валу по сравнению с указанным в табл. 3.10. Коэффициент
увеличения номинальной нагрузки следует принимать по табл. 3.11.
Редукторы изготовляются в соответствии с вариантами сборки, представлен-
ными на рис. 3.8.
Редукторы червячные
Основные параметры редукторов определены для непрерывной 12-часовой работы
одноступенчатых редукторов и 24-часовой работы двухступенчатых редукторов
c постоянной спокойной безударной нагрузкой при температуре окружающей среды
20 °С. Температура масла в корпусе редуктора допускается не более 95 °С. Основные
параметры одноступенчатых редукторов указаны для исполнения «червяк под коле-
сом».
Редукторы допускают кратковременные перегрузки, в 2 раза превышающие-
номинальные и возникающие во время пусков и остановок двигателя, если число цик-
лов нагружения быстроходного вала за время действия этих перегрузок не превысит
3- 10° B течение всего срока службы этих редукторов.
Для определения допустимых нагрузок при работе одноступенчатых редукторов
в повторно-кратковременных режимах с продолжительностью циклов не более 10 мин
величины крутящих моментов, приведенные в таблицах параметров, необходимо ум-
ножить на следующие коэффициенты: 1,2 (при ПВ 60 %); 1,4 (при ПВ 40 %) и 1,7
(при ПВ 25 %). Коэффициенты K для других значений ПВ следует определять ин-
терполяцией.
Относительную продолжительность включения (ПВ), характеризующую режим
работы, находят из выражения
__ N
"Мне
где N — время работы; R — время паузы; N + R — время цикла.
В повторно-кратковременных режимах с ПВ <60 % и продолжительностью
циклов tn Q 10 MPIH редукторы типа Ч рекомендуется эксплуатировать без вентиля-
торов. Редукторы присоединяют к рабочей машине с помощью муфты, а при насад-
ном исполнении (с полым шлицевым тихоходным валом) редуктор устанавливают не-
посредственно на вал машины. Применение редукторов в насадном исполнении сни-
жает массу привода и удешевляет его, так как отпадает необходимость в тихоходном
вале, соединительной муфте, т. е. уменьшаются габариты привода. При монтаже
редуктора в насадном исполнении необходимо предусматривать крепление редуктора
от проворачивания. Условия применения редукторов оговорены ГОСТ 16162-78.
В настоящее время серийно выпускают одноступенчатые редукторы типа Ч,
двухступенчатые редукторы типа Ч2 и осваивается серийное производство редукто-
ров 2Ч‚ являющихся модификацией редуктора РЧУ, снимаемых с производства.‘
Редукторы червячные одноступенчатые универсальные обдуваемые типа Ч.
Ряд редукторов обеспечивает крутящие моменты на тихоходном валу 85-2000 Н-м
в диапазоне передаточных чисел 8-80. Редукторы типа Ч разделяются на две кон-
структивные группы.
Р е д у к т о р ы Ч-63; Ч-80 (рис. 3.12). B ЛИТОМ неразъемном корпусе 2 уста-
новлсны узел червячного вала 1 и узел червячного колеса 4. Крышки 5 служат кор-
ПВ 1ОО%‚

Редукторы. Общие сведения 59
Рис. 3.12. Червячные редукторы типа ч-вз. ч-во
пусами подшипников тихоходного вала. Корпус закрыт оребренной крышкой 3.
Параллельно оси вала колеса в корпусе имеются четыре прилива со сквозными ст-
верстиями для крепления лап б шпильками 7. Одинаковое расстояние между осями
отверстий в приливах позволяет с помощью лап менять пространственное положение
редуктора в соответствии с вариантами расположения червячной пары. Редукторы
применяются с лапами и без лап. Лапы изготовляются литыми и могут устанавли-
ваться согласно одному из вариантов установки, приведенных на рис. 3.13: 1 —
лапы со стороны червяка; 3 — лапы со стороны колеса; 2 и 4 — боковое расположе-
ние лап. Вариант исполнения редукторов без лап имеет условное обозначение 1.
Р е д у к т о р ы Ч-10О; Ч-125, Ч-16О (рис. 3.14). B неразъемном корпусе 1,
отлитом вместе с опорными лапами, установлены узел червячного вала 2 и узел чер-
вячного колеса 4. Оребренные литые крышки 3 служат корпусами подшипников тихо-
ходного вала. Диаметр отверстий для установки крышек червячного колеса позво-
ляет монтировать через них узел колеса в сборе с тихоходным валом. Установку и
крепление редукторов, соответствующие вариантам расположения червячной пары
(рис. 3.15), осуществляют с помощью дополнительных кронштейнов, изготовляемых
непосредственно потребителем применительно к конкретным машинам.
Остальные детали обеих групп редукторов идентичны. Все корпуса редукторов
типа Ч имеют оребрения‚ улучшающие теплоотвод. Геометрические параметры зацеп-
ления цилиндрической червячной пары с эвольвентным червяком приняты по
ГОСТ 2144-76, исходный червяк — по СТ СЭВ 266—76. Выходные концы червяч-
ных валов конические по ГОСТ 12081-72 (редукторы Ч-63‚ Ч-80, Ч-100, Ч-125‚
Ч-160). Венцы червячных колес изготовляют из оловянно-фосфористой бронзы и за-
ливают или напрессовывают на ступицы. В редукторах Ч-63 и Ч-8О ступица изготов-
лена из углеродистой стали и выполняет одновременно роль полого вала с внутрен-
ними шлицами. В редукторах Ч-100, Ч-125‚ Ч-16О ступица изготовлена из серого
чугуна. Посадочное отверстие в ступице имеет шпоночный паз.
Редукторы могут работать при шести различных расположениях червячной
пары в пространстве (см. рис. 3.15). B вариантах расположения 3 и 4 редуктор
должен рассматриваться в положении, при котором выходной конец червяка нахо-
дится со стороны наблюдателя Для редуктора Ч-8ОА варианты расположения 5
И б не рекомендуются. В зависимости от взаимного расположения выходных концов
Валов (рис. 3.16) редукторы изготовляются по вариантам сборки 51, 52, 53 и 56
в соответствии с ГОСТ 20373-74. На рис. 3.16 выходной конец быстроходного вала

Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
Рис. 8.13. Варианты расположения лап червячных ре-
дукторов для изменения пространственного положения
редуктора
v 5 . . ‘
мм `;-: V
Jpn д: до
Рис. 3.14. Червячные редукторы типа Ч-100‚ Ч-12Б‚ Ч-160
её ЁФ {ф}
ч‘ ~rj
Puc. 3.15. Варианты расположения червячной пары редукторов типа Ч

Редукторы. Общие сведения 6!
Рис. 8.16. Варианты сборки 57 52 53 55
редукторов типа Ч П П
Ь 1- =- 1-
1] U т‘
(червяка) показан сплошной утолщенной линией, а редуктор рассмотрен в. плане при
расположении «червяк под червячным колесом» независимо от фактического его
расположения при эксплуатации. Вариант сборки 56 представляет собой редуктор
с полым шлицевым тихоходным валом.
В зависимости от варианта сборки редуктора тихоходный вал может быть одно-
концевым, двухконцевым или полым. Тихоходные валы редукторов Ч-63 и Ч-ЭО
соединяют с червячными колесами при помощи эвольвентных шлицев. Центрирова-
ние валов осуществляют по наружному диаметру шлицев. Валы редукторов Ч-100,
Ч-125, Ч-160 соединяются с колесами при помощи шпонок. Концы тихоходных ва-
лов редукторов Ч-6З и Ч-80 цилиндрические по ГОСТ 12080-66, редукторов Ч-100,
Ч-125, Ч-160 конические по ГОСТ 12081-72 И цилиндрические по ГОСТ 12080-66.
Внутренние шлицы полых валов выполнены эвольвентными с параметрами по
ГОСТ 603З—80. Все валы опираются на подшипники качения.
Регулировка подшипников быстроходного и тихоходного валов осуществляется
набором металлических прокладок, установленных между крышками и корпусом.
Все выходные концы валов уплотнены манжетами по ГОСТ 8752-79. Во избежание
течи масла посадочные места крышек подшипников в редукторах Ч-100, Ч-125, Ч-160
уплотнены кольцами (ГОСТ 9833—73). Для охлаждения редукторов на червячном
валу установлен центробежный вентилятор. Смазывание передачи картерное непро-
точное. Подшипники червяка при расположении редуктора «червяк под колесом»
смазываются погружением в масляную ванну; подшипники червяка в положении
«червяк над колесом» и подшипники вала колеса смазываются разбрызгиванием.
Уровень масла контролируют стержневым маслоуказателем, одновременно выпол-
няющим роль отдушины, или пробкой. Роль отдушины в больших редукторах выпол-
user пробка, расположенная в верхней части корпуса; через верхнее отверстие, за-
крываемое этой пробкой, заливают масло. Резьбовое отверстие в нижней части ре-
дуктора служит для слива масла. Основные параметры редукторов приведены
в табл. 3.12. `
‚Редукторы червячные двухстфтенчатые типа Ч2. Ряд редукторов обеспечивает
крутящие моменты на тихоходном валу 1300-2800 H-M B диапазоне передаточных
отношений и = 100—:—6300.
Редукторы червячные двухступенчатые типа Ч2 унифицированы с червячными
одноступенчатыми универсальными редукторами типа Ч (см. табл. 3.13). Конструк-
ция редукторов типа Ч2 показана на рис. 3.17.
Редукторы агрегатируют из двух одноступенчатых редукторов, соединенных
между собой. Быстроходным ступеням редукторов Ч2-125 и Ч2-160 соответствуют
редукторы Ч-63 и Ч-80, выполненнызбез лап. Тнхоходным ступеням этих редукторов
соответствуют редукторы Ч-125 и Ч-160.
Между собой ступени соединяют с помощью фланца 5, цилиндрический конец
которого устанавливается в расточку корпуса 7 редуктора тихоходной ступени и за-
крепляется болтами 10. На свободную цилиндрическую поверхность фланца крепится
корпус 1 быстроходной ступени редуктора с помощью четырех болтов 3 с шайбами 2.
Крутящий момент передается от быстроходной ступени к тихоходной при помощи
зубчатой муфты, состоящей из втулки 11 , вала 13 и кольца 12. Муфта соединяет шли-
Цевупо втулку червячнрго колеса I4 быстроходной ступени со шлицевым концом ‘lep-
Вячного вала б тихоходной ступени.
В зависимости от расположения червячных пар в пространстве при эксплуата-
ЩШ редуктора могут быть выполнены по одному из вариантов расположения, пред-
ставленных на рис. 3.18.
По взаимному расположению выходных концов вала (рис. 3.19) различают ре-
дУкторы следующих вариантов сборки: 11, 12, 13, 16, 21, 22, 23 И 26. Сочетания раз-
личных вариантов сборки с вариантами расположения червячных пар приведены

Редукторы. Общие сведения V 63
по
3.12. Основные характеристики червячных редукторов типа Ч
n5, об/мин Рт. Н
gg 500 750 1000 1500 ВЁЁЁЁЁЁ"
"8
ЕЁ’ Ё MT’ MT’ n MT’ n MT’ п 51 52 53
‚За :3: Н-м " Н-м Н-м н-м '
8 125 0,82 125 0,84 125 0,85 125 0,87
10 125 0,81 125 0,83 125 0,84 125 0,86
12,5 125 0,79 125 0,81 120 0,82 112 0,85
16 125 0,71 125 0,73 125 0,75 125 0,82
20 125 0,70 125 0,72 125 0,73 125 0,80
Ч-63 25 125 0,67 125 0,69 120 0,71 112 0,77 2800 1400
31,5 125 0,58 125 0,61 125 0,63 125 0,72
40 125 0,53 125 0,56 125 0,58 125 0,70
50 115 0,52 123 0,55 125 0,57 122 0,63
63 125 0,43 120 0,47 107 0,49 103 0,57
80 119 0,41 106 0,44 102 0,46 100 0,56
8 250 0,85 250 0,86 233 0,87 210 0,89
10 250 0,83 238 1 0,84 213 0,86 190 0,87
12,5 250 0,80 242 0,82 217 0,83 195 0,86
16 250 0,72 250 0,74 245 0,76 220 0,81
20 250 0,70 235 0,72 222 0,75 200 0,79
Ч-80 25 250 0,69 235 0,72 222 0,73 200 0,77 4000 2000
31,5 250 0,61 250 0,63 250 0,66 250 0,70
40 250 0,55 235 0,58 222 0,61 200 0,65
50 250 0,54 250 0,57 233 0,59 210 ’ 0,64
63 250 0,42 235 0,46 222 0,48 200 0,54
80 209 0,49 190 0,53 176 0,56 159 0,62
8 500 0,89 477 0,91 426 0,92 380 0,93
10 500 0,88 460 0,90 410 0,91 367 0,93
12,5 500 0,88 470 0,89 420 0,90 374 0,93
16 500 0,83 492 0,85 440 0,87 392 0,89
20 500 0,80 464 0,83 414 0,85 370 0,87
Ч-100 25 500 0,80 466 0,83 417 0,84 372 0,87 5500 2750
31,5 500 0,60 500 0,63 448 0,66 400 0,70
40 500 0.68 485 0,71 433 0,74 387 0,78
50 500 0,68 488 0, 71 436 0, 73 389 0, 77
63 440 0,57 393 0,60 350 0,64 313 0,69
80 410 0,55 366 0,58 327 0,61 292 0,67
8 926 0,90 826 0,91 738 0,92 660 0,93
10 894 0,89 800 0,91 712 0,92 636 0,93
12,5 880 0,88 785 0,89 700 0,91 626 0,92
Ч-125 16 950 0,83 850 0,86 757 0,87 676 0,89 8000 4000
20 917 0,82 820 0, 84 730 0,86 653 0,88
25 865 0,80 772 0,82 690 0,84 616 0,87
31,5 1000 0,71 1000 0,75 890 0,78 800 0,81
40 972 0,69 870 0,73 775 0,76 692 0,79

24 Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
Продолжение табл. О 3. 12
а пб. об/мин Рт, Н
3' Варианты
Ё а 500 750 1000 1500 сборок
Ё? Ё М М М М
.52» =° нот»; " нот»; " H-Tn} " н-Ё " д“ 53
50 900 0,67 1803 0,70 717 0,73 640 0,77
Ч-125 63 857 0,64 765 0,68 683 0,71 610 0,76 8000 4000
80 ч 740 0,56 660 0,60 590 0,63 525 0,69
8 1756 0,91 1560 0,92 1400 0,93 1250 0,94
10 1623 0,89 1450 0,91 1294 0,92 1155 0,93
12,5 1616 0,88 1440 0,90 1290 0,91 1150 0,93
16 1953 0,85 1743 0,88 1557 0,89 1390 0,91
20 ’ 1616 0,81 1442 0,84 1290 0,86 1150, 0,88
Ч-160 25 1560 0,79 1392 0,83 1243 0,85 1110 0,87 1100 5500
31,5 2000 0,75 2000 0,79 1790 0,82 1600 0,83
40 1706 0,68 1522 0,73 1360 0,76 1244 0,79
50 1640 0,66 1465 0,71 1310 0,74 1168 0,78
63 1450 ' 0,61 1295 0,66 1157 0,70 1033 0,74
80 1534 0,60 1370 0,64 1223 0,69 1092 0,74
П р н м е ч а н н я: 1. Обозначения параметров. употребляемые в таблице: ипот-
номинальное передаточное число; пб — частота вращения быстроходного вала; MT — до пу-
стимый крутящий момент на тихоходном валу: 11 - КПД редуктора, расчетный; Рт — ра-
диальная консольная нагрузка. приложенная на тихоходном валу.
Мтпб
2. Мощность, подводимая к редуктоРУ. определяют по формуле N = fir’;-_
3. B состоянии поставки величины КПД редукторов должны быть не менее 80 % от
указанных.
4. B случае применения исполнения 2 по расположению червячной пары (червяк над
колесом) величины нагрузок следует снизить на 2,0 %.
5. Основные параметры редуктора Ч-80А совпадают с основными параметрами ре-
дуктора Ч-80.
на рис. 3.20. В зависимости от варианта сборки редуктора тихоходный вал может быть
одноионцевым 19, двухионцевым 17 или полым 16 (см. рис. 3.17). Выходные концы
тихоходных валов —- цилиндрические (ГОСТ 12080-66) или ионические
(ГОСТ 12081-72). Внутрен-
ние шлицы полых валов вы- " '7 ” “’
полнены эвольвентными с па- r- -E]-
аметрами по ГОСТ 6033—8О. .
се валы смонтированы на '
подшипниках качения. Регу- T4 д, _ ._.
"Ц. “П”
27 22 2} 25
1. ‚ IL ,.»_
I
I I
I I Ё
, т" ‘EU’ `
Рнс. 8.18. Варианты расположе- Рис. 3.19. Варианты сборки редукторов типа ч2
ння червячных пар редукторов
типа Ч2

Редукторы. Общие сведения 65
для дариантод сборки 2/, 22, 23, 26; расположение чердачных nap Д‘.
и
у !
I W 1
Рис. 3.20. Расположение пробок и маслоуназателя в зависимости от вариантов сборки и na-
vuau-ron расположения червячной пары редукторов типа Ч:
1 -- маслоукаватель, отдушина или пробка залива масла; 2 -- пробка слива масла; 3 ss-
Пробка контроля масла на второй ступени

66 Серийно изготовляемые мотор-редукторы и редукторы
3.13. Редукторы червячные двухступенчатые лировка подшипников редукто-
типа ч2 ра осуществляется набором ме-
таллических прокладок. Выход-
червячныд ные концы валов уплотнены
одноступен- манжетами по Г ОСТ 8752—79.
Tnnopaauep Ступень ::;:Iat3w);’H:i Bo избежание течи масла поса-
редуктор дочные места соединительных
типа q фланцев и крышек подшипников
в редукторах уплотнены коль-
llama no ГОСТ 98З3—7З.
БЫСТРОХОДНВЯ Ч-53 Для охлаждения редуктора
Ч2-125 первой ст пени на конце быст о-
У Р
Тихоходная г q_125 ходного вала установлен центро-
бежный вентилятор, закрытый
кожухом 18’ (см. рис. 3.17). Ко-
Быстроходная Ч-80 2:)!/X Крепится K КОРПУС)’ ДВУМЯ
лтами.
142460 Смазывание передач и под-
Тнхоходная Ч-160 шипников -- картерное ' непро-
точное. При установке редуктора
по расположению червячной па-
ры 21 (см. рис. 3.18) смазка передач и подшипников осуществляется погружением в
масляную ванну; при расположении червячной пары 22 ‚подшипники червяка пер-
вой ступени смазываются разбрызгиванием, остальные подшипники и зацепления -—
пог ужением.
ровень масла в редукторах (см. рис. 3.17) контролируется стержневым масло-
указателем 4, одновременно выполняющим роль отдушины для первой ступени; че-
рез резьбовые отверстня под маслоуказатель первой ступени и отдушину 8 второй
ступени в редуктор заливается масло, а через пробки 15 и 9 масло сливается соответ-
ственно из первой и второй ступеней. Расположение маслоуказателя и пробок в за-
висимости от вариантов сборки и вариантов расположения червячной пары приве-
дено на рис. 3.20. '
Основные параметры редукторов приведены в табл. 3.14.
3.14. Основные параметры редукторов типа Ч2
“б а 1500’ 06/mm pptnailijxnfdnopatfn
Типораз- .
щадит: unom u P5. Н
мт. Н-м п 5; I3. 23
100 104 1 300 0,75
125 130 1 320 0,74
160 162,5 1 400 0,70
200 208 1 240 0,67
‘-I2-125 250 260 1 280 0,65 750 9 500 4750
400 416 1 350 0,56
630 650 1 400 0,50
1000 1 040 1 400 0,42
1600 1664 1 400 0,32
2500 2600 1 400 0,26
4000 3960 1 400 0,19
6300 7056 970 0,16

Редукторы. Общие сведения 67
Продолжение табл. 3.14
Р , Н, п и ва-
„б = 1509’ об/мин рнантах Еборки
Типораз-
мер ре- unom u P6. H
11}K1'0Pa MT‘ Н ‘м п ‘з. 28
100 100‚8 2 400 0,76
125 124 2 800 0,73 1
160 169 2 600 0,71
200 201,5 2 770 0,66
L12-160 250 248 2 800 0,63 1500 13 000 6500
400 403 2 580 0,57
630 676 2 800 0,50
1000 1040 2 800 0,40
1600 1612 2 800 0,33
2500 2704 2 800 0,27
4000 4244 2 600 0,20
П р и м е ч а н и я: 1. Обозначения параметров. применяемых в таблице: ипот ——
номинальное передаточное число; и — фактическое передаточное число; n5 — частота вра-
menus бьпстроходного вала; М, — допускаемнй крутящий момент на тихоходном валу;
n -- КПД редуктора расчетный; Рб н Рт — радиальные консольные нагрузки. приложен-
ные соответственно на быстроходнон и тихоходном валах.
Мтп
б
2. Мощность. подводимая к редуктор)’. определяется по формуле N =
nu‘
3. B состоянии поставки величины КПД редукторов не должны быть менее 80 %,-
указанных в таблице.
‚Д.
-yr

4. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРОВ
Расчет основных элементов редукторов и мотор-редукторов приведен в ГОСТ ax-
и методических рекомендациях. Номера ГОСТов и MP указаны в табл. 4.1.
4.1. Перечень нормативно-технических документов, применяемых при расчетах
влемен ТОВ penylrropon
Номер ГОСТа.
М РТМ
О
Нанмен ование
Зубчатые цилиндрические эвольвентные передачи
ГОСТ 16532-70
гост 13755-81
(CT СЭВ 308-76)
гост 2185-66
(ст сэв 229-75)
ГОСТ 9563--60
(ст сэв 310-76)
ст сэв 221-75
гост 21354-75
PC 2204-69
BHCIIIHCFO зацепления
Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внеш-
него зацепления. Расчет геометрии
Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубча-
тые цилиндрические эвольвентные. Исходный контур
Передачи зубчатые Цилиндрические. Основные параметры
Основные нормы взаимозаменяемости. Колеса зубчатые
Модули
Редукторы общего назначения. Передаточные числа
Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчет
на прочность
Расчет нагрузочной способности цилиндрических зубча-
тых передач с внешним зацеплением
Зубчатые цилиндрические эвольвентные передачи
ГОСТ 19274-73
внутреннего зацепления
Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные вну-
треннего зацепления. Расчет геометрии
Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные вну-
треннего зацепления. Расчет на прочность. Рекомендации
Передачи зубчатые цилиндрические Новикова
ГОСТ 14186-69
ГОСТ 15023-76
ГОСТ 17744-72
MP 2-24-81
MP 2-054-80
Колеса зубчатые цилиндрические передач типа Новикова.
Модули
Передачи Новикова цилиндрические с двумя линиями
зацепления. Исходный контур
Передачи Новикова с двумя линиями зацепления Цилин-
дрические. Расчет геометрии
МР. Передачи зубчатые Новикова цилиндрические с wep-
достью поверхностей зубьев НВ Q 320. Расчет на проч-
ность
MP. Передачи зубчатые зацепления Новикова Цилиндри-
ческие. Расчет на прочность

Расчет элементов редукторов 69
Продолжение табл. 4.1
Номер ГОСТа.
МР. РТМ
Наименование
гост 12289-76
гост 16202-81
(CT СЭВ 515-77)
FOCT 19326-73
PC 1870-69
ГОСТ 13754-81
(CT СЭВ 516-77)
гост 19624-74
ГОСТ 25022-81
(CT СЭВ 2821-80)
ГОСТ 2144-76
(CT сэв 221-75,
CT сэв 267-76)
гост 9369—77
гост 17696-80
гост 19036-81
ГОСТ 19650-74
MP 2-042-80
MP
CT СЭВ 2820—80
ГОСТ 24438-80
ГОСТ 23360-78
ГОСТ 21425-75
Зубчатые конические передачи
Передачи зубчатые конические. Основные параметры
Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые
конические с круговыми зубьями. Исходный контур
Передачи зубчатые конические с круговыми зубьями.
Расчет геометрии `
Редукторы конические общего назначения. Основные па-
раметры
Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые
конические с прямыми зубьями. Исходный контур
Передачи зубчатые конические о прямыми зубьями. Рас-
чет геометрии
Зубчатые планетарные передачи
Редукторы планетарные. Основные параметры
Червячные передачи
Передачи червячные Цилиндрические. Основные параметры
Передачи глобоидные. Основные параметры
Передачи глобоидные. Расчет геометрии
Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи червячные
цилиндрические. Исходный червяк и исходный производя-
щий червяк
Передачи червячные цилиндрические. Расчет геометрии
Передачи червячные цилиндрические РОН. Расчеты на
прочность и заедание
МР РОН червячные. Расчет КПД
Передачи червячные цилиндрические для редукторов.
Основные параметры
Передачи глобоидные. Исходный червяк и исходный про-
наводящий червяк
Волновые передачи
Волновые механические передачи. Методические реко-
мендации. M.: НИИМАШ, 1976
Шпоночные соединения
Шпонки призматические. Размеры, допуски и посадки
Шли цевые соединения
Соединения зубчатые (шлицевые) прямобочные. Методы
расчета нагрузочной способности

70 Расчет эхгементов редукторов
Продолжение табл. 4.1
-
Номер ГОСТа
ёмр‘ ртм Наименование
Соединения с натягом
СТ СЭВ 144-75 ЕСДП СЭВ. Поля допусков и рекомендуемые посадки
СТ СЭВ 145-75 ЕСДП СЭВ. Общие положения, ряды допусков и основных
отклонений
Валы
РТМ 2-056-2-80 Редукторы общего назначения. Расчет валов
ГОСТ 24266-80 Редукторы общего назначения. Концы валов
(СТ СЭВ 534-77) Основные размеры, допускаемые крутящие моменты
Подшипники
ГОСТ 18855-82 Подшипники качения. Методы расчета динамической
грузоподъемности, эквивалентной динамической нагрузки
и долговечности
4.1. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ
Основные буквенные обозначения, используемые при расчете зубчатых цилиндриче-
ских передач:
aw н межосевое расстояние:
д“ --- ширина канавки между полушевроиами;
ьш --рабочая ширина зубчатого венца;
щ. d, --neJm're.nbHhIe диаметры соответственно шестерни и колеса:
d -. d —-a;u{aMe'rphI вершин зубьев соответственно шестерни и колеса;
а1 а:
Ед, Е, — модули упругости материалов соответственно шестерни и колеса:
Ft -— окружная сила;
Н‚. Н, -- твердость поверхности зуба соответственно шестерни и колеса:
I-I‘l‘°P’l“, Hgeplm -- твердость серцевины зуба соответственно шестерни и колеса;
Крд -— коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения
наг аки:
K;-L; KHL -- иоэ ициент долговечности;
KpLmax - максимальный коэффициент долговечности:
Крд. Кнд -- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
Рнш -- коэффициент, учитывающий приработку зубьев:
KFB .KH3 ч== коэффициент, учитывающий распределение нагрузки среди зон ка.
сания по ширине зубчатого венца;
К pg. KHB -- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки среди зон Ka-
сания по ширине зубчатого венца в начальный период работы;
KH9 в коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки;
KL --- коэффициент, учитывающий наличие смазочного материала;
Kpx. K н: -— коэффициенты. учитывающие размеры зубчатого колеса;
К и -— коэффициентг учитывающий наклон зуба и передаточное число:
K8 — коэффициент, учитывающий осевое перекрытие;
K D — коэффициент, учитывающий влияние геометрии мест соприкосновения
профилей зубьев на прочность при изгибе:
т -- модуль нормальный:
Мрв, N HE -- эквивалентное число циклов перемен напряжений;
N2 -— суммарное число циклов перемен напряжений;
Но, р) - число циклов перемен напряжений за время действия нагрузки Тдг);
Зрр. Зррм, SHP - коэффициенты безопасности; ‘
Т т.) -— нагрузка, соответствующая 1-й ступени циклограммы нагружения;
TF1 — исходная расчетная нагрузка;

П роектировочный расчет 71
T;-M1 «максимальная расчетная нагрузка;
Тн1 —- исходная расчетная нагрузка;
и
- передаточное число:
о — окружная ско ость;
YF — коэффициент ормы зуба при расчете по местным напряженням:
Z — коэффициенты, учитывающие модуль зацепления;-
2 м — коэффициент, учитывающий упругие свойства материалов сопря-
женных зубчатых колес;
2 R — коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных повери-
ностей зубьев;
—- коэффицнент. учитывающий число зубьев шестерни и колеса;
2,, 2, —- число зубьев соответственно шестерни и колеса;
20 -sxnuaanenruoe число зубьев;
В ——- угол наклона зуба на делительном цилиндре;
ерш н-угол, определяемый расчетом в зависимости от деформации всех
деталей в соответствии со схемой передачи;
VA ч-угол. определяемый расчетом в зависимости от степени точности
передачи; .
у; п-суммарный угол между проекциями осей зубчатых колес на пло-
скость‚ проходящую через линии зацепления;
еда-коэффициент, учитывающий минимальное число точек начального
контакта;
v - коэффициент Пуассона;
ар. орм nu расчетиые напряжения изгиба;
op „шн- предел выносливости зубьев при изгибе. соответствующий экива-
лентному числу, циклов перемены напряжений:
орптд -— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому
числу циклов перемены напряжений;
0,.-P -- допустимое напряжение при расчете зубьев на выносливость;
оррд - допустимое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки
с числом циклов перемен напряжений Мс‘ max <5-10‘;
0;.-PM -enonycnmoe напряжение при расчете на пластическую деформацию;
он „т -- предел контактной выносливости поверхностей зубьев. соответству-
ющий эквивалентному числу циклов перемены напряжений;
од „т д —- предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответству-
ющий базовому числу циклов перемены напряжений;
он max -a расчетное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой;
онр недопустимое контактное напряжение;
днр max --допустимое предельное напряжение;
он, о,” -— предел текучести материала соответственно шестерни и колеса;
фда, фдд —- вспомогательные параметры;
xp - коэффициент, учитывающий возможность изменения взаимного pac-
положения колес. I
Основные буквенные обозначения расчетных параме-
т р о в°
' F -- расчетная окружная сила;
K - коэффициент, учитывающий влияние каких-либо факторов при pac-
четах зубьев на прочность активных поверхностей и на изгиб;
По -- число циклов перемен напряжений;
8 —- коэффициент безопасности;
Т н- крутящнй момент;
Y ——- коэффициент, учитывающий влияние каких-либо факторов только
при асчете на предотвращение излома;
2 —- коз ициеит‚ учитывающий влияние каких-либо факторов только
при расчете прочности активных поверхностей зубьев;
о -_-- напряжение.
Основные н дополнительные индексы в буквенн ых
обозначениях расчетных параметров:
F -- основной индекс в обозначениях величин при расчетах на прочность
зубьев при изгибе:
Н -- основной индекс, используемый при расчетах на прочность активных
поверхностей зубьев;
М ——дополнительный индекс, относящийся к расчетам на прочность при
действии максимальной нагрузки;
Р —дополнительный индекс. относящийся к допустимым напряжениям;
1 -— относится к шестерне;
2 — относится к колесу;
отсутствие цифрового индекса означает. что его можно использовать при расчете любого
зубчатого колеса передачи.

‚72 Расчет элементов редукторов
4.2. Стандартизованные параметры передач
д
Номер ГОСТа Наименование CTa"#gg;::$:;:_.Bfl"e
ГОСТ 2185-66 Передачи зубчатые цилиндра am; unom; фа
(СТ СЭВ 229-75) ческие. Основные параметры
ГОСТ 9563-—60 Основные нормы взаимозамеия- т
(СТ СЭВ 310-76) емости. Колеса зубчатые. Мо-
дули
ГОСТ 14186-69 Колеса зубчатые цилиндриче- т
ские передач Новикова. Модули
ГОСТ 25О22-—81 Редукторы планетарные. Основ› Ед; d; u
(CT СЭВ 2821-80) ные параметры
ГОСТ !2289-—76 Передачи зубчатые конические. d,_,; u; b
Основные параметры
ГОСТ 2144-76 Передачи червячные Цилиндри- aw; unom; сочетания
(СТ СЭВ 221-75, ческие. Основные параметры т, q, 21; рекомендуе-
СТ СЭВ 267-76) мые сочетания aw,
“Homo ma qt 21; Z2
ГОСТ 19672-74 Передачи червячные цилиндри- т, а
(СТ СЭВ 267-76) ческие. Модули и коэффициенты
_ диаметра червяка
ГОС’! 9369-77 Передачи глобоидные. Основ- от; Unom; щ; ь,
Hue параметры
При проектировочиом расчете за исходные принимают следующие данные:
тип редуктора, передаточное отношение, крутящий момент иа тихоходном (быстро-
подном) валу, частоту вращения быстроходного (тихоходного) вала, режим нагруже-
ния, необходимую долговечность, технологические возможности завода-изготовителя
(имеющиеся марки материалов, типы заготовок, виды проводимых термической или
‘тертюхттмической обработок; способы механической обработки, в особенности фи-
нишных операций).
Цель проектировочного расчета-найти определяющие пара-
метры передач н главный параметр редуктора. К о п р е де л я ю щ и м п а р а -
нет р а м относят межосевые расстояния, внешние делительные диаметры кониче-
ских колес, радиусы водил или целительные диаметры центральных колес с внут-
ренними зубьями в планетарных передачах, ширину колес, модули и передаточ-
ные числа, ко ициенты диаметра червяка и число витков червяка (для червяч-
max передач). л а в н ы и п а р а м е т р о м редуктора является один из его
определяющих параметров. Определяющие параметры передач или их сочетания
стандартизованы (таб. 4.2).
При проектировочном расчете цилиндрических передач задаются значением ко-
зффициента ширины колеса трда (отношением ширины колеса к межосевому расстоя-
нию). При несимметричном расположении колес относительно опор и средней твер—
достн зубьев коэффициент ‘фда равен 0,315-0,4; при таком же расположении колес
и высокой твердости зубьев - 0,25-0,315; при симметричном расположении --—
0,/1-0,5;1um шевронных колес с канавкой — 0,63—1 ‚О; для разнесенного шеврона --
0‚25-—0,4. B планетарных передачах коэффициент ширины сателлитов имеет значе—
вин 0,63-—0‚8; в двухступенчатых редукторах при равных радиусах водил задатотсдет
значением коэффициента ф для быстроходной ступени обычно вдвое меньшим, чем для
тихоходной ступени.
Все цилиндрические передачи внешнего зацепления редукторов общетташиио-
строительного применения выполняются косозубыми. Предпочтительное направле-
awe £3"?51:(‘:B шестерен -- левое. колес -- правое. Угол наклона зубьев обычно припи-
мат равным 8——18°. Конические передачи выполняют с круговыми зубом, средний

Проектировочная! расчет 73
——_
Рис. 4.1. пример unno-
граммы нагружения п“ T7 ‘
7}m%x т” .
угол наклона делитель 7F
ной линии зуба 35°. Пред-
почтительное направление
спирали у шестерен —
правое, у колес -- левое. kl . - t j
Как правило, разме- .5-70*‘ NZ, п“, 5-10"
ры зубчатых передач опре- 7:4 но!
деляют из расчета на кон-
тактную прочность активных поверхностей зубьев. В большинстве случаев необходи-
мая прочность зубьев на изгиб обеспечивается подбором модуля и числа зубьев 2 эуб‹
чатой пары при значениях aw и b.,,, полученных из расчета на контактную прочность.
Исключение составляют передачи c высокой твердостью поверхностей зубьев при
N „в < N но (T. e. KHL ,>,,- l) и особенно при реверсивной симметричной нагрузке, а
также передачи Новикова.
Эвольвентная цилиндрическая передача внешнего зацепления. Межосевое рас-
стояние цилиндрической эвольвентной передачи внешнего зацепления определяют
в соответствии с ГОСТ 21354-75:
I
Е’
F
-u——u--1-1-I'-
L.
I н '
2’4N”oI'1 п!“
3 __._____
aw=Ka(u+1)V/ , мы)
где K a —— вспомогательный коэффициент; значения для прямозубых передач — 495,
для косозубых ‚и шевронных —4З0; Тдн-максимальньтй крутящий момент на
тихоходном валу передачи, число циклов действия которого превышает 0,03 N HE;
NHE - эквивалентное число циклов изменения напряжений, определяемое с уче-
том всех действ ющих нагрузок.
Величина HE зависит от вида нагружения. При постоянной нагрузке N HE =
== N2. При ступенчатой циклограмме нагружения
N _-=N 3-'_’£.?_ (412)
HE 2 T2fI(1+Vli) “г: ’ и
где мн -— коэффициент, учитывающий динамическую добавку к нагрузке, возникаю-
щую в зацеплении; T2; — крутящий момент на тихоходном валу 1-й ступени цикло-
граммы нагружения; под — число циклов перемены напряжений за время действия
нагрузки T23. `
При ориентировочном определении межосевого расстояния при неполных дан-
нь1х о передаче значением мн можно пренебречь, тогда
____ T21 3 not
”~E*”22[(°7::')‘2v;]°
i
При плавном характере Циклограммы нагружения
Т
атак T2 + vHT2H 3 n
—- _______.. ‘_."_.
NHE__NE S TWO +vH)j d (NE). (4.1.4)
Тети:
Если нагрузка непостоянна, то при определении N Hg учитывают только ту часть
Циклограммы нагружения, в которой число циклов действия нагрузки не более
2,4 МНЕ, т. е. при N2 > 2,4NHo принимать N2 = 2,4 М,“ (рис. 4.1). При опреде-
Ленин N „в можно не учитывать те участки циклограммы нагружения, которые co-
ответствуют кратковременным нагрузкам c общим числом Циклов действия менее

74 Расчет элементов редакторов
0,03 N „Е. При плавном характере изменения величины нагрузки возможно исполь-
зование одной из типовых циклограмм нагружения (см. рис. 6.6).
определяющий параметр конической передачи с круговыми зубьями.‘ Ориенти-
ровочное значение внешнего целительного диаметра колеса конической передачи де,
может быть определено по формуле
3 ‚
Т K
де: = 0:5 1/ 1 и,“ НВКН; о (4.l.5)
( " Кое) Kbe°HP
b
|‘)_1eI(be=———-= и 2
в
1‹„."'К'"
здесь b — ширина зубчатого венца; Re - внешнее конусное расстояние; Km = 0,6
при консольной установке шестерен; Km = 0,8 при опорах, расположенных по обе
стороны от шестерни в непосредственной близости от зубчатого венца; K ha = l,l—:—
éi-l,3; om: -- допустимое напряжение.
Расчет основных параметров планетарной цилиндрической передачи. Радиус
расположения осей сателлитов (межосевое расстояние) планетарных передач 2К -- h
типа Alf",
З I I
7‘ K ‚к -9
a,,,==280 " "ь Н“; ‚ (4.1.7)
“ш (г °— 2) фЬаоНР
где Th -- расчетный момент на водиле; Kjqz = l,2+l,3; Км = 1,2—:—l,25 (соответ-
ственно для передач степеней точности 7,8 по нормам плавности); пи, —— количество
сателлитов; фьд — коэффициент ширины сателлитов, который определяют из coor-
ношения
Q 0.3; (4. I .6)
i—l
i
b 4
‘Гьа = 7359- = т (Фьсда == 4 (Фьадд-
CD
При nw = 3 b
(‘рода = < 09759
0.08 —:- 0,10 g (xp,,d),, = -$9; < 0,18 —:- 0,20;
Ш
I — передаточное отношение планетарной передачи; одр -- допустимое напряжение.
Числовое значение радиуса водила округляют до ближайшего значения, взятого
из ГОСТ 25022-81.
Модуль планетарной передачи
5001‘,‚К}‚„К;‚„ ( v;,a Vgg
bwawnw max OPP: . “пр” '
где Y'Fa, Y;.~,, - коэффициенты формы зуба;
при I} 4 Урд = 4,2, Угд = 4,2 — 0,1 (i - 4);
при с<4 ура = 4.2, ура =-. 4,2 + 0,1 (1.. 4);.
K',.2 = 1,25 —:- 1,35, Кд, = 1,15 + 1,30
(соответственно для передач степеней точности 4-8 по нормам плавности); opp -,-
допустимое напряжение.
т = (4. 1.3)

Проектирооочный расчет 75
Найденное значение модуля округляют до стандартных значений, приведенных
в ГОСТ 9563-60. . о
Числа зубьев колес в планетарной передаче находят из соотношении:
22 = 2aw/m; (11.1.9)
a = 222/i; (4.l.10)
zg = 22 (г - 2)/i; (4.1.11)
zb = 222 (i - 1)/1. (4-1-12)
Полученные значения чисел зубьев округляют до целых и для передач типа А
проверяют выполнение следующих условий сборки. Условие соседства
(dd); < 2am sin (n/nw).
B проектировочном расчете
Z3 "1" 2 < (га + Z8) 3111 (715/"w)3 (4-1-13)
рекомендуется
гд + 2,5 < (2; + Ев) sin (III/nw). (4. 1- 14)
Условие соосности
(aw)a = (aw)b или 14' 1° 15)
(га + Zg)/(C05 “гида = (гь — 33)/(C05 Снедь: (4- 1- 16)
при (or.,w)a = (есть (обычный случай)
za-|—zg=zb-.—zg. (4.l.l7)
Условие сборки
35:54?! = Целое число. (4. 1-18)
При выполнении условия (4.1.17):
гд = za + 225; (4.1.19)
га + zb = 22a + 22д = 222, (4-1-20)
Условие сборки преобразуется в выражение
22д/пш = Целое число. (4. 1.21)
т. е. при nw.-= 3 22 должно быть кратно З. В соответствии с этим корректируется
результат по (4.1.9).
Условие соседства при nw = 3 принимает вид
2-2 2 i--2 I/3"
z ’2+9'5<(T’2+ г г») 2- 1
22 > 2,5. <4.1.22)
Теоретически возможны передачи при nw = 3 и L’ < 14,93 (г: -› со); практически
при Е< 10 условие соседства всегда бывает выполненным.
Червячная цилиндрическая передача. При проектировочном расчете значения
межосевого расстояния и модуль находят из условия выносливости активных поверх-
ностей зубьев. ‘
За исходные принимают следующие данные: передаточное число и, частоту вра-
Щения червяка пд, крутящий момент на тихоходном валу Тапот при постоянной на-

73 Рас чет элементов редукторов
грузке или циклограмму нагружения (зависимость Т, (1)) при переменной нагрузке,
срок службы передачи, режим работы и условия нагружения. Следует выбрать вид
червяка, материалы червяка и колеса и их термообработку, степень точности и шеро-
ховатость поверхностей зубьев, марку применяемого масла. Для расчета необходимо
также задаться числом заходов червяка, котороезависит от передаточного числа:
и. .............8—16 16—3l‘,5 31.5-80
4"-'1...............4 2 1
Далее определяют число зубьев червячного колеса
Значение г, округляют до ближайшего целого числа. Величину 2., можно изме-
нять, но после этого обязательно уточняют окончательное значение и.
Значение межосевого расстояния при проектировочном расчете определяют в за-
висимости от значения б’ (доли неустановившейся нагрузки) по одной из формул:
при 0 < б < 0,05
3 Z а
при б’ -> 0,05
- 3/ z 2
aw?’-3 030121) V ( ОД ) T¢notnKHEKnLZ2KH,a (4.
Расчетное значение aw округляют до ближайшего стандартного, взятого из
ГОСТ 2144-76, после чего находят ориентировочное значение модуля
т = (1,5 + 1,6) (aw/z._.). (4.l.26)
Значение модуля округляют до ближайшего стандартного, взятого из
ГОСТ 19672-74. Из этого же ГОСТа, но с учетом ограничений, указанных в
ГОСТ 2144-76, выбирают значения коэффициентов диаметра червяка в пределах,
определенных формулой:
q=———z2¢2. (4.127)
Для определения коэффициента смещения х пользуются формулой
ЕЕ›__Ё2+Ч
x=m 2
(4.l.28)
Рекомендуемые пределы значения —1 g x < 1.
При расчете допустимого контактного напряжения одр используют ориенти-
ровочные значения скоростей:
3
о, =-. 0‚064п1 __7%lfli'1“— ; (21.1.29)
am. .—.- o,o2on, VT"'2,.o,,,". (4. в .30)
Примеры расчетов
В табл. 4.3 приведен проектировочный расчет планетарной передачи, в табл. 4.4—-
червячной передачи.

17 роектировочный расчет 77
4.3. Пример проектировочного расчета планетарной передачи
параметр Обозначение ДЁЁЗЁЁЗЁ,” y‘l’2‘.’.';.i2flY.’.'.."’ .S".',°a’l'-’.§1°§
исходные данные
(техническое задание ТЗ)
1. Вид нагрузки Постоянная
2. Номинальное передаточное inom inom = 5
отношение
З. Номинальный крутящий мо-
мент, Н-м:
на тихоходном валу Th nom Th nom = 2000;
на быстроходном валу Та пот Та пот = T). nom/ i -= 2000/5= 400
4. Срок службы передачи, ч п, t,_ = 36 000
5. Частота вращения, об/мнн: п
быстроходного вала (шестер- па = 1500
ни)
п 1500
тихоходного вала (водила) n,,= . " = =300
lnom 5
6. Тип передачи — Планетарная схема 2K ——h, тип
A20; колеса эвольвентные, пряно-
зубые
7. Степень точности — 9-—8—-7-В ГОСТ 1643-81
8. Шероховатость поверхностей Ra
зубьев, мкм:
шестерни Raa 1,25;
сателлитов Rdg 1,25;
венца Rab 2,5
9. Материал: —
шестерни Сталь 25ХГМ ГОСТ 4543-7!
сателлитов То же
венца Сталь 45 ГОСТ 1050-74
10. Способ упрочняющей обра- --
ботки:
шестерни Нитроцемеитацня
сателлитов ))
венца Улучшение
11. Толщина упрочненного 6,,
слоя, мм:
шестерни буа =-= 0,4+ 0,5;
сателлитов б“ = 0‚4+ 0,5
венца -

73 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.3
Расчетная формула. числовое
Параметр 05033“°3“° значение, указания к расчету
12. Твердость поверхности зуба Н
(средняя):
шестерни На = HRC 59 (HB 600);
сателлитов Hg = HRC 59 (HB 600);
венца Нь = HRC 33 (HB 302)
'13. Твердость сердцевины зуба H "д"
(средняя):
шестерни I-!§°p"“= HRC 35 (HB 321);
сателлитов Нёерд“ = HRC’ 35 (HB 321);
венца Hgm“ = HRC 33 (HB 302)
14. Относительная ширина ярда ‘фьд == 0,5;
зубьев Фи (Фьда = Фьа ‘п?’ = 0.5-} =
= 0,63;
i
(\I9bd)b — 1l?ba-:1-(T-_—'1T' =
5
Ё =—" 03
15. Число сателлитов яд, nu, = 3
16. Частота вращения относи- п"
тельно водила, об/мин:
шестерни п: = па — щ, = 1500 - 300 = I200;
h
CBTCJIJIHTOB “Ё = -—- 2 —f "-—"-' -— =
о .. _
= -— 800;
венца п: = — uh = — 300
17. Общее число циклов нагру- N):
жения зубьев [17‚ табл. 2]:
шестерни
сателлитов
венца
N20 = “Ё5°‘ь“ш=
== 1200-60-36 000-3 = 7776- 10“;
=800-60-35000:--1723-10°;
Nzb —_— р’; | 6otLn,, -_-
= 300-60-35 000-3= 1944-10°

П роектировочный расчет 79
Продолжение табл. 4.3
Параметр
Обоев «cue
Расчетная формула. числовое
значение; указания к расчету
Расчет межосевого расстояния
[17‚ пп. 3.3.1, 7.2.1, 7.2.2; табл. 7 и 8]
18. Исходная расчетная нагруз-
ка, Н-м
19. Эквивалентное число Цик-
лов перемены напряжений:
шестерни
сателлитов
венца
20. Базовое число Циклов пе-
ремены напряжений, соответ-
ствующее длительному пределу
выносливости:
шестерни
сателлитов
венца
2|. Коэффициент долговечно-
СТИГ
шестерни
сателлитов
венца
Tun
“на
"но
Km.
Thy == Th нот = 2000
При постоянной нагрузке Ынв=
N2
„НЕД = МЕД =
МНЕ д = Nzg = 1728-10°
NH;-:5 = Nzb = 1944-10”
При HRC > 56
„Нов = 106
„над = 106
N Hob = ЗОНЁЪЬ =
= 30.3022-4 = 26,862.10“
к- = 2‘ Шил.
HLa NHEG
24 '1'2'o.1o°
" 7776-10°
K1,’-lLa=0'9
= 24 NH”! =
“нед
94 156367
= 17281106
к‘ = 2‘ Шва:
HLb NHEb
24 '§—(3_,§‘>'7"l'55
= = 03365
Кньь `= °›9
= 0,8405:
KHLg
= 0,8948;

30 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.3
Расчетн ая формула, числовое
Параметр Обозначение значение, указания к расчету
22. Предел контактной мынос- од „ш д
ливости материала на активных
поверхностях зубьев, соответ-
ствующий базовому числу цик-
лов перемены напряжений, МПа:
Шестерни он "т ba =3 г 1
= 1357
сателлитов он „ш ‚ш = 23HHRC = 23-59 ==
= I357
== 2-302 + 70 = 674
23. Допустимое контактное на- 0;”,
пряжение, МПа:
тестер“ “тара = °=75°н Пт ьаКнЬа ='
= 0.75-1357-0,9 = 916
сателлитов ф,“ =-. 0‚75о„ „т bgK},Lg =
` Ё 03750 д:
зацепления шестерня-сател- от,“ = min (одра, (flips) = 916
лит
венца о;„‚‚‚ = о‚75.в74-о‚9 = 455
24. Обобщенный коэффициент K?” K1” =-.. 1,3
неравномерности распределе-
ния нагрузки в вацеплениях
планетарной передачи
25- K0-9<N>H1lFI€HT. УЧИТЫВЗЮЩИЙ КА‘, Для 8-й степени точности по порч
динамическую нагрузку, возни- мам плавности K’ ._= 1 25 ~
кающую в зацеплении Н” '
26. Межосевое расстояние пла- ад, Ориентировочно
нетарной передачи, мм
280 ‘7 ThHK;-l2K1"iv‘2 а
aw “ш (д `°` 2) Файл»
3 2ooo.1,3.1,25.52
3 (5 — 2)0,5»9l6“
Принимаем aw = 80
= 280 = 78.
Расчет модуля передачи
[|7, пп. 3.3.1, 7.3.1, 7.3.2; табл. 12]
27. Исходная расчетная нагруз-
ка, Н-м
Тля U
Th!’ = Th nom = 2000

Проектировочная? расчет
81
Продолжение табл. 4.3
Расчетн ая формула. числовое
n3P3""°"'P 0°°3"°“°‘”'° значение. указания к расчету
28. Обобщенный коэффициент, K}; Для проектировочного расчета при
учитывающий неравномерность „т: 3 ориентировочно Kim:
распределения напряжении у = 1 25
основания зуба ’
29. Коэффициент, учитываю- K}, Ориентировочно, при 8-й степени
щий динамическую нагрузку, точности Кр„= 1,3
возникающую в зацеплении
30. Коэффициент, учитывающий Y } Ориентировочно
м з ба ' .
ФОР У У ура = 4,2’
== 4,2 —-0,1 (5 -4) = 4,1
31. эквивалентное число цико А/рд При постоянной нагрузке
лов перемены напряжений „т: NE;
Npga = “во = 7776-10°;
NFEg =‘ Nzg = 1728-10°;
Npgb = N21; = 1944- 10“;
32. Базовое число циклов пере- Np, Npo = 4-10°
мены напряжений изгиба
33. Коэффициент долговечности КРЬ KFLG = KFLg = l
при NI-‘E > “Ре
34. Коэффициент, учитываю ура урда = тред = 0,25
щий влияние амплитуд напря-
жений противоположного знака
35. Коэффициент, учитываю- Крд Крдд = Крдд = 1 —- 0,25 = 0,75
щий влияние двустороннего при- при симметричной реверсивной на-
ложения нагрузки грузке
36. Предел выносливости мате- брит ‚до, одпт д“), а = 1000;
риала зубьев при изгибе, соот- д = 1000
ветствующий базовому числу F т“ (0)3
циклов перемены напряжений,
МПа
37. Допустимое напряжение из- -‘ —
гиба, МПа “гр “гра = 0-405‘ llm b (о) aKFcaKFLa =
= 0,4-1000-0,75-1 = 300;
бард = 0v4°F1im b (о) gKFcgKFLg ='
= 0.4-1000-0,75~l = 300

52 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.3
Расчетная формула, числовое
Параметр Об°3“°ч°“"° значение. уиазання к расчету
5oo7‘,,,,K; K};
38. M 4.1.8 = и
одуль ( ) т т bmamnw
)" Y"
Хт” ( о“ ='
FPa PP;
500-2000-1.3-1.25 X
4,2 4,1
ХМ (тают ‘зад = 237'
Принято т = 2,5
Определение чисел зубьев
39. Суммарное зубьев
(4. 1 .9)
ЧИСЛО
40. Допуск на передаточное от-
ношение
41. Предельные значения пере-
даточных отношений
(ГОСТ 2185-66):
МННИМЗЛЬНОВ
МЭКСИМЗЛЬНОВ
42. Число зубьев (4.1.10):
шестерни
CBTEJIJI ИТОВ
венца
43. Проверка условия соседства
(4.1.14)
‘в
б:
‘пни
5 шах
Ориентировочно
ад = 2aw/m = 2-80/2,5 = 64.
Из условий сборки и соосности 22
должно быть целым числом, крат-
ным пш= 3; принято 2д= 63
б: = 0,04
imm =1пот(1 - 65) = 4,8,
‘max = inom (Ё + 5i) = 5‚2
222 2-63
га min = п; = т = 24.2:
222 2.63
га max Z‘
Принимаем гд = 25
zg-'= 22--za= 63-25= 38;
zb== 22+ 2д= 63+ 38=_l0l
zg + 2,5 = 40.5 < (га + zg) >‹
л л
X Sin — '-'—‘ 54,6.
Условие соседства выполнено

П роектировочный расчет 83
Продолжение табл. 4.3
Параметр
Обозн ачение
Расчетная формула, числовое
значение. указания к расчету
Параметры исходного контура
(ГОСТ 13755-68; ГОСТ 16532-70, табл. 2, 4, 6; табл. 1 прил. I)
44. Угол профиля
45. Коэффициент высоты го-
ловки
46. Коэффициент граничной
высоты
47. Коэффициент радиального
зазора
48. Передаточное отношение
49. Угол наклона
50. Целительное межосевое рас-
стояние, мм
51. Угол зацепления
5?-E Коэффициент суммы смеще-
ни
53. Коэффициент смещения:
Шшфш
сателлитов
венца
а
ос
‘в
ос == 20°;
cos ос = 0,93969З;
tg ос == 0,363970;
inv ос = 0,0149044
п; .-= 1
щ=2
с‘ = 0,25
_ ЕЕ _ 101
"“+ za "‘+"25 =’
= 5,04
В= 0
т): 2,5-63
а —- T —-—’ T ——
cos aw -..—_ .—a—cos ос = 0‚92501О;
аи:
tg aw = 0.410745;
sin aw = 0,379943;
inv aw = o,o2‘1o1o1
Z2
,2 tg ос
63
= (0.02l0l0l --
- 0,0l49044) ..-—_-. 0.528422
xx = (inv aw —— inv ос) =
xa ’-'-'
Xg = 0
хд = 0,528

84 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.3
Расчетная фор мула. числовое
параметр ' Оби" a"°""° значение. указания и расчету
54. Начальный диаметр, мм: д = flu; ____ __
дм ша L 5,04 _. 6З‚492
шестерни 2 а 2)
сателлитов dwg = = 95.503
4 ' -
венца d,,,,, =-. Щ = 256‚508
Б5. Целительный диаметр, мм: d
шестерни do = тга = 2‚5-25 = 62,5
сателлитов dg = "122 = 2.5-38 = 95
венца db = тгд = 2,5° 101 =
56. Коэффициент воспринимае- у у = awm a = 80 2 5 = 0.5
Moro смещения ’
57. Коэффициент уравнитель Ау Ау = xx — у = 0‚528422 — 0,5 =
НОГО СМеЩеНИЯ =
58. Диаметр вершин зубьев, мм: 4.,
шестерни am, = do + 2 (hr, -|— ха —- Ау) т =
= 62,5 + 2 (I + 0,528 — 0,028) X
)( 2,5 = 70
сателлитов dag =dg+2(h;+xg-Ay) X
x m =95+2 (1 +0~—0,028)2,.5 =
== 99,858
венца dab =db-2(h; —xb+ Ay-
K2 = 0,25 — 0,l25xb ==
== 0,25 — 0,l25«0,5l8 = 0,184
dab = 252,5 — 2 (1 — 0,528 +
+ 0,028 — 0,184) 2,5 = 250,920;
59. Основной диаметр, мм ф,
шестерни
сателл НТОВ
венца
ддд = да cos a = 62,5-0,939693 =
= 58,731;
db, = ад cos ос == 95-0.939693 =
== 89,271;
db, == db cos ос =
== 252,5-0,93969З = 237,272

П роектировочный расчет
85
Продолжение табл. 4.3
параметр Обозначение £“a°q“§JS§,”y$%§2%’.‘§' .£"{fa"c?.2$§
60. Диаметр впадин, мм: д;
шестерни dig = da ___ 2 (д; + co ___.xa) т =
=62‚5 — 2 (1 + 0,25 — 0,528) 2,5 =
= 58,89
CHTBJUIHTOB dig = (‚в _ 2 + с‘ __ хе) т =
=95—2(l +0,25--0)2,5=
= 88,75
61. Угол профиля зуба в точке ад
окружности вершин:
ШеСТерНи aaa ="— d 1" 7 О 2
аа
= 0,839014;
tg осад = 0,648510
__ ддд _ 89,271 ___
сателлитов cos oc,g _. Тая _ ---_99'858 _.
=. 0,89З979;
tg осад = 0,50l25l
венца cos осад = = 0‚945608;
tg осад = 0‚344020
62. Составляющая коэффици- ед
ента торцового перекрытия, оп-
ределяемая начальными голов-
ками зубьев:
шестерни
СЗТЕЛЛ HTOB
BBHII8
га
2n
еда 3 aaa *‘ --3
= ё (0‚648510 — о.41о745) ==
= 0‚94604
дав = Ё;- (18 ‘lag °-18°‘ш) =
= ЁЁ- (0,5О1251 — 0‚410745) =
л
=щыт7'
101
“’ щам) = -2;; X
X (0,4l0745 —— 0.344020) = 1.07258
Z
дао = 5%‘ (‘Ё aw

86 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.3
Параметр
Обозн ачение
Расчетная формула, числовое
значение. указания к расчету
63. Коэффициент торцового пе-
рекрытия защеплений:
шестерня - сателлит
СЗТСЛЛИТ — венец
3a
довод = Baa + Зад =
= 0,94604 + 0,54737 = 1,4934
Bocgb = Зад + дао =
= 0,54737 + 1‚07258= 1,6199‘-5
Подбор подшипников сателлитов
(ТЗ, [17], [20, табл. 24, 251)
64. Частота вращения относи-
тельно водила, об/мин:
шестерни
сателлитов
888113
65. Максимальный наружный
диаметр подшипника сателлита,
мм
66. Требуемая
подшипника, ч
ДОЛГОВЭЧНОСТЬ
67. Тип подшипника
68. Показатель степени
69. Число подшипников в опоре
70. Коэффициент неравномер-
ности распределения нагрузки
между сателлитами
71. Расчетная нагрузка на под-
шипник, Н
72. Коэффициент вращения
„п
Du max
Ln
Fn
Кн
` 1
п2=па(1——г)=
= 1500 (1 -3101 =12o2
h
n __ "a _
fig -— — -— -— 2 X
1202
Х так: = ‘- 79‘
п
Ориентировочно
Оп max % -— 4,5771 =
= 88,75 -— 4,5-2,5 = 77,5
Lh = 10 000
= Lheong
10°
Роликовый
= 475 млн. об.
10
Inn Z Т
Kn. оп = 2
Ориентировочно
Q = 1,2
ThQ1000
awnwKn. ОП
_ Кн = 1,2
ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ СЭТЁЛЛНТНЕ‘

П роеклшровочныг? расчет 87
Продолжение табл. 4 .3
Расчетн ая формула. числовое
парад“? O6°3'”"°""° значение. указания к расчету
73. Коэффициент безопасности Ко Кд= 1,3
для редуктора '
74. Температурный коэффициент K1 Kw = 1
75. Эквивалентная нагрузка на од Qn .—_— РдКкКбК-р =
"°1“"""""“' Н = 5000. 1.2. 1.3.1 = 7800
76. Требуемая динамическая С _ 1/т __ 0.3_
грузоподъемность подшипника, с "' Q3!‘ п °" 7800475 "
Н = 49 545
77. Принятый подшипник — Подшипник 12507 ГОСТ 8328-75
78. Внутренний диаметр под- _ dn du = 35
шипника, мм
79. Наружный диаметр подшип- °0д Од = 72
ника, мм
80. Ширина подшипника, мм Bu Bu’-'-' 23
81. Динамическая грузоподъем- С С = 49 500
НОСТЬ подшипника, Н
Определение коэффициента полезного действия [19]
82. Окружная скорость в заце-
ппении относительно водила,
м с
83. Суммарная скорость каче-
ния, м/с
84. Ко
рис. 3.7
35- Коэффициент потерь в за-
цеплении:
ициент трения [19‚
ШВСТОРНЯ —сателл ИТЫ
и”
"2:
fa
60 000
02 = 2V” si_n aw =
= 2-4-0.379943 = 3,04
f= 0,067
fa = 1,25)‘ = 0,0837
~I>;‘.,g = щ ›<
X (1 “за” + 0'53g:ag) X
max (еда, гад) __
Bang
Х
1 1
_. 2л-О‚08З7 (35. + W) х
Х (1-- 1.4934 -|— 0.5-1.49343) х
0‚94604
= 0.01374

E-8 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.3
Параметр
Обозн ачен не
Расчетная формула. яисловое
значение. указания и расчету
СЗТЕЛЛ нты-ве H811
86. Коэффициент трения в под-
шипниках сателлитов
87. Средняя нагрузка на ось, Н
88. Момент трения в подшип-
никах, Н-м
89. Коэффициент потерь в под-
шипниках сателлитов
90. Коэффициент потерь
91. Коэффициент полезного nei-
ствия
Мтр
‚‚ _ 1 1
"’=~=sb“”“’s ('z;“?,,‘) Х
Х (1 - gagb + 0'5"”igb) X
max (sag. Зад) _____
дань
1 1 -
_. 2:1-0,0837(——-— т) х
Х
33
X (1“1.61995 +0»5-1.619952) X
L07258
1.61995
‘pg = ‘Pgag + ‘pggb =
= 001374 + (L00396 == 0.01769
p=QWH
T,,1ooo
awnwKn.oIl
0,5pPd,, __
1000 -
0,5-0.001] .4167 235
= юоо
в Mwpifli
. Z1
Мтпт
МтрпшКп_ on I „Ё! _.
Тппт —.
__ 0‚0802-З-2-791
— 2000-298
ф" = ф’; + ф: = 0‚01769 +
+ 0‚00064 = 0‚018ЗЗ;
.p=¢h_(§_‘T.'_)-=o,o1333x
= 4167
Мтр '-'—‘
= 0,0802
h
‘Pn=
Ё
= О‚0О064
(5,o4_1) _
Х 5,04 “°’°”7
ц=1—ф=1—ошп=о%5

П роектировочный‘ расчет
89
Продолжение табл; 4.3
Параметр
Обозначение
Расчетная формула, числовое
значение. указания к расчету
-:—)
92. Крутящий момент, Н-м:
на шестерне
на aenue
Тд=-—-—-=.г____
Th 2000 403
in 5,04-0,985‘ =
т.== т‚,-т„= 2ооо—4оз=
= 1600
4.4. Пример проектировочного расчета червячной передачи
Параметр
Обозн а-
чен не
Номер
таблицы.
пункта
Числовое эн ачен не
1. Передаточное число
2. Частота вращения червя-
ка, с'1
3. Номинальный крутящий
момент на червячном колесе,
Н-м
4. Максимальная пиковая
нагрузка, число циклов деи-
ствня которой не превышает
5-I0‘, Н -м
5. Режим нагружения
6. Расчетный календарный
срок службы, ч
7. Коэффициент
использования
8. Коэффициент
использования
9. Продолжительность вклю-
чсп an
ГОДОВОГО
суточного
Ю. Характер
Ндгрузкн
3 1. Вид червяка
12. Степень точности по
ТОСТ 3675-81
Шероховатость поверх-
гнлстн витков червяка и зубь-
Er: колеса
приложения
‘4- Применяемое масло
и
'11
Та пот
Тдм
‘в
Кг
ПВ
Z1
u = 31,5
fl1="-
Та пот = 451
Tm = 2-451 = 902
Нагрузка постоянна
tn = 20 000
ПВ = 100 %
Толчки большой частоты
Эвольвентный
8—8--7—Ва
Ra 0,_63
Цилиндровое 52

Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.4
Параметр O.?e°33:ea' rt:-¢i5?I§n“:lF::I. Числовое значение
пункта
15. Материал:
червяка — — Сталь 18XI‘ Т
ГОСТ 4543-71;
червячного колеса — — БрОФ10-1
ОСТ 2МТ 31-1-75 (литье
в кокиль)
16. Модуль продольной
упругости, МПа:
червяка Е; -— E1 = 2,06-10‘;
червячного колеса E2 - E, = 1,01-10‘-'
17. Коэффициент Пуассона
материала:
червяка ч; — v1 = 0,300
червячного колеса v, -- v, = 0,335
18. Предел прочности при одр — овр= 343
растяжении материала чер-
вячного колеса, МПа
19. Число витков червяка 21 —- z1= 1
20. Число зубьев червячного ‘ 12 г, = 1-31‚5 = 31,5,
колеса г’ е’ 31
21. Машинное время рабо- tz Табл. 4.33, :„= 0,01-20 000‹1-1- 100=
ТЫ, Ч П. =
22. Коэффициент, учитывад гм Табл. 4.16, ZM==
ющий механические свойства п. 5 1,2,2_05,10.,1_m_,0.
МЭТЗРНЗЛОВ conpmxemlofi = V 3'14 [и _,0.3I) 1.01 +=
“арыэ Mn“ +(1-o.3a5=)2.oe]1o-
= 221 ‘
23. Базовый предел контакт- 02, „т Табл. 4.22, 0?, „ш = 0,85-343 = 292
ной выносливости зубьев, п. 1
МПа
24. Коэффициент, учитыва-ч Sm Табл. 4.22, 8н1=-Т——ТЁ—ъ-т = 1,163
ющий нестабильность меха- п. 2.1 - ' '
нических свойств материала
червячного колеса
25. Коэффициент, учитыва- Sm Табл. 4.23 Sm = 1,12
ющий способ отливки чер-
вячного колеса
26. Коэффициент безопасно- SH Табл. 4.22, SH = 1,163-1,12 = 1,30
сти п. 2

П роектировочный расчет 91
Продолжение табл‘. 4.4
Обозна- Номер
Параметр “Hue таблицы, Числовое’ значение
. пункта
27. Коэффициент, учитыва— ZR Табл. 4.24 ZR = 1,0
ющий шероховатость поверх-
ностей зубьев червячного ко-
леса
28. Коэффициент, учитыва— Z3 —- иск = О‚020-25 I:/4-51 =
ющий скорость = 3 9 м/С.
о, = о‚ов4-25 Ё/ I131/31 =
= 0,4 м/с;
I + O)73'319 __.
“Ho - та?‘ т
= 0,79;
K _ l+0.35-0.4 ___
"° "' ' 1+ 0,4 "
Z3 = V 0,79-0,81 = 0,8
29. Коэффициент, учитыва— Kl, Табл. 4.22, KL: 1,05
ющий влияние смазки п. 6
30- K°3(P¢H11HeHT. УЧИТЫВ8° Кнх Принимают Km; = 1,0
ющий размеры передачи
31. Частота вращения чер- п, Табл. 4.33, п, = 2.5.. = 0,806 с'1
вячного колеса п. З ’ 31
32. Суммарное число циклов N2 Табл. 4.33, N3 = 3600-20 O00-0,806 =
нагружения п. 23 = 5,3. 102
33. Эквивалентное число Юна Табл. 4.16, NHE = М):
циклов нагружения п. 1.2 I
34. Коэффициент, учитыва— K1 Табл. 4.34 К, = 1,08
ющий характер приложения
нагрузки
35. Коэффициент эквива- K H5 Табл. 4.16, KHE = 1
лентной нагрузки п. 1
36. Коэффициент точности Km Табл. 4.18 Km = 1,05
2° —To‘v—
37. К Ц ент с ока K T бл. 4.22, —._— —————= 0,92
C..'IY>K0)b3I(p¢H И р Н” а п. 3 KHN 5v8'l07
38. Допустимое контактное Онр (4.З.6) aHp=.?.g2_.0,92-1,0-0,81 X
напряжение, МПа 1›30
>< 1,05-1‚0= 174;
39. Межосевое расстояние, м aw (4.l.24) aw = (о‚33 .._ 0,01 . 1) X
З -›
221.103 2
>‹ 1/(._____l74.l06) 451-31><
°>'<'T.1,o3. 1,05 = 0,099

92 Расчет элементов редукторов
4.2. методические РЕКОМЕНДАЦИИ по РАСЧЕТУ НА прочность
цилиндрических зувчАтых ПЕРЕДАЧ новиковА '
при твердости зувьев нв<з2о (MP 24-81)
Методические рекомендации устанавливают метод расчета активных поверхностей
зубьев силовых зубчатых передач внешнего зацепления на контактную прочность и
на прочность зубьев при изгибе. Они распространяются на зубчатые колеса и исход-
ным контуром по ГОСТ 15023-76 (модуль 1‚6—16 мм), работающие в закрытом кор-
пусе c окружной скоростью не более 20 M/C, при температуре окружающего воздуха
-40-:-+100 °C. Передачи могут быть встроенными или выполняются в виде самостоя-
тельных агрегатов. — .
Структура расчетных формул на контактную прочность активных поверхностей
зубьев и на выносливость их при изгибе максимально приближена к зависимостям,
используемым при расчете зубьев эвольвентных передач по ГОСТ 21354-75. Приве-
дены все необходимые данные для составления алгоритма расчета передач с зацепле-
нием Новикова на прочность c использованием ЭВМ. '
Предлагаемые рекомендации не распространяются на передачи, при расчете ко-
торых принимаются во внимание факторы, не учтенные настоящей методикой и ока-
зывающие существенное влияние на прочность, а также на передачи, нагрузочная спо-
собность которых надежно определена экспериментально.
4.5. Виды расчетов на прочность и цель проводимого расчета
Виды расчетов ' Цель расчета
Расчеты на прочность активных поверх-
ностей: _
на контактную выносливость Предотвращение усталостного выкра-
шивания активных поверхностей
зубьев
на пластическую деформацию Предотвращение остаточных деформа-
Ций
Расчеты на прочность зубьев при изгибе:
на выносливость Предотвращение усталостного излома
зубьев -
на пластическую деформацию Предотвращение остаточной деформа-
ции *
Общие положения
Термины и обозначения, относящиеся к геометрии и кинематике зубчатых передач,
приведены в ГОСТ l6530——70 И ГОСТ 16531—70, метод расчета геометрических пара-
метров зубчатой передачи —- в
" ГОСТ 17744—72. Виды расчетов
на прочность даны в табл. 4.5,
._ Циклограммы нагружения -—
Е .~. CM. рис. 4.2.
к ч‘
L :\ ф 53 ь
K ц Ж Ё!
S ' Ё‘ Ь. 1 З
и " r ‘й г '*“ =
н м н ‚ N N ‚ N N
"mm um cm) М!” = аи” = Е? в Рис. 4.2. Циклограмма нагружения

Расчет цилиндрических передач Новикова 93
Расчет на контактную выносливость
активных поверхностей зубьев
При сопоставлении значений контактных напряжений расчетного Он и ДОПУСТИ‘
„ого онР должно выполняться условие
Тн‚г1'5КнвКн„
он -_—_ 13.7zM‘/ (‘эк ка“ < они (4.2.1)
8
где ZM — коэффициент, учитывающий упругие свойства материалов сопряженных
зубчатых колес, H1/2/MM;
Z _-‘V 1 . Ев
M.‘ "‘(1'-V2) E1+E2'
mev —— коэффициент Пуассона; Е, и E2 -— модули упругости первого рода материалов
шестерни и колеса, МПа.
Величины, входящие в (4.2.1), определяют по формулам, приведенным в табл. 4.6.
При модуле уп угости 51 = E, = 2,15-10-'3 МПа, коэффициенте Пуассона v = 0,3
гм = 274 I-ll/2 мм, поэтому (4.2.1) примет вид
т г‘-5к к _
о„=375О`/ н‘ ‘ 3 "B ””KBu<oHp. (4.2-2)
d1Ke
4.6. Порядок расчета величин, входящих в формулу (4.2.1)
0бозна- Формула, числовое значение,
параметр чение указания к расчету
I. Коэффициент, учиты- К „в 1 + (Kim — 1) K „ш
вающий распределение
нагрузки между зонами П р и м е ч а н и е. Ориентировочные значе-
касания по ширине зуб- ния К „д можно определять по формулам
чатого венца табл. 4.7
1.1. Коэффициент нерав- Кгт Для передач при фдд < 1,3
номерности распределе- дам? д 2
ния нагрузки между точ- K915 ‚д 1+ 7600 K}; 2 + Кн ’
1 1
где Кн = 0,14, если максимальная ордината
ками начального контак-
та у неприработавшейся
передач" эпюры распределения удельных нагрузок
по ширине зубчатого венца (обусловленная
перекосом осей сцепляющихся зубчатых ко-
лес) расположена со стороны подвода кру-
тящего момента к шестерне, и Кн = -—0,08
в случае, когда максимальная ордината
эпюры распределения удельных нагрузок
расположена со стороны вала, противопо-
ложного месту подвода крутящего момента.
Для шевронных передач с симметричным
расположением венца относительно опор
при подводе мощности с одной стороны и

Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.6
Параметр
Обозна-
чение
ФОРМУ-УИ- Числовое значениед
указания к расчету
1.1.1. Суммарный угол
между проекциями осей
зубчатых колес на пло-
скость‚ проходящую че-
рез линии зацепления
1.1.2. Окружная сила, Н
1.2. Коэффициент, учи-
тывающий приработку
зубьев в зависимости от
твердости их поверхности
2. Коэффициент, учиты-
вающий динамическую
нагрузку B зацеплении
Ft
KHw
EH10
зацеплении шестерни только с одним коле-
сом при фдд= Ьш/д,> 1,3
K913 = 1 + 0,12 (фи + о‚4ь„7а‚)?›56‚
где Ьн-ширина канавки между полушев-
ронами‚ мм ‘
‘Y2=‘vw-I--VA,
где уш — угол, определяемый расчетом в за-
висимости 01‘ деформации всех деталей в соот-
ветствии со схемой передачи; VA — угол,
определяемый расчетом в зависимости от
точности передачи
2000Тн1 _` 2О00Тт
d1 dz ’
где TH1, TH2— расчетные нагрузки соот-
ветственно на шестерне и колесе, Н-м;
611, 512- диаметры делительных окруж-
ностеи шестерни и колеса, мм
г‚=
Kym = 0,2 + 0.00202 при Н < 200 HB;
Кнш = 0,0012Н + 0‚ОО2‹›2
при 200 НВ < H < 240 HB;
к„„‚ = о‚оо12н + o,oo2u2»‘
при 240 нв < н g 320 HB
П р и м е ч а н и е. Если найденное по фор-
мулам значение Km, > l, то его следует
принять равным единице
Определяют по рис. 4.3 или по формуле
Km.=1+ana<v—3>‘-5> ъ
где коэффициент am, имеет значения 0‚0006,
0,0018 и 0,004 соответственно для передач
степеней точности 6, 7, 8-й по ГОСТ 1643—81.
П р и м е ч а н и е. В настоящее время от-
сутствует стандарт на нормы точности пере-
дач Новикова, поэтому при назначении
отклонений осевых и разности окружных
шагов зубьев допускается использование
ГОСТ 1643—81

Расчет цилиндрических передач Нови/сова 95
Продолжение табл. 4.6
0бозна- Формула. числовое значение.
n3P3"°TP чение указания к расчету
3_ Коэффициент, учиты- K3 Определяют по рис. 4.4 или по формулам
й .
°“*°“”‘ °°°”°° “°"°“""’ Kg = 0.8 11+ 5 (bu:/Px — 0.8)]
тие
ПРИ 0.8 < bw/Px < 1,1;
K3 = 2 при 1,1 < bw/px < 1,65;
Кв = 2[1“l" 2 (bro/Px -1.55”
при 1,65 < bw/pg; < 2,15;
Kg = 4,0 при 2,15 Q bu,/px Q 2,65
4. Коэффициент, учиты- Квд Определяют по рис. 4.5 или по формуле
вающий наклон зуба и „+1 „2
передаточное число зуб- К Bu<——-3—- сев
чатой передачи “C05 5
Кг . ›
5 /
4
“н:
3
1,1
2
7,05
1 1
’ 3,a5,o т и my/c 1 и 2 2,5ед=б„/Чг
Рис. 4.4. График для определения
коэффициента K8
Рис. 4.3. График для определе-
ния коэффициента Кн” для
передач Новикова: B, 7 и 8 --
степени точности по нормам
плавности (ГОСТ 1643-81)
‘ли
2,2
къбффграфик да}? определе-
э и нента
“ Bu а т 15 20 25 30 35 40

96 Расчет элементов редукторов
4.7. Определение ориентировочных значений коэффициента Кн‘;
Г‘ Е Е
I I Ч П
д Ё 1 Е _
5 4 I
F] : Ё‘
_1 LJ U
2
ПЗЁЁЁЗИ Значение коэффициента Ферыудд Ma определения ‚(На
на схеме W
1 До 0,7 1 + O,551|Jl‘,;12
2 До 0,8 1 + 0,37\|)g;12
3 До Ё,б 1 -I- 0,l51|>g'd5
4 1 + O,l1|7},-J5
5 До 2.0 I + 0.085t|9},'d5
- 1 + 0.05 (‘Рьа — 0‚2)1'5З
б
до 0.2 K115-’-‘ 1
7 ДО 2,0 I + 0,05(1|)bd -— 0,4)1°5
До 0,4 K;-[B = l
Расчетное напряжение он может быть выражено через межосевое расстояние aw,
мм:
Т 2"5К K 1 з
OH=13261/ H11 КГБ Hv<Ua-It-0 ) Kfiugaflp, (4.2.3)
3a исходную расчетную нагрузку TH1 принимают наибольшую из числа действую-
щих на передачу, причем число циклов перемен напряжений превышает 0,02 N Hg
(N HE -— эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемое с учетом
всех действующих нагрузок по формулам табл. 4.8).
Допустимое контактное напряжение онр, МПа, определяют для шестерни и для
колеса по формуле
___OHllm
HP‘ 3
HP zRzzzmKLKHx1<He, (4.2.4)
Величины, входящие в (4.2.4)‚ определяют также по табл. 4.8.

Расчет цилиндрических передач Нови/сова 97
4.8. Порядок расчета величин, входящих в формулу (4.2.4)
T
Обозна- Формула или числовое значение;
Параметр чение указания к расчету
1. Предел контактной вы- он „ш он „ш = н “mbKHL
НОСЛИВОСТИ поверхностей
зубьев, соответствующий
эквивалентному числу
Циклов перемены напря-
жений, МПа
1.1. Предел контактной он ИШЬ он “mb = ZHHB + 70
выносливости поверхно-
стей зубьев, соответству-
ющий базовому числу цик-
лов перемены напряже-
ний. МПа I
1.2. Коэффициент дол- К „д Определяют по графику рис. 4.6 или по фор-
говечности мулам:
кнд = 1,2 ‘V not/1v',Tg g 2,5
при МНЕ g 107;
KHL =-= 8 4- 107/N1-15
при 107 < N-H5 < 4-10’;
Кнд е “ix 4.107/NHE > 0.9
при N]-[E > 4-I07
1.2.]. эквивалентное N HE Определяют в зависимости от характера
число циклов перемен
напряжений
циклограммы нагружения. При ступенчатой
Циклограмме нагружения (см. рис. 4.2)
п
NHE = Z (T1 (0/TH1)3 “с: (I):
I
~r11e T1(g,—Harpy3xa. соответствующая 5-й
ступени циклограммы нагружения; Nc1(1)*-
число циклов перемены напряжений за время
действия нагрузки T 1 (i) '
П р и м e ч а н и я: 1: За расчетную нагруз-
ку Т H1 принимают максимальную из дей-
ствующих нагрузок, при которой число
циклов перемены напряжений
Мс > О‚021\1„5.
2. По кратковременной нагрузке с числом
Циклов нагружения Мс < O.O2N,q5 выпол-
няется проверочный расчет, при этом в (4.2.4)
принимают ZR = Z2 = Zm = ZL = Кн: =
= K1-19=1 и KHL= ,5.
3. При определении Tm величина NH};
подсчитывается с учетом всех действующих
нагрузок

98
Расчет элементе редукторов
Продолжение табл. 4.8
°.?.;s::° ‘”°W;:,:::,:":"<;:<;:::,“°""ev
2. Коэффициент безопас- Знр вы; = 1,1
ности
П р и ме ч а н и я: 1. Для передач, выход
из строя которых связан с тяжелыми под
следствиями, $нр = 1,25.
2. Значения S1-1p могут отличаться от уста-
новленных, если они оправданы статисти-
ческими характеристиками по фактическим
данным
3- K03tP¢>H1lHeH'I‘. N‘1HTbI- ZR Значение ZR, общее для шестерни и колеса,
ваЮЩиИ Шероховатость определяют в зависимости от параметра
сопряженных поверхно- шероховатости Ra для той поверхности,
О'Кей у которой этот параметр наибольший
Пара- 1,25-- 2,5—- 5,0—2,5 I0,0—5
метр 0,63 1,25
Ra,
мкм
ZR I 1,025 I 1,0 I 0,975 I 0,95
4. Коэффициент, учитыь Z, Zz=g,70-/1/Z ‚д. Z ‚
вающий число зубьев ше- г‘ г’
°Т°РНИ 5 3°-W33 где 221 и Z22 — коэффициенты числа зубьев
соответственно шестерни и колеса, опреде—
ляемые по графику рис. 4.7 в зависимости
от z,,=- 2/cos В или по формулам
Z2 = 0,895 (2,,/20)°°’
при ъо<2„<25 и
при 25 < ад g 130;
Z, =1 при г„> 130
5. Коэффициент, завися- 2„, Определяют по формуле
mm‘: on модуля передачи Zm= 1,15/mm
или по табл. 4.9
6. Коэффициент, учиты- К L K L = 1,0
вающий смазку
7. Коэффициент, учиты- K н, Определяют по графику (рис. 4.8) или по
вающий размер зубчатого формуле
KOJICC3 КН” =
при с1< 500 мм Кн„= I

Расчет цилиндрических передач Нови/сова 99
Продолжение табл. 4.8
Обозна- Формула или числовое значение,
Параметр чение указания к расчету
8 Коэффициент учишь K Определяют по формулам: _
Вёющий xapamép H3MeHe_ Не 1) для передач c 4}K§CT!;0H7 конструкцией,
Нин нагрузки например, передач‘, ‚ ‚ , табл. 4.7
2) для передач с менее жесткой конструк-
цией, например передач 1, 2 и З,
Кне = 1/1“ 0›2( Ёт/“нв ‘“ Од) >°›9›
где NEE -чис.тю циклов перемены напря-
жений, найденное по формуле из этой таб-
лицы с учетом только тех нагрузок, которые
меньше 0,7T1(1,); N},E— число циклов пе-
ремены напряжений с учетом нагрузок,
больших 0,7Т1 (1.), включая и Nd (И,
Примечание. Кнд= 1 при
Trnln/Tmax ‘>0/7.
где Tmm И Ттдх —минималъная и макси-
мальная из длительно действующих нагру-
зок. Для циклограммы рис. 4.12
Tmln = Tl Н’): Ттах = Tl (1')
Кнц
20 .
I В
7.8 \ 0,95
и N 0,00
Ж 0,05
\
д” 0,00
12
' ееезеа €15; Э аеаааеёзёёг,
7:0 X Рис. 4.7. График для опре-
деления коэффициента Z3
0,6’
"° “*“'e за Рзёёёё 8 88
N "ЭФ
av”-/0"
Рис. 4.6. График для определения коэффи- Кн;
ЦНеНТа
0.95
0,9
0.85
ад
0,75
Рис. 4.8. Г - 07
“мента Кнрафик для определения коэффи I 500 700 1000 1500 2000 3000 “шит

100 Расчет элементов редукторов
4.9. Значения коэффициентов Zm, Ym
„т, 1,6 1,8 2,0 2,25 2,5 2,8 3,15 3,55 4,0 4,5 5,0
MM
Zm 1,1 1,08 1,07 1,06 1,05 1,04 1,03 1,01 1,0 0,99 0,98
Ym 0,75 0,76 0,78 0,80 0,81 0,83 0,85 0,87 0,89 0,92 0,94
m,., 5,6 6,3 7,1 8,0 9,0 10 11,2 12,5 14 16
MM ,
2„, 0,97 0,96 0,94 0,93 ' 0,92 0,91 0,90 0,89 0,88 _ 0,87
Y,,, 0,96 0,98 1,0 1,03 1,05 1,07 1,10 1,13 1,15 1,18
Проектировочный расчет на контактную прочность активных
поверхностей зубьев
Проектировочный расчет служит только для предварительного определения размеров
и не может заменить расчета на контактную выносливость, приведенного выше. Ис-
ходные данные для п оектировочного расчета: циклограмма нагружения (см. рис. 4.2);
параметр фьд = b а, или фьд = Ьш/аш; передаточное число и= 22/21; параметр
ед = bu,/px; число зубьев шестерни 21; твердость активных поверхностей зубьев Н1
и Ha; шероховатость активных поверхностей зубьев Ra, мкм; степень точности по
нормам плавности работы передачи_.
При выборе значений параметров следует учитывать:
1. При данных-ад, bw, и несущая способность, лимитируемая контактной проч-
ностью, увеличивается c уменьшением 21. В передачах, предназначенных для много-
часовой ежедневной работы, рекомендуется принимать z, = 14+ 22, a для кратковре-
менной работы 21 = 10-:-15.
2. C ростом фьд увеличивается неравномерность распределения нагрузки среди
зон касания по ширине зубчатого венца и уменьшается контактная прочность пере-
дачи. Ориентировочные максимальные значения (фьдтдх приведены в табл. 4.10.
3. При неизменных значениях 21 и фьд с увеличением ед растет угол и осевая со-
ставляющая силы в зацеплении. Рекомендуется принимать В = 10-:— 22°, для шеврон-
ных передач В = 25 + 30°.
4. Рекомендуемый перепад твердостей зубьев Н, — H2; 30 HB, при этом Н, <
g 320 HB.
Порядок расчета (предварительные величины исходных параметров обозначены
штрихами). Задаются: ед = Ьш/р, из интервалов: 1,1-—1,2; 2,1—2,2; 3,1-—3,2; napa-
метром фьд (см. табл. 4.10, примеч. 3); коэффициент Km, = 1—:—1,05.
Определяют:
угол наклона зуба на целительном цилиндре
125 = дгв/(гтфьа):
коэффициенты: K5,, no табл. 4.6, К „В no табл. 4.7;
допустимое напряжение одр;
по табл. 4.8 коэффициенты: долговечности K HL1 и K „д, (B соответствии с цикло-
граммой нагружения), Кне и Z, (см. также рис. 4.7).
Задаются предварительным значением коэффициентов Z}; и Кнх. Для проектиро-
вочного расчета можно принять

Расчет цилиндрических передач Новикова 101
4.10. Значения относительной ширины зубчатого венца фддщд
Варю Н!- да
ант РЗСПОЛОЖВЕИЕ ОПОР ОТНОСИТЕЛЬНО sydqaroro ВВНЦС rp‘y.s- ¢bdm3x=—d:'
А 1,7 (2,1)
.’ о о и .
я Егнзизчзззьа е: “' ‘W,-»=n.....
И """ B 1,4 (1,8)
4 - A 1,4 на)
2 Несимметричное
В 1,15 (1.5)
Н, „д, A 0,8
3 По одну сторону зуб-
чатого венца т; 97:
Б . 0,5.
П р и м е ч а н и я: 1. Буквой А обозначена нагрузка. мало изменяющаяся по Benn-
чине. бУквой Б -— резко изменяющаяся по величине. ^
2. В скобках даны значения фдд max для шевронных передач. для которых bw-o сумма
значений ширин обоих полушевронов.
З. Для передач варианта 1 рекомендуются значения фдд == 0.8+1.4; для варианта 2
при весьма жесткой конструкции (например. для передач 4-7. си. табл. 4.7) фдд = 0.6 +1.2
и для менее жестких конструкций (например. передачи 8. чн. табл. 4.7)1bbd ==- 0.4 +0.8.
I
Zr,n=" K;‘lx == 1,0. По (4.2.4) подсчитывают ориентировочные значения допустимых
напряжений онрд и OHP2.
Определяют ориентировочное значение диаметра делительной окружности
шестерни
3 1.5’ '
THIZJ KHBKHQ
Кв (O’HP)2 KB“.
При 21 < 18 в (4.2.5) подставляют значение ОНР, равное меньшему из двух зна-
чений онрт и онр2, определяемых по формуле (4.2.4). Если 21 > 18, то онр =
а‘ I2 I
= 0,707 I/ UHF‘ + 0HP2,H0 при этом величина онр не должна превышать меньшее
ИЗ двух значений ОНИ и 0}1p2 более чем на 10 %.
Уточняют значение d1. По величине а; cos B/21 с использованием формулы из
табл. 4.8 уточняют значение коэффициента Zm.
Определяют окружную скорость о = ndinl/60 000 и по графику (см. рис. 4.3)
уточняют коэффициент Кнд.
По графику (см. рис. 4.8) уточняют значение коэффициента Кнх.
корректируют значение модуля ‘
г 3 Г I I I
, д] _‚. ЗгпКНхАНс
т = ———СОЬ р —j---:-—-—,—"‘ .
21 £m[\HxKHo
(21.2.5)
ct; = 240

102 Расчет элементов редукторов
Полученное значение модуля округляют до ближайшего большего значения
из ГОСТ 14186-69. ‚
Уточняют диаметр делительной окружности шестерни
а, = mz,/cos B.
Расчет активных поверхностей зубьев на пластическую
деформацию
При сопоставлении расчетного онтах п допустимого Онртдх контактных напряжений
должно выполняться условие
of-{max < “н Ршах-
Расчет проводят для шестерни и колеса раздельно.
Расчетное напряжение отпад, создаваемое наибольшей нагрузкой Ты,“ из числа
подводимых к передаче, даже при однократном ее действии на зуб вычисляют по
Формуле
т
он max: он (4.2.6)
где он -— контактное напряжение, найденное по формуле (4.2.2) или (4.2.З).
Допускаемое предельное напряжение онрша, для зубьев колес, подвергнутых
нормализации и улучшению:
он’, max „г: 2,50," (4.2.7)
где от — предел текучести материала при растяжении, МПа.
Расчет зубьев на выносливость при изгибе
Предотвращение усталостного излома гарантируется с заданной степенью вероят-
ности при выполнении условия
2ooorF,zfK,.-BKFvymy д
О = О
F1 d?K3Kp cos3B \ Fm’
(4.2.8)
где од- расчетное напряжение на переходной поверхности зуба, МПа; орт —
допустимое напряжение, МПа,
Y
I'2<
on = Оп 37‘; \ °FP2-
(4.2.9)
Величины, входящие в (4.2.8) и (4.2.9)‚ определяют по табл. 4.11.
За исходную расчетную нагрузку Тр, (H-M) принимают наибольшую Т; из числа
подврдимых к передаче, при которой число циклов перемены напряжений превышает
Допустимое напряжение при расчете на выносливость зубьев орд определяют
и для шестерни, и для колеса по формуле
о _ OF lim
FP _
SI-‘P
KW (4.210)
Величины, входящие в (4.2.IO), определяют по формулам табл. 4.12.

Расчет цилиндрических передач Новикова „ 103
4.11. Порядок расчета величин, входящих в формулы (4.2.8) и (4.2.9)
Параметр
Обозн a-
чен не
Формула или числовое значение
параметра, указания к расчету
1. Коэффициент, учиты-
вающий распределение
нагрузки среди зон каса-
ния по ширине зубчатого
венца
1.1. Коэффициент,
учитывающий распре-
деление нагрузки сре-
ди зон касания по
ширине зубчатого вен-
ца в начальный период
работы
1.2. Коэффициент,
учитывающий прира-
ботку зубьев
1.3. Коэффициент,
учитывающий возмож-
ное изменение взаим-
ного расположения
сцепляющихся зубча-
тых колес в процессе
эксплуатации передачи
2. Коэффициент, учиты-
вающий динамическую
нагрузку в зацеплении
Кгв
Kg,
KFw
ХЕ
KFv
KF5 = 1 "1' (XFK1~"B "' 1) Кию
П р и м е ч а н и е. Если при окончатель-
ном расчете малоответственных передач
используют значение К нд из табл. 4.7,
то величину Крд рекомендуется определять
по формуле
Кгв =1+1.7(KH,3 -- 1)
%`В = (K%IB)x:
где K313 определяют по табл. 4.6; х —- пока-
затель степени, величина которой зависит
от bw:
bw lilo 4m| 7m I 10m I 20m ICB. 20m
x |o,58 I 0,7 I 0,8 I о‚9| 1,0
Промежуточные значения х определяют ли-
нейной интерполяцией
Kpw 2 0,3 + 0,0035U2
при Н g 200 HB;
Kpw 2.- 0,0018 + 0,0035U‘°‘
при 200 НВ < H < 240 HB;
Кр“, е: 0,00|8 + 0.00402
при 240 НВ < H < 320 НВ,
где 0——окружная скорость, м/с.
П р и м е ч а н и е. Если найденное по фор-
мулам значение Kp'w> 1, его следует при-
нять равным единице.
хр = 1,1. Значение хр может отличаться arr
приведенного и, в частности, можно принять
хр- = 1, если это подтверждено статистиче-
скими данными
Определяют по графику рис. 4.9 или по
формуле I 5
KFv=1-|—aFv(v—3) › ‚
где коэффициент а имеет значения: 0,0015,
0,0045 И О‚0095 для передач, у которых от-
клонения осевых шагов и разность окруж-
ных шагов не превышают допустимых зна-
чений соответственно для степеней точно-
сти 6, 7 и 8 по ГОСТ 1643—-81; ’
Кр„== 1,0 при и<3 м/с

104
Рединга: ЗиЕеЧАЦ-ЗНРПОЗ гдгдуктсэрсв
Продолжение табл. 4.11
{тарамегр °.3§f’§§’ ‘.'1"§.‘3Z‘3{é’15'p§‘,"§‘m'§f§§’.l?£.°?¢ ”.§'§'$’q°§‘T'§,°
3. Коэффициент, учиты- Ym Ym ta o,573m0.2
гающий “юдудь Зацепде’ или определяют по табч 4 9
на“ Ф‘ I O‘
4- КОЭФФИЦИеНТ ФОРМЫ YF Опредечяпот по графику рпс. 4.10 или по
зуба при расчете по rpopmjmaniz
несшим напряжениям
YF == 2.05 + 0,025 (20 -- за)
при 10 < 2,, g 20;
Yzr == 1,88 + 0,006 (50 -- ед)
при 20 < за. < 50;
Yp === 1,81 + 0,0004 (200 -- ад)
прп 50 < г‘, :§ 200;
Yp э: 1,8 при 2„ > 260.
где 2, = 2'/cos3 B
5. коэффициент, учит. [(3 Определяют по графику рпс. 4.4 шт по фОря
вающнй осевое перекры. мулам табл. 4.6, П. 3
we
6. Коэффициент, учиты- Кр Определяют по графику рис. 4.11 или по
вающнй влияние геоме-
трии мест соприкоснове-
mm профилей зубьев на
прочность при изгибе
формулам: ~
K0 г‘: (l,25p,1p/m)°"“
при 50 g l,25pnp/m < 130;
К‘, = 0,4 (1,25 pup/m)°»*
при 130 < 1,25 рдр/гп Q 650
K д == 0,38 (1,25p.,p/rn)"'~4
при 650 < 1‚25р„р/т < 1000,
1,47521ч
(и + I) sin‘ „а cos _.»
где 1‚25рщ‚/пъ =

Расчет цилиндрических передач Нови/сова
105
xi;
225
Кн ’
1,3
2,75
1,2
2,05
$7 195
_ 1,85
‘га 3'” 1’ 75 "W" ‘девай в з а заезде а 52,
Рис. 4.10. График для определения цоэфа
фициента YF
Рис. 4.9. Графин для определения к
коэффициента Крд; 6. , -- сте- д W
пени точности колес по нормам nuan-
ности (ГОСТ 16-13-81) 50 И,
Г
4,0
И
.30
д” {I
I
ш ьъъъ ъ an ‚од,
щи. 4.11. График для определения коэффициеи- - ~53;-zg а gfg/"25-—’-n-4
O
4.l2. Определение величин. входящих в формулу (4.2.I0)
°.?;::::- ‘”°”“3::;a:::’;°"::::.,::’::‘""“'
I. Предел выносливости 0,, „т о}, „ш = 0% „т дКрсКд-д
зубьев при изгибе, соот-
ветствующий эквивалент-
ному числу Циклов пере-
мены напряжений, МПа о О
1.1. Предел вынослн- “р дать Op “mg; = 1.35H§fB’m +90
ВОСТИ зубьев при изги-
бе, соответствующий
базовому числу циклов
перемены напряжений,
МПа
1_2_ коэффициент, Крд При одностороннем приложении нагрузки
учитывающий вдшяние К д, = 1. При двустороннем приложении
двустороннего прнло- НаГРУЗКИ Ка: = 1 -° VFc5. Где д Равна ОТНО‘
menu” нагрузки ШенИЮ менЬШеГ0 H3 двух ЗНЭЧЁНИЙ
и (Т;‚1/К;‚д1) к большему. Индекссм штрих
отмечена расчетная нагрузка, действующая
при реверсе передачи

106 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.12
Обозн а- Формула , численная величина,
naP‘““eTP чение указанная к расчету
1.3. Коэффициент дол- I<p,_ Kn = ‘V4-10°/Npg<2,o8;
говечности
Kn, = 1,0 принимают при Npg > 4-10°
1.3.1. Эквивалентное N]-‘E При постоянной нагрузке `
число циклов перемены N FE= N Z,
‘напряжений в зависи- при ступенчатой циклограмме нагружения
мостн от циклограммы (см. рис. 4.2)
нагружения п
NFE = 21] (TI (M/Tm)°Nc1<r').
где ТЦЩ- нагрузка, соответствующая 6-й
ступени циклограммы нагружения; Тд —-
расчетная нагрузка; N с] (д) —- число циклов
перемены напряжений за время действия
нагрузки Tm, ‘
2. Коэффициент, учиты- Kpx Kpx = 1.04 -—— 10"d, > 0,8.
вающий размер зубчатого при do < 400 мм принимают
колеса
KFx = 190
3. Коэффициент безопас- Sp; Spp = 1,7
ности
Проектировочный расчет на выносливость при изгибе
Проектировочный расчет служит только для предварительного определения размеров
и не может заменить расчета на выносливость зубьев при изгибе, изложенного выше.
Исходные данные для проектировочного расчета:
циклограмма нагружения (см. рис. 4.2); параметр фьд = ьш/а, или фьа = ЬШ/аш;
передаточное число и = 2,121; параметр ед = Ьш/рх; число зубьев шестерни 2, (см.
4.2.3); твердость сердцевины зубьев шестерни Н?°°д“ и колеса Нёерд“; степень точ-
ности по нормам плавности работы передачи.
Задаются величинами ед и фьд (см. стр. 100). Определяют угол наклона зуба
на целительном цилиндре
tg B = T183/(Z1‘Pbd) = 2ne5/121%.. ‹и + ш.
По табл. 4.11 определяют значения коэффициентов Крв, K3, Кр, Урд и Yp,-,
принимают KFv as I и Ym я: 1,0; Oppl -—для шестерни и OFP2 ——дЛЯ колеса
определяют по (4.2.1О) с учетом указаний, приведенных в табл. 4.12, при этом при-
нимают KFx щ 1,0.
Ориентировочное значение диаметра делительной окружности шестерни вычис-
ляют по формуле
з ‚ . ‚ ‚
d, _ д 20001“ F,z‘§’I<,.BKFvYm Y,.~
‘ — cos В Как‘; °
В (4.2.11) величина отношения Yp/opp принимается равной большему из двух
значений: Ypl/opp, или Урд/оррд.
„Р? (4.2.п›

Расчет цилиндрических передач Новикова _107
>— /
У т о ч н я ю т d1 no величине а; cos B/zlc использованием формулы из табл. 4.11,
уточняют Ym. Определяют окружную скорость о = :I:d1’n1/60 000 и по графику
рис. 4.9 уточняют коэффициент Крд. По формуле из табл. 4.12 находят значение
коэффициента Kpx. Уточняют модуль по формуле
д; 3/ KFvYmKFx
' = -—- COS В _ -—,—-—,-—--o
21 V KFvYmKFx
Полученное значение т’ округляют до ближайшего большего значения из
ГОСТ 14186—69. Корректируют диаметр делительной окружности шестерни
d1 = mzl/cos B.
Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
При действии гиаксимального момента TFMI c числом циклов перемены напряжений
Nc < 5- 104 (согласно циклограмме нагружения) расчетное максимальное напряже—
ние Орм, МПа, определяют отдельно для шестерни и колеса по формуле
TFM1
F т! (4.2.12)
О’
гм=°
где Op — значение напряжения, вычисленное по (4.2.8) и (4.2.9); TF1‘ — значение
расчетной нагрузки, принятое при определении напряжения op.
Для определения расчетных напряжений в зубьях шестерни и колеса можно
пользоваться соотношением
°гм1 Y/-"1
OF мг YF2
Предотвращение излома или остаточных деформаций зубьев при действии макси-
мального момента гарантируется (с заданной вероятностью) при соблюдении усло-
вий:
одм g O'h,_,L ; (4.2. 13)
oFM<oFPM, (4.2.l4)
где UFpL - допустимое напряжение изгиба, МПа, соответствующее ограниченному
пределу выносливости (при коэффициенте долговечности KFL = Kp,_ma,, = 2,08);
OFPM -— допустимое напряжение изгиба, МПа, при пластической деформации.
Допустимое напряжение изгиба оррд определяют отдельно для шестерни и для
колеса
=
где opp и K}.-L вычисляют по формулам, приведенным в расчете зубьев на выносли-
вость при изгибе.
Допустимое напряжение пластической деформации определяют отдельно для
шестерни и колеса по формуле
4,8H§§g1*"
OFPM = SFPM Fxa
(4.2. 16)

103 Расчет элементов редукторов
где оррм-—допустимое напряжение пластической деформации МПа; НЁЁДЦ-
твердость сердцевины материала (по Бринеллю) рассчитываемого зубчатого колеса;
Зррм = 2 -—' коэффициент безопасности; Kpx -— коэффициент, определяемый по
табл. 4.12.
Примеры расчетов
Исходные данные для расчета:
циклограмма нагружения (см. рис. 4.2):
Т: (3')/TI (1'>=°'5‘ T1 (4')/T1<1')='°'4?
N61 max‘ = О'3° 106; “о! (1’) = из‘ 106;
мс, (2,) .-.-. 280- лов; мс, (31) -.= 580.106; А!“ (4,, = 750- 100;
частота вращения шестерни п1= 1460 об/мин;
передаточное число зубчатой пары и= 4,45;
расположение зубчатого венца относительно опор- несимметричное (передача З
по схеме из табл. 4.7);
материалы зубчатых колес: шестерни — сталь 40Х‚ колеса —- сталь 45;
предел текучести on == 500 МПа; от, == 400 МПа;
термообработка - улучшение; твердость поверхности и сердцевины зуба ше-
стерни Н, = Нгерд" = 240 НВ‚ колеса Н, == H§°P*‘“ == 200 HB,;
шероховатость активных поверхностей зубьев шестерни и колеса Ra= 5+
сё 2,5 мкм; .
степень точности передач — 8 по ГОСТ 1643-81;
нагрузка нереверсивная.
Пример проектировочного расчета приведен в табл. 4.13.
Уточнение окончательных размеров передачи. Выполненный проектировочный
расчет показывает, что нагрузочная способность передачи лимитируется контактной
прочностью (из расчета на контактную прочность значение а, = 91,65 мм).
Межосевое расстояние передачи
aw = 0.5m (г, + 22)/cos B ==
== 0,5-5 (18 + 80)/ cos 10°46'29" = 249,39 MM.
Окончательно принимаем aw= 250 MM.
Уточняем угол наклона зуба на делительном цилиндре:
cos B = (u —-|— 1) zlm/(2aw) = (4,444 + 1) 18-5/500 =- 0,98;
B = 11° 28' 42". где и = г‚/21 = 80/18 = 4,444.
Диаметры делительных окружностей зубчатых колес:
‘ 111 = тг1/соз B = 5- 18 cos 11° 28' 42" = 91,837 мм;
а, == тгд/соз B == 5~80/cos 11° 28' 42" == 408‚163 мм.
Ширина зубчатого венца bw=1lJbdd1-= 1,1-91,837= 101 мм.
Принимаем hm == 100 мм; bl = 110 мм.
Пример проверочного расчета на прочность передачи приведен в табл. 4.14.

Расчет цилиндрических передач Новикова
109
‚и
4.13. Пример проектировочного расчета
Параметр
Обозн а-
чение
Номер
табл. и
пункта, стр.
Формула, численная величина,
указания и расчету
Проектировочный расчет из условий контактной прочности
1. Эквивалентное число
циклов перемены напря-
жений. при
Tm = T1 max = 1910 H-M
2. Эквивалентное число
циклов перемены напря-
жений при
Т1=Т
Н =580 Н-м
I (1')
3. Коэффициент долго-
вечности
4. Предел контактной
выносливости поверхно-
стей зубьев, соответству-
Ющпй базовому числу
Циклов перемены напря-
жений, МПа
и
N HE
N HE
K HL
“н 11m b
Табл. 4.8,
п. 1.2.1
Табл. 4.8,
п. 1.2
Табл. 4.8,
п. 1.1
активных поверхностей ‘зубьев
5
МНЕ: 4?» (Т: (1')/TH1)3 No] (i')=.
580 э
_.о‚оз.1ов+(тд.гд) 148-l0°+
464 з
+ (т) 23o.1o6+
348 з
+(т) 5во.1о°+
+ (T?-l%)3 75o.1o°=13,o3.1o°;
мс! птах = 0-03‘ 10° <
< o,o2N,,E = 0,26-10°,
ПОЭТОМУ За раСЧеТНуЮ np}iHH-
маем нагрузку
Tm = TH1,)= 580 Н-ы
(см. расчет на контактную вы-
носливость активных поверхно-
стей зубьев)
4
- TH") э
„„Е1=_$_3( г )м„„‚,=
1
Тнт
= .148-10° -l- 0,83-280-10‘ +
+0,63 .580. 10° + 0,43 -750- 10°=
= 464-106;
NHE2 = “НЕМ” =
464
=т40° -104-10°
По графику (см. рис. 4.6) зна-
чение Кны = 0.9: KHL2 = 0.95
°H1imb,=2Hx+70=
= 2-240 + 70 = 550;
= 2-200+ 70 = 470

110
Расчет эле ментов редукторов
Продолжение табл. 4.13
Обозн а-
Номер
Формула, численная величина,
параметр ЧеННе пугай?’ gr“ указания к расчету
i:;,,.¥;::::’:m“::;:’;:*;°:: а он в = =
стей зубьев, соответству- = 550-0‚9 = 495;
ющий эквивалентному OH“mé____ on b Кны =
числу циклов перемен т 2
напряжений, МПа = 470-0,96 = 451,2
6. Коэффициент безопас- S]-1p Табл. 4.8, Sm, = 1,1
ности п, 2
7. Коэффициент, учиты- ZR Табл. 4.8, ZR = 0,975
вающий шероховатость п, 3
сопряженных поверхно-
стей
8. Число зубьев ше- г, Стр. 100, г1= 13
СТеРНИ п. 1 2, = г1и = 18-4,45 = 80
Ё MBe‘T3g°M°T3T°“bH1“§ Па‘ ‘Рьа СТР- 100 фдд н 1,1 - для несимметрич-
а ного расположения зубчатого
венца относительно опор
10. Коэффициент, учиты- ед Стр. 100 принимаем 3В= 1,2
Ba10II.H<U4 мишзыальное чи-
сло пар точек контакта
11. Угол наклона зуба В Стр. 100 -tg [3= 335/(z11pbd)=
"а дштшш шиш” = з,14.1‚2 (18-1,1) = 0,1903;
[3= 10° 46’ 29"
12. эквивалентное число 2„ табл, 4,8, ‚а = Z1/C033 B ._=
3y6"°” "° 4 = 18/соз“ 1о° 46‘ 29” L: 19;
за, = гдди = 19-4,45 э: 84,5
13. Коэффициент, учиты- 2, РИС- 4-7 2, = 0,707 1/2,‚ + 2„ =
Ваш“ “Шт ~°'Y°‘=°B= — o 707 1/m‘trrsT9— o 969-
шестерниикошеса " ' ' ' " ' '
где 2,1 = 0,89; 2,2 = 0,99
14. ‘Коёффициент, учиты- K не Табл. 4.8, Для отношения
натащи характер изме- ‚ 8 _, _
нення нагрузки п Tmln/Tmax "‘ Tl(-1')/Tl(l') "' 0›4
и передачи 3 (см. табл. 4.7)
значение
flue =
-= 1/ F-°»?(N’he/N}m~0.2)=
_—_:/‘1—o,2(173,2s/291,.3s—o,2)=
= 0,96,
Где “Не = "от ›+
+(T1(2')/T1 (l'))3Ncl(2’) =
= (148 +0,83.280) 10° а:
= 291,36. лов;

Расчет цилиндрических передач Новикова _ 111
Продолжение табл. 4.13
°.5::::::- “’°”“‘;::3::::e:";:c:::;"“"“‘*-
пункта, стр.
N,;'!E=Ncl (3')(T1(;-3')/7'1 (и)? +
+Nc1<4')(T1(4')/T1(1'))3 =
= (580 -0,63+750 -0,43) 10°=
= 17З‚28-10°.
15. Коэффициент, учи- Z,'n Стр. 100 Принимаем Z,’n c: 1,0
тывапощий модуль пере- и 101
дачи ` '
16. Коэффициент, учи- K Hg; Стр. 100 Принимаем Кн, е‘. 1,0
тывающий размер зубча- и 101
того колеса
17. Коэффициент, учи- K L Табл. 4.8, KL = 1,0
тываюший смазку * ' П. 6
о
18. Допустимое контакт- о’ Стр. 93 а’ = ._’ifl.“_1_z ' х
ное напряжение, МПа HP и 96 „Р! SHP лёд”
, 495
х 0,969- 1.1 .1 .О,96 = 408,1;
G‘ _ '
"H102 = 733:3 ZRzzZm X
, 451,2
X KLKHx2KHe= 1,1
><0,975-0,969-1.1-1-0,96=372;
“HP = UHF min = 372
19. Коэффициент, учи- K нд Табл. 4.6, Определяют „о табл. 4‚7_ для
ЁВЗЮЩИЙ Pailpeflgneiue “- 1 передачи 3 значение
1 груэки сре и з н а- а
сания по. ширине зубча- Кнд = 1 + 0»15‘F'f,;1‘ =
ТОГО Венца =1+О‚15_1,11‚5=1‚7З
20. Коэффициент, учи- Kjqv Стр. 95 и Khv ш 1,05
тывающий динамиче- 101
скую нагрузку
21. Коэффициент, учи- К д Табл. 4.6, По графику рис. 4.4 для ад = 1,2
тывающий осевое пере- п. 3 значение K8 = 2,
крытие
22. Коэффициент, учи— K ш, Табл. 4.6, По графику рис. 4.5 для В==
тывающий наклон зуба и п. 4 = 10° 46’ 29” и и = 4,45 значе-
Передагочное число ние K5,, = 0,22

112
Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.13
_ н
9121223 тёиздтиггнггсгггу“‘"'“а‘
23. Ориентировочный d; Crp. 101 д; = 240 X
целительный диаметр ч I 5 fi_
окружности шестерни, ‘ Т H121’ K HBK „ОКБ“
мм Х -— К ‚ 2 =
е (UHF)
_-= 240 Х
з —580-181‹5. 1,173 x
X _fix 1,05-0,22 =
2-3723
== 84,4;
С‘; C03 B/Z1 =
== 84,4 cos 10° 40’ 29"( 18 = 4,6;
24. Уточненный коэффид Zm Стр. 101› Zm = 1o15/ 4:50" = 0:937
циент, учитывающий мо- ‘Гайдаъв
е дачи - ‚
ЁЁЬоЁрЁЁная скорость. 0 СТР- 101 ” = “dun:/60 000 =
М/с = 3,l4-84,4-4- 1460/60 000 ==
= 6,45
26. Уточняем коэффи- KHz: CTP- 101 Определяем ПО ГРЗФИКУ (CM-
„тж, рис. 4.3) KH,,= 1.03
2] y коз и- Кн Стр. 101 При d’ “-'-‘ д,“ = 84‚4‘4›45 =
“петтинг” (M) д‘ .-= 375‚ё им‘ по графиня (см.
рис. 4.8) находим Кн: - 1.0
28. Уточняем модуль, мм т Стр. 101 т, = Cos в Х
3 ЗЁпКЬц/(нь, =
ZmKHxK;-IL
=3 вёрст 10°46’ 29' х
3 1 - l - 1,03 п
’< о‚9в1.1‚о.1‚о5 ‘ ‘т’
Ближайшее большее значение
модулбя по ГОСТ 14186-_-69
m =
29 Yrotlnagu диаметр а, Стр. 102 d1 = "121/C05 5 -"-"’
целительно окружности о I „ __
Шестерщ „м =~. 5-18/cos 10 46 29 - 91,65
30. Коэффициент, учн— Кии Табл. 4-11‚ Km = 1 4. 1_7 (KW .. 1) =
тывающий распределение П. 1
нагрузки среди зон Ka-
сания по ширине зубча-
того венца
= 1 + 1,7 (1‚|73 - 1) а‘ 1,3

Расчет цилиндрических передач Новшсова
113
Продолжение табл. 4.13
Обозн a-
Номер
Формула. численн ая величин а,
параметр чение пуда-З‘; (др. указания к расчету
31. Коэффициент, учи- K;,.v Стр. 106 Кд-„ю 1,1
тывающий динамическую
нагрузку
32. Коэффициент, учи- Y,'n CTp. 106 Y’ z 1,0
тывающнй модуль запе- *
пления
33. Коэффициент, учн- Kp Табл. 4.11, При 1,25рдр/т=
тывающий влияние гео- п. 6 1 475 и
метрии мест соприкосно- = '_ г‘ —.-_-
вения профилей зубьев (“+1)5m2BC0515
на прочность при изгибе 1,475_18‚4‚75 630
= 5,45.sin21o°46'29" x "’
X cos 10°46’29”
По графику (см. рис. 4.11) на-
ходим К‘, = 5.2
34‘ прёдел nguflocméfi‘ “Ё lim b Ta?:n'14il2' °?= lirn tn = 1*35”‘1:°'”m + 9° ='
cm зу ьев и изги , . .
соответствующий базово- '-= 1.35-240 + 90 = 4141
му числу циклов пере- о _ _
мены напряжений °F1lmb2 "‘ l'35H§eMu + 90 д
=1,35.2oo+9o=36o
35. КОЭФФИЦИЕНТ, yqn- Кр‘, Табл. 4.12, при нереверсивной нагрузке
тывающий влияние дву- п. 1.2 Fe -_-.= ‚
стороннего приложения
нагрузки
4
36. эквивалентное число N Табл. 4.12, N ‚ = ‘ T ‚ Т . ”
циклов перемены напря- FE п 1.3.1 “Ш 1“ )/ И‘ )) Х
““"’"“ хмс, и = (16. 148-1-.0,8°.280+
+ 0,6“-580 + 0.4°-750- 10“) =
= 251,5 - 10“;
NFE2=NFE1/“ =
== 251.5-10°/4,45 = 56.5-10°
37. Коэффициент долго- Kn Ta6.n.l4é12, при A/FE) 4.106
вечности п. . KFL____ 1.0
23:52:12: “:2; = =
соответствующий экви- = 414-1-1 = 414;
BHJIeH1‘HoMy числу цик-
лов перемены напряже›
mm. МПа
н.
aF11m2 = °(1‘)"11mb2KFeKFL2 =
= 360-1-1= 360

114
Расчет элементов редукторов
Продолжение -табл. 4.13
‘тега: Ф°°“ё*:зз::н°:”:2с:::‘:““"°°
39. Коэффициент, учи- К ;,x Стр. 106 K;,x z 1,0
тывающий размер зубча-
того колеса
40. Коэффициент безо- Spp — SFp'—'-’ 1,7
пасности
(Т .
41. Допускаемое иапря— о Стр. 102 о _ “т” к’
жение изгиба при рас- FF FP1 SFP Fx‘
чете на выносливость 414
зубьев, МПа = 77 ‘Ю = 24353
°1=Р2“"‘3‚;_ Fx2—
360
42. Коэффициент формы Yp Табл. 4.11, Для 201 = 19 и Zv, = 84,5 no
зуба при расчете по п. 4 г афику (см. рис. 4.10) находим
местным напряжениям п = 2.07 И YF2 = 1.34
I
43. Ориентировочное а; Стр. 106 д] =——Б- X
эначенЁе диаметра дели- °°5
тельно окружности ше- 3 _ 2 д а
стерни, мм XV 20907:-1z1KFBKfvYm Х
КеКд
Х ‘VIE. ... ' X
Opp —. COS 10°46'29"
3 / 2000-580-181 1,3 X
1,1-1, «О, 81
X X 2602 00 =78:
здесь уг/“гр = (Yb/0FP)max =
=Yp2/Opp2=1,84/21l.8=0.0081
44. Уточненное значение Ym Табл. 4.11, Ym=0.678m°'2=0,678-4,17°’? =
коэффициента, учитыва- п. З ‚ ___ о 9
ющего модуль зацепле- "'
ния, мм Значение коэффициента опреде-
лено по величине
а; cos [3/z,=78cos 10°46'29"] 18 =
= 4,25
45. Окружная скорость, о о = лсЦщ/БО 00О°=
М/С = 3‚14-78-1460/60 ооо = 5,96
46. Уточняем значение K р” Табл. 4.11, По графику (см. рис. 4.9) нахо-
коэффнциента п. 2 Дим К ‚ед = 1,

Расчет цилиндрических передач Новикова _ 1_15
Продолжение табл. 4.13
б ‚ Номер Ф ‚
Параметр one‘??? “дай, gm °3aM§?<§aa‘L"§§°$°§a33§:;"He
47. Уточняем коэффи- Kpx Табл. 4-12. Крх = 1,0 при д“ < 400
циент ‚Кр, п. 2
48. Уточняем модуль, мм т Стр. 107 т’ = cost} X
1 4
X 3 KFvYmK’Fx ___'Z§_ X
Kl"‘vYr’nKFx _18
X cos 10°46’29”>(
3 1,o5.o,9.1,o
Х ‘тгтът’ = 4'04-
Округляем до ближайшего зна-
чения модуля по
ГОСТ 14186-69; т = 4
49. Уточняем диаметр а, Стр. 107 d1 = mzl/cosfi =
делительной окружности
шестерни, мм
= 4-18/cos l0°46’29” = 73,52
4.14. Пример проверочного расчета (исходные данные приведены на стр. I08)
Параметр
Обозн а-
чен ие
Номер
табл и
пункта, стр.
Формула. числовое значение
и указания к расчету
Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
1. Исходная
расчетная
нагрузка, Н -м
2. Число зубьев шестер-
ни и колеса
З. Вспомогательный па-
раметр
4. Коэффициент, учиты-
вающий распределение
нагрузки среди зон ка-
сания по ширине зубча-
того венца
5. Окружная скорость,
м/с
6- Коэффициент, учиты-
вающнн динамическую
нагрузку в зацеплении
Тн:
‘Рьа
Кнв
Стр. 102,
табл. 4.13,
п. 1
Табл. 4.13,
п. 8
Табл. 4.13,
п. 9
Табл. 4.6,
п.1
Стр. 101
Табл. 4.6,
п. 2
TH1 =
21-=18; z2= 80
1|Jbd= bu,/d1 = 100/9l,837= 1,09
Для передачи 3 (см. табл. 4.7)
имеем
Кнд = 1+ o,15xp,‘,;,5 =-_
=-. 1,o+o,15. 1,091-5: 1,17
v =-= ndlnl/60 000 =
= 3,l4-9l,837- 1460/60 000 = 7,0
По графику (см. рис. 4.3) нахо.
дим Кно= 1,03

116
Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4. 14
°s::::- W;’»‘;;3;$°.:»;p_ ¢°a:”;’;:',::::°:°,,°a::::;“"“
7. Коэффициент, учиты- Kc Ta6J1.34.6, Для ед = bw sin B/(gm) ==
вающий осевое пере- п. '___ . д _ =
нрытие : :0:7s1n 11° 28’ 42 /(3,l4 5)
По ’ графику (см. рис. 4.4)
K3 =3 9
§;.§‘u?3°,%""3§l2§2:’ хиты; “а “°:»:~6- кал = те в V 9+ W 9==
передаточное число = *8 11° 23' 42" X
Х V 4,444+1 а
4,444cos3l l°28’42'
= 0,232
9. Расчетное контактное о Стр. 93 -_= 3750 X
напряжение, МПа н о"
TH1Zl'5KHBKI1u
Х V am X
>< I/RE; = 3750 >‹
580-18‘-5-1,17-1,03
I 91,8373-2 мы“
= 335,3 _
10. Предел контактной о“ „т Табл. 4.8, он “ml = 495; Он “mg = 451,2
выносливости поверх- п. 1;
ностей зубьев, соответ- табл. 4.13,
ствующий эквивалент- п. 5
ному числу циклов пере-
мены напряжений, МПа _
11. Коэффициент, учи- ZR Табл. 4.8, ZR — 0,975
тывающий шерохова- п. 3
тесть сопряженных по-
верхностей
12. Коэффициент, учи- 2, Табл. 4.8, Для
тывающий число зубьев п. 4 вы = 2,/со5° В =
и ZU2 т‘ 22/C033 В 2 85
no графику (см. рис. 4.7) на-
ходим
221 = Z22 '=' 0,99 И
г, = 0,707 1/221 + 2„ =
= 0,707 |/ 0,89 + 0,99 = 0,969
13. Коэффициент, учи- Zm Табл. 4.8, для т = 5 Zm = 0.93
тывающий модуль пере- п. 5
дачи, мм

Расчет цилиндрических передач Новикова _ 117
Продолжение табл. 4.14
°.::°::::' ¢°P.:”;.:::.,;::::::°:°:a::::§""E
14- Коэффициент, учи- KL ТабЛ- 4-3. KL = 1,0
тывающнй смазку п. 6
15. Коэффициент, учи- Кнх Табл. 4.8, Km = 1,0 при d < 500 MM
тывающий размер зуб- п. 7
чатого колеса
16. Коэффициент, учи- KH9 Табл. 4.8, K не = 0,96
тывающий характер из- п. 8;
менения нагрузки табл. 4.13,
° п. 14
17. Коэффициент безо- Sup Табл. 4.8, s,,p' = 1,1
пасности п. 2
о ‚
18. Допустимое контакт- о Стр. 96 о = ..l.’_'.‘.'."_1...z z K
Hoe напряжение, МПа HP НИ SH P R Zzm L X
XKHxKH0 = -“,—9§.o,975 ><
x 0,969-0,98-0,96 .-_- 400;
OH Hm 2
OIIP2 = "§'l';P—' ZRZzZmK L Х
. 1,
Хкнхкнег- $12 0.975 ><
x 0,969-0,98-0,96 == 364‚6.
Условие прочности выполнено:
он = 335,3 < одр = 364,6
19 Расчетное напряже Стр 102 “на, =°н "'
. ' о о ах ""
ние, создаваемое наи- Hm“ TH‘
‘большей нагрузкой, МПа
1910
= 5, ]/___ =
33 3 580 610
20. Допустимое предель- пнртах Стр. 102 oflpmax = 2,5oT = 2.5 От? =
ное напряжение, МПа
== 2.5-400 == 1000.
Условие прочности вьтозгпено;
OH max = 608 < ОНР так = I000

118
Расчет элементов редукторов
Продолжение. табл. 4.14
Параметр
Обозна-
чение
Номер
табл. и
пункта, стр.
Формула. числовое значение
и указания к расчету
Расчет зубьев на выносливость при изгибе
21. Исходная расчетная
нагрузка, Н-м
22. Коэффициент, учи-
тывающий распределе-
ние нагрузки среди зон
касания по ширине зуб-
чатого венца
23. Коэффициент, учи-
тывающий динамическую
нагрузку в зацеплении
24. Коэффициент, учи-
тывающий модуль заце-
пления
25. Коэффициент формы
зуба при расчете по
местным напряжениям
26. Коэффициент, учи-
тывающий влияние гео-
метрии мест соприкосно-
вения профилей зубьев
на прочность при изгибе
Тп
Крв
КРо
Ym
Yr
Стр. 102
Табл. 4.11,
п. 1
Табл. 4.11,
Табл.
п. 3
Табл. 4.11,
п. 6
‘Тр1== 580
KF5 = 1+ 1,7 (K1-13 -— 1)=
= 1+ 1,7 (l,173— I) = 1,3.
Примечание. Впровероч-
ном расчете K рв необходимо
определять c учетом деформа-
ций валов, опор и тел зубчатых
колес. В данном случае такой
расчет не приводится, так как
настоящая таблица служит при-
мером определения параметров,
относящихся непосредственно к
зацеплению и не отражающих
влияния остальных элементов
передачи. Поэтому величина К рд
оставлена такой же, как и в про-
ектировочном расчете, но при
этом предполагается, что эле-
менты передачи имеют жест-
кость, достаточную для обес-
печения принятой величины К F3
При о= 7 м/с по графику
рис. 4.9 находим Кр„= 1,08
Для т= 5 Ym = 0,94
Для 2„1= 19,1 и 2„2= 85 по
графику рис. 4.10 соответствен-
но находим Урд = 2,07; урд =
= 1,84
Для 1‚25рщ‚/т =
_ 1,47521и
(и + 1) sin? Ь cos 11
1,475. 18.4‚444 _
5,444 O,l992~0,98
= 558
из графика рис. 4.11
К‘, = 5,0
НЗХОДИМ

Расчет цилиндрических передач Новикова _ 119
Продолжение табл. 4.14
Параметр
Обо зн а-
чение
Номер
таблицы и
пункта, стр.
Формула. числовое значение
и указания к расчету
27. Расчетное напряже-
ние изгиба, МПа
28. Предел выносливо-
cm зубьев при изгибе,
соответствующий экви-
валентному числу цик-
лов перемен напряже-
ний, МПа
29. Коэффициент, учи-
тывающий размер зуб-
чатого колеса
30. Коэффициент безо-
ПЗСНОСТИ
31. Допустимое напря-
жение при расчете на вы-
носливость зубьев, МПа
OF Hm
KFx
Стр. 102
Табл. 4.12,
п. 1;
табл. 4.13,
п. 38
Табл. 4.12,
п. 2
Табл. 4.12,
п. 3
Стр. 102
__20OOTp,zfKppKp,,YmYp1
“_ d%K3Kp cos?-B =3
2000-580-182-1,3 ><
>< 1.08-0.94-2,07
9ly8373"2‘5'0p983
Y
“не = “п "LL =
YF1
1,84
_ 1403-537- _ 125,3
О’
... 140.8;
= 414;
360
“F llml
OF 11m2 =
Kpxl = 1,0 для da; < 400 MM;
KFx2 = -' 1O-4da2 "д:
= 1,04 -—-10*‘-417,163 =
= 0,998 2 1,0
Spp = 1,7
_ OFllm1
°FP1" Т KFx1 =
414
= т 1,0 —- 243.5,
“F n 2
“PP-z= “а? KFx2 а
360
=т 1,0 —- 211,3.
Условие прочности выполнено:
оп = 140,8 < Опа = 243,5;
от = 125,3 < одра = 211,3.
Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
32. Расчетная макси-
мальная нагрузка с чис-
лом Циклов
No < 5- 104, Н-м
ф}
ТРМ1
Стр. 107
TFM1 = Т1тах = 1910
(см. рис. 4.2)

120
Расчет элементов редукторов
Продолжение р табл. 4.14
параметр 035113315 . ny£‘E:6:"e'pc’_:p ¢om:Iy§IlI:§13‘z:]1E:J;:oIl:oI‘:a3c]:xi<::$’HHe
33. Расчетное максималь- одм Стр. 107 одш = оп 7TFM‘ =
мальное напряжение, F1
МПа = 140,8 '9") = 463‚6
580
___ ТРМ1 __
“яма " “т TF1 “‘
1910
.._ 125‚З 580 _ 412.6
о
34. Допустимое напря- о Стр.107 о = 2,()3_ffl_ =-
жение, соответствующее FPL FF“ KFL1
ограниченному пределу
выносливости, МПа = 2,08 2‘:365 = 505,5
о.
= 2,08 -—‘—”i =
OFPL2 K“,
2.08-211.3 „
-— -— 4J9,5
35. ‘Коэффициент безо- Зррм Стр. 108 SFPM = 2.0
пасности ‚
. - 4,8H‘f°W‘“
3(6éu1%eonI¥m:nO:cTa?1aeg£;:& снам Стр. 107 орт" _ 31-‘PM F‘
деформации. МПа 4,8-240 _
_ ——Ёг- 1,0 _ 576,
4,8H§°W‘"
qFPM2 = 3FpM"' ' Fac-
4,8-2OO _,_
= _._Тб— 1,0 -_. 480
37. Проверка выполне- Стр. 107 от“ = 463.5 < OFPH = 505.53-
ния условий (4.2.13) и
(4-2-14) on“ = 463,6 < a,,,M1 = 576;
OFM2 = 412,6 < OFPL2 = 439,5;
on” = 412,6 < OFPM2 = 480.
Условия прочности выполнены

‚Середачи червячные цилиндрические 121
_._.
уч..-
4.3. ПЕРЕДАЧИ ЧЕРВЯЧНЫЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ
Проверочный расчет. Методические рекомендации построены аналогично
ГОСТ 21354-75. Однако, несмотря на подобие структур формул для расчетных и
допустимых напряжений, приведенные рекомендации имеют следующие особен-
нести:
принята во внимание современная тенденция более конкретного н полного учета
влияния технологических и эксплуатационных факторов;
расчетная нагрузка относится к минимальной суммарной длине контактных Jill-
ний, а не к ширине зубчатого венца;
коэффициент распределения напряжений по контактным линиям подтвержден
экспериментально исследованиями передач из оптически активных материалов nona-
рнзаименно-оптическим методом;
коэффициент неравномерности распределения нагрузки вдоль контактных линий
получен на основании решения контактной задачи для пары зуб-виток с учетом же-
сткости деталей и элементов передачи;
расчет на сопротивляемость заеданию выполняется по температурному крите-
рию Блока; '
учтен скоростной износ при определении допустимых напряжений; .
уточнены величины ряда коэффициентов, используемых при определении допу-
стимых нагрузок и напряжений, на основании обработки результатов испытаний
натурных передач с колесами из различных марок бронз, при разных смазочных ма-
чериталах, а также червячных редукторов с вариацией конструктивных пара-
метров.
Методические рекомендации распространяются на расчет червячных передач при
слтедующих условиях:
ълатериал червяка — сталь;
материал венца червячного колеса —оловянная или безоловянная бронза,
латунь, чугун;
межосевое расстояние не более 160 мм;
скорость скольжения не более 10 м/с;
объемная температура масла в ванне для индустриальных масел не более 95 °С;
для легированных масел -— в соответствии с паспортом на масло;
вид червяка: ZA -— архимедов, 21 — эвольвентный.
Виды расчетов, включенных в методические рекомендации, и цель их выполнения
указаны в табл. 4.15.
4.15. Виды и назначение выполняемых расчетов
Виды расчетов Цель расчета
Проверочный расчет на прочность по-
верхностей зубьев:
на контактную выносливость Предотвращение усталостного выкра-
шивания поверхностей зубьев
на контактную прочность от действия Предотвращение остаточной деформа-
пиаксимальной нагрузки ции или заедания поверхностей зубьев
на условия сопротивляемости заеданию Предотвращение схватывания, задира,
заедания, намазывания
Проверочный расчет на прочность зубьев
при изгибе:
на выносливость Предотвращение усталостного излома
зубьев
от действия максимальной нагрузки Предотвращение остаточной деформа-
mm или поломки зубьев

122 Расчет элементов редукторов
Проверочный расчет на прочность поверхностей зубьев.
Исходная зависимость ‘для определения расчетного контактного
напряжения
В каЧеСТВе ИСХОДНОЙ ЗЗВИСИМОСТИ ДЛЯ Определения pa_C'-ICTHOFO KOHTZKTHOFO напряже-
ния принята формула Герца для наибольшего напряжения при касании по обра-
зующим двух цилиндров:
1 1 1
0 г
н- Т wHm1_v¥ (4.3.1)
I -— V; Pup .
E1‘ E2
где шнт —- средняя удельная нормальная сила на единицу длины контактной линии.
Действительное значение контактных напряжений в червячном зацеплении от-
личается от напряжений, возникающих при контакте двух гладких цилиндров по
следующим причинам:
длина контактных линий ограничена и переменна;
приведенный радиус кривизны переменен по длине контактной линии;
сопряженная пара изготовлена не из идеально упругих и однородных материалов;
контактирующие поверхности разделены масляной пленкой;
контактирующие поверхности обкатываются и скользят друг относительно друга;
нагрузка переменна по величине;
давление в контакте зависит от эксплуатационных, технологических и конструк-
тивных факторов.
После преобразований расчетная формула для определения контактного напря-
жения при расчете червячного зацепления из условия контактной выносливости
примет вид
OH<O'Hr_; (41.3.2)
Юн:
он = zHzMzcKH0 д? ‚ (4.3.3›
где шн, — удельная расчетная окружная сила.
При О g б’ < 0,05
F K K K K
Юн‘: 21mm [ЕЕ J H3 Hf ;
Zmln
при б’ 2 0,05
ш = Рзпоткнвкпькнркн/ (4.3 5)
Ht "Е min
Допустимое контактное напряжение зубьев
до
°нР г” _HT,:1 KHNZRZSKLKHx- (4'3'6)
Допустимый крутящий момент на валу червячного колеса из условия контакт-
ной выносливости:
при 0 Q б’ < 0,05
о d 2 L
T ___ HP 2 2 mm ‚ 4. .
2H (ZHZMZCKHO) QKHEKJKHBKHI о ( 3 7)
при б’ > 0,05
2” ZHZMZcKHo 2KHEKDLKH5KHf . о .
Величины, вошедшие в формулы (4.З.3) — (4.3.5)‚ (4.3.7) и (4.3.8) определяют по
‘табл. 4.!6—4.18.
Порядок расчета величин, вошедших в (4.З.6)‚ приведен в табл. 4.22.

Передачи червячные цилиндрические 123
4.16. Порядок расчета величин, входящих в формулы (4.3.3)— (4.3.5)‚ (4.3.7)‚
(4.3.8)
Параметр 035,53‘?- Формула и указания к расчету
1. Коэффициент эквива- Кнв При непрерывном и повторно-кратковремен-
лентной нагрузки ном режимах работы (О g б’ < 0,05)
о-бтн 77-
Кнв= М „НЕ
Z
При повторно-кратковременном режиме ра-
боты с учетом уровня и продолжительности
пусковых нагрузок (6' 20,05)
0,5 "->
K ’ "117 6(‘~fl3J5m”+l) +
"E (°’5'"H+‘)(’“5H)
"" 0.5
+ Вн т“ (1- б).
Для типовых режимов нагружения значе-
H п ния Km; определяют по табл. 4.1
. . окаэатель степени т _ _
кривой усталости н тн " 8 "р" N HE < 107'
mH = 20 при А/НЕ> 107
1.2. Эквивалентное число NHE МНЕ = Т” ума,
Е Т2ПОГП
хм вы т
Tznom
1.3. Коэффициент Вн fiH=..- i
. _ М):
2. Коэффициент, учиты- Кн K =1 K0 K ._1 K
вающий неравномерность В “В +( „В г‘ ) "ш
распределения нагрузки
вдоль контактных линий
2.1. Коэффициент началь- Км, При т 2 O,5q
ной неравномерности рас- -
3q+8 0‚38т+0‚18
пределения нагрузки K0 = 1 _ _
вдоль контактных линий нв + 34+1 2»54m2+3v94m+0»1 X
2% .
X q<q+2x> ’
при т < O,5q
3q + 8 0.3852 + O. 18
о =1
KHB + 3q+l 2,e4m2+3,94m+o.1 X
X 2% 3 з;
4 (Ч + 2‘) г’: °

124
Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.16
Обозна-
ПЗРЭМЕТР Чение Формула и указания к расчету
2.2. Поправочный коэф‹ К д Значения коэффициента приведены в табл. 4.1
фицнеит
2.3. Коэффициент, учи— К „и, При малой и средней твердости поверхно-
ть1ва1ощии приработку стей зубьев (НВ<, 100) Кнш= 0,2; при
зубьев и витков повышенной твердости зубьев (НВ > 100)
Кнш 1 0,3
3. Коэффициент точности Кн; Значения коэффициента см. в табл. 4.1
4. Коэсрфициент, учиты- ZH Для червяка Zl
вающий форму поверх-
ностей сопряженной чер- zH= V C°s_ W’ ‚
вячной пары C05 an S1“ Vb C05 1’
для червяка 2А
Z _ 2c0s2 уш
н —- —.—-————— .
s1n 2a,, cos y
- - 1 2E E
5. Коэффициент, учиты- 2м ZM_—_ У... 1 2
вающий механические д (1 — V1) E2 + (1 " "Ё E1
свойства материалов со-
пряженной червячной па-
ры, МПаОо"
1
6. Коэффициент, учиты- Zc гс = ;.____.:_..
вающий изменение сред- 1/Kcp
ней суммарной длины
контактных линий Значения Кср см. в табл. 4.33
1
7. Коэффициент распре- Кно Кнд=
деления напряжений по
контактным линиям
1/K122 + K2 '
Значения коэффициентов К1 и K2 B зависи-
мости от типа червяка определяют по табл.
4.20 и 4.21
4.17. Коэффициент эквивалентной нагрузки Km;
Режим нагружения
тн
1 11 111 I IV v v1 v11
8 1,0 0,79 0,67 0,56 0,47 0,40 0,33
20 1,0 0,84 0,79 0,73 0.68 0,64 0,59
4.18. Значения коэффициента Кд 4.19. Значения коэффициента
точности Кн;
. Коэффициент диаметра
Число червяка а
витков Степень
"°°“""" г‘ 8.0 10.0 12.5 16.0 б 7 3 9
3675-81
1 1,00 1,00 1,00 1,00 +-
2 1,05 1,03 1,02 1,01
4 1,09 1,07 1,04 1,02 КН! "О "05 ‘до “б

125
Передачи червячные цилиндрические
е I I «он зов I I I I I I I I
ы оо.и mood за _oo.o mow иоо.о бы Зов юты Ео.о mod под о. Т!
_ mam иоо.о Б.и mood 3 и ooo.o „вы ооо.о Бы „за бы. ю_о.о
т | I „вы mood „вы Bod еды год I I I I
и за юоо.о mam юоо.о от и ооо.о Fm o_o.o оды Sod om.“ оио.о m.oI
д юты юоо.о очи Sod очи mad ют и ma... ё и юза Sum Bod
v вы юоо.о Вы юоо.о cow ЕЁ ёж «mono а; Rod «ma юио.о
и оо.и юоо‚о вы оооо ио и ю_о.о от _ to o mm; «mod оо.и _ио.о о.о
_ очи юоо.о о_.и и_о.о was Sod ычы Bod ио.и оио.о вы оио.о
т :3 Bod 8; sod „д. само Bu дев Еж Rod з; mac...
и „к; :o.o E; memo Ем ms o „вы as o 8 _ мыса „в; ac... m.o+
_ am; mad 8.. ms o ою _ Sod Ё. _ 23. E... мыса оюд иио.о
е I I mm; юза RH. some emu ход аж ac... 8.. Sod
и юЁ Еоо mo; as o 3.. оио о $._ оио.о mm _ юио.о 9... юио.о о._+
_ mo; Sod В; o_o.o mm _ :3. am _ mad от; юио.о Е; юио.о
Q Q „К „Ж „К „К „Ж „И „Ж „К „Ж „Ж
штаммами r - ч шиитами
щ==ш иго
Ф— Е п. S ю ._.mw=.==GGmOvm
ь выпадов «newsman ...=o:::%0nov~
Q3 вещание: zznouozsxaa u зацепи: ЕЕ ...k в Ё шоьшь=иыееюоы Ёёиашшю .om.v

125 Расчет элементов редукторов
оооо.о
ooNo.o
. . оооо.о ооы ow _o.o No”. oNNo.o а; oNNo.o NN.N
N о; .N оооо.о вы оооо„о No.N o:o.o oo.N o:o.o „о; oNNo.o oo.N o_No.o o
_ B N Nooo o о; N т; „о о то N овод 2 N oo_o.o ото ооооо во оо_о.о
о u.. I. No: E _o.o „от о:о.о то; NoNo.o Е; oNNo.o оо; oNNo.o .
N mo; тооо о ооц «ого то._ N:o.o то; «ого „о; ооооо то; тоооо оо.о+
_ No N S55 оо _ того „о _ тт_о.о oo.N o:o.o No; ..:No.o E; ooNo.o
о 1.. I. NE ozouo «о; oo.No.o от; o_.No.o „т; оьооо ом; ooNo.o .
N E _ o. „о о M: _ ого о No; оо_о.о mo; oo_o.o то; :.No.o o5 ooNo.o о о+
о оо; oN_o.o ow; o:o.o No; No_o.o то; оо_о.о то; oNNo.o оо; oNNo.o
о | I. от; от_о„о тж; ооооо от; ооооо om; oNNo.o то; ooNo.o
N «от то_о.о mom oN_o.o No._ oo_o.o от _ то_о.о oi oN.No.o тт; ..#No.o ть.о+
_ E _ _о_о о E _ от_о о E _ $86 оо; оо_о.о от; oNNo.o в; ooNo.o
‚о | я. om; oo_o.o „о; о_оо„о то; ооооо NN._ oNNo.o oN._ оооо.о .
N от; оЕоо З; оозо то; ooNo o No; ooNo.o оощ отооо оп _ ттооо о Тт
_ No; o:o.o E; oo_o.o оо; o.:o.o Е; oo_o.o от _ ooNo.o от _ ooNo.o
„М „к „к „М „М „к „М „к „к „к ‚к „к
„м а мышцам:
ошхомьшъшотт Ё Ё о _ щ = точного
onus? ._.=w=:=&emovm
N
пмщщцот «newsman amumdseemovm
СЕ вскипает _E.::=um.=3mm u _.s§_2. ЕЕ Nk = „М шоь=о===еешо= цЁитошт ._N.¢

Передачи червячные цилиндрические
4.22. Порядок расчета величин из формулы (4.З.6)
Параметр O.?e°H3:ea' Расчетные формулы и указания к расчету
Г Условный базовый пре— 0}’, „т 0"), „ш = (0,75 —:- 0,90) cap
дел к°нтактн°й 3"“°°'""' Большие значения коэффициентов принима-
В°°ш 2 зубьев’ МПа ют для закаленных до твердости HRC э. 45,
(“Гс/см ) шлифованных и полированных червяков
2. Коэффициент безопас- SH SH = этан,
ности 1
2.1. Коэффициент, учи- Sm 8 нд = -1--—2——
тьтвающий нестабиль- " °о
ность механических свой- (принимают оот= 0,07, вероятность нераз-
С“ материала Червяч’ рушения рабочих поверхностей зубьев ко-
НОГО Колеса леса Р ==
2.2. Коэффициент, учи- SH, Принимают по табл. 4.23
тывающий способ отлив-
кн заготовки червячного
колеса
тН 107
3. Коэффициент срока Кнм Кнм= 77-
службы 2,
4. Коэффициент, учиты- zR Принимают по табл. 4.24
вающий шероховатость
поверхности зубьев чер-
вячного колеса
5. Коэффициент скорости 23 Z5 = I/[(Hvl(Ho,
__ I + 0,7-30c“
Где Kflg -— т?’
1+0.35v2 .
"”°“T+a‘—' ‚
6. Коэффициент, учиты- К L KL = 1,05 для масла цилиндрового 52
вающий влияние смазки (ГОСТ 6411-76) при t ванны < 95°C
KL= 1,10-.'-l,l5.IlJIa масла ИГП
(ТУ 38-101413-78)
7. Коэффициент, учиты- K н, К „х = 1,0
вающий размеры пере-
дачи (масштабный фактор)
4.23. Значения коэффициента S1-12
4.24. Значения коэффициента ZR
127
Наименование Способ S
Mflepggna отливки H2 Шероховатость pggoqen
Б Офюд поверхности а а
БЁОФЮ’! Ё’ Ц червячного колеса. мин ZR
БрО1ОНФ1 K 1,10
Бр0КЦ6-2‚5-1 п, к 1,06 Ra R,
БрАЭЖЗЛ П 1,08
ЁЩЖЗЛ к, д 1,05 =o63 125 32 6
э "— я я “ 73
ние cgogogo:engrgg:Hl'f'--);cJ:1%?:?I?a:ug6g:>l::;:; 1.6-2.5 в-ю 0,93
mzegnggxunb: Ц -- центробежное: д -— под 4-10 20-40 0,95

123 Расчет элементов редукторов
Расчет на контактную прочность при действии
максимальной нагрузки
Условие контактной прочности
< °HPM- (‘L3-9)
Расчетное контактное напряжение от действия максимальной нагрузки
“Нм
шнгм
“нм = Z!-IZMZcKHo dz ' (4'3' ю)
где штм- удельная расчетная окружная сила от действия максимальной нагрузки:
F2nom
wHtM ‘ T"" -K|1MKHBKHf' “'3' 1 1)
2 mm
Значения Кдм, Lxmm, гидом —- см. табл. 4.33; остальные коэффициенты — см.
табл. 4.16.
Допустимое контактное напряжение Онрм при расчете на максимальную нагрузку
для оловянных бронз равно 4от,. для безоловянных бронз — 201».
Расчет активных поверхностей зубьев из условия,
отсутствия заедания
В специальной литературе по червячным передачам используют термин «терми-
ческая мощность» редуктора. Под этим понимается мощность, подводимая к редук-
тору, при которой температура его масляной ванны достигает некоторой предельно
допустимой величины. Предельная температура в зависимости от сорта масла равна
75--95 °C. Принято считать, что термическая мощность определяет нагрузочную спо-
собность редуктора. Однако существуют и другие критерии предельной нагрузочной
способности. Например, при использовании колес из безоловянных бронз выпол-
няют расчет на заедание.
Часто для одного и того же редуктора предельные нагрузки по «термической мощ-
ности» и заеданию не совпадают, а иногда отличаются в несколько раз. Анализ при-
чин выхода из строя червячных передач показывает, что передачи теряют работоспо-
собность при нарушении нормального режима трения в контакте, когда разрушается
смазочная пленка, разделяющая поверхности трения червяка и колеса. При этом
температура масляной ванны может быть как меньше, так и больше указанных пре-
делов. В связи с этим объемная температура масляной ванны не может быть непо-
средственно связана с нагрузочной способностью редуктора, поэтому термин «Tep-
мическая мощность» в его прямом значении теряет смысл. Критерий типа pfin = с
также не дает полной картины теплового состояния контакта, поскольку отражает
лишь действие мгновенной температуры.
Наиболее полную картину дает критерий Блока, учитывающий как объемную 03,
так и местную 13 температуры вспышки масла в контакте:
‘аз-к- 6 = fix < йкр, (4.3.12;
Разрушение пленки масла происходит при температуре в зоне контакта, превы-
шающей некоторую критическую температуру Окр, определяемую в зависимости от
сорта масла и химического состава материалов червячной пары.
Определение изменений геометрии и напряженного состояния контакта червяч-
ной пары вследствие износа, а также влияния этих изменений на температурное поле
трущихся поверхностей позволило получить рабочую формулу для определения ме-
стной мгновенной температуры вспышки в зоне контакта червячной пары
Fgnfnl Qmax 0.22am 1/ к '
0 == ' _ —-—- . 4.3.13
(Ад + A2) ( ЗОЛ + ‚п ) 2005 ( )

Передачи червячные цилиндрические 129
Объемная температура масла в червячном редукторе, приблизительно равная
температуре поверхностей трения червячной пары, может быть рассчитана по изве-
стной формуле
t~fi__ N1(l*"]1,2)
3 S ‘}7BKF<1+¢>
Значения коэффициента Kfw получены опытным путем.
Применение легированных масел изменяет физическую картину несущей спо-
собности окисных пленок в зависимости от давления и температуры, поэтому кри-
терий Блока для легированных масел не является универсальным.
Крутящий момент на валу червячного колеса из условия отсутствия заедания
‘дкр-Кйдв
А+Б °
Порядок расчета активных поверхностей зубьев из условия отсутствия заеда-
ния приведен в табл. 4.25.
+ {г (4.3.14)
(4.3.15)
Таи =
4.25. Порядок расчета из условия отсутствия заедания
Обозн а-
Параметр чение Формулы и указания к расчету
1. Коэффициент перехода Ко До получения надежных эксперименталь-
от температуры поверх- ных данных принимают
ностей трения к темпера- Ко = 1,0
туре масляной ванны
2. Коэффициент, учиты- Kfw Принимают в соответствии с табл. 4.26
вающий продолжитель-
ность включения
3. Мощность на червяч- N1 N1=
HOM валу, Вт “ЧМ
4. Коэффициент полезно- т. = .ifl__.
ro действия прямого хода 2 пи 18 (Yw + P-)
червячной передачи
5. Коэффициент теплопе- К Определяют по табл. 4.27
редачн xoponyca редукто-
ра, Вт/(мг- С)
6. Коэффициент, учиты- ф Принимают в пределах О—О‚3 в зависимости
вающий теплоотвод от площади прилегания корпуса редуктора
в плиту или раму к плите или раме
N1 (1 — 111 2)
7. Температура поверх- 1‘) K963: ' +t
ностей трения, °С S ККЁВЁ (1+ Ф)
8. Нормальная нагр зка F F = 2T’“°m
B зацеплении, Н у т 2n dz C057/C05 an
9. Приведенный угол тре- р. р, == —О,О16 1п VCR + 0,059
ния, рад
10. Коэффициент трения f = tg р.

130
Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.25
ПЭРЗМЭТР 9.22.113’ ФОРМУЛЫ И указания к расчету
dl
11. Отношение диаметров — ___I-
впадин и вершин червяка “а,
I2. Максимальная без- Gum определяют из графика тю 4_12
размерная температура
вспышки
13- КОЭФФИЦИЕНТЗ УЧИТЫ‘ гм Определяют по табл. 4.16
вающий механические
свойства материалов чер-
вячной пары‚ МПа0.5
14. Минимальная сум- Lzmm L2 mm = 4m Мал. |"—_"__ 2,3,
марная длина контакт—
ных линий, м _
15- пРИВедеНнЫЙ РЗдИУС Pup Для червяка Zl: рд = ____.а2 Sm Vb
кривизны, м р 2сов ya,
Для червяка ZA : pup = _g
I6. Ширина площадки 2Ь 2b = 4 V Р“ _2£EP_.
K01-I'l'3K'l'a, м LE mm nzlfw
17. Скорость качения, м/с он „В = 1,63 ДЕД,
и
18. Коэффициент темпе- я ,,,= Е.
ратуропроводности мате- GP
риала червячного коле-
са, M’/c
19. Местная мгновенная 0 fin: F ‘п, "160 em” + О'Ши!” Х
температура вспышки, °С 7»: + la ЗОЛ ит V 5
к
X V 2bUg
20- кРИТИЧеСКаЯ T°M"°P3' акр Принимается по табл. 4.28
тура разрушения масля-
ной пленки, °С
2|. Вспомогательная ве- А А = Коши’ Hg (W + Щ — tg "Ы
личина. °С/(Н- м) и 18 vwK K 7331” (1 + Ф)
22. Вспомогательная ве- Б = 2/"160
личина, °С/(Н-м) dz cosy cos an (м + A2)
Эта; 0.022aw V K
X( ЗОЛ + um}/55) 2bU3
23. Крутящий момент на T20 T2 ____ ‘3‘np—Ko’a
валу червячного колеса а А + Б
из условия отсутствия за-
едания, Н-м

Передачи червячные цилиндрические
131
3,0
да
2,5
2,4
Рис. 4.12. График для определения макси-
мальной безразмерной температуры д?
2,0
7,6
0 G? G9 0.5 0,8 11
да:
4.26. Ориентировочные 4.27. Ориентировочные значения
значения коэффициента Kj’7B K09‘1"13"llH€HT3 K
Частота вращения чер- 12,5 16,7 25,0
f(1/B, 25 40 60 100 вяка‚ с'1 (об/мин) (750) (1000) (1500)
О
К, Редуктор 17,4 20,9 27,9
Вт/(м2-°С) с обдувом
‘,’7B 2,6 2,2 1,5 1,0
Редуктор 15,1 17,4‘ 22,1
без обдува
4.28. Критическая температура бнр разрушения масляной плитки
Вязкость (Mm/c)°gpu температуре,
Марка масла, Критическая
номер ГОСТа темпераТУрд
акр. °с
20 50 100
дизельное ДС 11, ГОСТ 8581-78 До 2,5-103 — 11 145
Автотракторное AK-15 1,5-103 123 15 140
Ндустриальное И-50А — 47-55 — 140
Х ОСТ 20799—75
Виа м - ‚ . 3
l‘OC11‘Ln2<)lrI7z‘11<:)3<:76C20 1,39 10 158 20 210
"‘"""11P0B0€ 24. — 250 20-28 155
ОСТ 38-0185-75
""‘“"1lP0B0€ 52. 8-103 650 50-70 180
Т 6411-76
‘А

132 Расчет элементов редукторов
Расчет зубьев на выносливость при изгибе
Расчет ПРОВОДИТСЯ ИЗ СЛЕДУЮЩЕГО УСЛОВИЯ ВЫНОСЛИВОСТИ Hp}! изгибе
OF < Opp. (4.3. 16)
Расчетное напряжение изгиба
w K
oF=YF (4.3.17)
где "' удельная раСЧеТНаЯ Окружная Сила;
при 0 g б’ < 0,05
w = ; 4.3.18
Ft L2 mln KCD ( )
при б’ 3 0,05
F2110”! _ KFEKHI K1-‘BKFI
Ё пни Kcp I (4v3-
Допустимое напряжение при изгибе
09,. .
on, = St“ YRKFNK,.~x. (4.320)
Допустимый крутящий момент на валу червячного колеса из условия изгибной
выносливости
при 0 g б’ < 0,05
о d L K т
FP-2 .
Zmln (‘p _ (4321)
т = ‚
гг 2y ,,K,,EKU.1<FB1< „КР,
при 820,05
о dL "K m
Т = РР 2 2min ср . . .
2F 2YFKFEKrILKFBKFz;KI~‘f (4 3 22)
Величины, входящие в формулы (4.3.l7’)—(4.3.l9), (4.3.2l), (4.3.22), определяют
по формулам из табл. 4.29, 4.30 (см. также табл. 4.33); величины, входящие в
(4.3.20),— no формулам из табл. 4.31.
4.29. Порядок расчета величин, входящих в формулы (4.З.17) (4.3.19),
(4.3.21)‚ (4.З.22)
Обозн a-
Параметр чение Формула и указания к расчету
1. Коэффициент эквива- Крд При непрерывном и повторно-кратковремен-
лентнои нагрузки ном режимах работы (0 g б’ < 0,05)
'"F
KFE = 1/——1;/VFE
2
При повторно-кратковременном режиме ра-
боты с учетом величины и продолжительно-
сти пусковых нагрузок (б’ 2 0,05)
mp б (1 _ Bml,-+1) m
KFE= \/ (mF+,)(’f_BF) :rsp”<1—6>.
Для типовых режимов значения Км; опре-
деляют по табл. 4.30

Передачи червячные цилиндрические I33
Продолжение табл. 4 .29
Обозна-
Параметр “Hue Формула и указания к расчету
П Показатель степени ml, т}, = 9 при NHE Q 10“;
кривы,‘ усталости т}, = 20 при NHE > 10°
Тай ’"F
1.2. Эквивалентное число А/рд мрд= -7т——) Мс;
циклов нагружения 2n0m
mp 2Nci( г}! )’”Р
1.3. Коэффициент BF Вг= д 2"
м:
2. Коэффициент прочно- Yp Определяют по графику (рис. 4.13)
сти зуба червячного ко-
леса
3. Коэффициент точности Кр; До уточнения принимаем
Кг; = KI-If
4. Коэффициент, учиты' KFD Кр” 5 1,32 при т’: .-= 9;
вающий повышение на-
пряжения изгиба вслед- Крд = 1.39 ПРИ mp = 20
ствие износа зуба
5. Коэффициент, учиты- K pg K „в = 1 + (K‘},.B — 1) K Fm
вающий неравномер-
ность распределения на-
грузки вдоль контактных
линий _._____
5.1. Коэффициент, учи- K‘}.~B K‘;-B т 1/ К‘}д3Кд
тывающий неравномер-
ность распределения на-
пряжений у основания
зуба в начальный период
работы передачи
5.2, Коэффициент, учи. Kpw До уточнения принимают
тывающий приработку Km = КНШ
зубьев Значение Кнш ~ см. в табл. 4.16
Рис. 4.13. График для определения коэффи- 20
цнента прочности зуба червячного колеса
Yr
2, 4
2,2
7,6
46‘
Х=+
Ж=+7
20 40 50 00 /00
I, 4
/20 /40 г, '

134
Расчет эле ментов редукторов
4.30. Коэффициент эквивалентной нагрузки Крв
Режим н агружения
'"F
1 11 111 IV V У! l V11
9 1,0 0,84 0,77 0,72 0,66 0,62 0,57
20 1,0 0,89 0,86 0,83 0,80 0,77 0,75
4.31. Порядок расчета величин,
входящих в формулу (4.3.20)
Обозна-
Параметр чепце Формула и указания к расчету
1. Условный базовый предел 02. „т Для бронз при нереверсивной работе
выносливости з бьев п и из- о _ _°_.
rude. МПа у р OF "т _ (Одз ‘ 0'44) UBD
To же, при реверсивной работе
0(1)’-‘lim = (0»3 + 0'4) Onp
Большие значения — для закаленных
(HRC > 45), шлифованных и поли-
рованных червяков
2. Коэффициент безопасности 8р Sp: Sp1Sp2Sp,
2.1. Коэффициент, учитываю- Sp; S1.-1 = 81-11
щий 3°P°’m*°°'"’ “Pe”«°T3Pa‘"~e' Значение 81-11 — см. в табл. 4.22
ния усталостного излома зубь-
ев червячного колеса
2.2. Коэффициент, учитываю- SF2 Sp; = Sm
щий способ отливки заготовок Значение Sm _ см в .,a5_,,_ 4_23
2.3. Коэффициент, учитываю- 8рз См. табл. 4.32
щий степень ответственности
червячной передачи
’"F I0‘
3. Коэффициент срока службы Крд, Кр„= '——N
2
4. Коэффициент, учитывающий YR При зубофрезеровании уд= 1,0, при
шероховатость переходной по- поверхностном упрочнения (дробе-
верхности зуба струйная обработка, выглаживание вы-
кружки зуба и т. п.) YR= 1,1
5. Коэффициент, учитывающий Кр, Kpx = l
размеры червячного колеса
4.32. Значения коэффициента 8р3
Малая Большая
СТЕПЕНЬ OTBBTCTBCHHOCTH детали СТОИМОСТЬ СТОИМОСТЬ
деталей деталей
Поломка детали не вызывает остановки машины 1,0 1,1
Поломка детали вызывает остановку машины (без су- 1,1 1,2
щественной порчи смежных деталей)
Поломка детали вызывает либо аварию всей машины, 1,2 1,3
либо окружающего оборудования

Передачи червячные цилиндрические 135
-———_4
Расчет на прочность при изгибе от действия
максимальной нагрузки
‘Условия прочности при изгибе
одм < oFpM_ (41.3.23)
Расчетное напряжение изгиба от действия максимальной нагрузки
w
0FM=YF (4.324)
где wp,M — удельная расчетная окружная сила от действия максимальной нагрузки:
F‘-’n0m KIIMKFBKFI
wFtM = L Kcp
2 min
Значения Кпм, 1,2 mm, F2 “om, Ксропределяют по табл. 4.33; KFB. KFf— CM.
табл. 4.29, Ур - no графику (см. рис. 4.13).
Допустимое напряжение изгиба оррм при расчете на максимальную нагрузку:
Медные сплавы .. . . . . . . . . . . . . .. . . . . . .. 0.80,.
a n o a - o I00 с o o o o a o о0000000о0а.
4.33. Предварительно вычисляемые величины
Вид расчета‘
ОбОЗН а- Формул а ‚
параметр ченне - указания к расчету
Н F a
1. Число зубьев червяч- г, + + + ,2 = ‚д,
ного колеса
2. Целительный диаметр d, + + — d2= „щ
червячного колеса, м
З. Частота вращения чер- n, n2 _—_ 31.
вячного колеса, с'1 и
4. Основной угол ПОДЪ‘ ‘Yb + + + cos vb = cos a,,‘cosv
ема (для ЧЭРВЯКЗЪ Рад по гост 19650-74
5. Начальный угол подъ- у + + + 1 = _Ё_.
ема, рад ш gvw 4+2‘
no ГОСТ 19650-74
6. Делительный угол у + + + tg Y = ,1/q
“°1“=°Ma» Рад по гост 19650—-74
7. Угол профиля в нор- сад + - — tg an = {д ax cos т
мальном сечении червя-
Ка ZA, рад
Ё‘ ДИЭМеТР впадин ‘WP’ df: — — + Для червяка 2!
яка’ м щ, = т (q — 2 — 0,4 cos у)
Для червяка 2А
щ, = т (q — 2,4)

136
Расчет элементов ‚редукторов
Продолжение табл. 4.33
Вид расчета‘
пара метр 0:313:43. укаэаЁЁЁМЁЛЁаЗСчщ
H F a
9. Диаметр вершин вит- da, — - + да‘ _.= т (q+ 2)
т" "‘*-P'””‘3» м по гост 19650-74
10. Коэффициент смеще- х + + + х = £2’. _ 0,5 (‚я _|_ д)
ния червяка т
по ГОСТ 19650--74
ll. Приведенный радиус pup —— — +
кривизны, м:
для червяка Zl =__‘?2_5'*mi
р“ 2cos‘*' vw
d эта
для червяка ZA pup =
12. Приведенный угол р. — — -|— = __0 015 1 53
трения, рад и ' п 0°" + 0'0
13. Эквивалентное число ад — + — ‚о = _fl;__
зубьев червячного колеса сов“ yw
I4. Окружная скорость 0, + + + „а = „дм
червячного колеса, м/с
15. Скорость скольже- осн + + — „он = "’""1 (4.-F 2*)
ния, м/с cos м,
16. Скорость качения, он — — -|- U“: 1,63 "w”1
м C U
|7. Минимальная сум- L2 mm + + д}: mm = ‚т, l/“"—"q+ д __ 2,8,‘
марная длина контакт-
ных линий, м
18. Относительный мо- б: + —|- _. ‚г, = _m_
дуль то '
где то = 0,001 м
19. Коэффициент неуста- б‘ -|- + __ д: = ‘нд
новившегося движения $2
20. Коэффициент неуста- б —|— + _. д = 1 __ K В (1 __ (у)
новившегося движения д ’
c учетом жесткости есте- где КдВ — к°эффициент› УЧИ‘
дневной характеристики тывающий жесткость естествен:
:2: *:::.:::;::::;::::%::::::;;“B::
гателей Km, = 0,
21. Машинное время ра- Ё: + + —|— ts = ОЮНККРКОПВ
боты передачи, ч

Передачи червячные цилиндрические 137
Продолжение табл. 4.33
Вид расчета*
П Обозна- Формула.
драме‘? ченне указания к расчету
н F
22. Число циклов нагру- Ncg + + Ne: = засели,
жения, соответствующих (мс, = 50,125)
действию моментов T25
23. Суммарное число N}: + + М: = 3600n,tz
циклов нагружения (мд = водвгд)
T21.
24. Коэффициент пере- Km + — Кдд = T
грузки при действии мо- 2 "°"'
мента Tu T
25. Коэффициент пере- Кпм + + Кцм — Т Ш
грузки при действии мо- 2 "°"‘
мента Там
26. Коэффициент, учиты- KJ + + CM. табл. 4.34
вающий характер при-
ложенной нагрузки
2T2 nom
27. Номинальная окруж- Радж + — F а nom = ——d—-
ная сила, Н 2
28. Коэффициент изме- Kcp + — Kcp = 1 + 0.01:1‘: I/4+ 1
нения средней суммар-
ной длины контактных
линий
"‘ Условные обозначения видов расчета: Н — на контактную прочность; F -— на проч-
ность при изгибе; а —на предотвращение заедания.
4.34. Коэффициент Ку, учитывающий характер приложенной нагрузки
Вид нагрузки К
Машины, работающие с небольшими толчками малой частоты и малыми 1,05
вибрациями (токарные станки, вентиляторы, воздуходувки центробеж-
ные и пропеллерные)
Машины, работающие с толчками большой частоты и вибрациями (порш- 1,08
невые машины, насосы центробежные, ротационные, шестеренчатые) „
Машины, работающие со значительными толчками и ударами (компрес- 1,12
соры, продольно-строгальные станки, ленточные транспортеры, ковшовые
и скребковые элеваторы)
ашины с резко меняющейся неравномерной нагрузкой (Лесопильные 1,17
Рамы, крановые передачи, грохоты, мешалки, мельницы)
Машины, работающие с резкими толчками и ударами (камнедробилки, 1,28
Ножницы, ковочные машины)

138 Расчет элементов редукторов
Примеры проверочных расчетов червячных передач
Исходные данные для проектировочного расчета и порядок предварительного вы-
числения параметров приведены в табл. 4.35 и 4.36; расчеты на контактную вынос-
ливость активных поверхностей зубьев и на условие отсутствия заедания поверхно-
стей зубьев — в табл. 4.37 и 4.38; B табл. 4.39 дан расчет на прочность зубьев при
изгибе, в табл. 4.40 —- механические характеристики материалов для венцов червяч-
ных колес.
4.35. Назначаемые и регламентированные величины (исходные данные)
Параметр 035,53: Числовое значение, указания
1. Крутящий момент на валу червяч- T2 пот T2 „от = 363
ного колеса, Н-м
2. Общее число часов работы пере- tn t3= 20000
дачи, ч
З. Режим работы Типовой режим 1
4. Характер приложения нагрузки Толчки большой частоты
5. Частота вращения червяка, с°1 щ n1 = 25
6. Модуль, м т т = 0,005
7. Коэффициент диаметра червяка ,q q= 9
8. Число витков червяка г; 21= 1
9. Число зубьев червячного колеса г, z,= 31
10. Коэффициент смещения червяка x x = 0
ll. Межосевое расстояние, м aw a,,,= 0,1
12. Тип червяка - 21
13. Угол профиля в нормальном се- an an = 0,34906
чении зуба рейки, сопряженной с
эвольвентным червяком, рад
14. Основной угол подъема, рад уд vb = 0,36550
15. Начальный угол подъема, рад ‘Yw уш = O,1l066
16. Целительный угол подъема, рад у у = 0,11066
17. Материал:
червяка — Сталь 18ХГ Т
червячного колеса — Бр0Ф10—1 (литье в кокиль)

Передачи червячные цилиндрические 139
Продолжение табл. 4.35
Обозна-
Параметр ченне Числовое значение, указания
18. Модуль продольной упругости ма-
териала‚ МПа:
червяка E1 E1 = 2,06- I05
червячного колеса Е, E, = 1,01-105
19. Коэффициент Пуассона материала:
червяка v1 vi = 0,300
червячного колеса V2 ‘V3 = 0,335
20. Делительный диаметр червячного d, ‹1„= 0,155
колеса, м
21. Предел прочности при растяже- одр овр= 343
нии материала червячного колеса,
МПа
22. Предел текучести материала чер- от от = 206
вячного колеса, МПа
23. Твердость витков червяка -— HRC 56
24. Шероховатость поверхности зуба — Ra 0,63
червячного колеса
25. Степень точности (ГОСТ 3675-81) -— 8-—8—7—Ba
26. Поверхность охлаждения корпуса F F = 0,33
редуктора, м”
27. Температура окружающего воз- tn tn = 20
духа, °С
28. Коэффициент теплопроводности
материала, Вт/(м-°С):
червяка м 3.; = 52,3
червячного колеса А, А, = 49
29. Удельная теплоемкость материала с с= 418,68
червячного колеса, Дж/(кг-°С)
30. Плотность материала червячного р р= 8760
колеса, кг/м”
31. Марка применяемого масла
Цилиидровое 24
OCT 38-0185-75

140 Расчет элементов редукторов
4.36. Предварительно вычисляемые величины
Параметр Oq6e°,f':§' Числовое значение
31
1. Передаточное число и и = Т = 31
25
2. Частота вращения червячно- n2 из = ——l. = 0,806
ro колеса, с’ 3
3. Диаметр впадин червяка, м ед ед = (9 — 2,4)-0,005 = 0,033
4. Диаметр вершин витков чер- ад dai = (9 + 2)-0,005 = 0,055
mm’ м о 155 о 35 2
‘ 1 ' 1
Зььпзиведенный радиус кривиз- одр „р _ _ о,0278
6. Приведенный угол трения, р и = -0,016 In 3,55 + 0,059 = 0,039
Pall
31
7. эквивалентное число зубьев г 2 = -——— = 31 6
червячного колеса о ° 0.993883 '
8. Окружная скорость червяч- о, о, = 3‚14-О‚155-О‚806 = 0,392
ного колеса, м/с
9. Скорость скольжения, м/с осн осн = 3,14-0,005-25-(9 + 0)/0,99388 =
= 3,55
10. Скорость качения, м/с он он = О‚О28-О,1-25-60/31 = 0,1355
11. Минимальная суммарная L2 mm Lz mm = 4-0,005 V9 + 1 — О =
длина контактных линий, м _
— 0,О6З3
12. Относительный модуль п? г? = = 5
13. Суммарное число циклов N2 А’): = 3600-20 000-0,806 = 5,8-101
14. Коэффициент перегрузки Km, Кдд = 1,0
при действии максимальной на-
грузки
15. Коэффициент, учитываю- К, К; = 1,08
щнй характер приложенной на-
грузки
2-363
16. Номинальная окружная F2 „от F2 „от = T. = 4684
снла, Н 0' 55
17. Коэффициент, учитываю- Kcp Kcp = 1 + 0,01-5 I/'9 + 1 = 1,16
щий изменение средней суммар-
ной длины контактных линий

Передачи червячные цилиндрические 141
4.87. Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
гг)
об Номер
Параметр “£333: ¢?r‘;B6{x'I1,”' Числовое значение
пункта
1. Коэффициент эквива- Km; Табл. 4.16, Km; = 1
лентной нагрузки п. 1
2. Коэффициент началь- K?” Табл. 4.16, При 21= 1 Kgm = 1,36
ной неравномерности рас- п. 2.1
пределения нагрузки
вдоль контактных линий
3. Коэффициент, учиты- К „ш Табл. 4.16, К „ш = 0,2
вающий приработку п. 2.3
4. Коэффициент, учиты- KHB Табл. 4.16, Кнд = 1 + (1,З6 — 1)-О‚2 =
вающий неравномерность п. 2 = 1,072
распределения нагрузки
вдоль контактных линий
5. Коэффициент точности Кн, Табл. 4.18 Кн; = 1,05
4 84
6. Удельная расчетная (он, (4.3.4) шт = 326? 1. 1,08. 1,072 x
окружная сила, Н/м (4.3.5) ‚О
х 1.05 = 89 954
0.99388
7. , - Z T 6 .4.16‚ Z = =
Ba1(£<n?:%)¢£g;;;TnoBr;>:g1§- ” a Ё. 4 ” \/ 0.93969-0.3574. x
стей сопряженной червяч- Х 0‚9938
ной пары = 1,73
Z 1-2-2,06-105-1,01-10‘ _
8. Коэффициент, учиты- гм Табл. 4.16, М = 3,14 Ш _ 0,32) 1_0.+ -
вающий механические п. 5 + д _ 0‚3352) 2,05] х
свойства материалов со- Х ‘ОБ
пряженной червячной па-
ры, (МПа)0.5 = 22]
9. Коэффициент, учиты- Zc Табл. 4.16, Zc = —l—:— = 0,929
вающий изменение сред- п. 6 I/L153
ней суммарной длины
контактных линий по от-
ношению к минимальной
10. Коэффициент K1 Табл. 4.21 К1 = 0,0205
ll. Коэффициент K2 Табл. 4.21 K2 = 2,1
1
12. Коэффициент распре- K Табл. 4.16, K = =.-
деления напряжений по но ‘д. 7 но V 0.0205-31 + 2.1
контактным линиям = 0,605
13. Расчетное контактное он (4.З.3) он = 1‚73-221-О‚929-0‚6О5 X
напряжение зубьев, МПа
8,99-104
X “ ‘W

142
Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.37
об Номер
n3P3M91'P ...§’,;°‘f,‘§" ""’,‘Z,,‘3§,’_‘,"" Числовое значение
пункта
14. Базовый предел кон- о?! „т Табл. 4.22, 0% “m= 0,85.343 = 292
тактной выносливости п. 1
зубьев, МПа
15. Коэффициент, учиты- Sm Табл. 4.22, SH, = ———1___. = 1,163
вающий нестабильность п. 2.1 1 _ 20:07
механических свойств ма-
териала червячного колеса
16. Коэффициент, учиты- SH; Табл. 4.23 Sm = 1,125
вающий способ отливки
заготовки червячного ко-
леса
17. Коэффициент безопас- SH Табл. 4.22, SH = 1,163- 1,125 = 1,308
HOCTH n, 2
18. Показатель степени mg Табл. 4.16, mg = 20
п. 1.1
20 —-—*
19. Коэффициент срока К Табл, 4,22, _ 107 _
службы Н” п. З Кн” _ 5,8-107 — Од?
20. Коэффициент, учиты- ZR Табл, 4,24 ZR: 1
вающий шероховатость
поверхности зубьев ко-
леса
1/1+o.73-3,554+
21. K - z т б .4.22 = +°'35'°'392 =
cm оэффициент скоро 3 a :5 , Z3 l+3’55.l+0,392
= 0,803
22. Коэффициет‘, УЧИТЫ- KL Табл. 4.22, KL = 1,05
вающий влияние смазки п.6
23. Масштабный фактор Кн, Табл. 4.22, Km, = 1
п. 7
24. Допустимое контакт- одр (4.3.6) O’Hp=. 292 1.(),92.0,3o3 Х
ное напряжение, МПа 1:303
X 1,05-l = 173,2
25. Условие контактной он (4.З.2) он = 1533 мпа < от, =
ВЫНОСЛИВОСТИ _____ 2 МПа
26. Крутящий момент на T 4.3. T _—_ 173*?‘ ‘°°'°"55 2
валу червячного колеса ш $4.38 2” 1.73-221 Шах
из условия контактной Х 0,929-0.605
выносливости, H-M 0,0633 _ 406
Х 2-1-l,08.l.072-1,05 “

Передачи червячные цилиндрические
I43
4.38. Расчет поверхностей зубьев из усдювия отсутствия заедания
‚ Н
Параметр 033,33: тавлЁЁЁ Числовое значение
пункта
1. Коэффициент перехода Ко Табл. 4.25, Кд = 1,0
от температуры поверх- п. 1
ностей к температуре ма-
сляной ванны
2. Коэффициент полез- п, , Табл. 4.25, п, , = —°'—“—‘—l—l— .—_ 0,7369
ного действия прямого ` п. 4 ° (M5078
хода редуктора
4 1- ‚2 -2
3. МОЩНОСТЬ на червяч- N1 Табл. 4.25, М = = 3100
иом валу, Вт п. 3 ' '
4. Коэффициент теплопе- K Табл. 4.27 K = 27,9
редачи корпуса редукто-
ра, B1‘/(M’~°C)
5. Коэффициент, учиты- ‘I173 Табл. 4.26 ‘,’7B = l
вающий продолжитель-
ность включения
6. Коэффициент, учиты- ф Ta6I.;1. -(15.25, ф = 0,1
вающии теплоотвод в пли- .
ту или раму
_ 103-3.1 (I —0.7369)
X +
›< (1+o,l)
+ 20 =.- 101
8. принимаемый крутя- T2 nom T2 погп = 451
щий момент на валу чер-
вячного колеса, Н-м I
45 -2
З*ЗЕ$.З’„“З‚1’Ь'::ЬЁ”Н““РУЗ“Э F2" T8632 3'25’ Р” " 0.155-0.99388-0.93969 =’
= 6231
10. Коэффициент трения f Табл. 4.25, f= ‘ее 0,039 = 0,039
п. 10
11. Отношение диаметров Ё Табл. 4.36, -di = = 0,6
впадин и вершин червяка ‘101 пп. 3, 4 ‘101 0'055
12. Максимальная без- Эта, Табл. 4.16 От, = 2,28
размерная „ температура
вспышки масла
13. Коэффициент, учиты- гм Табл. 4.37, гм = 221
вающий механические п. 8
свойства материалов со-
пряженной червячной па-
ры, (MF[a)°'5
L

144
Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.38
Обозна- H°M°P
Параметр чение таблицы. Числовое значение
пункта
14. Ширина площадки 2b Табл. 4.25, 2b = ё х
контакта, м п. 16 ю
Х V 6231 _ 2-0.0278
0.0633 3,142.221= ='
= 42,9- 10'!‘
I5. Коэффициент темпе- к Табл. 4.25, к = = 1.34~ 10'9-
ратуропроводности мате- п. 18 ’ '
риала червячного колеса,
м‘/с
16. Местная мгновенная О Табл. 4.25, 0= 623lg2o’3?39'4%5'60 x
температура вспышки, п. 19 ’ + ‘
C
2.28 0,022- 0, I
X _
(30-3J4 + 31 .o,oo5;/2.9)
1134'
X 1/42.9. 1o-6-0,1355 “ 48
17. Критическая темпера- акр Табл. 4.28 ощ, = 155
тура разрушения масля-
ной пленки, °
18. Условие отсутствия fi5+\‘}= (4.3.12) 101+ 43-_— 149< 155,
заедания =fiz< т. е. условие соблюдено
<днр
1,0-6‚28-25 х
_ A . _ = )<(О.15078—0,11111)__
Jllgqlfilgnomorarmbuan ве Табгл 24125, A 31.O’l“”.27’9.l’0 X .__
X 0,33 (l + 0,1)
= 0, 17854

Передачи червячные цилиндрические
145
Продолжение табл. 4.38
_ Н
параметр 0332? wagfiffia, Числовое значение
пункта
20. Вспомогательная ве- Б Табл. 4.25, В а 2-0‚О39-25—60 X
личина п. 22 o,155.o,99333 X
X 0.93969 (52.3 + 49)
X 2,28 + 0,022~O.l
30-3»14 31.o,oo51/§§
X V 1,34.1o-5 =
4‚29- 10"9-0‚ 1355
= О, 10549
155 — 1.0-20
21. Крутящий момент на Т Табл. 4.25, Т = =
валу червячного колеса и п. 23 М 0'l7854"0'lO549
из условия отсутствия за-
едания, Н-м \ = 475,3
4.39. Расчет иа прочность зубьев при изгибе
0бозна- ‚номер
Параметр ‚девке Таз-дай‘- Числовое значение
формула
1. Коэффициент эквива- Крв Табл. 4.30 Крд = 1
лентной нагрузки
2. Коэффициент прочно- Yp Рис. 4.13 Ур = 1,9
сти зуба червячного ко-
леса
3. Коэффициент, учиты- Кр, Табл. 4.29, Крд = 1,39
вающий повышение из- п. 4
гибного ‘напряжения
вследствие износа зуба
4. Коэффициент точности Кр; Табл. 4.29, Кр, = 1,05
п. 3
5. Удельная расчетная шк, Табл. 4.19; шр, =.:1§§i.
окружная сила, Н/м (4.3.18); Одбзз
(43.19) 1.1,o3.1,o22.1,os
Х
= 73 930
1,16

146
Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.39
об Номер
Параметр ЧЁЗЁЁ. Числовое значение
Формула
6. Расчетное напряжение он (4.3.l7) up = l,9 1,39 = 39
зубьев червячного колеса, 0›005
МПа
7. Условный базовый пре- «:2 „т Табл. 4.31, of’, „т = 0,4-343 = 137
дел изгибной выносливо- п. 1
сти зубьев червячного ко-
леса, МПа
в. Коэффициент, учиты- Sp; Табл. 4.31, Sn .—. -,——;——_= 1,16
вающий вероятность пре- п. 2.1 " '0’07
дотвращения усталост-
ного излома зубьев чер-
вячного колеса
9. Коэффициент, учиты- Зря Табл. 4.31, Spa = 1,13
вающий способ отливки п. 2.2
червячного колеса
10. Коэффициент, учиты- SF3 Табл. 4.32, 853 = 1,1
вающий степень ответ- п. 2.3
ственности червячной пе-
редачи
11. Коэффициент безопас- Sp Табл. 4.31, Sp = 1,16-1,13-1,1 = 1,44
ности п. 2
20 -‘T01?’
12. Коэффициент срока Km Табл. 4.31, КЕМ = 1/-?§—l—0-7 = 0,82
службы п. 3 ' '
13. Коэффициент, учиты- YR Табл. 4.31, YR = 1,0
вающий влияние шерохо- п. 4
ватости переходной по-
верхности зуба
14. Коэффициент, учиты- Кр, Табл. 4.31, Крх = 1
вающий размеры червяч- п. 5
иого колеса
15. Допустимое напряже- Opp (4.3.20) O’Fp = -11-éfi-f 1.0-0.82-1 = 82,1
ние изгиба зубьев, МПа '
16. Условие изгибной вы- ор<орр (4.3.16) op = 39 МПа < opp =
HOCJIHBOCTH _____ 82 I МПа
82-1-10°-О‚155 х
‚ .|‚1 . ‚
17. Крутящий момент на Tgp (4.3.21), T2;-=:<l09O6]308 l60g20O5= 759
валу червячного колеса (4.3.22) ' › ' › ' ' X
из условия изгибной вы- ><l.O5-1.39
HOCJIHBOCTH, Н-м

147
Передачи червячные цилиндрические
amfiloow. sommloowc
I 8|8 «Elm: male: м
Е: ‚аз 68788 58 з
а „отшив 8|8 818 Ё с Elms 58 83508
as 8.9 soelooe ‚сойдёт:
а „г .85 E18 mmlfi 8518: м
52 з aoomloom:
I 8 юз 8212; с Elms ‚бод 88896
32.: 52: „соте
mm „Ё .85 ofiloe 8_ „Ё а | _е_шо_о„_щ
Е: ‚8. с sommloooe seéloome
„З . з; ofilos mmmloe Selma к
г: 45.3 sofllooz. aoomloooe
8 „отчие 878 Elam. Eula. с Ellfizm So _-o_eo$
ox:
Ё „„„ц„„щ„ 2. .¢._.§ ~._._§.
,_.h.”_._m_.._.os „„„„„_„„„„ so ‚ее 2%
032:...
-o>:o._H «Eb mono wsxoorszmxoi
водок кзшэцаци: mouse: пчц подавшим: =..=.S_ao.:.3wx o==uo_.:=mxuS .ov.v

143 Расчет элементов редукторов
.oo5.$ooa._.:ou н. .2 Sussex щ I. K „Ёцое oznuwuoon m .1. С 23.55. mooooono ommuummmooo ._
\
some
ы .2 clké sale: I „шт с RISE ‚бод mm то
889
m „о. §...o|E.e amino. I Em с Elms; 58 е то
„г alas aoflloomc seamless...
2 „Ё $m.oImm.e Slow walk. Qmlza к om|:E Вод mumuzmmdc.
го. . с so8I8o$ „Файловое
2 „отита male: mmmlwmm mfllmmm d ‚к Elma. 50.. E.m$_8_<._m
„о. а. _ IE . с sommloooa soooloooe
„З §._I2.: ozlofi мёда: mmmloe. ш
2 Ё 6_._Ia.e aommlcoos aoooloooe
„Ё §._I$.e это: m§I8_ mwmloe. и
so8lo8$
I o: I omvlmmm с Elma. B8 =.$§<._m
:.=o\o._.u.: mi ...won\_fi:. Aaaomflx.
„„„_„_„„„„„„„„.„„ «ES ‚щ .нб hub ._ плащи. . щади
шнооаоко 885 ЬОО BOO... Ё
UJESHU
‚ЁБЦ anauuonu onsoowunaxwi
ové ‚чем... оЁшиЁоцоаЕ

Коэффициент полезного действия 149
‚ы
4.4. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ
Общие исходные зависимости
Коэффициент полезного действия (КПД) служит одним из важнейших технико-
экономических показателей, по которым выбирают тип редуктора. Кроме того, ве-
личина КПД используется при расчетах: прочности деталей, охлаждения редукто-
ров, мощности приводного двигателя и расхода энергии в приводе.
настоящее время для расчета КПД редукторов общемашиностроительного
применения используют формулы
I I
Z Anck Z Pack 1
Ад PH
n=1—
где l— число видов потерь от вредных сопротивлений; Анод, Pack — работа и мощ-
ность вредных сопротивлений k-ro вида; A д, Рд —— работа и мощность движущих сил
A
на ведущем валу (рис. 4.14); фд = —:-':l°;"- = ЕЁ
фициент потерь k-ro вида;
— традиционный частный коэф-
1
Z Anck 1
\|)i_i _—_ [C-14 =-_ 2 ‘фд —-
д r;=1
традиционный суммарный коэффициент потерь.
Однако формулы типа (4.4.1) по своей структуре неудобна для расчета КПД
редукторов общемашиностроительного применения. При расчете, проектировании
и выборе таких редукторов исходными служат величины крутящего момента Tm;
и частоты вращения ппс ведомого вала (см. рис. 4.14). По этим величинам могут быть
определены только работа Аде и мощность Pm, полезных сопротивлений. В данном
случае работа Ад и мощность Рд движущих сил на ведущем валу неизвестны и мо-
гут быть найдены только после определения КПД. Таким образом, при вычислении
традиционного суммарного коэффициента потерь ф по (4.4.2) приходится относить
1
сумму работ вредных сопротивлений Z Anck K неизвестной еще работе движущих
k=l
сил Ag_1. Ha практике задаются произвольно начальной величиной т] и затем уточ-
няют ее методом последовательных приближений, что существенно увеличивает объем
расчетов. Кроме того, имеющиеся зависимости для определения частных коэффи-
циентов потерь wk нуждаются в уточнении, так
как дают завышенные значения КПД по сравне-
нию с экспериментальными. Например, по дан-
ным института ВНИИредуктор расчетные зна-
чения КПД систематически превышают экспе-
риментальные на 20-30 % при номинальной
нагрузке и на 100—150% при снижении на-
Грузки.
Использование завышенных значений КПД
приводит к ошибкам при выборе электродви-
гателей, что вызывает их перегрев и выход из
строя, а также занижаются заявки на электро-
энергию. Ад
РИС. 4.14. Энергетический баланс ступени редуктора Pr‘-Ta'C«Ja pnc=7nc"’nc

150 Расчет элементов редукторов
ф, ф: Рис. 4. |5. Зависимость коэффициентов потерь от кпд
д Методика расчета КПД редукторов канд.
техн. наук Е. М. Ушакова (ВНИИредуктор).
Уравнение энергетического баланса редуктора
J _ в режиме установившегося движения
1
Ад := Аде + Z Aack
' k=l
2 A110
Ф \ Ф, решают относительно т] = Ад путем деления
“L1 у обеих частей уравнения [на величину работы no-
лезного сопротивления :
f\ \ ' I пс
J ' Ад 1 2 Anck
=——=1+ =1+ф‘. (4.4.4)
о 0,2 0,4 0,5 д; ‚д Ana т Ь] Ацо
Тогда вместо выражения (4.4.1) получаем исходную формулу, позволяющую
прямым расчетом определить величииу КПД редуктора общемашиностроительного
применения:
1 1
In = а: I д
1+ 2 ‘Pk
k=l
I
2 Anck 1
где ф’ = 5=—l——— = Z ф; — (4.4.6)
Ana k=[
приведенный суммарный коэффициент потерь.
Связь между приведенным и традиционным коэффициентом потерь устанавли-
вается зависимостью
up’ = —li-— . (4.4.7)
—--1
Ф
График зависимости ф’ = ф’ (п) показан на рис. 4.15. Приведенный коэффициент
потерь может изменяться в пределах 0 < ф’ < со, тогда как традиционный — только
в пределах 0<ф< 1. ц
Выразим суммарную работу сил вредных сопротивлений Am через работы по-
терь во всех основных элементах редуктора:
б
Авс = Z Анод: = Аз + Ac + Ап + Ау + AM + An. (4-4.3)
k=l
где Аз, Ас и А д — работа сил сопротивления в зацеплениях, в соединительных муф-
тах плавающих звеньев и подшипниках; Ау, AM И AB -— работа сил сопротивления
в уплотнениях, масляной ванне и вентиляторе охлаждения.
Величины работ сил сопротивления А з, Ас и Ад складываются из работы потерь
холостого хода A30, Асо и Ago И работы потерь, зависящих от нагрузки, Авт, Ac»,
и Am. Величина Ау, AM И Ад не зависит от величины нагрузки (рис. 4.16, а).

К оэффиц иент полезного действия 151
Разделив почленно уравнение (4.4.8) на величину полезной работы Ада, полу-
чим исходную формулу для расчета суммарного приведенного коэффициента потерь
в редукторе
'=%=ф;+фс+ф;‚+ф;+ф;‚‘+ф;‚ (44.9)
где ФЁ, фЁ, 1|>:'1,1|>§,1|9;q], фи; — частные приведенные коэффициенты потерь соответственно
в зацеплениях, соединительных муфтах плавающих звеньев, подшипниках, уплотне-
ниях, масляной ванне и вентиляторе охлаждения.
Характер изменения частных коэффициентов потерь в зависимости от нагрузки
редуктора показан на рис. 4.16, б. Рассмотрим подробнее особенности определе-
ния частных коэффициентов потерь. Коэффициент потерь от сопротивления масла
в масляной ванне определяется по формуле
"/2
ф = °’75°° В” V‘ (4.4.1o)
м юврпо
где од — окружная скорость элемента, погруженного в масло, м/с; BC — ширина
погруженного в масло элемента, мм; v, -— кинематическая вязкость масла при ра-
бочей температуре, сСт; PM — мощность на выходном валу, кВт.
Коэффициент потерь на привод вентилятора определяется из соотношения
' 450: "ВУЗ. (4.4.11)
"’B='F,;.,’ т
где DB — диаметр крыльчатки вентилятора, м; пв -- частота вращения крыльчатки,
об мин.
м‘: ‚ "` . .
n=t:0n:t; ' n==c0/7st;
т d,,-=1000M/7a,- * d,,=1000M/7a;
т- 72 д... 76
п Тлот п-Т/ют
1”
/ ф;
А” /ш‚э
M /W’;
I
/ ’ /W3
%Z/1,» - этим
А \ /
17 я
2 H ‚у \ ‘
0 0,2 (м 0,5 0,3 ‘д о 0,2 [м 0,0 цв ‘й ,
а} 0)
Рис. 4.16. Зависимость от величины относительной нагрузки:
а — работы потерь; б .- приведенных коэффициентов потерь

152 Расчет элементов редукторов
Приведенный коэффициент потерь в зацеплении
Зубчатое зацепление. В основе формул для расчета приведенного коэффициента
потерь в зубчатых зацеплениях лежит теоретическая зависимость, представляющая
собой отношение средней работы трения за время зацепления одной пары зубьев
к полезной работе, передаваемой колесами за тот же период:
‚ f 8%+93.
‘P3: т, cos am, г, zg_ gf+ga ’
где f— коэффициент трения скольжения между зубьями; т, — торцовый модуль;
ост — угол зацепления; 21, 22 — числа зубьев шестерни и колеса; gf, да — дополюс-
ный и заполюсный участки рабочей длины линии зацепления.
Чтобы получить из (4.4.12) расчетную формулу для определения ФЗ, нужно рас-
крыть влияние на f, g И ga основных конструктивных, технологических и эксплуа-
тационных факторов (331.
Представим приведенный коэффициент потерь в зацеплении в виде суммы
ч; = «й, + фзо’ <4-4-13>
(4.4.l2)
Где Фёт- коэффициент потерь, зависящий от величины полезной нагрузки ‘Где;
фзо — коэффициент потерь холостого хода (Тис = 0).
I I
Сначала определим фат, а затем-фас. Учитывая (4.4.7)‚ можно написать
фзт= ll . (4.4.14)
-:—l
I°Hs
Зависимость для определения коэффициента трения
;_—.- K;( 3' )0’? Ra9n'25p."°'°5, (4.4.15)
w .
где К; — комплекс, учитывающий влияние на f кинематических игеометрических
параметров передач; Ti — крутящий момент на ведомом валу, Н-м; vw — окружная
Rl11+Ra2
2
скорость на начальной окружности колес, м/с; Ram = —среднее арифме-
тическое значений параметров шероховатости шестерни и колеса, мкм; р-дина-
мическая вязкость масла при рабочей температуре, МПа-с.
Величину К; определяют- по формуле
K;= 0,125 °°5
>425 3,25atw
0э197а tpbau2 sin2oL,w cos3'25oL, cos ос cos В
0.2
J , (4.4.16)
где и- передаточное число; а—делительное межосевое расстояние, мм; фьд =
= b/a— коэффициент ширины зубчатого венца; ос- нормальный угол профиля,
градус; ос, — торцовый угол профиля, градус; oL,w— угол зацепления, градус;
В- угол наклона зубьев, градус.
Коэффициент H 8 в (4.4.14) учитывает влияние перекрытия зубьев на потери в за-
иеплении:
n(u+l)(l—ea+s§1+e§2)
W1
н, = (4.4. п)

Коэффициент полезного действия 153
___4
Аза
Рис. 4.17. Зависимость $30 от скорости g-50:77
где коз-полный коэффициент перекрытия зубьев
шестерни и колеса; ваз, еаз- частные коэффи-
циенты перекрытия зубьев шестерни и колеса,
определяемые по формулам:
0,6
____ 0:5
2 .
гад — rm - rwl sm am cost; .
е“ = лт cos ос, ’ 0/’
4.4.18
( ) д]
г? — г? — г sin ос
а2 b‘2 ш? ш cosfi 02
е” " лт cos ос, '
(4.4.19) д’
где га, гь, rm -— соответственно радиусы окруж-
ностей вершин зубьев, основной и начальной. д 5 7” 75 K”/"'
Подставив f И H ‚з в (4.4. 14), получают выражение для определения коэффициента
потерь в зацеплении фат, зависящего от величины нагрузки. Затем по графику на
рис. 4.17 находят величину отношения
- ‘Р о А
Ira": а := з“
Ф, Аз
и вычисляют значение коэффициента потерь холостого хода в зацеплении:
. т ф’
‘ф =-_ «;0__i _
зО I
— ‘Рзо
Характер зависимости работы потерь в зацеплении Аз и коэффициента потерь фз
от относительной нагрузки T; = T t- показан на графике (см. рис. 4.16, а, б)
‘ t H0101
сплошными линиями. Из графика (см. рис. 4.17) видно, что для редукторов общепро-
мышленного применения, с приводом от асинхронного электродвигателя и с v=
fldlnl
= 60_-103
ние он на рабочих поверхностях зубьев. Следовательно, чем выше он, тем ближе
2 I
зависимость Аз = A3 (T,-) к линейной (см. рис. 4.16). Малое влияние фзэ при amo-
KHX Он позволяет использовать линейную аппроксимацию зависимости фз = ф‘; (Ti)
B некоторых пределах Ti для высоконапряженных редукторов с твердыми зубьями.
В области параметров он 2 800 МПа; о g 12,5 м/с; Ram: 1,6 мкм; х g 0,5;
B= 12° удовлетворительные результаты для интервала 0,4 < T: < l дает линейная
аппроксимация зависимости Аз = Аз (T,-) (см. рис. 4.14) с помощью уравнений
. 1 1
фа а 2‚3;к (т i г). (4.4.22)
= const, значение фзд тем ниже, чем выше расчетное контактное напряже-
Здесь коэффициент трения определяется по формуле
[к = (0.08 —— 0,009 In их) Kw, (4.4.23)
Где 02 = 20 sin atw— суммарная относительная скорость скольжения зубьев, м/с;
Кф — коэффициент, учитывающий влияние смещения инструмента; при отсутствии

154 Расчет элементов гедукторов
смещения х = о K“, = 1; для зацепления с высотной коррекцией при х = 0,5 K“, =
= 1,15; при х= 0.8 Кф=1›4- _
По мере снижения расчетных значений од нижняя граница Т; приближается
к 1 идля редукторов, работающих с недогрузкой | Т: < 1 |‚_формула (4.4.22) дает зани-
женные значения tpé. Так как максимум распределения ‘Г; лежит вблизи T. =-° 0,5,
большинство редукторов работает с недогрузкой и для них необходимо пользоваться
формулой (4.4.14).
Червячное зацепление. Зубья червячного колеса совершают относительно вит-
ков червяка сложное движение, которое складывается из скольжения по винтовой ли-
нии и качения как по зубчатой рейке. Соответственно, коэффициент потерь в чер-
вячном зацеплении представляется в виде суммы
ф; = фдв + ър;,‚ (4.4.24)
где фЁдв — приведенный коэффициент потерь скольжения витков червяка и зубьев
колеса по винтовой линищфёз — приведенный эффициент потерь качения при пере-
катывании зубьев колеса по червяку как по зу чатой рейке.
Значение коэффициента трав находят по формуле
‚цв = ‚си + pCK)] I
где [св — приведенный коэффициент трения скольжения; q — коэффициент диаметра
червяка; г, — число витков червяка; yw — начальный угол подъема витков червяка,
градус; рок — приведенный угол трения скольжения, градус.
Величину [дн определяют из соотношения
где коэффициенты b И с в зависимости от сочетания материалов, шероховатости по-
верхностей и сорта масла определяются по табл. 4.41 (при tM= 90°C). Скорость
скольжения осн определяется по формуле
осн = v/cos yw. (4.4.27)
Зависимость для определения величины ф; имеет вид
с 1 1,2 '-
ф“ = 2,6!“ (4.4.28)
4.41. Коэффициенты b и с
материал Шерохова- Сорт ЪЁЁЁЁ. .
‘ГОСТЬ, МКМ масла
колеса червяка b с
Чугун 1,25 0,073 0,016
Цилиндровое 24
Сталь
Латуни О 63
и бронзы ’
ИГП-182 0,047 0,013
П р и м е ч а н и е. Коэффициенты действительны для чугунных колес при иск <
< 2 м/с, для латунных и бронзовых колес — при иск < 20 м/с.

Коэффициент полезного действия 155
л
где [к — коэффициент трения, определяемый по формуле (4.4.23); x — коэффициент
смещения червяка.
Таким образом, полная формула приведенного коэффициента потерь в червяч-
ном зацеплении имеет вид
\|?;= ‚си [‘:T+tg(Vw+FcK)] +2’6fx ° (4'4'29)
ГОСТ 2144-76 устанавливает значения q = 6,3+25 И для силовых передач ре-
I
комендуется г, > 22. При таких значениях q и х влияние членов tg (yw+ pm.) ифчэ
на величину фч весьма мало.
Для определения приведенного коэффициента потерь в червячном зацеплении
c однозаходным червяком (21 = 1) вместо (4.4.29) следует пользоваться приближен-
ной формулой, дающей ошибку менее 0,5 %:
ф‘; = fcxq.
Формула (4.4.29) представляет собой линейную аппроксимацию зависимости
фч = Фч (T1), B силу чего_ дает удовлетворительные результаты в пределах относи-
тельных нагрузок 0,5 < T: < 1.
Приведенные коэффициенты потерь в элементах редуктора
(кроме зацеплений)
Для определения приведенного коэффициента потерь в элементах редуктора исполь-
зуют выражение
х h
фи = Z Z T,sgu,,, (4.4.31)
s=l g=l
где х — общее число валов в редукторе; h — число элементов данного вида на каж-
— T
дом валу; Тдд = Tr“ — относительный момент трения g-ro элемента на з-м валу;
ПО
(О
ив, = 3 — передаточное число от s-ro до выходного х-го вала. Различие между
ac
элементами определяется конкретным видом зависимости момента трения Тдд от ос-
новных действующих факторов. Рассмотрим формулы для определения моментов
трения в основных элементах редуктора.
Моменты трения в элементах редуктора (кроме зацеплений)
Момент трения в подшипнике качения
Т‚‹д = 5- lO‘4 (cdn + под) dn, (4.4.32)
где с и fo — коэффициенты, определяемые по табл. 4.42; an —диаметр вала под
подшипник, мм; Од — приведенная нагрузка, Н
Момент трения в манжетном уплотнении
_ _ —7 2
Tfy -5 10 л;°уР‚‹1у‚ (4.4.33)
где [у -— коэффициент трения вала в уплотнении; P, — распределенная радиаль-
ная сила (на единицу длины окружности вала), Н/м; а, — диаметр вала в уплот-
нении, мм.
Величина коэффициента трения [у в уплотнении
[у = 0,35 — 0,О2оу, (4.4.З4)
:rtd п
где v = 60 ‘log — окружная скорость вала в уплотнении, м/с; пу — частота вра-
Щения вала, об/мин.

156
Расчет элементов редукторов
4.42. Коэффициент с и f;
4.43. Расчетный натяг в уплотнениях
Коэффициент Верхнее
и нижнее
постоян- перемен- OT“-HOHGHHH
TH" ПОДШИПНИКЭ „ого „его диаметр внутреннего Расчет-
момента момента вала диамеТРд “hm натяг
с re “т W
(тост
8752—79)
Радиальный одно- 0,06 0,0012
рядный шариковый 6_28 _о‚2 о 50
Радиальный сфе- 0,06 0,0010 —0,8 ’
рический шарико-
вый 30-50 —0›3 0,80
Упорный шарико— 0,06 ’ 0,0018 —1‚3
вый О 3
Радиально-упор- 0, 10 0,0020 52-95 "I '4 1,00
ный шариковый " '
Роликовый с ко- 0,06 0,0010
роткими Цилин- 1о0_145 —0›4 1,05
дрическими роли- _‘›7
Ёами " 2 0 0030 0 5
оликовыи кони- 0, 0 ‚ — ‚
ческий 150-250 _1’5 1 ,25
Величина распределенной радиальной силы
Р,- = 60 + 450Ny, (4.4.35)
где Ny — натяг в уплотнении, определяемый по табл. 4.43.
КПД планетарных редукторов
Формулы для определения КПД планетарных редукторов типа А, наиболее широко
применяемого в общем редукторостроении, приведены в табл. 4.44.
B табл. 4.44 р = гь/гд- параметр передачи А. Приведенный коэффициент
потерь ф’ определяют по методике, изложенной выше.
При числе сателлитов п„,= 3 можно не учитывать потери в подшипниках
центральных звеньев, поскольку они разгружены от сил в зацеплениях. При рас-
чете редукторов предусматривают значительные консольные нагрузки на валах,
поэтому потери в подшипниках центральных звеньев необходимо учитывать, тем
более что имеются еще и потери холостого хода.
4.44. Определение КПД планетарных передач
f,’§j,‘§§;'§§H,‘j,’f.°3,§*e‘:,“e‘?;‘a‘f,° Формула для определения КПД
Ab b = ь ___1+P(1-113')
"° "М "а" <1+p)<1+~:>'>
ab па =na =__ 1+P—‘1"
" M’ д" <1+p> ‹1+ч›‘›
A" h ___ h = _1_
Ьа ‘Чьд nab

Расчет волновых передач 157
ж.
КПД многоступенчатых редукторов
Расчет общего КПД многоступенчатых редукторов нужно начинать с последней
ступени, поскольку заданы крутящий момент Тис = Tx И частота вращения nx
выходного вала, который обозначается буквой х. Определив частный КПД послед-
ней ступени, получают крутящий момент Tx_1 на входном валу этой ступени,
который является моментом сил полезного сопротивления для предыд)“
щей ступени. Так поступают до тех пор, пока не дойдут до входного вала редук-
то а.
р Если в многоступенчатом редукторе нет совмещенных валов и замкнутых кон-
туров, то общий КПД т]: равен произведению частных КПД ступеней:
“в = т] о
4.5. РАСЧЕТ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ
Задачей расчета зацепления является определение профиля и размеров зубьев,
величины и формы деформирования гибкого колеса. Критериями для оценки воз-
можных параметров зацепления служат нагрузочная способность, КПД, долговеч-
ность. Синтез зацепления простых зубчатых передач основан на анализе относитель-
наго движения зубьев при вращении колес. Естественно, что и синтез зацепления
волновых зубчатых передач не может быть выполнен без такого анализа.
Относительное движение зубьев
На рис. 4.18 изображено взаимное расположение зубьев на малой оси овала дефор-
мации в момент времени t= 0 при K; = 1. Пунктиром изображено положение зуба
колеса F до деформации. Здесь г — радиус срединной поверхности, ось Z совпадает
с осями симметрии зубьев; гар, гас- радиусы окружностей вершин зубьев; гт,
г;с — радиусы окружностей впадин. —
Положение зуба колеса С в осях координат Z—Y определяют по двум точкам,
взятым на оси симметрии по окружностям вершин и впадин.
Координаты:
2л ` т
по оси 2 шас = гас cos 7- ф- г;
с u‘.
2л 2
тю = чссоэт т» — п з
с ч:
› ч.
2л Q
no оси Y vaC=—ruC-z—tp; Ё
С ё’
Ъ
2л “°
U "-7- -— Г ——' ф, -Q
‚С ‚С гс ёч
‘ ч
ч
(4.5.1) Ё‘
ч
где ф — коэффициент, зависящий от К,: L2
Кг ‚ ‚ _ ‚ _ ‚ _ 1 2 3 4
ф о с о о о о о 0 I
Рис. 4.18. Взаимное расположение зубьев на
малой оси гибкого колеса Y

153 Расчет элементов редукторов
Рис. 4.19. График взаимного расположения зубьев
Z
d“ 1, Положение зуба колеса F будет изменяться
- „т а ‘ при повороте генератора. Положение этого зуба
. ф I определяем по координатам двух его точек, взя-
д, д „ тых на оси симметрии и соответствующих окруж-
/0° . С ностям вершин и впадин.
„о 1 Текущее положение большой оси генера-
о д: тора (при t> 0) определяем углом
40 —\ ч д л
‚до г И а‘ (р = ср1 — (он! = -2- — wflti (4.5.2)
- .г ш
50 ч то ‘ь Координаты: ‘
И с по оси 2 waF=-.(raF+w)coscpC— п} (453)
9д° ад ш„.=(г„. +w) cosq>C—r;
no оси У val, = v-|-(ral, — r) 6 — (raF+w) фс; }
"IF: "+(’i1=" ’)9“'('iF+‘”)q’c-
(4.5.4)
д, В (4.5.4) вторые члены учитывают поворот
нормали на угол 6, третьи члены — относитель-
д у = ный поворот колес на угол
‘П t ‘F 2 ‘F 5
Для удобства построения графика (рис. 4.19) зуб колеса С считают неподвиж-
ным, а его перемещение приписывают зубу гибкого колеса F.
Расчет координат следует выполнять с точностью не'менее чем до пятого знака
после запятой, а построение графика взаимного положения зубьев— в масштабе
увеличения, например 100:1. Пример графика изображен на рис. 4.19 (форма
деформирования по рис. 4.21 при В= З5°‚ wo= l,05m).
Ha графике две кривые изображают траектории точек аР и fF, соответствующих
окружностям вершин и впадин гибкого колеса. Между ними проведены линии осей
симметрии зуба. На каждой из этих осей строят профиль зуба, например, через
каждые 10° угла (р (в промежуточных положениях зубья изображены не полностью).
Траектория на дуге выхода из зацепления располагается симметрично. Для упро-
щения методики расчета профиль зуба принят прямолинейным. При большом числе
зубьев, которое свойственно волновым передачам (обычно 2> 100), этот профиль
без существенных погрешностей заменяет эвольвентный.
Из графика видно, что при прямолинейном (эвольвентном) профиле зубьев
и без учета деформации зубьев под нагрузкой в одновременном зацеплении нахо-
дится лишь небольшая часть зубьев в зоне большой оси генератора (ср = 0). На осталь-
ной части траектории между зубьями имеется зазор j. При сравнительно высокой
податливости зубьев гибкого колеса небольшие зазоры под нагрузкой выбираются.
В зацепление вступает большое число зубьев. Деформация зубьев сопровож-
дается дополнительными напряжениями в гибком колесе. Можно установить,
что величина j равна расстоянию между траекторией A—aF И секущей
пряЁой АБ, проведенной из точки (р = О параллельно линии профиля зуба коле-
са . -
Ниже точки Б секущая располагается левее траектории; здесь вместо зазора
имеет место интерференция (пересечение) зубьев при входе в зацепление. Интерфе-
ренция не допускается. Кроме угла ос, возможность интерференции зависит от вы-
соты зубьев. Например, при высоте зубьев (см. рис. 4.19), изображенных контур-
ными линиями, интерференции нет. При увеличенной высоте зубьев колеса С (тон-
кие линии) наблюдается интерференция (пересечение головок зубьев заштриховано).
Величина зазоров [и положение точки Б (начало интерференции) зависят также от

159
Расчет волновых передач
од од ооооЕ! од од ооьоо;! од од! _ооыо;! оо
щоооод оьоото! ком?! Ema? §8.ol RoS.T.. 8%m.o оаоод! ооэо. _! mm
ооогд Бооыд! отв _;! ооьоод оооочо! :.2o._| о; „мод оьозд! ыоооод! ow
$95.. _m3m.ol ооо_о;! ооооод оооьыд! ооооод! ооооьд ооьоыд! Ёоод! E
оком; ооооод! „аоод! ооог; ооооод! оыоыод! ооооод ооооод! ооооьд! E
оооьо. _ ооооод! Sm :.oI _ „ото. _ ооо _ tel ооооод! оооо _ . _ wo$m.ol оыыоод! оо
ооооь; mono?! ооооод! оозо; ыкоод! ооыыод! оьооо; ооооод! оовод! оо
ооооо; ооооод! ооооод! оьоз; ооооод! оьотод! воз; ооооод! ооооод! оо
„ого; Ёоод! оды; „д! оооьо; ьооыод! оооочо! ооооо; Е год! зЁд! оо
ьооыо; Sumac! $o2.o оеоо; оозод! ооооод ооооо; оогод! ооьоод оо
„оооо; ооёод! оозод ооов; Еооод! ооооод Snow; озоод! оооочо от
ооыоо; аовд! 2 вод оооьо; Ьыоод! аооод Бос; floater оыооод mm
оЁо; „овод! ооооод оооощ; оооёд! оаоод Ёоо; оозод! оьоыод on
„можно оооочо! ооооод „оооод ооооод! ооооод S: _._ ооооод! оооьод од
„о sod Ёоод! оьооод отооьд «mane! о: „од „одод ооооод! ьохкд от
оооыод ооооыд! оооад ьдоод ьоыоыд! ооооод оыооод оозыд! ооыоод о;
ооооыд ооЁд! отыоод ооооод ооЁд! Зооод ыооыод ооЕд! ооооод о;
Ema... 8$o.o... ооооод maid oE8.oI ооооод оооад ооооод! ьоооод о
од од о; од од о; од од о; о
ca. Н оЭ Icmn МЮ: ....s: ЦР .ol§| В РЁ
мс а Э go a F S Luge a S -.mQn._._
„оо по com u о „он Н о
с 6 ‚В. щзшиаогици: E._=o_.m:m.. .mv.v

160 Расчет элементов редукторов
Рис. 4.20. Зазоры в зацеплении
за!‘ [< 59¢ Й
И “д; а, формы траектории, которая, в свою
f „в с очередь, зависит от формы и величины
. деформирования гибкого колеса.
д” }° График (см. рис. 4.19) можно ис-
пользовать для выбора основных па-
д” 5 раметров зацепления: угла ос, высоты
* "££""'—"' зубьев, величины и формы деформи-
рования гибкого колеса. Зазор между
вершиной зуба гибкого колеса F И зубом колеса С (рис. 4.20) в некоторой фазе
зацепления, соответствующей углу (р, определяют по формуле
s —s
]aF=(|vaF|— “F 2 q’C)cosacp, (4.5.6)
где sap и эфа — толщины зубьев, определяемые по (4.5.l3).
Формулу (4.5.6) можно использовать для проверки и уточнения графических
расчетов.
Форма траектории точки aF (см. рис. 4.19) зависит от величины деформации
и формы деформирования гибкого колеса. Угол (Po. соответствующий началу входа
зубьев в зацепление (зазор fa — CM. рис. 4.19), находят по значению шфо = гав — rap
ИЗ табл. 4.45.
Будем. считать параметры деформирования заданными и рассмотрим вопрос
о_ выборе размеров и профиля зубьев.
Профиль и размеры зубьев
Зацепление без скольжения осуществляется только вблизи большой оси генератора.
Чем дальше от этой оси распространяется зацепление, тем больше скольжение, износ
зубьев и потери на трение. Если ограничиться зацеплением на дуге 0-20 или 30°,
то отпадает необходимость в сложном криволинейном профиле. Такое зацепление
обеспечивает широко распространенный эвольвентный профиль. В настоящее время
он получил преимущественное распространение для волновых передач.
Число зубьев в зацеплении при эвольвентных зубьях и прочих равных условиях
зависит от угла профиля ос. С увеличением а увеличиваются боковые зазоры j И
возможная высота зубьев (глубина захода hd) no условию отсутствия интерферен-
ции вершин (см. рис. 4.19). С увеличением i уменьшается возможное (под нагруз-
кой) число зубьев в зацеплении.
Установлено, что для средненагруженных передач ([о]см = 20 МПа) возможна
компенсация зазоров
; z (0,06 -:— 0,08) mK,. (4.57)
C учетом этих данных и с помощью графика (см. рис. 4.19) можно определить
средний угол профиля acp no заданной величине дуги зацепления. Например, если
принять, что дуга зацепления не должна распространяться за 30° от большой оси
генератора, то секущую АБ следует провести так, чтобы при 30° и более зазор 1
был не менее ожидаемой величины компенсации зазора под нагрузкой. Начиная
с (р я: 45° И более, зубья работают только за счет клинового взаимодействия. Скорость
скольжения максимальна при (р я: 45°. При (р я 30° она уменьшается на 20 %‚
при (р ш 2О° — на 45 %, при (р н 1О° — приблизительно на 70 %, при (р и 0 сколь-
жения нет.
Поэтому для длительно работающих редукторов общемашиностроительного
применения не рекомендуется распространять зацепление под номинальной на-
грузкой более чем на 2О—30° от большой оси генератора:
фзац Ru’ 1; 30°.

Расчет волновых передач 161
т}
Эксперименты показали, что вследствие упругих деформаций зубьев зацепле-
ние распространяется за большую ось генератора (зона выхода из зацепления).
при выполнении условий (4.5.8) полная дуга зацепления составит ~30—40° B одной
зоне или 60—8О° в_ двух зонах. В одновременном зацеплении будет 17-22 % зубьев.
Например, при i = 100 в одновременном зацеплении будет находиться ~40 nap
зубьев, что можно считать достаточным. Отметим, что при уменьшении дуги факти-
ческого зацепления уменьшается путь и работа трения (см. график на рис. 4.19).
Это приводит к уменьшению износа зубьев и повышению КПД.
Максимальную высоту зубьев определяют по условию отсутствия интерферен-
ции вершин под нагрузкой. При этом зазор на входе в зацепление без нагрузки
по условию (4.5.7): _
д, 9 j. (4.5.9)
Минимальная высота зубьев ограничивается максимально допустимой глуби-
ной захода зубьев по условию сохранения зацепления при деформации звеньев пере-
дачи, находящейся под воздействием максимальной нагрузки:
hd > m. (4.5. 10)
При определении угла профиля и размеров зубьев с помощью графика (см.
рис. 4.19) вначале выбирают величину и форму деформации гибкого колеса и строят
траектории aF И fF. Затем выбирают точку начала зацепления под нагрузкой по
(4.5.8) И величину зазора в этой точке без нагрузки - no (4.5.7). Проводят секу-
щую АБ так, чтобы расстояние между секущей и траекторией в точке начала заце-
пления было равно величине назначенного зазора (например, 1'50 — CM. рис. 4.19).
Полученный угол ос принимают как среднее значение угла профиля acp. По углу acp
определяют величину xp смещения инструмента при нарезании зубьев гибкого
колеса:
гр cosa
где oL— угол исходного контура (по ГОСТ 9587—81 и ГОСТ 13755-81 оь== 20°).
Смещение при нарезании жесткого колеса
_x _Kzm-W0
C F Kzm '
Ha диаграмме изображают профили зубьев. При этом ширину зубьев подсчиты-
вают по известной формуле
х (4.5. I2)
2 . .
ж :1; mva д: mv ад), (4.5.13)
где верхние знаки для наружных, а нижние — для внутренних зубьев; ад, — диа-
метр произвольной дуги‚ определяемый из соотношения
cos ос db
U '— dy ’
где db = mz cos ос - диаметр основной окружности;
inv а = tg ос — а — значения эвольвентных углов инволюты можно
mv оду = tg any — any определять по таблицам из [2, 25].
Так как при большом числе зубьев эвольвентный профиль близок к прямоли-
нейному, для приближенной оценки зацепления достаточно рассчитать ширину
зубьев по некоторому среднему диаметру (например, а; = а; i Ив; _—_|= с‘) и затем
построить зубья прямолинейного профиля с углом опер.
После построения профилей зубьев определяют их высоту с учетом рекомен-
даций (4.5.9) и (4.5.1О). В общем случае высоты зубьев гибкого и жесткого колес
могут быть не одинаковыми. Предпочтительно
пс > пр, (4.5. 14)
так как при этом уменьшается момент консольной нагрузки на зубья гибкого колеса.

162 Расчет элементов редукторов
Анализируя график (см. рис. 4.19), можно отметить, что определенные значе-
ния ha и j можно получить при различных размерах и формах зубьев, например,
при зубьях гибкого и жесткого колес со срезанными вершинами (нарезание инстру-
ментом по ГОСТ 9587-81).
Условия зацепления будут те же, если высоту зуба гибкого колеса уменьшить
ea счет уменьшения высоты головки зуба инструмента. При этом у зуба гибкого
колеса сохраняется полная высота головки и уменьшается высота ножки. Жесткое
колесо нарезается нормальным инструментом. При этом у зуба жесткого колеса
сохраняется полностью высота ножки и уменьшается высота головки. Во втором
варианте увеличивается ширина впадины у основания зубьев гибкого колеса, что
увеличивает прочность гибкого колеса.
Формы деформирования гибкого колеса
На рис. 4.21 показаны следующие формы деформирования гибкого колеса: по за-
кону w= то cos 2q>; no эллипсу; по форме кольца, деформированного системой
сосредоточенных сил ‘что. 4.21, а, 6); c участками, ограниченными дугами окруж-
ности (рис. 4.21, e). реимущественное распространение получили формы дефор-
мирования по закону ш = щ, cos 2(p или по форме кольца, деф°рдаированного двумя
и четырьмя сосредоточенными силами по дугам окружности. Форма деформирова-
ния (см. рис. 4.21, а) осущытвляется генератором c двумя роликами, четырех-
роликовым генератором (см. рис. 4.21, б) и дисковым генератором, где дисками
называют ролики при 2R > r (см. рис. 4.21, в). Любая из форм может быть полу-
чена также при кулачковом генераторе (рис..4.22). Кулачок генератора п выпол-
няют по форме деформирования гибкого колеса. Для уменьшения трения между
кулачком и гибким колесом располагают тела качения (гибкий подшипник). Кулач-
ковый генератор лучше других сохраняет заданную форму деформации под на-
грузкой и поэтому считается предпочтительным для использования.
Форма деформирования при действии четырех сил описывается следующими
уравнениями:
на участке 0 < q) <3
w.=_£”%1(Acoscp+cpsinBsin¢p-——:—);
А”?
и=—-—Ё-Шд— Asin +sin,°n(sin — coscp)——4—(pJ'
4 Ф Ф ‘F л ‘Г (4.5.15)
A’? ‘
то . . 4
0=——-————4-—(2s1n[3s1n(p——a_‘—q));
r(A——)
л J
i
р ‚б
/ В ч
3 ‘д 4
а) д.) Рис. 4.21. Формы деформи-
рования гибкого колеса

Расчет волновых передач 163
а
на участке fig (р < (л — В)
w=_fl’_4_[Bsinq3+ (-3-—cp)cosBcoscp—-—:-J;
v=————-[—Bcosq>+—;—cosfisinq> —
д (4.5.16)
-—cosB (c0sq>+q>Sin q>)—%q>+.2];
0=————-—<2cosBcosq>+—:— (13-2),
we
r(A—-43?)
где ф — угловая координата рассматриваемой точки срединной поверхности кольца
(зубчатого венца гибкого колеса); г — радиус срединнои поверхности до дефор-
J
2
ной поверхности; 6 -—- угол поворота нормали к срединной поверхности в резуль-
тате ее деформации; щ, — радиальное перемещение по большой оси овала деформа-
Ции. Для обоих участков
Mam”, (r = то и v -— радиальное и окружное перемещения точки средин-
А=$1пВ+ <—:-—B) cosfi;
B=cosfi+Bsin[3.
B табл. 4.45 приведены значения перемещений для рекомендуемых углов В.
При дисковом генераторе гибкое колесо прилегает к дискам на дуге, опреде-
ляемой углами 27 (см. рис. 4.21, в). Величина у зависит от радиуса R и эксцентри-
ситета е. При известном ‘у форма деформирования описывается уравнениями [27, 29]:
на участке О < (р g ‘V
1 11 A-A
w . . . ш ___
спдттй-(Адсозф-Бд), F „д
W0
v=Afi§,—(B1q"‘A1SlDq?); г
° = 5”” "
А ч,
(4.5.17)
В =з==;
. - -IIII. '11:. - д.
Рис. 4.22. Кулачковый генератор

' 164 Расчет элементов редукторов
на участке у g (р g at/2
w=-TEST [(l+sin2y)sinq>+(%-q>)cosq>—2siny—B1J;
_-__L”°___. - . _ Е...
и... A1_B1[(2+s1n2y)cos:p <2 q>)sincp+ г (45.18)
+(2sinv+B1)q>—2(c0sv+vsinv)];
-= 7(+”j°_5—1)—[2cosq>+2<sinv+ B1)q>—2(c0sv+vsinv)];
где A1=—;-—sinycosy-7;
B1=—4fl—(cosy+'ysiny)—2siny.
Значения перемещений приведены в табл. 4.46.
Зависимость у от конструктивных параметров генератора выражается фор-
мулой
= — — — (4.5.19)
где Нд- радиус диска; h,- —толщина гибкого колеса; дин-толщина подклад-
ного кольца.
В (4.5.19) входят четыре параметра: у, wo. I? И г. При проектировании гене-
ратора то и г обычно известны. Одним из двух неизвестных у или R задаются.
Обычно задаются значением у из условий прочности гибкого колеса.
По качеству зацепления выгодны большие значения В. Однако при больших В
значительно возрастают напряжения в гибком колесе (рис. 4.23, 4.24). Напряже-
ния изгиба (см. рис. 4.23) максимальны в точках приложения сил. Они изменяются
примерно по знакосимметричном циклу. Максимальные напряжения (см. рис. 4.24)
имеют минимум примерно при д, = 25°. При В= 35° они близки к напряжениям
06 _ -
р-
3 w /IE
' 6y'C6+r y 4 0 б _ и/ддЕ
2 у 6 Г?! 3,73
7 до
д 2.52 I
г 20 30 40 2,. д” ш '
г” ‘I
1 р "Ё ` | I
Z45‘ М?! I I
"г 7,0 Ё l
| |
"3 J8|4-1|
-1, а /o 20 30 40,3‘
Рис. 4.28. изменение напряжения изгиба в ободе Рис. 4.24. Изменение напряжения
гибкого колеса изгиба в ободе жесткого колеса

4
4.46. Конструктивные параметры волнового зацепления
Расчет волновых передач
‘V = 20° ‘V = 30°
“ё;
rzfvc Д. _°_ е’ i v “г
we “до -E-T we то Е:
0 1 0 0 1 0 ‚ 0
5 0.93543 —0.08684 0.24577 0.93633 —0.08688 0.21352
10 0.94220 —0‚ 17116 0‚49155 0‚94764 —0‚ 17148 0‚42703
15 0‚86990 —0.25042 0.73732 0.33255 —0.25153 0.64055
20 0.76934 —0.32213 0.93310 079214 —0‚32478 085407
25 0‚64331 —0‚З8407 1‚19882 067707 —0‚38906 1‚06758
30 049563 -0‚43390 1‚36026 0.53323 —0‚44226 1,281 10
35 033291 —0.47014 1.45755 037773 —0‚48236 1‚45825
40 0.16309 —0‚49174 1,50613 0.20199 —0‚50774 1,56543
45 001390 —0,49817 1,50529 001825 —0.51733 1.60717
50 -0, 18675 —0‚48938 1‚45882 —0‚ 16659 —0.51090 1‚58852
55 —0.35229 —0.46579 1.36963 —0.34610 —0.43347 1.51495
60 —0,50583 —0‚42824 024593 -0,51438 —0‚45082 039240
65 —0‚64з18 —0.37797 008872 —0,66615 —0.39917 1.22713
70 —0,76069 —0‚31656 0.89576 -—0.7968l —0.33517 002576
75 —0,85533 —0‚24588 0,69770 -0‚90253 —0,26877 079518
80 —0‚92468 —0‚|68О2 047132 —0,98024 —0.17846 054249
85 —0.97600 —0.03527 023687 —1‚02777 —0,09062 027497
90 -098122 0 0 —1‚04375 0 0
у = 40° v = 50°
РФ;
ЁЁс т v В; .3. ж. “г
‘б: Щ то W0 we Й
0 1 0 0 1 0 0
5 0,9878517 —0,0869128 0,1913288 0‚9885268 —0‚0869323 01758449
10 0,9514992 —0,1717085 0,2826593 0.9541925 —0.l7l8655 0.3516395
15 0.3912390 ——0.2522345 0.5739391 0.3972650 —0.2523134 0.5275345
20 0.3074700 —0,3265723 0.7653188 0.3131711 —0.3273226 0.7033797
25 0,7008898 —0‚З925506 0.9566434 0.7175143 —0.3949340 0.3792241
30 0.5722392 —0.4482602 1.1479731 0.5960621 —0.4524477 1.0550691
35 0.4226470 —0.4913215 1.3393077 0.4547371 —0.4934333 1.2309137
40 0.2531022 —0,52l4469 1.5306374 0.2946159 —0.53l2675 1.4067536
45 0.0663425 —0.5354334 1.6742174 0.1169170 —0.5493469 1.5326037
50 —0.1294466 —0.5327213 1.7274333 —0.0770074 —0.5512011 1.7534433
55 —0.3252470 —0.5123924 1.6985100 —0.2836526 —0,5355206 1.3650353
60 —0.5127374 ——0.4762366 1.5962902 .—0.4911701 —0.50l6500 1.3437746
65 —0.6846534 —0.4233502 1.4301745 —0.68924ll —0.4500037 1.7109243
70 —0.9343946 —0.3573330 1.2100513 —0.8656735 -—0.3319719 1.4337930
75 —0.9566056 —0.2790250 0.9462227 —1.0122433 —0.2997397 1.1303761
80 —1.0470063 —0.1913547 0.6493216 -—1.1220020 —0.2063729 0.3192231
85 —1.1024994 —0.0973029 0.3302230 —1.1393943 —0,1051301 0.3302230
90 -—l,l2l2065 0 0 —l,2l28657 0 0

166 Расчет элементов редукторов
дб Рис. 4.25. эпюра напряжений изгиба в гибком
70/5 W дБ. колесе при дисковом генераторе
' . 69- 66 My
дд 7д дд дд при В = О° и далее резко возрастают. С уче-
н том величины напряжении и качества за.
д; т г” 30 40 50 ‘до цепления рекомендуется выбирать значения
' {£5.00 В в пределах
` = 25+з5°. (4.5.2о)
2,43 _ Меньшие значения принимают при ма-
лых передаточных числах, когда величины
то сравнительно велики и решающее значение имеет усталостная прочность гиб-
кого колеса.
На рис. 4.25 дана эпюра напряжений изгиба в гибком колесе при дисковом
генераторе. При постоянном R максимальные напряжения возрастают с увеличе-
нием угла охвата у или с увеличением эксцентриситета е (см. рис. 4.2}, в). При
исследовании установлено, что функция о = I (у) имеет минимум при у z 20—30°.
Увеличение R приближает форму деформирования к форме дуги постоянного ра-
диуса, что улучшает качество зацепления, но и в этом случае есть ограничения,
связанные с прочностью гибкого колеса. Величина радиуса, определенного графи-
чески (см. рис. 4.2}, в):
R = r + we - e. (4.5.2l)
Ha основании исследований зацепления и прочности рекомендуют
‘у я: 20 + 40°;
то: (l’0+ L2)mKz. } (4..5.22)
Большие значения у и то принимают для больших значений Е.
Величина деформации гибкого колеса
Деформацию гибкого колеса принято характеризовать величиной радиального
перемещения wo no большой осн генератора. На практике встречаются зубчатые
передачи с величиной радиального перемещения
От то зависят напряжения в гибком колесе и качество зацепления.
На рис. 4.26 изображены траектории относительного движения зубьев при
ш
-4’-. Пунктиром показана траектория выхода зубьев из
тК,
зацепления. Если провести секущне АБ так, как это изображено на рис. 4.26 (из
условия отсутствия интерференции), то без учета деформации под нагрузкой будем
РЗЗЛИЧНЫХ ВЕЛИЧННЗХ
иметь‘ п и т" - l aauen
. р тк?
ление в зоне большой осн де- до
av
формации (q)= О); при т}? < I, A
Z
< l — зацепление в точке А до I
большой оси (в: зоне большой //
щ, '
. l _
оси зазоры), при mKz > / д‘
W2
‘z”7<,' 570°
Рис. 4.26. Траектория относи-
тельного движения зубьев д)

Расчет волновых передач 157
зацепление за большой осью (в зоне выхода из зацепления), в зоне боль-
а
dz-* Zr F
шой оси зазоры. При К, =1 получим = —— или щ, = —— = т, в общем
2W0 2 гр
случае
‘”° = 1. (4.5.24)
Kzm
Равенство (4.5.24) не учитывает влияние толщины гибкого колеса и высоты
зубьев. С учетом этих параметров получим [11]
щ, = а “F , (4.5.25)
I —I
z,’;C 1+ а” 4 _1
где rap — радиус окружности выступов зубьев гибкого колеса; А — коэффициент,
определяемый по (4.5.15) и (4.5.16).
“Ю
mKz
Расчеты по формуле (4.5.25) показывают, что приближенно можно принимать
несколько больше, но близко к единице.
По формуле (4.5.25) значение
тю
Kzm
меньшие значения для больших i И В.
тю
Kzm u
no ходу генератора в зону уменьшенных скоростеи vy и увеличенных скоростей vz.
тю
Kzm
малых передаточных отношениях с целью снижения напряжений в гибком колесе
(напряжения пропорциональны то).
mm
Kzm
шают потребные по передаточному отношению. Избыточные скорости будут компен-
сироваться за счет дополнительной деформации зубьев, т. е. за счет повышения
напряжений в гибком колесе. Сдвиг зоны зацепления в район большой оси при
Kw?" > 1 finaroupunmo для КПД н naaooocrofmocta зубьев. По этим соображе-
Z
_—.1.o4 + 1,1; (4.5.26)
При < 1 качество зацепления ухудшается, так как зацепление сдвигается
Применение <1 (например, 0,8) может быть оправдано только при
При е> 1 окружные скорости vy B зоне большой оси генератора превы-
ш
ниям увеличение K Ё за пределами единицы (например, до 1,5) может быть опра-
2
вдано для больших передаточных отношений, когда напряжения в гибком колесе
невелики, а модуль зацепления мал (мала высота зубьев) и есть опасность нару-
шения зацепления под нагрузкои при недостаточной жесткости генератора.
Перекос зубьев
Перекос зубьев связан с поворотом образующих при деформации гибкого колеса.
бразующие поворачиваются в окружном направлении от перемещений v H B ради-
альном направлении от перемещений ш. Угол поворота образующей:
Ux
от перемещений о Ад = -C-,
.. ша:
от перемещении w kw: т,
ac

168 Расчет элементов редукторов
где 1,, — расстояние от заднего торца цилиндра гибкого колеса до сечения, в Karo-
ром определяются перемещения vx И wx.
Максимальным значениям перемещений соответствуют максимальные значе-
ния углов: -
A-0 max "Р" Ф Ё 45° (xw= О);
Aw max "Р" Ф Ё 0° (до = 0)-
C Av связан поворот в окружном направлении зуба гибкого колеса во впадине
жесткого колеса. При этом на входе в зацепление (дуга АВ, см. рис. 2.13) рабо-
чие стороны зубьев сближаются у задних торцов и расходятся у передних. Изменение
зазора на длине зуба b
до = ход-
На выходе из зацепления (дуга АВ’, см. рис. 2.13) сближаются передние торцы,
а задние расходятся. С м, связана различная глубина захода по переднему и зад-
нему торцам — по переднему торцу глубина захода больше. Изменение зазора на
длине зуба
б“) = Sin agp.
B промежуточных положениях при 0 < Ф < 45° суммарное изменение зазоров
на дуге:
входа в зацепление б = |б„‚| — |б„ |;
выхода из зацепления б = |6w| + |б„|.
На дуге входа в зацепление существует некоторая точка (ср ж 20°), где б = 0
(перекоса нет).
Из полученных зависимостей следует:
на дуге входа в зацепление в районе ~20° < ср < ~45° преимущественно на-
гружаются задние торцы зубьев, а в районе ~0 < Ф < ~20° -— передние торцы;
на дуге выхода из зацепления преимущественно нагружаются передние торцы.
При этом однозначное влияние б“, и 6,, способствует расширению зоны контакта
зубьев на дуге выхода из зацепления.
Скольжение, а следовательно, и износ зубьев увеличиваются по мере расши-
рения зоны зацепления от большой оси генератора. Например, если зацепление рас-
пространяется до ср= 45°‚ в первую очередь будут изнашиваться задние торцы
зубьев. Это изнашивание увеличивает вредное влияние перекоса (от kw) в зоне боль-
шой оси генератора, так как перекос способствует концентрации нагрузки на перед-
них торцах зубьев. Если зацепление осуществляется в сравнительно малой зоне
у большой оси генератора (ср Q 20°), то приработочное изнашивание по передним
торцам будет способствовать устранению вредного влияния перекоса зубьев. Этому
будет способствовать также деформация зубьев под нагрузкой.
В ы в о д. Для уменьшения вредного влияния перекоса зубьев нерационально
распространять зону зацепления далее q>= 20—:—25° от большой оси генератора.
Рекомендации
Расчет параметров зацепления по изложенной выше методике, выполненный для
широкого диапазона передаточных отношений (80-250), позволяет предложить
следующие рекомендации.
Для кулачкового генератора по форме кольца, нагруженного четырьмя силами
(см. рис. 4.21‚б)‚ величина В зависит от передаточного отношения угла:
УголВ.---° 25 30 35
Передаточное отношение! . . . . . 80-120 Св. 120-160 Св. 160
Величину отношения следует выбирать по (4.5.26) или по (4.5.25).
то
Kzm
Для дискового генератора у и
7
u
Kzm
находят по (4.5.22).

Расчет волновых передач ""!69
При нарезании зубьев колес стандартным инструментом с ос = 20° принимают:
коэффициент смещения инструмента: '
для гибкого колеса xp = 3-:-4;
для жесткого колеса xc — no (4.5.l2);
высоту зубьев гибкого колеса п, = ( 1.5 -:- 2.0) tn; 5 27
4. .
глубину захода hd = (1.3 + 1,6) т. } ( )
При нарезании зубьев стандартным инструментом с oL= 30°
—3<xF<+ 1; хс находят по (4.5.12);
(4.5.28)
п, н (1.5 ч. 1,3) m; на, г: (1.4 + 1,6) т.
При а = 20° И уменьшенной высоте головки зуба инструмента над = 0,35 при
с‘ = 0,35 или лба = 0,25 при с‘ = 0,25
— 1 <xF <3; хс находят по (4.5.12);
п, z 1.35m при с"' = 0,35;
4.5.29
Ре’, :2: l',25m при с* = 0,25; ( )
‚щит.
Жесткое колесо нарезают стандартным инструментом с нормальной высотой
головки зуба. При всех вариантах геометрии высоту зубьев жесткого колеса опре-
деляют по (4.5.37).
При выполнении этих рекомендаций построение диаграммы зацепления (см.
рис. 4.25) не обязательно.
Критерии работоспособности и расчета
На практике установлено, что основными критериями работоспособности волновых
передач являются: прочность гибкого колеса; прочность подшипников генератора;
жесткость генератора и жесткого колеса; изнашивание зубьев; тепловой режим.
Чрезмерные деформации генератора и жесткого колеса приводят к интерферен-
ции головок зубьев при входе в зацепление и тем самым ограничивают нагрузочную
способность передачи. При большой интерференции передача заклинивается, что,
как правило, приводит к разрушению генератора или гибкого колеса. Менее значи-
тельная интерференция сопровождается задиром и заеданием рабочих поверхно-
стей зубьев. В результате изменяется геометрия зацепления, а следовательно,
нагрузочная способность передачи. Небольшая интерференция может быть устра-
нена приработкой зубьев в процессе обкатки передачи при постоянном повышении
нагрузки.
При малой жесткости генератор (и жесткое колесо) может вращаться (проска-
кивать) при неподвижном выходном вале. Объясняется это тем, что при деформа-
ции генератора под нагрузкой его овальная форма приближается к круговой (умень-
шается wo). Это нарушает волновой принцип передачи движения.
Изнашивание зубьев незначительно при правильно выбранной геометрии заце-
пления, при удовлетворительном смазывании и допустимых напряжениях смятия
на зубьях и практически не влияет на срок службы передачи. При сравнительно
малых габаритах волновых редукторов температура установившегося теплового
режима ограничивает допустимую мощность. Тепловой расчет выполняют по na-
вестной методике.

170 Расчет элементов редукторов
Расчет диаметра гибкого колеса по напряжениям смятия
на зубьях
Одним из показателей нагружениости передачи является величина (условных)
напряжений смятия на рабочих поверхностях зубьев. По этому показателю рас-
считывают диаметр гибкого колеса как основной габаритный размер передачи.
Расчетная схема изображена на рис. 4.27. Расчет проводится из условия, что зубья
соприкасаются как плоские поверхности по всей глубине захода, а нагрузка рас-
пределяется между ними пропорционально этой глубине. Кроме того, глубина за-
хода в различных фазах зацепления изменяется линейно в пределах —Z'— —hd
(см. рис. 4.27). Неточность такого расчета компенсируется при выборе допустимых
напряжений. Напряжения смятия на рабочих поверхностях зубьев
P
ЁЁ! '
4 гид
—окружная сила (M2-— крутящий момент на выходном валу;
“см =
2M
где Р = 2
др _
ар — диаметр делительнои окружности гибкого колеса); пд = Кддт —- максималь-
ная глубина захода зубьев; К h d — коэффициент глубины захода; 22 = K22 — число
зубьев в одновременном зацеплении (K2 — коэффициент числа зубьев в одновре-
менном зацеплении); b -— рабочая ширина зубчатого венца.
После подстановки, заменяя тг через dr. получим
8M2
‘§x'T3a2—<*°’°M'
ha 2 F
Оси =
При средних значениях I(M= 1,3 и K2 = 0,2
1dM.
0cm = ———’- < l0Icm~
Mi
Обозначив фд == —:Т, получим
3 "Том “‘
d ‘д: ‘/“'::"2'—'o о .
F {Clem Фа ‘4 5 3°’
Рекоменд ется принимать значения:
tpd = 0,1 +0‚3 для силовых передач. Значения фд > 0,3 не рациональны из-за
возрастающего влияния перекоса зубьев;
[о]см= 10-2-30 МПа — для стальных термически обработанных (улучшение,
НВ z 300) зубчатых колес быстроходных и среднескоростных передач при ДЛиТеЛЬч.
ной работе судовлетворительным смазыванием; 100 МПа — для режимов с кратко-
- временными перегрузками при небольг
шой продолжительности максимальных
нагрузок и для тихоходных передач
(например, для вторых ступеней вол-
новых редукторов).
_ а
L /:4/2
l дуги активам/кия *
Дуга захода,
Рис. 4.27. Расчетная схема

Расчет волновых передач I71
Расчет геометрии зубчатых венцов гибкого
и жесткого колес
Определив dp, рассчитывают остальные параметры зубчатых венцов;
Модуль зацепления
т = dF/zF_ (4.5.3I)
Значение т должно соответствовать стандартному значению модуля
(ГОСТ 13755-81 для т > 1 мм, ГОСТ 9587-81 для т g I мм). После определения
модуля уточняют делительные диаметры:
а, = mz — гибкое колесо; }
F
(4.5.32)
dc == mac -— жесткое колесо,
гр и гс — по передаточному отношению [см. формулу (2.2)].
Диаметры окружностей впадин. Для гибкого колеса, наре-
занного инструментом реечного типа (например, червячной фрезой):
d,,. = т (2,, — Ша; — 2с° -[- 2хд); (4.5.33)
при нарезании долбяком
dfl, = 2 (ото + 0.5dao )’ (4.5.34)
где ад, — фактический диаметр вершин долбяка по режущей кромке (табл. 4.47);
awo определяют по (4.5.38).
Для жесткого колеса
ат = 2 (aw? + 0.5da0)‘_ (45.35)
Диаметры окружностей выступов гибкого колеса опреде-
ляются решением уравнений:
дог = дн: + др
при условии, что (/1.5.36)
dab‘ < ‘Не — 2%-
Диаметр окружности выступов жесткого колеса находят из уравнений:
d =d —2h
aC to с
ИЛИ
дао = дар + Qwo " 2hd
при условии, что
дао 9 "н? + ша.
(4.5.З7)
где dlp и dig -— ПО
Неравенства в (4.5.36) и (4.5.З7) устраняют возможность интерференции по
переходным кривым.
М е ж о с е в о е р а с c т о я н и е в станочном зацеплении с долбяком
maimnma
(two = 2 COS am. ‚

172 Расчет элементов редукторов
4.47. долбяки дисковые прямозубые (основные параметры по ГОСТ 10059-62)
"идут т "$е“}."ё‚‘111‘13’"д'11‘2„’ё‘3’;‚"' ’“°W"= т “.1-’.2’§,"..‘I.".f.‘.~1’“,1‘:‘,‘Z2.’}a‘2—’.',"'
Ряд 40 64 Ряд 40 64
.1: 2': ‚Ь аЁ ‚Ь =2 ‚Ь :2
Ё .322 Ё ‚ёёг Ё E28 Ё ёёг
‘ 2 2 2 2 ё 2 2 2 E. 1 9 2 2 Ё ё 2 2 2 E»
2 2 25:» 2 2 *5 2 2 Ё 2 2 2 та;
т: ЧЁЁ ::r$ =22: :s-5 чёт? 5'8 чём
- 0,14 286 40,51 — —- 0,40 — 100 41,33 160 65,33
0,15 — 266 40,40 — — — 0,45 90 42,00 144 66,30
— 0,18 222 40,56 — — 0,50 — 80 41,66 128 65,66
0,20 — 200 40,67 320 64,67 — 0, 55 72 41,43 116 65,63
-—- 0,22 182 40,77 290 64,53 0,60 — 66 41,60 108 66,80
0,25 — 160 40,83 256 64,83 — 0,70 56 41,53 90 65,33
— 0,28 144 41,25 228 64,77 0,80 — 50 42,66 80 66,66
0,30 -- 132 40,60 214 65,20 - 0,90 44 42,60 72 67,80
— 0,35 114 41,06 182 64,86 1,00 - 40 43,30 64 67,33
П р и м е ч а н и е. Коэффициент высоты головки зуба долбякв но; =- 1.35
где г и zo -- число зубьев нарезаемого колеса и долбяка, знак «минус» — для вну-
тренних зубьев, знак «плюс» —— для наружных зубьев; awn — угол зацепления в ста-
ночном зацеплении с долбяком;
x:1:xo
Z i 20 tg oz + inv ос, (4.5.39)
inv awn = 2
где х и хо — коэффициенты смещения для нарезаемого колеса и долбяка; знак «mu-
нус» принимается для внутренних зубьев, знак «плюс» —- для наружных;
О
_ дао z0+2hao
хо — -fi'—'—-Tt. (4.5.40)
где 1130 — коэффициент высоты головки зуба долбяка (см. табл. 4.47). Д и а м е-
‘rpm окружностей граничных точек переходных кривых гиб—
кого и жесткого колес
do __ COS а.
COS щ COS щ
Щег-
. (4.5.41)_
При нарезании инструментом реечного типа
4(";+°.‘“Р0"“г)
I = -
ga‘ Ша zsin2a
, (4.5.42)
где р ж 0‚2— коэффициент высоты скругленного участка вершины зуба инстру-
ментальной рейки.

Расчет волновых передач .173
При нарезании долбяком
tg а, == tg awo i 33- (tg ado — tg aw”);
dbo __ тго cos а
dafl da0 .
(4.5.43)
COS Gag =
Знак «плюс» принимают для внутренних зубьев, знак «минусв-для на-
ружных.
Материалы для гибкого и жесткого колес
Для высоконагруженных гибких колес (при малых i И высоких [о]см) рекомен-
дуют конструкционные стали с повышенной вязкостью, которые менее чувствительны
к концентрации напряжений (концентратором является зубчатый венец). Такими
свойствами обладают стали с высоким содержанием никеля (например, 40ХН2МА,
20ХН3А). Средне- и малонапряженные гибкие колеса (при i > 100 [о]см = 30 МПа)
можно изготовлять из более дешевых сталей типа ЗОХМА, ЗОХГСА. Примеры ха-
рактеристик сталей приведены в табл. 4.48 [6].
Термообработка — улучшение (HRC 28-34), которое позволяет выполнить
механическую обработку гибкого колеса и в том числе зубонарезание после термо-
обработки без дополнительных отделочных операций. Стали с высокой вязкостью
типа Х18Н10Т для повышения усталостной прочности и износостойкости рекомен-
дуют нагартовывать. После окончательной обработки зубчатый венец гибкого колеса
подвергают дробеструйной обработке.
При выборе материала для сварных гибких колес следует учитывать способ-
ность материала к свариванию. При изготовлении небольших передач приборного
типа иногда применяют бериллиевую бронзу. В передачах с малым передаточным
отношением (i < 60) целесообразно использовать пластмассы на основе полиамид-
ных смол с повышенными механическими характеристиками.
Напряжения в жестком колесе значительно ниже, чем в гибком, поэтому для
жесткого колеса используют среднеуглеродистые и низколегированные конструк-
ционные стали (45, 40Х, ЗОХГСА и т. п.). Возможно изготовление жесткого колеса
из чугуна совместно с корпусом или раздельно. При этом чугунное жесткое и сталь-
ное гибкое колеса образуют антифрикционную пару.
4.48. Материалы для гибких колес
“в “т Ударная
“стает НВ HRC 3"3"°°'“° “Н- Свариваемость
МПа Н- м/см’
30X ГСА 1100 960 310 — 40 Удовлетворительная
ЗОХМА 970 800 295 — 106 Требуются подогрев
и последующая термо-
обработка
40ХН2МА 1100 950 — 32 80 То же
38ХН3ВА 1100 1000 — 32 80 сваривается трудно.
. с подогревом
ЁОХНЗА 1050 800 — 30-38 90 Под флюсом и после-
дующая обработка
Х18Н 10Т 500 . 200 140-175 -— 1 10-250 Хорошая

174 Расчет элементов редукторов
Расчет гибкого колеса на прочность
Установлено, что при рекомендуемых соотношениях размеров и способах соедине-
ния гибкого колеса с валом решающими напряжениями являются напряжения в зоне
зубчатого венца. При недостаточной прочности усталостные трещины зарождаются
обычно во впадинах зубьев c внутреннего края зубчатого венца. Развитие трещины
идет по впадине зуба до выхода на край цилиндра. Расширение трещины под на-
грузкой приводит к нарушению зацепления и к заклиниванию передачи. Опасным
(расчетным) является сечение 1-1 no внутреннему краю зубчатого венца (см.
рис. 2.23). Проверяют также сечения 11-—11 и 111-111.
Расчетные напряжения для сечения 1—1:
напряжения изгиба од в окружном направлении, связанные с деформацией
цилиндра по заданной форме;
напряжения сдвига Ткр от крутящего момента М, нагрузки.
По теории оболочек для цилиндра без зубчатого венца
Eh 62w
О” =: дуг + т) о
Влияние зубчатого венца проявляется в том, что жесткость гибкого колеса
различна на участках зубьев и впадин. При этом изменение кривизны при дефор-
мации зубчатого венца будет также различным на этих участках. Изменение кри-
визны, а следовательно, и величины напряжений будет большим на участках впадин.
приближенно это можно учесть коэффициентом влияния зубьев
1 (_hi)3’
l+(h2—h1)tgacp [_iz1__+_(h1)2_l_(_}l1_)2.-3] М
y.—_1._1<,1..
2Kst ha T; ha
(45.45)
где K3 = s/t-—— коэффициент Цитрины зуба у основания; 12, -— толщина гибкого ко-
леса под впадиной (см. рис. 2.23); he — толщина гибкого колеса с учетом высоты
зуба (см. рис. 2.23); агар — значение угла профиля, соответствующее середине вы-
соты зуба.
Решая уравнение (4.5.44) для заданной формы деформирования, находим ма-
ксимумы и минимумы напряжений, амплитуды цикла напряжений, определяем рас-
четные сечения. В результате с учетом влияния размеров зубьев получаем расчет-
ные зависимости
„И E
О” = Кнсо 97,37- ; (4.5.46)
M
Тнр ='. д
‘ , ‚ . _ D +h - .
где E —- модуль упругости, г -- ——2—-— — радиуо срединнои поверхности, икр —
толщина в расчетном сечении по зубчатому венцу; икр н h1+ (O,5 —- 0,75) т;
Кн — коэффициент нагрузки, учитьхнаюъций увеличение напряжений при искаже-
нии формы гибкого колеса под нагрузкой; Ккр - коэффициент, учитывающий не-
равномерность распределения напряжений кручения по окружности гибкого колеса
в различных сечениях.
Величина Кн зависит от типа генератора и от нагруженностн передачи. Для
кулачковых и дисковых генераторов КН ж 1,1+1‚4; менвшие значения принимают
для малоиагруженных передач ([о],м <15 МПа), большие—для средненагру-
женных ([о]см < 35 МПа). При дисковом генераторе Кн несколько больше, чем
при кулачковом,
ч

Расчет волновых передач 175
н?
Д л я с е ч е н и я 1-1 (см. рис. 2.23) на кра1о зубчатого венца приближенно
можно считать, что в передаче крутящего момента участвует только часть цилиндра,
соответствующая дугам зацепления.
2
При этом Кнр=Кд=-—Ё—. Для рекомендуемых параметров зацепления
Ккр я: 0,2.
для сеч ен ий {I-ll и 111-111 1(„р= 1.
Co — коэффициент, величина которого зависит от формы дгчдрдщровання
(типа генератора).
Для кулачкового генератора c формой деформирования по
уравнениям (4.5.15) и (4.б.16:
на участке О < cp < В
—:——sinBcosq>
Ca:
A-—;:— '
на участке B<q><(u—fi) (4.5.48)
-£—cosB slump
л
Ca’; 4 о
А‘?
Для дискового генератора с формой деформирования по урав-
нениям (4.5.17)‚ (4.5.18):
на участке 0 < ч) < т
= _i__.
2041 — 51) '
на участке у < ф g п — у (4.5.49)
С = 2э1пт—251п‹р-[—Б1
о 2041‘-51) °
Напряжения Cy или коэффициенты Со изменяются по знакопеременному циклу
(см. рис. 4.23 и 4.25). Значения коэффициентов приведены в табл. 4.49. B таблице
приведены амплитудные значения Co, равные средним значениям при (р = В или
__ л
Со = 1,5 при форме деформирования по закону w= то cos 2cp.
Постоянная составляющая напряжений оу невелика и при расчетах на вынос-
ливость ее можно не учитывать. Значения ф приняты за расчетные для сечения 1-1,
так как здесь приближенно совпада1от максимальные значения напряжений О,
и Unp-
Ca
4.49. Значения коэффициента напряжений Co
ц r
Кулачковый генератор при В дисковый генератор при у
25° 3о° 35'-‘ 20° 30° 40° 50°
1,45 1 1,55 2,0 1,41 1,4 1,51 ’ 1,72

176 Расчет элементов редукторов
д Рис. 4.28. Запасы прочности
‚д
/7r
д Запас выносливости:
/ non, _ I
3 / п = 2 1,5,
‘Х/ ил‘) + п‘
о_ I,
a a
I Г Л 5‘: т_1
п‘ = Kt"-"a + 0.17m ’
д ‘W W2 405 /I:/f‘ ша Ка и K; — коэффициенты концентрации напряже-
ии .
Пределы выносливости определяют по таблицам или из соотношений: 0,, а:
z(0,4-:-0,5) св; Liz (0,2—:-0,3) он.
В с еч е н и и 1-1: Ко щ 1,8-:-2,0; K; z (0,7-E-0,8) K0; од = 0,, где од, ——
по (4.5.46); Co - no табл. 4.49; та = rm = 0,5T[.{p. у
Здесь условно принято изменение напряжений кручения Tap no отнулевому
циклу.
В гечении 11-—11: oazoy;ta=tm=0,51:Rp; У=1; Kg‘-= K1= 1;
Кнр = -
B c еч ен и и 111-111: aa= 0;1:a = тт== 0‚5т„р при К, =1; Ккр =1.
По формуле (4.5.46) прочность колеса в значительной степени зависит от коэф-
фициента Y.
Величина Y зависит в основном от параметров зуборезного инструмента и от
коэффициента смещения х.
Для уменьшения напряжении Целесообразно нарезать гибкое колесо инстру-
ментом с уменьшенной высотой головки зуба.
При уменьшении пЁо уменьшается возможная глубина захода ha (при 1120 =
= 0,85 ha = l,3m; при 1129 = 0,35 ад м т), что допустимо при достаточно жестком
генераторе (например, кулачковом). Значение Y можно повысить также за счет
уменёшения т при K, = 1. Напряжения од можно уменьшить и за счет уменьше-
пня 1.
Напряжения пропорциональны 1211)’ и при новых значениях 111 они уменьша-
toms примерно в 1,25 раза.
Однако при уменьшении hi увеличатся напряжения Тир, что соответствует
(4.5.17). Поэтому величину hi следует выбирать исходя из максимального запаса
прочности п по (4.5.50).
На рис. 4.28 изображен график п= . рассчитанный для параметров
передачи из примера 1 (см. ниже). Такой график строят после определения dl-‘ no
(4.5.30). При этом используют (4.5.45)‚ (4.5.46)‚ (4.5.47)‚ (4.5.50). По графику выби-
ают 1211: и определяют 111. Отметим, что на г афике nmx соответствует щ, = щ.
спользуя это условие и формулы (4.5.46), (4. .47), (4.5.50), можно получить зави-
сим ость для пд/г, соответствующую пшд:
hl ___ Y‘|’di0cM
T — 1/1oI<,,c K в‘ “‘°5'5"
сир
В этой формуле два неизвестных п1/г и Y. Решение возможно методом последо-
вательных приближений или с помощью графика по типу рис. 4.28. Формула (4.5.51)
позволяет судить о том, что определяет оптимальное значение толщины гибкого ко-
леса. В основном на эту величину влияют: передаточное отношение i; нагружен-
пость передачи, определяемая величиной сем и фд; тип зуборезного инструмента
и размеры зуба, от которых зависит величина Y.

Расчет волновых передач 177
Аналогично можно получить зависимость для толщины п, гибкого колеса в се-
чении ll—-ll (CM. рис. 2.23) за зубчатым венцом. При Y= l, Kc, = 1, К, = 1,
Ккр = 1 находим
п, м 0,l251|>diocM 4 5 52
‘Т ^‘ М KHCOE ' ( ' ‘ )
Выносливость гибкого колеса в значительной степени зависит от формы и сте-
пени шероховатости впадины зубьев. Шероховатость поверхности не должна
быть ниже 5-го класса и необходим зуборезный инструмент, обеспечиваю-
щий скругленную впадину. Эффективны накатка (наклеп) и шлифование впа-
дины.
КПД передачи
Исследованиями установлено, что основными составляющими потерь волновой
передачи являются потери в зубчатом зацеплении и генераторе. Несмотря
на значительную нагрузку зацепления, обусловленную большими пере-
даточными отношениями, реализуемыми в одной ступени волновой передачи,
потери здесь сравнительно небольшие, так как не велики скорости скольже-
ния.
Большая доля потерь приходится на генератор как элемент конструкции, вра-
щающийся с высокой скоростью входного звена и воспринимающий большие нагрузки
выходного звена.
Так же, как и в простых передачах, КПД растет с увеличением нагрузки и
уменьшается в увеличением передаточного отношения. Положение максимума зави-
сит также от жесткости звеньев в передаче. При увеличении жесткости максимум
сдвигается в сторону больших нагрузок. Объясняется это тем, что деформации
искажают принятую форму звеньев передачи, а следовательно, и качество зацеп-
ления.
приближенная оценка максимального значения КПД силовых передач с‘ кулач-
ковым генератором приведена в формуле ‘
1
п (1+o.84r1-—‘—)(I+ra 2”“ 53805011),
(4.5.53)
где R3 - радиус дорожки качения внутреннего кольца гибкого подшипника
генератора; —d -— диаметр делительной окружности вращающегося зубча-
того колеса; I1 = 0,025-:-0,04 — условный коэффициент трения в зацеплении;
i,= 0,0045-:-0,006— условный коэффициент трения в гибком подшип-
нике.
Практически Величина КПД при i= 80-:-250 находится в диапазоне 0‚9—0,8.
Предварительная оценка КПД в зависимости от передаточного отношения может
быть проведена по графику рис. 4.29, который построен на основе эксперимента.
’Z
Примеры расчета _0,9 ` М” Рт
Рассчитать основные параметры G5 1::/50 K‘, ‘I
=2д0
волнового мотор-редуктора общего ‚Ед-д :
Назначения. 027 <«
3,6‘
Рис. 4.29. кпд волновой передачи п д -Щдд 200” ‘M00 ('1/Mu”-T‘

178 Расчет элементов редукторов
Дано: i§F= 100, пн = 1460 об/мин, M2 = 800 H -M, срок службы не огра-
ничен.
Решение ‚
1. Принимаем двухволновую схему с К, = 1. По формуле (2.2) находим гр =
= 200, гс= 202. По (4.5.30)‚ приняв [стем] = 10 МПа и ‘clad = 0,2, находят
3 '1T)T1)6'()o_0 '
dF= “/—:————l0.O’2 = 159 мм.
По табл. 2.1 принимаем гибкий подшипник с Од = 160 мм.
При этом внутренний диаметр гибкого колеса
D=Dn=‘- MM.
Учитывая, что ар близок к D, no формуле (4.5.3l) находим
т = —l—69- = 0,8 MM (согласуется с табл. 4.5.3).
По рекомендации (4.5.26) принимаем $19 = 1,1 mm w0= 1,1-0,8= 0,88 мм;
no данным, приведенным на стр. 168, В= 25°.
(4 5g9;1eJIbIO выбора варианта зацепления рассчитываем зацепления по (4.5.27)—-
на Д1л6я первого ва р ианта принимаем xp= 3,5; hp= 2m= 1,6 MM;
= , m.
Для второго варианта: хр=0; пр= 1‚35т; пд=т.
2. Рассчитываем первый вариант зацепления. Уточняем гр и гс по условию
нарезания при стандартном наборе шестерен зуборезного станка [18]. Возможны
ближайшие сочетания: гр `= 200; zcs.-= 202 И гр = 205; гс = 207.
Предварительно принимаем первое сочетание. Определяем толщину гибкого
колеса 1:, no условиям прочности. Для этого вначале приближенно по рекоменда-
ции п. 2.3 принимаем 111 = 0,01-dp = 0,01- 160 = 1,6 мм.
При этом диаметр впадин д“: = D + 2h1 = 160 + 2- 1,6 == 16З‚2 мм.
По формуле (4.5.33) уточняем хр:
d . г 1632 200
fl‘ F * __ я __
(в рекомендуемых пределах).
Следовательно, гр выбрано правильно.
По формуле (4.5.|3) при ау = фр
"VF C05 0‘ _ 0‚8- 200-cos 20°
д” .. 16З‚2 = 0.921274
cos any =
или any = 22°54’.
По таблицам находим inv он, = 0,02277‚ inv а. = 0,014904 и далее для первого
варианта
я 2- 3.35- 0‚3640
sfF=163,2<2_200 + 200 +o,o149o——o.o2277) .—_— 2 мм.
2
По формуле (4.5.45) при K3: л 08 ж 0,8 и I12 = I,6+ 0,8 = 2,4 мм
' H_(2,4— 1,6) tg20° 1,5__ <Lg>2+ 2,4 " ’
2.0.3::-0,23 ' 2,4
+<;—:%>”—s1

Расчет волновых передач 179
По формуле (4.5.46), принимая Кн= 1,1, и по табл. 4.49 С„= 1,45
При f.'= J§2_ г: ММ
Ои=1.1-1,45 °'88"’6'2""°5 = 165 МПа.
80, ts" -0,437
По формуле (4.5.47) при Кнр = 0.2, дыр = 111-1- 0.5m = l,6+ 0,5-0,8 = 2 мм
800000
“Ф = 0.2-2n-80.82-2 = 49"‘ Mn“
По формуле (4.5.50) при Ко = 2, K,= 1,5 од = од, = 165 МПа; та = 1:m=
—-—- 0.5-49,6 = 24,8 МПа.
Для гибкого колеса назначаем сталь ЗОХГСА, НВ 300—320.
21ЁоМтабл. 4.49 од = 1100 МПа, о_1 аз 0,45ов я: 45,5 МПа; т_1 я: 0‚25о„ z
z 7 Па:
4ГГ
no== 2.1235 = ‘т
275
"tr" 1,5-24,8+0,1.24,‘8 = 6’9'
1 375-6,9 ___ L34.
= 1/1.37.52 + 6,92
h
Для построения графика n = аналогично рассчитываем значения п
при —7= 71- = 0,01 и 0,03. При этом значения коэффициента Ks можно сохра-
‘V
ПЯТЬ постоянными (~0,8), так как ширина зуба при постоянном хр практически не
изменяется при изменении 121.
В результате п = 1,5 при-ё- = 0,01 и п н 1,2 при —’r1—1- = 0,03. График изо-
бражен на рис. 4.28. ‚По (4.5.50) rt; 1,5, поэтому при геометрии зацепления по
варианту 1 прочность гибкого колеса близка к предельно допустимой даже при
п, z 0,8 MM.
3. Рассчитываем вариант 2 зацепления. При 111 = 1,6 мм и а‚р= 163,2 мм
из формулы (4.5.33)‚ оставляя xp = 0, уточняем гр (в этом варианте для ножки
зуба 112 = 0)
d 163 2
._. Д _. __:_ . __
г], _ т + 2с* _ 0'8 + 2 0,35 _ 204,7.
По условиям нарезания (см. вариант 1) принимаем zp= 205. Передаточное
‚С 205 о
отношение IHF = Т =2. l0‘2,5 — отклонение в пределах допускаемых _—_1;4 А.
Уточняем
d г 163 5 205
-— _fi _. __£. __—__- __; _. ._. - = _
х’, ._ 2m т +с* 20.8 2 Ъ-0‚З5 0,15.
Значение xp находится в рекомендуемых пределах—см. формулу (4.5.29).

180 Расчет элементов редукторов
Далее, аналогично с вариантом 1, находим K3 z 0,58 H Y я: 0,58;
п н 1,8 при -5}: 0.02;
n я: 2,08 при —hf1_ = 0,015;
а z 2,44 при -,:—1 = 0,01.
Из графика (см. рис. 4.28) находим птах z 2,5 при = 0,009,
Отметим. что при втором варианте геометрии зацепления прочность гибкого
колеса больше примерно в 1,5 раза по сравнению с первым вариантом. Принимаем
второй вариант зацепления.
h
Если по условию ~nma,, принять —rl-= 0,01 или 111 z 0,8 мм, d,p = 160 +
161‚6 205
20,8 -7 + 0,35 —_ — 1,15 — больше
-+ 2-0,8 = 161,6 мм, то будет xF =
рекомендуемого — см. формулу (4.5.29).
При -71- z 0,015 или 111 я: 1,2 мм ад: = 160 + 2- 1,2 = 162,4 MM, xi, = -
—— ё + 0,35 = — 0.65 — в рекомендуемых пределах.
При этом 2 = n > 1,5. Считаем такие размеры приемлемыми по условиям проч-
ности и технологии.
Окончательно принимаем: гр= 205, хр= —0‚65, нарезание гибкого колеса
долбяком с oL= 20°, высотой головки зуба h5a = 0,35 Н радиусом скругления
вершин p3 = 0,2.
По табл. 4.47 назначаем долбяк т = 0,8 мм, го = 80, duo = 66,66 — 2m =
= 65,06 MM (новый стандартный долбяк со срезанными вершинами).
По формуле (4.5.40)’
_ 65,06 8О+ 2.0.35
"° ‘“ 2-0.8 “ 2 = °'3125‘
По формуле (4.5.39)
inv awn .—_- 2 ’°;_%55*_"_"E;g125 tg 20° + 0.014904 = 0.014042,
при этом оста = 19° 37’.
По формуле (4.5.38)
_ 0,8 (205 + 80) cos 20°
“то 2-cos 19°37’
= 113,726 MM.
По формуле (4.5.34)
а“: = 2 (113,726 — 0,5-65‚06) = 162,39 MM.
По формуле (4.5.З6)
д”: = 162,39 + 2- 1,35-0,8 = 164,55 MM.
Диаметры жесткого колеса при га = 207.

Расчет волновых передач 181
По формуле (4.5. 12)
0,8 — 0,88 __
xc=—O,65 ————O3—_ -0.55.
По формуле (4.5.З9)
— 0,55 — 0‚3125
207 — 80
inv авто = 2 tg 20° + 0.014904 = 0.00996;
при этом ocwo = 17°33’ 14”;
0,8 (207 — 80) cos 20°
“то = 2-cos 17°33'14"
1 MM.
По формуле (4.5.35)
ад, = 2 (50,068+ 0,5-66,66) = 166,796 MM.
По формуле (4.5.37) при hd = m = 0,8
бас = 164,55 + 2-0,88 — 2-0‚8 = 164,71 MM.
4. Проверяем отсутствие интерференции на переходных кривых. Для этого
определяем диаметры окружностей граничных точек.
Для гибкого колеса по формулам (45, 41) — (4.5.4З)
0,8~80-cos 20°
COS aag ‘-= 65
= 0.92439 мм;
80
«щ, = 22°55'20"; tg a, = tg 19°37’ _. т
(tg 22°25'20" — tg 19°37’) = 0.33448;
щ = 18° 20' 40”;
_ 0.8- 205- cos 20°
dIF " cos 13‘20'40”
Для жесткого колеса по (4.5.4З)
О‚8-80 cos 20°
COS ago =
осад = 25°33’ 7”;
= 0.902195 или
tg a, = tg 17°33'14" + ё)‘; (tg 25°33'7" - tg 17°33'14") = о‚з7вв5;
щ =-" 20° 45’.
По (4.5.41)
_ 0,8-207 cos 20°
40 - cos 20°45’
По (4.5.36): 164,55 g 166,408 —- 2-0,88 = 164,628 — интерференции нет.
По неравенству (4.5.37): 164,71 > 162,503+ 2-0,88 = 164,283 — интерферен-
tum нет.
5. Определяем остальные размеры гибкого колеса.
Ширина зубчатого венца:
гибкого колеса Ьг = dz-‘1Pa = 160-0,2 = 32 мм;
жесткого колеса до = bp + 5 = 37 MM.
= 166,408 MM.

182 Расчет элементов редукторов
По формуле (4.5.52)
£_ 1/0,125-0.2.1o2.5.1oo
" 1,1.1,45-2,1.1o6
= 0.00875
Г
или 113 н О,00875-80,6 я: 0,7 мм.
Определяем запас прочности в сечении 11-11 (см. рис. 2.25).
По формуле (4.5.46) при Y = 1
0,88-0,7-2,1-105
су = 1,1.1‚45 80352 = 32 МПа.
По формуле (4.5.47) при ‚(кр = 1
800 000
Тир -— "-'—‘ МПа.
ПО ФОРМУ-де (4-5-50) "Р" Kc = K1: = 13 Ga = 0’yZ Ta = Tm = 0.5Tnp= 14 МПа?
455 275 _
по‘ -— ‘E5’ -7 14,2, I11; ‘=3 T:I i 17.86,
на 14,2 + 17,86
V 1'4,22"+_1' 7,862 =
Учитывая большой запас прочности, по технологическим соображениям при-
нимаем 113 = 0,8 мм. Проверяем 111 — 113 = 1,2 - 0,8 = 0,4 -— выход долбяка обе-
спечен. Определяем толщину 114 в сечении 111-111 (для варианта цилиндра с дном)
при ‹11= O,5D = 0,5- 160 = 80 MM (см. параграф 2.3).
По формуле (4.5.50) при K, = 1,5 (галтельный переход) и та = rm = 0,51,“,
находим ‘икр: 018‘; . Принимая n1_- = 3 и т_д= 275 МПа, получим [т]„р=
I ‘I
275
._. ЪЁЁ= 114-,6 МПа.
Из формулы (4.5.47) при Кнр = 1
Щ = M2 800000 = 0,7 мм.
4лг2 [mp = 211.402. |14‚6
По технологическим соображениям принимаем 113= 114= 0,8 мм.
Определяем число и диаметр отверстий dz.
Назначаем: dz = I5 мм, радиус окружности центров отверстий R = 67,5 MM.
Необходимая сумма длин перемычек между отверстиями при том же [т]„р=
= 114,6 МПа:
1=Щ3__._ЩШ= 130 мм,
E Rh; [T]f('p " 67,5-0,8-114,6
Число отверстий
2я!?—!‚д .‘2л-67‚5— 130 20
‘МВ’ .1, " 15
Ширина перемычек между отверстиями приблизительно равна 6,5 MM. Сравни-
тельно малая ширина перемычек будет повышать концентрацию напряжений. По-
этому принимаем 2отв= 16 (ширина перемычек равна 11,5 мм).

Расчет валов и осей 133
‚ы
Рис. 4.30. Жесткое колесо ,
"“ M5‘
Другие размеры назначают
в соответствии с рабочим черте- ` ‚г “ - “т” ’” 0"’
жом гибкого колеса (рис. 4.30). 7 ‘fut’/W губи!’ Z 307
Контрольные комплексы точнос- д Жид/ша? контур по о
ти зубонарезания принимают а тег 9567-81 а 20
по обычным нормам. Козффицигтп mew-
нил исход/ша халтура х 0.55
[mum младости по
лш7ття+а1 964Ч
Ф 156,79!
ф Щ з 7
4.6. РАСЧЕТ ВАЛОВ ИОСЕЙ
Валы редукторов можно под-
разделить на входные, выходные
н промежуточные. Входные и
выходные валы имеют консоль-
ные участки‚ предназначенные
для насаживания полумуфт,
шкивов, звездочек, зубчатых ко-
лес и др. Входной и промежуточный валы при малых диаметрах помещенных на
них шестерен обычно выполняют за одно целое с шестернями. Валы передают
крутящий момент и воспринимают поперечные усилия, возникающие в зацепле-
ниях зубчатых колес и на консольных концах.
В планетарных редукторах и мотор-редукторах применяют также валы компен-
сирующих муфт, которые передают только крутящий момент, а для установки
сателлитов используют оси, нагруженные лишь поперечными усилиями.
1. натрием- сталь 45 Г ОСТ 105044
2. I/B 259-30!
Особенности расчета валов редукторов
общемашиностроительного применения
При расчетах валов редукторов общемашиностроительного применения учитывают:
неопределенность условия работы — допустимые нагрузки могут быть постоян-
иыми и переменными как по величине, так и по направлению; работа непрерывная,
длительная или с периодическими остановками, вращение валов в любую сторону
с произвольнои частотой;
неопределенность величины и направления консольной нагрузки, которые
зависят от способа соединения редуктора с двигателем или приводимой машиной;
наличие конструктивных особенностей вала одного и того же редуктора при
различных вариантах сборок, различных формах концов, при разных передаточных
числах.
Для сравнения различных редукторов по показателям технического уровня,
надежности и долговечности расчет валов обычно выполняется при постоянных
нагрузках и частотах вращения. За расчетную принимают нагрузку из условия дли-
тельной выносливости зубчатых передач при частоте вращения входного вала ре-
дуктора 1500 об/мин.
Виды выполняемых расчетов
Расчет на статическую прочность —с Целью проверки возможности восприятия
максимальных нагрузок, время действия которых таково, что не может привести
к усталостному разрушению.
Расчет на усталостную прочность —с Целью проверки возможности восприя-
тия длительно действующих нагрузок, при этом следует учитывать положение
ГОСТ 16162-78 о том, что редуктор должен выдерживать двукратную перегрузку
в течение срока, соответствующего 3- 10“ оборотам быстроходного вала.
Расчет на жесткость —-с Целью определения прогибов вала и углов поворота
во всех опасных сечениях.

184 Расчет элементов редукторов
[ ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ВАЛОВ 1
Крутящий момент на Геометрические раз- Характеристики матерн- Консольная ‘нагрузка
4 валу, частота вра- МЭРЫ Вала И его ада вата. термообработ- по ГОСТ 16162-78
щенця, режим работы конструктивная схема, кн ‘а
‚ характеристики сече- дд д
„ярд/У mm Ф‘
L ' T I - -1
I 1 I 1 I J 1 -
щ IE.-::<>¢: ~|-use‘): в п: I ' '
к-оно Ф "о о “д ="°
ЗЁ: о==р=ъ 8'3 '6=5:’§ = 5:55 Ё ЁЁЁЁЁ
:.=.==+- M-~a. ==.=. :~2=r~**~ L едет ц мйе
«:88 55:9:-5, gt-8 conga‘. 8. 5503 L E'5,,)‘“\.
д: к 11055: 8: |:Io=t:- r: по: щ >ъО цо=ёш
5*’ ч Ё=ЁР "‘t:::r '= = Ф: д’ = 3 д‘ ‘7
,_‚ Ф . ешь-ъ- - S З он: .. s-as o=oeu
заём ь=ёв8 гга r-"§‘>’.8 ‚д, ъ-“ЁЁЁЁ, es чэ „чет
«ц, ЗЁ Е. 895 $ Ё = о: Ф м: 63. Ф am:
ц 853:8. °‘ 3’:-;r5g§_ £33 §=gE'u: 5.33% @535:
m:=m=- Q2:m:H Q22: сё m2ga$.
I 1 I
== а ш
°"" = = * = б
‘ЁЁЗ ЁЁН- ЁЪЁ ЁЁ‘?
Ёёём E53 “их дао] “'33
9*-° е =85 ы Е 2 Евы ‘Ч
[.09. Ь I->'o Q ‘О 0:: %
a: = к. g Q с, 9.5 к: ›‚ = ы
E8-= :18’: 5° 58$
o""$ °:-= ° 1:12‘ _ Щьш
3:30 Igg :›‚о
1
L l'P,J=/r//'0 мм mm], идти [д‚,„7/ ]
Рд<[/7к.7
Рис. 4.31. Схема выполнения всех видов расчетов валов
Расчет допустимых консольных нагрузок из условий прочности и жесткости
вала и сравнение с регламентированными значениями консольных нагрузок
ГОСТ 16162-78.
Схема выполнения всех видов расчетов приведена на рис. 4.31.
Расчетные нагрузки
На валы редукторов и мотор-редукторов действуют внешние крутящие моменты,
консольные нагрузки и усилия в зацеплениях. Крутящий момент на валу опреде-
ляется активным крутящим моментом двигателя или реактивным крутящим мо-
ментом приводимой машины. Для редукторов обычно задается крутящий момент на
тихоходном валу MT, для мотор-редукторов известна мощность электродвига-
man Nun. по которой определяют крутящий момент на быстроходном валу M5:
M5 = 955o—N-£"- , (4.6.l)
“б
где А/дв = М; — мощность электродвигателя или мощность на быстроходном валу
редуктора, кВт; M5 — момент на быстроходном валу, Н-м; no — частота вращения
быстроходного вала, об/мин.
Консольная нагрузка на вал определяется способом соединения редуктора
с двигателем и приводимой машиной и может задаваться радиальной или осевой
силой, изгибающим моментом или их сочетанием. Осевая сила, приложенная соосно
валу, на прочность практически не влияет, а приложенная эксцентрично — создает
изгибающий момент, равный Акгн, где гк — эксцентриситет приложения силы.
Для редукторов общего назначения радиальные консольные нагрузки, регла-
ментированные ГОСТ 16162-78, приведены в табл. 4.50—4.52.
Усилия в зацеплении зависят от вида зацепления и направления вращения.
Формулы для их определения приведены в табл. 4.53.

Расчет валов и осей I85
4.50. Значения консольных нагрузок (ГОСТ 16162-78)
«параметр °3§§§§' 5322231?!’ „ЧЁЁЕЁЁ
l. Радиальная консоль- Рт Планетарные редукторы с передаточным чис-
ная нагрузка на тихо. лом и < 12,5 и ‘другие одноступенчатые
модном валу, Н зубчатые редукторы:
Р... = 125 1/K4’;
Остальные типы редукторов
рт = 250 1/I47
2. Радиальная консоль- P5 Одноступенчатые и многоступенчатые зубча-
ная нагрузка на быстро- тые редукторы при Мб < 25 Ном
ходном вал Н —-
у? P5 = so 1/M5.
Многоступенчатые зубчатые редукторы с
25 H-M < M5 < 250 Н-м,
червячные редукторы
Ро = во УМЕ.
Многоступенчатые зубчатые редукторы с
Мб > 250 I-I-M,
планетарные редукторы всех типов
P5 = 125 V 71475
4.51. Значения консольных нагрузок при передаче вращения муфтой
Тип муфты Величина консольной нагрузки
Мн
Ом ’
где DM — наружный диаметр муфты, мм
Кулачково-днсковая Р" = (O’3 + ОД)
муфта
И
PR = (o,2 + 0,5) LE1‘,
Муфта с призматическим
СУХаРеМ - где В — длина площади контакта сухари с полумуф-
ТЗМИ, ММ
. Мн
Втулочно-пальцевая Р" '- (Од '°— Од) Й ”
муфта где Du - диаметр расположен ия центров пальцев, мм
л

186 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.51
ТИП МУФТН Величина консольной нагрузки
О,3М
* Р“ =
Зубчатая муфта
где i — расстояние от зубчатого сочленения до торца
муфты, мм
кулачковая муфта
_ 2М„
... О“ ‚
где DR — диаметр муфты, мм
Pu
Цепная муфта
Мн
дав ’
где D33 — диаметр звездочки, мм
Рн—'=0‚67
Примечание.
на валу. Н-мм.
В формулах Р“ — радиальная сила, Н; Мн — крутящий момент
4. 52. Значения консольных
нагрузок при передаче вращения гибкой связью
Тип передачи
Величина консольной нагрузки Р“. Н
1/Sf + S3 — 28182 cos ар щ 280 cos одр,
Ременная где 51 — натяжение ведущей ветви; S2 — натяжение
ведомой ветви; S3 — начальное натяжение ремня; оср —-
угол между ветвями ремня
М
Плоскоременная (5 -:— 6) д
Ош
Клиноременная
M
(3,2—3,5) -D—m‘i,
где Ош — диаметр шкива, мм.
Меньшие значения принимают при окружнои скорости
v= 1 — 5 м/с. большие — при о = 25-30 м/с
Цепная
Мн
D33 ’
где Взв - диаметр звездочки, мм.
Меньшие значения принимают при вертикальных ne-
редачах, большие— при горизонтальных
(2,3 -:— 2,4)

4,32.
a — зубчатых;
4.53. Формулы для расчета усилий в зацеплении (рис. 4.32)
Рис.
Усилия в эацеплениях:
б — червячных
Расчет валов и осей 187
F F
Mn/ I МГ t Ми
-Ё— Ё „ 1% . 4%
г
б 5 с F. 5 ‘
"И „Г МГ
% е. Ё 5 Ё
*2 F в б
К
{E г £3 F. {E
Fa "
‘I б /‘E
a)
Тип зубчатого колеса Ё РадиалЁиое усилие Осевое], усилие
цилиндрическое прямозубое F ‚ tg ос 0
цилиндрическое косозубое F tg or.,, i F щ В
цилиндрическое косозубое t tg an ф}: tg В
левое COS B
цилиндрическое шевронное 1“-Li‘ о
cos B
Коническое прямовубое Р, tg an cos б F; {д an sin б
L
‘ F t F г .
Коничесиое с линией зуба cos pm, “Ё an cos б ч: 5555“ (tg an Sm б i
т
правого направления _ _ _
Ч= зт Bum sm б) д; sm Bum созб)

|88 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.53
тип зубчатого колеса Радиалвное усилие Осевжрэусилие
F t F t .
Коническое с линией зуба cos Бит (tg an cos б i cos fin”, (щ а" Sm 6 ч:
левого направления
:1: sin Bum sin б) =F sin Bum cos 6)
Червячное колесо F,1 = Fm = Fag = F11 = Р‘, tg (y+ р)
__ Ftfi G3
Червяк _ 1 — tg Y tg P N up
F = F = F ‘-—
Расчетная схема
При расчете вал представляют в виде балки, шарнирно закрепленной на двух
опорах и нагруженной сосредоточенными силами.
Шарниры по длине вала располагают-— при установке вала на радиальных
подшипниках качения — в середине подшипника (рис. 4.33), a при установке вала
на радиально-упорных подшипниках — в точке пересечения нормалей, проведен-
ных к серединам контактных площадок тел качения, с осью вала, как показано на
рис. 4.34. Расстояние между этой точкой и упорным торцом наружного кольца
подшипника может быть приближенно определено по следующим формулам:
для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников
п -.= 0.5 (3,, + d—"'§9E tg ад) ; (4.6.2)
Ё
Рис. 4.83. Расположение шарниров при Рис. 4.84. Расположение шарниров при
установке вала на радиальных подшип- установке вала на радиально-упорных
ННКЗХ ПОДШНПННКЗХ

Расчет валов и осей 139
"£2
1:" +57 в ё
Рис. 4.35. Расположение шарниров при Рис. 4.36. Распределение усилий, переда-
установке вала на сдвоенных подшипниках ваемых ступицей на вал
ДЛЯ ОДНОрЯДНЫХ КОНИЧЕСКИХ РОЛИКОПОДШИПНИКОВ
h = 0,5 (Tu + $3531 e). (4.6.3)
При установке в опоре двух подшипников качения большую часть нагрузки
воспринимает внутренний (ближайший к пролету) подшипник, поэтому условный
шарнир располагают либо по внутреннему подшипнику, либо при расстоянии между
подшипниками свыше половины диаметра вала в точке, находящейся на одной трети
расстояния между подшипниками, ближе к внутреннему, как показано на рис. 4.35.
B уточненных расчетах вал рассчитывают как многоопорную балку на упругих
опорах с учетом осадки подшипников.
Силы, действующие на вал, считают приложенными в полюсе зацепления,
в середине обода шкива, венца зубчатого колеса или звездочки, а если размеры
насадных элементов не определены, то в середине шейки посадочной части вала.
В уточненных расчетах силы, распределенные по длине зуба, можно заменить на
две сосредоточенные силы, приложенные на расстоянии (0,2—0,3) [ст от кромок
ступицы (рис. 4.36). Меньшие значения смещения точек приложения сил соответ-
D .
ствуют жестким ступицам > 2) и неподвижным посадкам, большие — по-
В
D
датливым ступицам ( d°T <12) и подвижным посадкам.
В
Усилия в зацеплениях, а также зависящие от них изгибающие моменты в сече-
ниях и деформации вала рассматриваются в двух взаимно перпендикулярных пло-
скостях, проходящих через ось вала. Консольные нагрузки, если известно напра-
вление их действия, раскладывают на две составляющие и проектируют на пло-
скости. При расчете валов редукторов общемашиностроительного применения, когда
направление консольных нагрузок неизвестно, принимают за плоскость действия
консольной нагрузки плоскость суммарного изгибающего момента в сечении или
деформации от действия усилий в зацеплении.
Массы деталей и центробежные силы не учитываются. Все составляющие усилий
в зацеплении и консольные нагрузки учитываются в наихудшей комбинации для
каждого вала отдельно. `
Осевые силы считают приложенными на делительном цилиндре.

190 Расчет элементов редукторов
Расчет на усталостную прочность
Цель расчета на усталостную прочность — определить коэффициент запаса проч-
ности пв и сравнить его с допустимым значением [ив]. При этом для всех опасных
сечений должно выполняться условие
ив > [пв].
Опасные сечения определяют путем сопоставления схематического чертежа
вала с эпюрой результирующих изгибающих моментов. В качестве возможных опас-
ных сечений выбирают сечения, проходящие по галтелям, канавкам, отверс-
тиям, местам выхода шпоночных пазов и шлицев, по краю посаженных деталей
и др.
Коэффициент запаса прочности по пределу выносливости для пластичных
материалов при совместном действии нормальных и касательных напряжений опре-
деляется по „формуле
"Ont
)
2 2
1/—nO+ пт
а для непластичных материалов (чугун, низкоотпущенная высокопрочная сталь
и т. д.) из уравнения
<Z—:)2 (и -_ 1) + (2 — и) + =1, (4.6.5)
713 =
0-1
где к = — .
Т_1
Выбор величины [пв] является ответственной задачей, поскольку надо обеспе-
чить требуемую надежность при минимальных габаритах и массе валов и
осей.
Значения [пв] для различных режимов работы приведены в табл. 4.54.
Расчет на усталостнуюпрочность проводится по наибольшим длительно дей-
ствующим нагрузкам, все прочие длительно действующие нагрузки (повторяемость
которых не менее 103 циклов) приводятся к наибольшей. Считают, что напряжения
изгиба меняются по симметричному знакопеременному циклу, а напряжения кру-
чения — по отнулевому циклу.
При реверсивной работе редуктора с частыми пусками и остановками прини-
мают знакопеременный симметричный цикл изменения напряжений кручения.
Порядок расчета no и пт приведен в табл. 4.55.
4.54. Допустимые значения коэффициентов запаса прочности
4 обозначе_ Режим работы
Параметр „де I
H BT Т С Л
Запас прочности по пределу текуче- [т] ф
сти:
для сталей при 3-3 > 1,4 2,5 2,4 2,1 1,9 1,1
Т
для сталей при ‘с?’ < 1,4 J 3 2,9 2,6 2,4 2,2
Т
Запас прочности по пределу выносли- [nu] 2,5 1 2,0 т 1,9 4 1,7 1,5
вости 4

тж
Расчет валов и осей
I91
4.55. Определение коэффициентов запаса прочности no и щ
Пара метр
Обозн а-
чение
Формула и указания к расчету
1. Предел выносливости
по касательным напряже-
ниям, МПа
Т-1
Определяется по марочникам материалов.
При отсутствии данных — по формулам:
т_1 я: 0,2503
или
1-1 ‘аз —' 096) 0-1
2. Момент сопротнвлен ия
сечения при кручении,
мм"
Wu
и-гтч
Для круглых сплошных сечений определяет-
ся по формуле
W = ——
“ 16 ’
где d— диаметр сечения, мм.
Для остальных сечений определяется по
табл. 4.56
З. Крутящий
сечении, Н- мм
МОМЕНТ В
Мн
ag-
Величина крутящего момента для участков
вала, передающих этот момент (между
консольным концом и зубчатым колесом —
для быстроходных и тихоходных валов,
между зубчатыми колесами — для проме-
жуточных валов), равна крутящему моменту
на валу, для схем c раздвоенным шевроном
между полушевронами — половине крутя-
щего момента на валу. Для участков, не пере-
дающих крутящий момент, значение момента
принимают равным нулю
4. Коэффициент концен-
трации касательных на-
пряжений
KID
Определяют по таблицам и графикам, при-
веденным в работах [4‚ 22]
5. Коэффициент долговеч-
ности
ДОЛГ
r
No
Mai )n-.y
MK шах .
т
‚(долг = ‘V Z
i
При постоя нной нагрузке
т
‘у/ 60ntL
———)
No
где nu; —— число циклов нагружения на 5-й
ступени циклограммы; Мн; — крутящий мо-
мент на 6-й ступени Цнклограммы нагруже-
ния, Н-мм; Миша, —- максимальный дли-
тельно действующий момент, Н-мм; т
показатель степени кривой усталости; и
базовое число циклов кривой усталости;
{д-срок службы редуктора, ч. Значения
принимают в следующих пределах:
0,6 < K ‘
долг
Кт
ДОЛГ
<|‚О

192
Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.55
па ам Обозна- Ф
р етр ченне орыула указания К расчету
6. Коэффициент чувстви- ф‘ Для углеродистых сталей
тельности материала к 1|), `= О -— 0,05;
асимметрии цикла каса- для легированных сталей
тельных напряжений ‘фт = 0,05 — 0.10
7. Коэффициент запаса п, При отнулевом Цикле изменения касательных
прочности по касатель- напряжений определяется по формуле
HUM напряжениям п 1:_1 к
1: = ‚д
Ми (ктдкдолг + фт)
При симметричном знакопеременном цикле
изменения касательных напряжений (ревер-
сивная работа с частыми пусками-останов-
ками) определяется по формуле
п _ T-1W1-:
‘I.’ — ж -
Мкктдкдолг
При Мн = О п; не определяют
8. Предел выносливости о_1 Находят по марочникам материалов. При от-
по нормальным напряже‹ сутствии данных — по формулам:
ниям, МПа о_1 а: 0,43о„;
0__1 Ra’ 0,4301-
9. Момент сопротивления Wu Для круглых сплошных сечений определяют
сечения при изгибе, мм” по формуле
W red’ _
и = ‘E5
для остальных сечений -— по табл. 4.56
l0. Коэффициент поверх- В, По табл. 4.57
ностного упрочнения
11. Изгибающий момент Ми При произвольном направлении консольной
в сечении, Н-мм нагрузки
2
Ми = V Mat + (I Миг + lMna|)2 + |Mfi2Klo
где составляющие изги ающих моментов „д,
Mm, MM, Мири определяются по табл. 4.59
B зависимости от расчетной схемы вала
1'2. Коэффициент конЦен- Код Определяется по таблицам и графикам, при-
трации нормальных на-
пряжений
веденным в работах [4‚ 22]

Расчет валов и осей
193
{___——-
Продолжение табл. 4.55_
Параметр 922,21?’ Формула и указания к расчету
I"
' y п . М a In
13. Коэффициент долго- к;„‚„ Kg”, = я,“ М и‘ ) у.
вечности , ° И т“
При постоянной нагрузке
Ко __ my
долг ' но
принимают
0,6 < к gm < 1
14. Коэффициент запаса по При симметричном знакопеременном цикле
прочности по нормаль-
ным напряжениям
изменение нормальных напряжений опреде-
ляется по формуле
Олшиву
MnKoDK110J1r
пд=
4.56. Формулы для определения моментов сопротивления сечений
форма Момент сопротивления
сечения 3°"“.3
изгибу W” кручению W“
‚д.
Круглое щ .. Ё D9 IV“ = Ё D3
d
Кольце- л d 4 Л d 4
вое о “’и=зэ””(“(п) ) “”“=m""(“"('5))
Круглое
° "°' Г лоз d лоз а
низать: L vc7,,,= __32 (1_ 1,7 д) и. = 16 (ь-одзд)
верстием

194
Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.56
Форма
Момент сопротивления
сечения Эскиз изгибу W кручению W
И Н
'—Co шпо- ‚ -
ночной W = £23 __ bh (2D—h)? к ___ Ё _ bh (2D—h)2
канав- " 32 ` 16D 16 16D
кой
С двумя
W _ Ё bh (2D—h)2 W _ лт дн (2о_н)=
канав, и 32 за “ 16 8D
ками
гиГи/"Ц
1 1
Сошли. Wg=§2—T)(nd"—bz)( W3:--16-l—)(fld‘—bz)(
W" ч - ъ ›‹ (D — d) (D + ст) х (D - d) (D + cm)
С лы- _ _
Exam‘ Wu — 0,0938D2S WK _ О, 186028
4.57. Коэффициент поверхностного упрочнения В,
' Валы Валы
Вид термической или гладкие с малой с большой
термохииическои упрочняющей Валы концентра- концентра-
°°°a°°"‘" .m::;:em “.:*;:,.:;:'..,,
Поверхностный наклеп 1,2 1,6 1,9
Закалка ТВЧ 1,5 1,6 2,4
Азотирование 1,2 1,6 1,9
цементация 1,5 2,0 2 4
Н итроцементация 1,8 — —
Расчет на статическую прочность
Целью расчета на статическую прочность является сопоставление расчетного коэф-
фициента запаса прочности по пределу текучести пт с допускаемым [пт ]‚ при этом
ДЛЯ всех ОПЗСНЫХ сечений ДОЛЖНЫ ВЫПОЛНЯТЬСЯ УСЛОВИЯ
Коэффициент запаса прочности по пределу текучести для пластичных материа-
лов определяется по формуле
пт=
пт > [пт].
птоптт
-——-—._._'—-=-—г‚
у-“Ёо + "T1:
(4.6.6)

Расчет валов и осей 195
2:‘
a ДЛЯ НСПЛЗСТНЧНЫХ материалов - ИЗ уравнения
"т )д _l гит
( "T0 (KT ) + ( “то
) (2 — м) + ( "T у = 1, (4.657)
пир‘
где ac OT
T : ‚ст I
Расчет на статическую прочность проводится по наибольшим кратковремен-
ным нагрузкам (включая пусковые и случайные перегрузки), если они превышают
номинальные более чем в 2 раза:
„т, = ; (4.!-3.8)
/W“ max
_. _‘LT_"’;r1_ (4.6.9)
от -. .
МН max
Значения [пт] для различных режимов работы-см. табл. 4.54.
Расчет валов на жесткость
Целью расчета валов редукторов на жесткость является проверка условий
w g [w]; (4.6.lO)
6 g [В], (4.6.11)
Значения прогиба вала ш и угла поворота сечения 6 рассчитываются для се-
чений в месте посадки зубчатых колес, под подшипниками, на консолях.
За расчетный обычно принимается наименьший в пределах пролета диаметр
вала а, исключая посадочные шейки под подшипниками. В уточненных расчетах
вычисляют приведенный диаметр вала
адр= 4/_’_1___7i_, (4.6.I2)
ЕЕ‘?
w = I/w§+ av, | + | wa I)? + | Шри |;- (4.6.l3)
e=1/e§+(|0,|+|ea|,2+|0,,R|_ (4.6.l4)
Значения составляющих определяют в зависимости от схемы вала (табл. 4.58).
Момент инерции сечения
1= ——‚ (4.6. 15)

198 Расчет элементов редукторов
Ею Ею. Ею ‚ Ею |
„юнг э: 7.5 3 4%. ‚щд „Ё ю
ю ю ю ю ю п ю.
ю ю ю ю ю п „ю ч
Ею Ea Ею Ею I I
c I „ю: flu ею | „ё ю:„ „с 3 + з „Ё Э : Ё s I I a ю
R
„ее „а „э „в ‚ююююмюм, за:
Ею Em. Ею Ею I I
:I.:m:..I.£ Ё : ваш ю: ‚Е ю: с „Тик
Ею ES Ею bk. I I
спицы ю так ю: „щ ю: „щ юн; п
. Ею Ее Ею
а I..~T?Mmw.I „ „Ё | ю: Ё | ю: um. юпю ю.
а | „ю: т | с + „ё юты | „а + ею. т ею + „ё ю: | и а ю
R
хцф no ьФ „Ф юдщштшюющмнющты: шито н.
wmé ._Bm._. osumfinouoac

201
Расчет валов и осей
_
wsnwrmam
o o o N п н ц
„Вы: „ „ „„ „ „ а
Еш=„+„=ю I „ё „тазы I Ев I NNm5N§N NI а NN щ I „Вода NI.NN «N щ + «N п R „п
| „:тю+„а. +mNNmImNN „вез Ill I Э + за | м: Э! N: „Эк IN + Э + «NR I M: Э | з is .
:щы=2т+тт+„=ю|„а.„ Э„ъ„„щ| NNmoN$N I т | Эё Э! „Ётщ! NNmoN$NIM.NLNNmN 3|: сек! .N п a ‚щ
I а? + „по I „ё _N.N.s,.NN I I ы„Э I ь „Ё: | ы„Э | N. „та. I
о о о о н R ч
к Евы:
ca. ка. „Э -:.naoo: актом.
wsmwrmmm
NN.n§N2NN I mi «hank I
\u|.v««.N NIVN2 IL \mIvn~£|IN.I:r.N.Nt П
| N2 I „ё „ЕЁ I „Ею 5N «N N .N+NNN «N N щ NEE NE 1 ..N Ё а N N а NN
2mm2:mNo + „ё | „ё „нём | ащюдЭы I ь Э | NN „её | NNmeNa Эы I N. Э | NN «Nam I „ N I N. „и
| 3:o|mNm + „„=„+„ё {за I I ЭВ | „в + NN + „ё „Ё: | Эв | „а + NN + „ё „Её I
:mm_\§Nm+mNm+«NNon..«NmN „ваш! :щю>^тт|т | Эё ЭН: „с | =щ„5„„„п„„н„„„„„ Э|= „С | Э | а „ш
| ЭФ + „ё | „ё „ваз | . I ы Em I ь Э | N. ЕЁ . | ы Em I ь Э I ь „Ё: I
:mm_\:mNm + „ё | „ё „зги I NNmoN%N I ё Э I ъ „Ё | NNmoN§N I ё Э I N. «Nam I о | а ч
! за + .NNo I „ё «за I I Э I ё Э | NN Эге | Э I ё Э | NN „Р: |
R 3.5:
пФ ьФ „Ф -5300: шипов

203
Расчет валов и осей
о о о „ и я щ
т Em.
?Jix ?J.:MIVx ?.iu.,,.v...Ia....:u „„ I
N H u m
ЕЁ Ею Em. Бы. Вы. |
ХЁ+АЩЫ,ЭЩЁ хдщшыы`||дгт|ыюущ Isvlfififl.
Ё | .FmIw.P I АР |
Q I IF тиф „же „Ещ а з п а „и
„ в щ ... ES „ | Em. I
N I AM.IrI_:m,V 3|: ‚НЧ | к | „ау Э а ||псщ
. .. „Ее „ ч E2 н _„ Ее
:IIv_ImIuI+ да|а|е|п|| AN~IN~IvuI.._..I
а „ вы»? ю Её ю {шт з п к „м
IT Эы I Э Ё I Aw? I ё I12. I R;
o o o э П я Ч
к EH61
сё ьЭ „Э -=udoox питон.
шхшштшщю
N mm: I Sal: Щит | дздаыъшещ | „Зиму тздачщащ + „ЕЕ: I H а в
‚Ёю | „в + Бче х . .
=„‚щы„ N „. Ею :33. „а | т + Ex: „а | ш + $5 „С + : I a „
х Ё I Эы I з Ё | + $5 „С | Em I ь :5: + Em I а „Ё: I I m

205
Расчет валов и осей
=|=нз зыпЕТмьщщшп :Э|:=|„: т а 3I:..mIImm$.m.~I з На к
о с о о N H» щ
L ЕР | g Ею fl I Ea „ | klmbl N I
E „же claim Em ь „ ваш „з ё гс iv ё „та... „|ц „ш
:3 „ | „ Ею. _ | Ее „ I Em. . I
гите 2.15 =щ+ in з „ „Ё .2. ё „Ё Ст ё „Е! „пц „м
о о о о on» ч
„ЁЭ аз ьЭ „Э энщштшчаоок питон.
шшщшгшшю
Ia Ia Ею „ | Em I |hm...I| Ь п
с „з: а Ё А а а „Ё «Si «Bil. з ц к
In Ею „ | Ею | а: .2 а: „На I ц
а в „Ё Си ь „Ё |.||.„Э„щ 2.|||„щ|
L МИР‘ „ | Ё E... а:
E „ё cléf in ъ „Ё! „:зы|:„щ 3mI::£I „и

206 Расчет элементов редукторов
Определение допустимой радиальной консольной нагрузки
из условия прочности вала
За допустимую принимают такую консольную нагрузку, которая в сочетании с за-
данным крутящим- моментом на валу и усилиями в зацеплении обеспечивает нор-
мативный коэффициент запаса прочности во всех опасных сечениях.
Расчет допустимой радиальной консольной нагрузки из условия усталостной
прочности вала во всех опасных сечениях проводится по табл. 4.59. Из полученных
значений выбирается меньшее.
Определение допустимой радиальной консольной нагрузки
из условия жесткости вала
За допустимую принимают такую консольную нагрузку, которая в сочетании (при
совместном действии) с крутящим моментом и зависящими от него усилиями в sa-
цеплении создает деформации вала, равные допустимым: `
Iwl-I/w?+(|w«|+|wal>”
Pfiw 1 ФР“ у
2 2
[G]_V0t+(|e;l+|9a|)
1 ё О (406:
Pu
4.59. Порядок расчета [Рнв]
Обозна-
Параметр чение Формула, указания к расчету
1. Коэффициент запаса п, Определяют по табл. 4.55
прочности по касатель-
ным напряжениям
„ /1 ]n
2. Допустимый коэффици- [no] [no] = —-.L2-Bi .
ент запаса прочности по I/n.,._ [n3]?
нормальным напряже-
ниям Для сечений на участках вала, не переда-
ющих крутящии момент, '
[no] = Inn]
.‚ ' <"..1‘~‘V;’ HR)’
3. Допустимый изгиба- [Ми] [Ми] = о .
ющий момент в сечении, KoDKno,,,.[n0]
Нм“ Величины, входящие в формулу, определяют
по табл. 4.55
4. Изгибающий момент в Йирн Определяют по табл. 4.58 в зависимости от
сечении от действия еди- расчетной схемы при значении
ничной консольной на- Б = 1H
Н
грузки, Н-мм/Н
5. Допускаемая консоль- [Рнв] 2 2
ная нагрузка из условия [Рт] = [M"l ° УМ“ +_(| MW I + I “т”
Н A/In/‘H

Расчет валов и осей 907
Расчет проводят по (4.6.16), (4.6.l7) 4.60. Допустимые значения угла
для прогиба в сечении под зубчатым коле- поворота [0]
сом и для углов поворота сечений на опо-
рах. Из полученных значений выбирается
меньшее‘ Тип подшипника [0], рад
Составляющие деформации опреде-
ляют в зависимости от расчетной схемы
Ba‘"a_(°M' Ta_6"' 5'48)‘ Шариковые однорядные 0,005
ШРК И 919“ — деформации 01‘ дейсТвия Шариковые сферические 0,05
единичной консольной нагрузки, опреде‘ Роликовые Цилиндриче- 0,0025
ляют по табл. 4.58 при подстановке ские
PR = l H. Роликовые конические 0‚0016
Допустимые значения прогибов ва- Роликовые конические 0,001
лов принимаются равными двухрядные
[w] = (0,0002+0,0003) l, (4.6.l8)
где 1—длина пролета вала между опорами,
или [w] = (0,0l-:—0,03) т,
где т — модуль передачи.
Допустимые значения угла поворота сечении в опорах качения принимаются
по табл. 4.60.
Расчет допустимой радиальной консольной нагрузки
из условия долговечности подшипников
Целью расчета является определение величины радиальной консольной нагрузки, ко‘
торая в сочетании с усилиями в зацеплении обеспечивает долговечность подшипников
не ниже заданной согласно ГОСТ 16162—78. Долговечность подшипников на час-
тоте вращения быстроходного вала 25 c-1 (1500 об/мин) на номинальном передаточ-
ном числе должна быть не менее 10 000 ч, а для червячных редукторов — 5000 ч.
Для подшипника, примыкающего к консоли, в большинстве случаев наиболее
нагруженным является вариант, при котором осевая сила направлена в сторону
консоли, а консольная нагрузка противоположна радиальной реакции от действия
усилий в зацеплении на той же опоре.
Для другого подшипника наиболее нагруженным является вариант, когда осевая
сила направлена от консоли. Расчетное направление консольной нагрузки и ее допу-
скаемая величина определяются приближенными методами. Порядок расчета допу-
скаемой радиальной консольной нагрузки при заданной долговечности подшипни-
ков приведен в табл. 4.61.
4.61. Порядок расчета [Pg]
Обозна-
Параметр чение Формула, указания к расчету
1. Допустимая приведен- [Од] Определяется по формуле
ная нагрузка подшипни- 1
ка на правой опоре, Н 10, 3-
=с
[ОП] П Lh60n ’
где Сп-динамическая грузоподъемность
подшипника на опоре П, Н; Lh — номиналь-
ная долговечность подшипников, ч; n—
частота вращения вала, об/мин; a— пока-
затель степени; для шариковых подшипни-
ков oL= 3; для роликовых подшипников
a= 10/3

208 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.61
Обозна-
Параметр чение Ф°РМУЛЭ И указания к расчету
2. допустимая приведен- Юл! [Оп] = lQn]%'1-
П
ная нагрузка подшипника
на левой опоре, Н
З. Реакция направой опо- R3,, Ran = ГЕЙ, —|— R," I + I Ran I); ‘I
pe от действия усилий
в зацеплении, Н
F I‘
3.1. Реакция на правой Rm Rm = :1:
onope от действия окруж-
ной силы, Н Верхний знак при направлении крутящего
момента по часовой стрелке, нижний знак —
при крутящем моменте против часовой
стрелки
.‚ Рт-Й
3.2. Реакция на правой Rrn Rrn=—-[-
onope OT действия ради-
альной силы
3.3. Реакция на правой Ran ДЛЯ правых K0-V190 (Червяков)
опоре от действия осевой d
СИЛЫ, Н Ran = ч: Fa это
Для левых колес
F d
Ran = :l: й
- 1
4. Допустимая реакция [Крк п] [ЕРк п] = Wu] —,fi¢'(—,(—- — Ran.
на правой опоре от дей- к б T
ствия консольной нагруз- Значения коэффициентов Кн, K5 И KT при-
кн, Н нимаются из справочной литературы по под-
шипникам
l
5. Допустимая радиаль- [Pg] [P1(]==[RPRl1]'l—
ная консольная иагруз- д
ка, Н. (кгс)
4.7. РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЙ С ГАРАНТИРОВАННЫМ НАТЯГОМ '
Соединение цилиндрических и конических поверхностей с гарантированным натягом
широко используют в редукторостроении. При этой посадке обычно дополнительно
используют призматические шпонки, однако применяют и соединения без шпонок,
т. е. с передачей крутящего момента только силами сцепления сопряженных поверх-
ностей.
Расчет посадок с натягом выполняют с целью обеспечить выполнение двух усло-
вий: прочности соединений, т. е. отсутствия смещений сопрягаемых деталей под дей-
ствием внешних нагрузок, и прочности сопрягаемых деталей. Исходя из первого ус-
ловия, определяют минимально допустимый натяг [N mm ], необходимый для восприя-

Расчет соединений c гарантированным натягом 209
4.62. Пример расчета соединения с натягом
Обозн а- Расчетн ая формула и указан и я
пар “Mew чен не к р асчету
Исходные данные
(техническое задание ТЗ)
1. Наибольший крутящий Мн „ш Мн „ш = 4000
момент, передаваемый
соединением, Н-м
2. Диаметр соединения, d d= 70
мм —
З. Длина соединения, мм Ьст Ьст = 70
4. Наружный диаметр €12 а„= 110
охватывающей детали, мм
5. Внутренний диаметр а, с11= 0
охватываемой детали, мм
6. Материал:
охватываемой детали — Сталь 40X ГОСТ 4543-71
охватывающей детали — Сталь 20XH2M ГОСТ 4543-71
7. Предел текучести ма- о.
териала, МПа:
охватываемой детали отд = 650
охватывающей детали отд = 850
8. Модуль упругости,
МПа: E
охватываемой детали 51 = 2‚14.1оё
охватывающей детали E2 = 2,1401:
9. Коэффициент Пуассо- р
на для детали:
охватываемой щ = 0,3
охватывающей „в = 0,3
10. Коэффициент трения / При сборке запрессовкой
[5‚ табл. 11.4] fa 008
ll. Шероховатость по- _.
верхности:
вала Ra 1,25; R: 6,3
отверстия Ra 2,5; R, ю

210 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.62
Обозна- Расчетная л азан я
ПараметР ченне gzogglgqe-aryfl ук и
Расчет предельных натягов [5]
d 2 О 2
' + (‘J’) ' + (та)
12. Вспомогательный ко- С С1 = ————d——2- — pl = 2 -
на) 1—<%>
— 0,3 = 0,7;
d 2 70 2
1 + (та) ‘ + (т)
C2 _. 1 d 2 + “'2 — 1 2-+
— (ТЕ) _ (RT)
+ 0,3 = 2,661
_ _ 2000M“ max __ 2000-4000 __
ЁЗиМАЗЁНЁЩЗЁЁЁЪиСЁе H3J1}(:gi- [”‘“‘“] 1” ‘“‘“‘ “ лачст/ ‘ at-70240-0,08 ‘
TaKTHblX поверхностях = 92,8
соединения, МПа
14. Наименьший расчет- [АЦМП] [Mum] = [рты] с1<с1 С” ) I03 =
ный натяг, мкм E1 Е?
_ 0,7 2,661 а _
_92,3.7o(2,14_ Юз + 2,1_m5)1o ..1o3,6
15. Поправка на обмятие уш уш = 1,2 (Ни; -|- RZD) = 1,2 (6,3 + Ю) =
микронеровностей, мкм = 19 6,
Ym = 5 (Rad+ Rap) = 5(1»25 + 2»5) = 18.8;
vmké 19
16. Минимально допу- [Nmm] [Nmm] = [Mum] —|— -ym = 103,6 + 19 = 123
стимый натяг, мкм
2
17. Максимально допусти- р р; = 0,50“ [1 —- ] =
Moe давление на контакт-
Еёхдияноййэёностях соеди- = 05.650 [1 _ < -71 2] = 325;
О
d 2
Да = О‚5О'т2 [1 ——— =
[Pmax] = min (P1, да) = 253
T8. Максимальный рас- [Nmax]' [Андах] = [pmax]d -|— I03 =
четный натяг, мкм E1 E2
= 253.7% 0,7 2,666 ) 103:
2‚14.1об ` 2,1.1об
=282,2
19. Максимально допу- [Nmx] [птах] = [N;nax + уш] = 282,2 + 19 = 301
стимый натяг, мкм

Расчет соединений с гарантированным натягом 211
Продолжение табл. 4.62
параметр O‘g§{3:ea- Расчетная gogrglagyn указания
Выбор посадки [5]
Вариант 1
20. Посадка Н8/х7
21. Верхнее отклонение Е8 Е$ = 46
отверстия, мкм
22. Нижнее отклонение Е! Е! = О
отверстия, мкм
23. Верхнее отклонение es es= 176
вала, мкм
24. Нижнее отклонение ei е! = 146
вала, мкм
25. Допуск отверстия. TD TD = ES — Е! = 46 — О = 46
мкм
26. Допуск вала, мкм Тд Td = es — ei = 176 — 146 = 30
27. Максимальный натяг, Маш Nmag = es — Е! = 176 — 0 = 176
мкм
28. Минимальный натяг, A/mm Nmm = ед — ES = 146 — 46 = 100
мкм
29. Средний натяг, мкм М, М, = Nm” g-Nmin = 176-; 100 = 138
30. Допуск натяга, мкм TN TN = Миш -— Nmm = 176 -— 100 = 76
31. Проверка "условия - N max= 176 < [Nmax] = 301.
“P0‘”‘°°T“ детаде" Условие прочности выполняется
32. Проверка условия - Nmm = lO0j> [Nmm] = 123,
ПРОЧНОСТИ Юединения Прочность соединения не гарантирована
33. Вероятностный до- Ta, TR, = V Та -|- T2 = V 302 + 462 = 54,9
пуск натяга, мкм -
TR; 54.9
34. Вероятностный макси- Nfnax Мглы = мс + Т = 133 + —2—— = 165,5
мальныи натяг, мкм
35. Вероятностный мини- N B ‚ _ TR: _ 54.9
мальный натяг, мкм т" N31“ _ N” - Т _ 138 _ —2_ = ”0’5
Bepc3ITr;ocflTHaH про- inn = 1l0.5J> [Миш] = 123
coglfifleyflnfi и прочности Вероятность нарушения прочности соеди-
нения выше 0,135 %
37. Вспомогательный ко- K K = N” _ [Nmm] - 138 _ 123 = 0,273
Эффициент
TR] _ 54.9

212
Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.62
параметр O‘;Se%a::- Расчетная cgogrgzvgyu указания
38. Вероятность наруше- 17 I3 = 0,051 (рис. 4.37)
ния прочности соедине-
ния
39. Минимальный расчет- N;mn мы, = Nmm — vm = 100 — 19 = 81’
ный натяг, мкм
_ Nm1n103 _
40. Минимальное давле- Dmm pm!" _ C1 Св ‘-
ние на контактных по- д<Е“’1"'Ё;)
верхностях соединения,
мпа = 81- 103 = 72 6
ю( 0,7 2.661 ) ’
2,14-105 2,1-105
- 2 , - - 2-7 -О‚О8
41. Допускаемь1й крутя- [М„]„ [М„1,‚=Ё%’Ё‘%д@= 72 6 “270000 О ==
щий момент в соедине- О
НИИ’ Н.м =
Расчет шпоночного соединения [24]
42. Применяемая шпонка
43. Высота шпонки, мм
44. Глубина паза в валу,
мм
45. Длина шпонки, мм
46. Допустимое напряже-
ние смятия, МПа
47. Рабочая длина шпон-
ки, мм
48. Допустимый крутя-
щий момент, Н-м
49. Допустимый крутя-
щий момент при сочета-
нии посадки и шпонки,
Н-м
50. Посадка
51. Верхнее отклонение
отверстия, мкм
52. Нижнее отклонение
отверстия, мкм
53. Верхнее отклонение
вала, мкм
Шпонка 3—20>< 12>< 56 ГОСТ 23360-78
h=-12
t=7,5
l= 56
[Gem] = 130
Для исполнения З
1‚‚= 1-в/2= 5в_.2о/2= 46
[Мн ЛШ '= —— t) [сем =
= 46-70 (12-7,5). 180/2000 = 1304
[Мн] = [M31111 + lMH]n =
= 1304 + 3128 = 4430
Вариант 2 [Б]
E1
88
ES.
H7/x7
ES = 30
Е1= О
es= 176

Расчет соединений с гарантированным натягом
213
Продолжение табл. 4.62
Обозна- Расчетная формула и указания
ПаРаМеТР чение K РаСЧеТУ
54. Нижнее отклонение е! 61' = 145
вала, мкм
55. Допуск отверстия, TD TD = ES — El = 30 — О = 30
мкм
56. Допуск вала, мкм Td Та = 88 -* 91: 176 “ 146 : 30
57. Максимальный на- Nmax Nam = es — Е 1 = 176 — О = 176
тяг, мкм
58. Минимальный натяг, Nmm "тяп = 81- 55 = 146 ° 30 = 116
мкм
N N 176 + 116
59. Средний натяг, мкм По No = mm: max = 2 = 146
60. Допуск натяга, мкм TN TN = Nmax - “шт = 176 — 116 = 603
Nmax = 176 < 1Nmax1= 301
61. Проверка условия — Условие прочности выполняется
прочности деталей
62. Проверка условия — Nmm = 115 ё [Nm1n1= 193.
ПРОЧНОСТИ СОЗДИНВНИЯ Прочность соединения не гарантирована
63. Вероятностный до- TR, TB = V73 + Ti) = V 302 + 302 == 42.4
пуск натяга, мкм
в TR, 42,4
64. Вероятностный ма- N3,“ “так = “с + -2- = 146 + ‘Т = 157.2
ксимальный натяг, мкм
65.„ Вероятностный мини- gun N gm, = N с - -2- = 145 — —Q—- = 124,8
мальный натяг, мкм
66. Вероятностная про-
верка условия прочности
соединения
67. Посадка
68. Верхнее отклонение
отверстия, мкм
69. Нижнее отклонение
отверстия, мкм
70. Верхнее отклонение
вала, мкм
71. Нижнее отклонение
вала, мкм
72. Допуск отверстия,
МКМ
N3 — 124,s> [zvmm] = 123
min ""
Нарушение прочности соединения маловеро-
ятно (Р < 0,135 %)
Вариант 3 [5]
H8/27
Е 8 = 46
El= О
es= 240
el= 210
’I‘D=ES—El=46—0=46

214 Расчет элементов редукторов
Продолжение табл. 4.62
Параметр O‘:5ec:I3l1:ea- Расчетная <'1()og:c};.:.?ryH указания
73. Допуск вала, мкм Тд Td = es — ед = 240 — 210 = 30
74. Максимальный натяг, А/тах Nmax = es — El = 240 — 0 = 240
мкм
75. Минимальный натяг, Nmm Nmm = ei — ES = 210 —— 46 = 164
мкм
76. Средний натяг, мкм М А/с =' = == 202
77. Допуск натяга, мкм TN TN = Nmax —- Nmm = 240 - 164 = 76
78. Проверка условия —— Мшах = 240 < [Nmax] = 301
ПРОЧНОСТИ деТддей Условие прочности выполняется
79. Проверка условия — Nmm = l64> [Nmml = I23,
прочности Соединения Условие прочности выполняется
Расчет конического соединения (ТЗ, [13])
80. Диаметр вала наруж- d d= 70
ный, мм
81. Длина конусной ча- [от [ст = 100
сти вала
82. KOHyCHOCTb вала К K = l : 10; ос = 2° 51’ 45”; tg ос = 0‚05;
соз ос = 0‚99875; sin ос = 0,04994
83. Диаметр резьбвп, мм ад а,= М48><З
84. Диаметр проточки, мм do d0= 43,5
85. Коэффициент трения f f= 0,12
86. Средний диаметр ва- dcp дар = dB — [от tg ос = 70 — 100-0,05
ла, мм
87. Усилие затягивания. Q, Qo = 2000M‘-‘£3 (sin a + f COS a) =
Н cpf
_ 2-4oo0(0,o4994 + о, I2-0.99875) _
_ 65-0,12 '-
= 174 000
88. Напряжение в сече- о о а .-_- 152
нии по протечке, МПа fldo
89. Коэффициент запаса no,‘ n = 31 _ (f>_Q___ 4 2
прочности "1' о _ 15 ’

Расчет соединений с гарантированным натягом 215
P 7-P
05 0,5
0,9 0
0,9 0.7
0.92 000
_ 0,99 005
0,99 2
0,99 001
0,992 0.000
0,999 0,009
0,999 2
0,999 0.001
0,9992 0.0009
0,9905 00005
0.9999 2
0,9999 0.0001
1399992 000000
099999 000005
099990 2
099999 I
д 0,/0 0,20 0,30 0,90 0,50 0,00 к
Рис. 4.87. График для определения вероятности посадки в зависимости от коэффициента
K: Nc"'[Nm1n] "лик: lNmax;"'Nc
TN TN
тия и передачи внешних нагрузок, или по известному минимальному натягу N mm
определяют допустимую внешнюю нагрузку.
Исходя из второго условия, определяют максимальный допустимый натяг
[А/шдх], при котором, как правило, отсутствуют пластические деформации, или
допустимую нагрузку при известном максимальном натяге Ышах. По значениям мак-
симального и минимального натягов подбирается посадка в соединении.
Если выбранная по конструктивным и технологическим соображениям посадка
не удовлетворяет одному из вышеуказанных условий, проверяют вероятность Р
выполнения этого условия.
Удовлетворительной считается вероятность
Р > О,9986Б; [(1 — Р) < 0,00l35].
Если вероятность выполнения условия прочности деталей ниже 0‚99865, следует
применить другую посадку с меньшим максимальным натягом. Если вероятность вы-
полнения условия прочности соединения менее 0‚99865, применяется посадка c боль-
шим минимальным натягом или определяется допустимый крутящий момент посадки.
Разница между крутящими моментами, передаваемым соединением и допустимым
из условия прочности соединения, должна быть воспринята шпоночным соединением.
Пример полного расчета соединения с натягом с учетом и без учета шпоночного
соединения приведен в табл. 4.62.

5. ИСПЫТАНИЯ РЕДУ КТОРОВ
Как и любой вид машиностроительной продукции, редукторы подвергают испы-
таниям на всех стадиях постановки изделия на производство. При разработке тех-
нического задания и технического проекта, а при необходимости и на более поздних
стадиях освоения проводят исследовательские испытания узлов и редуктора в целом.
Для контроля качества изготовления опытных образцов, установочных серий и изде-
лий серийного производства отдел технического контроля (ОТК) предприятия-
изготовителя выполняет приемо-сдаточные испытания. Опытные образцы редукторов
(мотор-редукторов) подвергают предварительным и приемочным испытаниям, по
результатам которых изделия рекомендуют или не рекомендуют для серийного про-
изводства, ' a также производят корректировку конструкторской документации
с присвоением ей литеры «О». Редукторы установочной серии подвергают эксплуата-
ционным испытаниям, по результатам которых принимают решение о серийном про-
изводстве и корректировке технической документации с присвоением ей литеры «А»
или дооснащения технологического процесса изготовления и выпуске дополнитель-
ной серии изделий по документации с литерой «О,» («O2» И т. д.). Серийно изготовляе-
мые редукторы подвергают периодическим, аттестационным и типовым испытаниям.
Виды испытаний определяют ГОСТ 16504—81 и ГОСТ 15.ОО1—7З.
5.1. ПРИЕМО-СДАТОЧН ЫЕ ИСП ЫТАНИЯ
Приемо-сдаточные испытания являются окончательной операцией в технологическом
цикле изготовления редукторов (мотор-редукторов) и проводятся ОТК на стендах,
установленных рядом с конвейером сборки. Стенды должны быть оборудованы уст-
ройствами для заправки редукторов маслом и сбора сливаемого масла, быстросъем-
ным нагружающим устройством, приборами для замера уровня шума и частоты вра-
щения валов. Приемо-сдаточным испытаниям подвергают каждый изготовленный
редуктор. испытываемый редуктор устанавливают на стенде, заполняют маслом‘, ко-
личество и марка которого указаны в паспорте. Рекомендуется совмещать процесс
приемо-сдаточных испытаний и процесс вн тренней консервации редуктора. В‹этом
случае тип масла и количество присадки « кор» указывают в технических условиях
или специальной инструкции. Редуктор испытывают без нагрузки и под нагрузкой.
Время проведения испытаний и величина нагрузки указаны в технических условиях
на редукторы конкретных типов. Обычно время испытания без нагрузки составляет
2-3 мин (при вращении в одну и другую сторону), под нагрузкой — 15-30 мин и
определяется необходимостью проконтролировать следующие параметры:
уровень шума (для червячных редукторов не определяют);
пятно контакта (проверяется преимущественно у червячных редукторов н ре-
дукторов с передачами типа Новикова);
передаточное отношение для редукторов или частоту вращения вала для мотор-
редукторов; о
течь масла в местах соединении и через уплотнения.
Если в процессе испытаний обнаружены дефекты, их устраняют, и испытания
повторяются в полном объеме. Результаты повторных испытаний являютсяоконча-
тельными. На этом первый цикл приемо-сдаточных испытаний заканчивается, масло
из редуктора сливают и редуктор отправляют на окраску, после которой ОТК прове-
ряет: внешний вид лакокрасочных покрытий, консервацию изделия, комплектность
поставки.

Испытания опытного образца 217
{__.:
При положительных ‘результатах приеме-сдаточных испытаний на изделие запол-
няют свидетельство о приемке, входящее в состав паспорта. Другим видам испытаний
подвергают только те редукторы, которые выдержали приемо-сдаточные испытания.
5.2. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ И ПРИЕМОЧНЫЕ ИСПЫТАНИЯ
ОПЫТНОГО ОБРАЗЦА
Наиболее сложны и включают большой объем работ предварительные и приемочные
испытания опытного образца. По программе этого вида испытаний не реже одного
раза в три года проводят и периодические испытания серийной продукции, цель ко-
торых проверить соответствие параметров готового изделия указанным в технической
документации. Если в конструкцию изделия или в технологию его изготовления вно-
сят изменения, влияющие на конечные параметры редуктора, то в целях оценки
эффективности и целесообразности этих изменений по отдельным разделам программы
приемочных испытаний и с учетом характера внесенных изменений проводят типовые
испытания продукции. Аттестационные испытания проводятся для оценки качества
изделий при их аттестации на категории качества. Однако при аттестации могут быть
использованы результаты приемочных или периодических испытаний.
Редукторы (мотор-редукторы), подвергаемые испытаниям, должны проверяться
и приниматься ОТК в соответствии с рабочими чертежами и техническими условиями;
покупные изделия должны подвергаться входному контролю на соответствие их cran-
дартам или технической документации предприятия-изготовителя.
Перед проведением предварительных испытаний на основные детали опытных
образцов редукторов (корпусные детали, зубчатые колеса, вал-шестерни, валы,
крышки с расточками под подшипники) должны быть составлены паспорта кон-
трольной проверки, в которые вносят результаты контроля размеров и взаимного
расположения основных посадочных поверхностей и элементов зубчатого зацепле-
ния. Паспорта на детали, твердость которых оговаривается, должны содержать
данные по фактической твердости и отметку о соблюдении режима термообработки.
Химический состав материала валов, червячных и зубчатых пар должен подтвер-
ждаться сертификатом, а при его отсутствии — химическим анализом материала,
проведенным при обработке указанных деталей.
В процессе испытаний проверяют и определяют следующие параметры редукто-
ров (мотор-редукторов): крутящий момент, консольную нагрузку на выходных ва-
лах, передаточное отношение (частоту вращения выходного вала для мотор-редук-
тора), температуру масла, коэффициент полезного действия, уровень шума, удель-
ную материалоемкость, работоспособность при кратковременных двукратных пере-
грузках (только для редукторов), девяностопроцеитный ресурс передач и подшип-
ников, температуру корпуса, устойчивость к воздействию климатических факторов.
Кроме того в ходе испытаний проверяют эффективность принятого способа смазы-
вания H отсутствие течи масла в местах соединений и уплотнений, оценивают работо-
способность подшипниковых узлов, прочность валов, шпоночных и резьбовых соеди-
нений H других нагруженных деталей. В зависимости от типа редуктора, его кон-
структивного исполнения, передаваемой им мощности и крутящего момента на тихо-
кодном валу при испытаниях используют стенды различной конструкции с замкну-
тым или открытым потоком мощности.
На рис. 5.1 представлена схема стенда для испытания редукторов по замкнутому
потоку мощности, на рис. 5.2 и 5.3‚— схемы для испытания редукторов по открытому
потоку мощности. Имеются и другие способы нагружения стендов (с неуравновешен-
ной массой, при помощи генератора, за счет незначительной разницы в передаточных
отношениях или введения промежуточного вариатора и др.). При любой схеме на-
гружения конструкция стенда должна обеспечивать возможность измерения и опре-
деления всех контролируемых параметров. Перед проведением испытаний, а также
после каждой разборки и сборки стенда в ходе испытаний, рекомендуется проводить
тарировку нагружающих устройств стенда, которые должны обеспечивать стабиль-
ность наЪрузки в процессе испытаний (отклонение от стабильности допускается в пре-
делах i A), a также возможность проведения периодического контроля величины

218 Испытания редукторов
3- 7 6‘ 8 Рис. 5.1. Стенд для испытаний редукторов
- по замкнутому потоку мощности:
1 — баланс-мотор; 2 H 7 — муфты; '3 И 8-
2 редукторы; 4 — динамометр; 5 — торсион-
ный вал: 6 ——устройство для задания и
контроля консольных нагрузок; 9 — муфта
‚/`
_ нагружения
_ .9
x
. 4 д‘
‘ Ё г ‘г 7 в
\ г- \\
_ г)
:3’ д g э,
ш, д} ‹› 4’
у у ас л _ в
..-*2-[ : J‘ s 7 : :
I ‘r
-4
1 2 .7 4 2 J
Рис. 5.2. Стенд для испытания цилиндри- Рис. 5.3. Стенд для испытания червячных
ческих редукторов но открытому потоку редукторов по открытому потоку мощности:
"°щ“°°"`"‘ 1 - баланс-мотор; 2 и 4 —-› муфты; 8 — pea
I — баланс-мотор; 2 и 6 -— муфты; 3 и 5 я дуктор; 5 - тормоз типа ПТ ... М; 6 — armpit-
аустроиство для задания и контроля кон- митель; 7 — стабилизатор напряжения; 8 --
сольных нагрузок: 4 — редуктор; 7 — тор- устройство для задания и контроля консоль-
ноз типа ПТ М; 8 — стабилизатор иа- ной нагрузки
пряжения; 9 -- выпрямитель
нагрузок. В случае применения балансирных двигателей (баланс-моторы) их предва-
рительно уравновешивают на холостом ходу. В целях увеличения точности определе-
ния момента балансирного двигателя рекомендуется устанавливать подшипники опор
на валу ротора. »
При испытаниях на стендах с замкнутым потоком мощности крутящий момент
создается закруткой торсионного вала. Величина нагрузки постоянно контролю
руется специальными устройствами, например, тензорезисторами или ежесуточной
тарировкой торсиона. При испытаниях на стендах с открытым потоком мощности
величина крутящего момента определяется индикаторным устройством на электро-
магнитном тормозе типа ПТ М или динамометром на тормозах других видов.
Консольная нагрузка на валах создается устройством, с помощью которого
нагружается грузом или пружиной через подшипник; контроль величины консоль-
ной нагрузки осуществляется взвешиванием груза или динамометром, установлен-
ным в систему нагружения. Допускается использование других способов приложения
и контроля консольных нагрузок. Тарировка стенда и методы создания стабильной
нагрузки осуществляются но техдокументации завода-изготовителя стенда. Для
оснащения стендов рекомендуется использовать оборудование и аппаратуру, приве-
денпые в табл. 5.1.
Работа на испытательных стендах должна быть безопасной. Для этого:
пространство, занимаемое вращающимися частями двигателя, редуктора, муфт
и других деталей, должно быть ограждено предохранительными кожухами и пери-
ламп;
двигатели и стенд должны быть заземлены;

Испытания опытного образца
219
5.1. Оборудование и аппаратура. рекомендуемые для проведения испытаний
редукторов Мотор-редукторов)‘
Наимено- Тип, марка, KP3'“‘3’* Техниче‘ Точность Назначение 060‘
ванне г ту ская характе- показаний рудования н
. ристика приборов
Балансд Серии Мощность — Создание нагрузки
мотор АО2; 4A 0,8—l9 кВт
Тормоз ПТ2,5М Тормозной момент 2 % Создание тормоз-
порошковый ПТ250М 25—25ОО Н-м ного момента
Стабили- С0‚1 Напряжение в се- -- —
затор СО‚75 ти 127/220 B;
напряжения в стабилизаторе —
220 B
Выпрями- ВСА-5к‚ Напряжение на — Питание электро-
тель ` ВСА-111к входе 220 В, вы- магнитного тормо-
прямленное на- за ПТ ... М
пряжение 0-65 B,
выпрямленная си-
ла тока 0-12 А
Измеритель- А. К-5О5, Пределы измере- Кл. 2 Измерение элек-
ный ком- К-5О6 ний: номинальный трической мощ-
плект ток О‚5—6ОО А, ностн, потребляе-
напряжение 30-— мой электродви-
6О0 В, мощность гателем при испы-
до 360 кВт таниях по откры-
той схеме нагру-
жения
Термопара, ГОСТ Пределы изме е- — Измерение Tenne-
термометр 9177-74 ний: 0-100 C, ратуры
сопротивле- 0—15О °С
ния или
термометр-
стеклянный
жидкостный
Шумомер Каталож- — Измерение шумо-
ный номер вых характери-
00017, стик
PSil202
(ГДР);
Ш-ЗМ,
Ш-71‚
АШ-2М .
Динамометр ДПУ-ОО1-2 Предел нзмере- — Измерение pean-
ния—до 10 кгс, тивного момента
цена деления статора электро-
0,1 кгс двигателя
Набор — -- — Создание задан-
грузов ного крутящего
1-75 кг момента в замкну-
том контуре
Весы — — 0,1 кг Определение мас-
общего сы редуктора
назначения

220
Испытания редукторов
Продолжение табл. 5.1
наимено, тип, марка, Краткая техниче- ТОЧНОСТЬ Назначение
ванне ГОС-д ту ская характери- показаний оборудования и
ристика приборов
Рычаги до —- - - Для создания за-
1,5 м данного крутяще-
го момента, опре-
деленного реак-
тивного момента
Индикатор ГОСТ Цена деления 0,01 0,01 Входит в комп-
часового 577-68 лект тормоза
типа ПТ М
Устройство — - - --
для созда-
ния ра-
диальной
нагрузки
Стробоскоп СТ-5 Пределы измере- — Определение ча-
ний 300-3000 стоты вращения
об/мин
Тахометр ИО-ЗО, Пределы измере- — То же
ГОСТ ний 30-3000
21339-75 об/мин
Линейка ГОСТ Предел измерения | мм Измерение разме-
измери- 427-75 до 500 мм ров
тельная
Штанген- ШЦ-2-0-25О Предел измерения 0,05 MM To же
циркуль ГОСТ до 250 мм
166-80
Микрометр ГОСТ Предел измерения 0,01 мм э
гладкий 6507-78 до 250 MM '
П р и м е ч а н и е. Допускается применение других
соответствующую точность измерений
приборов. обеспечивающих
расстояние между стендами, а также между стендом и
должно быть не менее 1 M, a проходы не загромождены;
в процессе испытаний должны соблюдаться действующие правила по технике
безопасности для такелажных, слесарных и сварочных работ;
стенками лаборатории
в процессе испытаний должны соблюдаться действующие правила по тех-
нике безопасности "при работе
с электрооборудованием (ГОСТ l2.3.002-75,
ГОСТ 12.3.009—76, гост 12.з.ооз—75, гост 12.2.oo7.1-75, ГОСТ 12.2.oo7.o——75,
ГОСТ 19 523-81);
возможность безопасного контроля
ботанного масла в испытуемых редукторах.
УрОВНЯ СМЭЗКИ, ЗЗЛИВКИ МЗСЛЗ И СЛИВЗ OTRa-
Проведение испытаний
Пуск стенда осуществляют после его надежного закрепления на станине или фунда-
менте. Заливку масла, слив отработанного масла и контроль его уровня проводят
при полной остановке редуктора (мотор-редуктора). Перед разборкой редуктора (мо-
тор-редуктора) снимают действие всех нагрузок (крутящего момента, консольных
нагрузок).
испытываемый редуктор (мотор-редуктор) устанавливают на стенд, обеспечив
совмещение соединяемых валов с точностью, установленной нормативно-технической
документацией. Контроль осуществляют c помощью линейки и щупов. Червячные

Испытания опытного образца '22 1
г
универсальные редукторы и мотор-редукторы следует испытывать под нагрузкой
в положении «вал червячный под колесом» и «вал червячный над колесом». Начинают
испытания червячных одноступенчатых универсальных редукторов и мотор-реду кто-
ров с положения «вал червячный под колесом», а червячных двухступенчатых —
«вал червячный над колесом» (вторая ступень).
Непосредственно перед испытаниями в редуктор необходимо залить масло,
марка которого указана в паспорте; уровень заливки контролировать по маслоуказа-
телю или контрольной пробке.
Испытания проводят по следующей программе:
1. Редукторы (мотор-редукторы) испытывают без внутренней расконсервации и
обкатки; валы вращаются в одну (любую) сторону при крутящем моменте, радиаль-
ной нагрузке и частоте вращения, указанных в технических условиях; режим ра-
боты — продолжительный (S1 no ГОСТ 183-—74). Испытания редукторов при двой-
ных перегрузках проводят по режиму 81, допускается проводить испытания по ре-
жиму S4.
2. При предварительных испытаниях с паспортной нагрузкой, если температура
масла в корпусе при картерном смазывании редуктора превысит допустимую, на-
грузку необходимо снизить на 10—15 % и продолжать испытания до стабилизации
температуры в пределах допустимой, но не менее 24 ч. Температура считается стабили-
зировавшейся, если колебания разности температуры масла в редукторе и окружаю‹
щей среды не превышают 2 °С за 4 ч. После этого увеличивают нагрузку до паспорт-
ной. Если при этом температура масла снова превысила допустимую, то предыдущую
ступень нагружения считать паспортной нагрузкой.
С испытаний снимают образцы, у которых уровень шума превышает допустимый
(ОСТ2 Н89-5—79)‚ разность температур масла в корпусе редуктора и окружающего
воздуха более 60 °С (для червячных 75 °С)‚ температура масла в корпусе более 80 °С
(для червячных 95 °С‚ а при использовании легированных масел серии ИГП и манжет
из резины соответствующей группой 110 °С)‚ имеется течь масла в местах соединений
и уплотнений. Во время испытаний следует вести журнал испытаний, в котором фик-
сируют результаты замеров каждые 2 ч.
3. Паспортная нагрузка считается подтвержденной, если не менее двух образцов
прошли испытания в полном объеме. Если один из испытуемых образцов не выдержал
испытания, то проводят испытания еще двух образцов. Результаты повторных испы-
таний являются окончательными.
4. Замену масла производят согласно паспорту на редуктор.
5. В процессе испытаний периодически осматривают зацепления через каждые
25 % заданного времени испытаний; в журнале делают отметку об осмотре.
6. Продолжительность испытаний цилиндрических, конических, коническо-
цилиндрических, планетарных и волновых редукторов (мотор-редукторов) опреде-
ляют временем, необходимым для достижения базового числа циклов (N но) перемены
напряжений наиболее нагруженного звена передачи; но продолжительность испь1та-
ний не должна быть менее 500 ч.
Втабл. 5.2 приведены базовые числа
циклов NH0 перемены напряжений (в со-
ответствии с ГОСТ 21354——75) для лимити-
5.2. Базовое число циклов перемены
напряжений в зависимости от вида
рованных контактной выносливостью зуб- T€PM005P350TKP|
чатых передач редукторов (мотор-редукто-
ров) в зависимости от вида термообработки. Термо- Твердость
Базовое число циклов перемены на- обработка Поверхности N НО
пряжений для зубчатых передач редукто-
ов,блимитиролраёанхйъвыносливостью при ' улучшение НВ < 230 2,2. ю:
изги е, с ст в я т - Циклов. . .
7. Для сокращения продолжитель- A3O,T,:E,OBa НЕС < 56 “'5 ю
ности испытаний их проводят с нагруз- Закалка
ками, превышающими паспортные, при твч .
этом эквивалентное число циклов пере- Цемента- HRC < 53 12.101.
мены напряжений определяют по формуле дня, нитро.
Na = ‘Nm/"3, цементация fi

229 Йспытания редукторов
А, Ц Рис. 6.4. Ориентировочный график процесса изна-
mm шивания зубьев червячного колеса: °
джрит/ Ёадявеличина изнашивания; Т ._ время изнащи.
где п — коэффициент перегрузки (относительно
дтф паспортнои нагрузки), который не должен пре-
вышать величину запаса прочности, определяе-
T T Tr мую расчетом на прочность.
” = -"""" _ ‘ч При ускоренных испытаниях мотор-редук-
7) _ торов возможна установка более мощных двига-
телей.
8. Продолжительность испытания редукторов (мотор-редукторов), имеющих
горизонтальное и вертикальное исполнение, определяется временем, необходимым
для достижения базового числа циклов, а для вертикального исполнения‘ продолжи-
тельность испытания должна быть не менее 100 ч, если редуктор испытан в горизон-
тальном положении.
9. Для трехступенчатых цилиндрических редукторов, у которых зубчатые пары
промежуточной и тихоходной ступеней заимствованы из двухступенчатых редукто-
ров, если их работоспособность подтверждена испытаниями базовых типоразмеров,
число циклов перемены напряжений принимают по быстроходной ступени.
10. Испытания червячных редукторов (мотор-редукторов) проводят в длительном
режиме до стабилизации процесса износа зубьев колеса, позволяющего прогнозиро-
вать долговечность передачи, но не менее 600 ч. Для универсальных червячных pe-
дукторов испытания проводят по следующей схеме: 500 ч — в положении «вал чер-
вячньхй под колесом», 100 ч — в положении «вал червячный над колесом». Ресурс чер-
вячной передачи определяют по темпу изнашивания. Для определения долговечности
(ресурса) передачи червячного редуктора необходимо зафиксировать момент завер-
шения приработочного изнашивания и его период (Тприр). Окончание приработоч-
ного изнашивания при паспортной нагрузке соответствует установившейся темпера-
туре масла в корпусе и установившемуся значению КПД редуктора. Ориентировоч-
ный график процесса изнашивания зубьев червячного колеса показан на рис. 5.4.
Для червячных передач критическая величина износа составляет 0,25 толщины
зуба колеса по начальной окружности. Принимая первоначальную толщину зуба по
начальной окружности равной 0,5лт (1,57т)‚ получаем ориентировочную величину
критического износа: '
Анрит ‘т 0,25’ == ‘д! 0,47“,
где Анри-г - критический износ колеса, мм; т — модуль передачи, мм.
Темп изнашивания (мм/ч) в период установившегося износа для ресурса передачи
20 000 ч определяют из соотношения
Кэксп = (0‚4т -_. Amp)/(20 ооо — Тприр),
где Априр-приработочный износ, мм; Тприр — время приработочного изнашивания.
Определив темп изнашивания Канон, прогнозируют ресурс по зависимости
Tn = (Mm Априр + Тприр›
КЭКСП
где Tn -— ресурс передачи, ч.
Пример расчета. Износ передачи редуктора Ч-80-31,5 (т= 4 мм) составляет
при приработке 0,2 мм за 200 ч; при установившемся режиме работы составил 0,068 мм
ва 1000 ч.
Темп износа в период’ установившегося режима работы равен
‚ 8
Канон = = 0‚000068 мм/ч;
. __ ‚2
Ресурс передачи Tn = 9-’-3-64(T0—(—)%— + 200 = 20 788 ч.

Испытания опытного образца 223
Измерение износа зубьев колеса проводится микрометром или оптическим мето-
дом. Допускается измерение износа производить любым другим методом с погреш-
ностью измерения не более 0,005 мм. При измерении износа нарушение взаимного
расположения червяка и колеса не допускается.
11. Продолжительность испытаний редукторов при перегрузках, в 2 раза пре-
вышающих номинальные, в соответствии с ГОСТ 16162-78 составляет 3- 10“ циклов
нагружения быстроходного вала.
При условиях, указанных выше, для редукторов (мотор-редукторов) определяют
крутящий момент и консольную нагрузку на выходных валах. Эти параметры счи-
таются подтвержденными, если редукторы выдержали испытания в течение времени.
необходимого для реализации числа циклов нагружения, приведенного в табл. 5.2,
при нагрузках, указанных в технической документации. Параметры считаются не-
подтвержденными, если за время испытаний вышли из строя зубчатые передачи,
валы-подшипники, шпоночные соединения. Критерием выхода из строя зубчатых
передач является одно из следующих повреждений:
поломка зубьев цилиндрических конических зубчатых колес, гибкого колеса
(гибкого подшипника) волновой передачи, витков червячного вала, зубьев червяч-
ного колеса или появление усталостных трещин на них; поломка зубьев (витков)
может быть признана критерием выхода из строя передачи лишь в том случае, если
она не является следствием случайных перегрузок, скрытых или местных дефектов
материала, механической и термической обработки;
усталостное выпрашивание рабочих поверхностей зубьев; критерием выхода из
строя передачи по усталостному выкрашиванию является поражение свыше 20 %
площади рабочей поверхности наиболее пораженного зуба колеса;
заедание и интенсивный износ рабочих поверхностей зубьев (свыше 1,0 % тол-
шины зуба за время испытания '- для цилиндрических редукторов, для волновых
передач -— 5 % толщины зуба за базовое число циклов, для червячных — 15 % от
т за 500 ч);
пластическая деформация поверхностей зубьев, признаком которой служит
появление заусенцев у вершин зубьев и их увеличение в процессе испытаний.
Определение параметров редукторов
ПЭРСДЗТОЧНОВ ОТНОШЕНИЕ. Фактическое ПЕРВДЗТОЧНОЗ omomenue определяют расче-
ТОМ ИЛИ ИЗ ОТНОШВНИЯ `
t’ = n5/n1».
Фактическую частоту вращения выходного вала мотор-редуктора находят в про-
цессе испытаний с точностью ;|;l %.
Температура масла. Для измерения температуры масла в отверстие маслослив-
ной пробки устанавливают штуцер термопары или термометр (ГОСТ 9177-74) с пре-
делом измерений 0—150°С. Допускается установка указанных приборов в других
местах редукторов, а также измерение температуры масла другими способами с точ-
ностью дь2 °С. Максимальная температура масла в корпусе редуктора (мотор-редук-
тора) допускается не более 80 °С (для червячных 95 °С, а при использовании легиро-
ванных масел серии ИГП — 110°C).
Коэффициент полезного действия определяют без приложения консольных
нагрузок. При определении КПД редуктора необходимо обеспечить устойчивый ре-
жим его работы после приработки рабочих поверхностей зубьев. Для увеличения
точности определения КПД моменты измеряют непосредственно на быстроходном и
тихоходном валах с точностью не ниже 0,5 и 1,0 % соответственно. При измерении
КПД редукторов (мотор-редукторов), передающих крутящий момент до 100 Н-м.
рекомендуется учитывать также дополнительные потери в нагружающем н приводном
устроиствах.
Метод определения КПД редуктора зависит от схемы нагружения — замкнутой
или открытой. При испытаниях на стендах с замкнутым потоком мощности раздель-
ная оценка КПД одного из редукторов связана со значительным усложнением кон-
струкции стенда, поэтому допускается определять КПД исходя из его общего значе-

224 Испытания редукторов
'1
НИЯ для двух редукторов, образующих замкнутый контур. Значение КПД при зам-
кнутом потоке мощности определяют по одной из приведенных ниже формул в зави-
симости от направления потока мощности в замкнутом контуре. Если ближайший
к двигателю редуктор работает в режиме редуктора, то средний КПД каждого из ре-
дукторов
Пер = VMH/(Mn + Мл)»
1l*_1I1e Мд — момент на двигателе, Н-м; Мн — момент на нагружающем устройстве,
ом.
Если ближайший к двигателю редуктор работает в режиме ускорителя, то
_ Мн — Мд
"W *- —M;-~
_При открытой схеме нагружения КПД определяют по формуле
Мн
Ч — ‘M-I-17s
где i-- передаточное отношение редуктора (фактическое).
Формула дана без учета потерь в соединительных муфтах.
При открытой схеме нагружения КПД редукторной части мотор-редуктора
определяется по формуле
= Mann
"P 9550N——_nnni '
где пд — частота вращения вала электродвигателя, об/мин; пд- КПД двигателя
(паспортный).
Соответствие КПД двигателя паспортному значению достигается при нагрузках,
величина которых не менее 70 % от номинальной. При использовании в качестве
нагружающего устройства порошкового тормоза типа ПТ М тормозной момент
определяют непосредственно на тормозе путем перевода показаний индикатора
в Н-м. Применение тормозов типа ПТ М рекомендуют при испытании ‘редукторов
(мотор-редукторов), имеющих выходной момент до 2500 Н-м. `
При открытой схеме нагружения КПД редукторной части мотор-редуктора мож-
но определить с применением балансирного двигателя. Для этого к валу двигателя
мотор-редуктора присоединяется балансирный двигатель (для присоединения сни-
мается кожух и вентилятор двигателя). При этом необходимо учитывать потери в опо-
рах ротора двигателя мотор-редуктора. Допускается определять КПД редукторов
(мотор-редукторов) другими методами. ’
При наличии между редуктором (мотор-редуктором) и нагружающим устрой-
ством, а также между редуктором и двигателем соединительных звеньев (муфт, пере-
дач и т. п.) и дополнительных подшипниковых опор, если затруднительно произ-
водить замеры моментов непосредственно на валах редуктора (мотор-редуктора),
необходимо учитывать потери в этих звеньях и опорах. Следовательно, нагружающий
момент
м„=м;‚+т\м„,
где М}; —- момент, замеряемый на нагружающем устройстве; АМН- момент от no-
терн в соединительных звеньях и дополнительных опорах между редуктором и нагру-
жающим устройством, определяемый расчетным путем по нормативно-технической
документации соединительных звеньев и опор.
Момент на быстроходном валу определяется по формуле
мд=м;,_Амд‚
где Мд- момент, замеряемый на двигателе; АМ д — потери момента между двигате-
лем и редуктором в соединительных звеньях и дополнительных опорах, определяемые

Игпытания опьстного образца 225
расчетным путем по нормативно-технической документации соединительных звеньев
и опор.
шумовая характеристика. Шумовую характеристику определяют в соответ-
ствии с ОСТ2 Н89-5—79. Уровень звуковой мощности Ьрд и октавные уровни звуко-
вой мощности Lp испытуемых образцов должны быть не выше технических норм, ука-
занных в ОСТ2 Н89-5—79, и служат основанием для последующего установления
гарантированных шумовых характеристик редукторов (мотор-редукторов) данного
типа. '
На стендах с замкнутым потоком мощности измерение уровня шума производится
для двух редукторов. Уровень шума одного из редукторов определяется по формуле
Lpen-—_" L —-
где L - общий уровень шума двух редукторов.
Удельную материалоемкость определяют как отношение массы т собранного
редуктора (мотор-редуктора), определенной с точностью 12 %, к крутящему моменту
на тихоходном валу (Н-м), подтвержденному для передаточного отношения, огово-
ренного ГОСТ 16162-78. Массу определяют взвешиванием.
Работоспособность при кратковременных двукратных перегрузках. Этот пара-
метр оценивается при нагружении редуктора двукратным крутящим моментом (по
сравнению с паспортным при режиме работы 81) в течение 3- 105 циклов нагружения
быстроходного вала. Для редукторов, испытываемых при частоте вращения быстро-
ходного вала 1500 об/мин, время нагружения примерно равно 35 ч. Испытания про-
водят в переменных режимах, при этом необходимо строго следить за нагрузкой (не
должна превышать 2 M т) И за временем нагружения. Менее строгими, но допустимыми
будут испытания редуктора в режиме 81 в течение 35 ч при нагрузке, равной 2Мт.
Ресурс передач и подшипников. Ресурс передач предварительно определяется
при испытании редуктора в течение времени, соответствующего числу Циклов нагру-
жения, приведенному в табл. 5.2, и подтверждается на представителях изделий, испы-
тываемых по специальной программе ресурсных испытаний. Ресурс подшипников
в процессе испытаний не оценивается, а гарантируется их выбором по методике, раз-
работанной ВНИИПП.
Температура корпуса редуктора определяется в процессе испытаний термопарой
или другим прибором, имеющим точность замера i2 °C. Температура корпуса редук-
тора не должна превышать 70 °С. Отдельные части корпуса могут иметь более высо-
кую температуру.
Устойчивость к воздействию климатических факторов
Испытания редукторов и мотор-редукторов исполнений У и Т категорий размещения
1-4 no ГОСТ 1515О—69 на устойчивость к воздействию климатических факторов
проводят при предварительных, приемочных и периодических испытаниях. Типовые
испытания на устойчивость к воздействию климатических факторов проводят с уче-
том характера изменений, внесенных в конструкцию изделий.
климатическим испытаниям подвергают не менее одного представителя ряда
однотипных изделий. Число образцов для испытаний на устойчивость к воздействию
климатических факторов — не менее двух, при испытаниях на грибоустойчивость
число образцов определяет ГОСТ 9.О50—75. Виды испытаний изделий и их распре-
деление на различных этапах разработки и освоения в промышленном производстве
в зависимости от макроклиматических районов и категорий размещения устанавли-
ваются ГОСТ 15150-69 И ГОСТ 15151—69. Виды испытаний изделий в зависимости
от этапа разработки и макроклиматического района приведены в табл. 5.3.
испытание на теплоустойчивость при эксплуатации. Цель испытания — про-
верить параметры редукторов, устойчивость покрытий наружных поверхностей из-
делий в условиях воздействия повышенной температуры при эксплуатации. Испыта-
ние проводят в камере тепла при температуре воздуха: (40 i 3) °C для исполнения
‘У, (45 :1; 3) °C для исполнения Т. Влажность не нормируется, нагрузка соответствует
паспортной, режим работы продолжительный 81 no ГОСТ 183—74. Продолжитель-
ность испытаний 4 ч при установившейся температуре масла в корпусе изделия.
В случае, если при указанной нагрузке температура масла в корпусе превысила допу-

226 Испытания редукторов
5.3. Виды испытаний изделий в зависимости от типа производства
и макроилиматического района. исполнение У и Т
опытные образцы Изделия серийного
ПРОНЗВОДСТВЗ
Вид испытания
31 32 Ii 351 31 32 Её E1
Tl T2 T3 T4 Tl T2 T3 T4
Н .. + + + + + + + +
а ТВПЛОУСТОИЧИВОСТЬ ПРИ ф‘ ':l_— т -_{_— -— —_F ':|__- ':|__"‘
эксплуатации +
Ha холодоустойчивость i i j-— -ii i i -i i
при эксплуатации ”' " " "' - "' _' "
Ha холодоустойчивость i -:- -$ -i —-—— -: -:- -:-
при транспортировании и + + —' ‘-
хранении
На влагоустойчивость:
+ + + + — — — —
длительный режим -— —— —- —— —— -— —— -—-
+ + + + — — — —
. + — — — + + + +
ско енныи ежим -— — —— —- —— —— —— —-
У р р — — — — + + + +
На воздействие солнеч- i : —_— —-; -: д: —:
ной радиации + " _ " -' -' "' —'
Ha брызгозащищенность Э:- -1 :— —-— :— -:- : —-—
Ha динамическое воздей- -:— : — ——— -:- —: д: 1
ствие пыли + " "" "' " "'
Ha работоспособность -: -:- —: _ —— ——— :-
изделий при статическом + " " ‘ " "' ‘Т’
воздействии пыли
На грибоустойчивость _: .:_ _—_ _-__.. .:. _-__ _: _:
+ + + + — - - —
П р и м е ч а н и я: 1. Знак ‹+› означает, что испытания проводятся.
2. допускается не проводить климатические испытания, если соответствие изделия
предъявленным к нему требованиям гарантировано конструкцией (что подтверждается испы‹
гениями самого изделия в процессе разработки или же при эксплуатации. а также испыта‹
ниямн его конструктивно-технологических аналогов), о чем должно быть указано в стандар‹
тих на изделия. ~
3. Допускается климатические испытания изделий проводить в условиях эксплу-ап
тации установленного климатического исполнения.
4. Испытания на воздействие солнечной радиации, на грибоустойчивость проводить
на изделиях или их частях, которые не подвергаются другим видам климатических испы-
таний
5. Испытания на холодоустойчивость при транспортировании и хранении. на воздей-
ствие солнечной радиации, динамического воздействия пыли и на грибоустойчивость допу-
скается проводить на частях изделий, которые подвергаются воздействию перечисленных
климатических факторов.

Испытания опытного об разци 2537
стимую, нагрузку необходимо снижать ступенчато на 10 % в каждой ступени и про-
должать испытания до стабилизации температуры масла в пределах допустимой не
менее 4 ч. зафиксированная нагрузка является предельно допустимой для данного
типоразмера и передаточного отношения и должна быть подтверждена не менее чем
на двух идентичных образцах. Если нет необходимости снижать паспортную нагрузку,
она фиксируется в журнале наблюдений, и испытания ограничивают одним образцом.
Изделие считается выдержавшим испытание на теплоустойчивость при эксплуатации,
если в период испытания подтверждены параметры, а внешний вид его соответствует
требованиям K устойчивости покрытий.
испытание изделий на холодоустойчивость при эксплуатации проводят с целью
проверить параметры изделий при отрицательной температуре воздуха (нижнем пре-
дельном значении) и после воздействия этой температуры. Изделие помещают в ка-
меру холода и устанавливают температуру (—-45 :1; 3) °C. Допускается помещать из-
делие в камеру, температура в которой установлена заранее. Изделие выдерживают
в нерабочем состоянии в течение времени, достаточного для охлаждения всего объема
изделия, но не менее чем 4 ч‘. Затем проводят испытание изделия при паспортной
нагрузке и продолжительном режиме работы 81 no ГОСТ 183-74. Если испытания
опытных образцов при паспортной нагрузке вызывают затруднения, нагрузку сни-
жают на 50 или 25 % или определяют оптимальные ступени нагружения при эксплуа-
тации в условиях отрицательных температур. Продолжительность испытания опре-
деляется временем, необходимым для достижения паспортных нагрузок в условиях
низких температур, но не менее 4 ч. Изделие считается выдержавшим испытание на
холодоустойчивость при эксплуатации, если в период испытания, подтверждены его
параметры, а внешний вид соответствует требованиям к устойчивости покрытий.
испытание изделий на холодоустойчивость при транспортировании и хранении.
Испытания проводят с целью проверить способность изделий выдержать воздействие
отрицательной температуры окружающего воздуха (нижнего предельного значения)
при транспортировании и хранении. Изделия помещают в камеру холода, после чего
устанавливают в камере температуру, равную нижнему значению температуры окру-
жающего воздуха при транспортировании и хранении (—50 i 3) °C. Допускается
помещать изделия в камеру, температура в которой установлена заранее. Изделия
выдерживают в нерабочем состоянии в течение времени, достаточного для охлажде-
ния всего объема изделия, но не менее 4 ч. Затем температуру в камере повышают до
нормальной, и изделия извлекают из камеры. Допустимо извлекать изделия без по-
вышения температуры в камере до нормальной. Испытание на холодоустойчивость
при транспортировании и хранении иногда совмещают с испытанием на холодоустой-
чивость при эксплуатации. Изделие считают выдержавшим испытание на холодо-
устойчивость при транспортировании и хранении, если внешний вид его соответствует
требованиям к устойчивости покрытий.
Испытание изделий на влагоустойчивость. Испытание проводят с целью про-
верить способность изделия сохранять внешний вид в условиях длительного воздей-
ствия повышенной влажности. Испытания проводят в камере влажности по режиму
c конденсацией влаги (длительный или ускоренный циклический режим) в соответ-
ствии с ГОСТ 15151-69. Изделие считаете-я выдержавшим испытание на влагоустой-
чивость, если внешний вид его соответствует требованиям по устойчивости покрытий.
Испытание изделий на, воздействие солнечной радиации. Испытание проводят
c целью проверить сохранение внешнего вида изделия или его отдельных деталей при
воздействии ультрафиолетовой части спектра солнечной радиации. Испытание изде-
лий или их отдельных деталей проводят в камере с источниками инфракрасного и
ультрафиолетового излучения в соответствии с ГОСТ 15151-69. Изделие считается
выдержавшим испытания на воздействие солнечной радиации, если его внешний вид
после испытания соответствует требованиям к устойчивости покрытий.
Испытание изделий на динамическое воздействие пыли. Испытание проводят
с целью проверить устойчивость изделий K разрушающему (абразивному) воздейст-
вию пыли. Изделие помещают в камеру пыли в положении, установленном для изде-
лия при эксплуатации. Испытания проводят в соответствии с ГОСТ 15151-69. Из-
делие считают выдержавшим испытание на динамическое воздействие пыли, если
внешний вид его после испытания соответствует требованиям K устойчивости покры-
тии.

228 Испытания редукторов
Испытание изделий на работоспособность при статическом воздействии пыли.
Испытание проводят с целью подтвердить способность изделий сохранять свои пара-
метры в среде с повышенным содержанием пыли. Изделие помещают в камеру пыли
в положении, установленном для изделия при эксплуатации. Испытание проводят
в соответствии с ГОСТ 15151-69. После окончания испытания изделие извлекают
из камеры и подвергают проверке работоспособности при паспортной нагрузке в те-
чение 8 ч. Изделие считается выдержавшим испытание, если после выдержки в камере
пыли его параметры подтверждены.
Испытание изделия на грибоустойчивость. Испытание проводят с целью опре-
делить способность изделия или его деталей (сборочных единиц) противостоять раз-
витию грибковой плесени. Испытание проводят на изделии или его деталях (образ-
Цах) в соответствии с ГОСТ 15151-69, ГОСТ 9.048—75‚ ГОСТ 9.050—-75. Изделие
считают выдержавшим испытание, если после испытаний оно отвечает требованиям
ГОСТ 15151—69, ГОСТ 9.048—75‚ ГОСТ 9.050—75.
Испытание изделия на брызгозащищенность. Испытание проводят с целью прове-
рить устойчивость изделий к воздействию дождя. Изделие размещают под дождеваль-
ной установкой в положении, установленном для изделия при эксплуатации. Испы-
тание проводят в соответствии с ГОСТ 15151-69. Изделие считают выдержавшим ис-
пытание, если анализ масла в нем на содержание воды до и после испытаний совпа-
дают, а внешний вид его соответствует требованиям к устойчивости покрытий.
Устойчивость покрытий. Устойчивость покрытий определяют визуально. Взду-
me или отслаивание покрытий, а также наличие коррозии в месте разрушившегося
покрытия не допускается.
При испытании на влагоустойчивость возможны отдельные мелкие вздутия лако-
красочных покрытий, исчезающих после 12-14 ч выдержки в нормальных климати-
ческих условиях, или отдельные очаги коррозии, не влияющие на работоспособность
и надежность изделия и не ухудшающие внешнего (товарного) вида.
При испытании на грибоустойчивость пок ытия должны соответствовать
ГОСТ 15151—69, ГОСТ 9.048—75‚ ГОСТ 9.050-7 .
Проверка дополнительных параметров
Принятый способ смазывания считается эффективным, если образцы прошли испыта-
ния в полном объеме с положительными результатами. Отсутствие течи масла в местах
соединений и уплотнений определяют визуально в процессе испытания. Возможно
подтекание масла через манжеты без каплеобразования. Допустимая удельная утечка
и расчет удельной утечки должны соответствовать ГОСТ 8752—79. Объем утечки
определяют с помощью фитиля или другим способом с точностью :|:5 %.
Прочность валов, шпоночных, резьбовых соединений и других нагруженных
деталей, работоспособность подшипниковых узлов определяют внешним осмотром
после испытаний. Проворот внутренних колец подшипников, а также шестерен
(колес) при бесшпоночных соединениях на валах не допустим. Контроль осущест-
вляют c помощью рисок. Работа редуктора считается стабильной, если в процессе
испытаний не происходит увеличения уровня шума или перепада температуры масла
в корпусе по сравнению с окружающей средой. Проверка удобства обслуживания
заключается в удобстве залива, слива и контроля уровня масла, подключения питания
электродвигателя. Удобство проведения ремонта определяют при сборке, разборке и
монтаже редуктора. Редуктор должен разбираться, собираться и устанавливаться
без доработок.
Соответствие требованиям техники безопасности. Проверку соответствия ре-
дуктора (мотор-редуктора) требованиям техники безопасности проводят визуально
в соответствии с требованиями техдокументации.
5.3. ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ ИСПЫТАНИЯ УСТАНОВОЧНОИ СЕРИИ
Установочную серию редукторов (мотор-редукторов) подвергают эксплуатационным
испытаниям, которые проводят в режиме подконтрольной эксплуатации в соответэ
ствии с ГОСТ 16504-70 B период гарантийного срока эксплуатации. При этом Kon-
тролируют: уровень нагрузки; продолжительность эксплуатации; отсутствие течи

Оценка уровня шума редукторов и мотор-редукторов 229
масла; удобство монтажа и обслуживания; изменение шумовых характерис-
тик.
Правила и порядок проведения эксплуатационных испытаний излагаются в про-
грамме-методике предприятия-изготовителя редукторов, согласованной с разработ-
чиком техдокументации и организацией, проводящей испытания.
5.4. ОФОРМЛЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ испытАний
По окончании испытаний составляют протокол. Протоколы приемочных и периоди-
ческих испытаний составляют по формам, рекомендованным ГОСТ 15.001—73. При
положительных результатах предварительных (заводских) испытаний кроме прото-
кола в соответствии с ГОСТ 15.001—73 составляют акт приемки изделия заводской
комиссией, после чего оно передается на приемочные испытания. Мате иалы приемоч-
ных и периодических испытаний оформляются в соответствии c Г Т 15.001—73 и
ОСТ2 НО 2-3-81.
При получении неудовлетворительных результатов разрабатывают мероприя-
тия, направленные на устранение выявленных недостатков. Если паспортная на-
грузка не может быть достигнута на каком-либо типоразмере редуктора (мотор-ре-
дуктора)‚ разрабатывают предложения по ее уточнению. Результаты эксплуатацион-
ных испытаний установочной серии редукторов (мотор-редукторов) оформляются
протоколом, подписываемым изготовителем и потребителем редукторов. Выводы,
сделанные при анализе результатов испытаний, служат основанием для внесения из-
менений в конструкцию редуктора (мотор-редуктора) при корректировке техдокумен-
тации.
5.5. ОЦЕНКА УРОВНЯ ШУМА РЕДУКТОРОВ И МОТОР-РЕДУКТОРОВ
ОБЩЕМАШИНОСТРОИТЕЛЬНОГО ПРИМЕНЕНИЯ
Редукторы и мотор-редукторы общемашиностроительного применения относят
к агрегатам, создающим повышенный шум. В связи с этим возникает необходимость
измерений и нормирования уровня шума. ВНИИредуктор разработал отраслевой
стандарт «Редукторы и мотор-редукторы общего назначения. Допустимые уровни
шума» ОСТ2 Н89-5—79.
В отраслевом стандарте приведены уровни шума для конкретных типов редук-
торов и мотор-редукторов, которые можно принять за исходные данные при разра-
ботке мероприятий по их снижению. Разработана также методика определения шумо-
вых характеристик для редукторов и мотор-редукторов общемашиностроительного
применения, которая является дополнением к разработанному стандарту.
Для оценки уровня шума редукторов и мотор-редукторов в отраслевой стан-
дарт включены в качестве нормируемых следующие величины: октавные уровни
звуковой мощности Lp(11B) и Корректированный уровень звуковой мощности
Ьрд (дБА). В стандарте приведены предельные значения нормируемых величии для
разных типов редукторов и мотор-редукторов.
Предельные значения нормируемых величин
Предельные октавные уровни звуковой мощности LI, (дБ) и корректированный уро-
вень звуковой мощности L р А (дБА) устанавливают для конкретного типа редукторов
и мотор-редукторов в зависимости от номинальной передаваемой мощности при ча-
стоте вращения входного вала 1500 об/мин. Значения уровней звуковой мощности
предельных октавных и корректированного для разных типов редукторов приведены
в табл. 5.4—5.10.
Минимальное расстояние рабочего места от контура редукторов мотор-редуктора,
шумовые характеристики которого превышают величины, установленные
ГОСТ 12.1.ОО3—76 определяют по графику (рис. 5.5).

2
СО
0
Испытания редукторов
Арл дди
\
‘K
ч
Q
l‘(a‘ppe;W)1.7Upa5d»II/L/1'1’ уробень
аду/гобой мощности
`\ ‘X
‘ё 12 8 8.
0,41
2345б78970м
__....
Рис. 5.5. Уровень звуковой мощности
В конструкциях машин с
встраиваемыми редукторами (мо-
тор-редукторами) необходимо пре-
дусматривать меры по снижению
шума для обеспечения на рабочих
местах требований, соответствую-
щих ГОСТ 12.1.003—76.
Значения шумовых характерис-
тик должны указываться в техниче-
ской документации на редуктор
(мотор-редуктор).
6.4. Октавные уровни звуковой мощности LP (дБ) для планетарных редукторов
н Среднегеометрические частоты Koppexmposau,
Aa<:3n;1(::‘aa:;1‘J,1lbx:a%:1m:1&;:)1;e; октавных полос, Гц Hbggyigggiub
при паспортных мощности L _
нагРУзкаж кВт З Ё Ё Ё 3 Ё 3 Ё ДВА PA
До 1,5 76 79 82 85 87 85 81 76 88
CB. 1,5 до 4 79 82 85 87 90 88 84 79 91
» 4 » 12 82 85 88 91 94 92 88 83 95
» 12 » 22 86 89 92 95 98 96 92 87 100
5.5. Октавные уровни звуковой мощности LP (дБ) для цилиндрических
мотор-рещкторов
Номинальная пере- C"°““§.f§§.§‘.f :lI))(HtIl1?)3'IKO}:: ЁЁСЮТН K§B%e§,:,%%%::€'
“*:,Ba:“::c,:*:":::::b
нагрузках? кВт Ю о о 3 3 3 3 Moumocgi L014’
в 2 :9. в 2 а з: в д
ДО 1,5 76 79 82 85 88 86 82 77 90
CB. 1,5 ДО 4 79 82 85 88 91 89 85 80 93
» 4 » 12 81 84 88 92 95 93 89 84 97
» 12 » 22 87 90 93 96 99 97 93 88 102
5.6. Октавные уровни звуковой мощности LP (дБ) для одноступенчатых
цилиндрических и конических редукторов
- Среднегеометрические частоты корректирован,
Номинальная пере- октавных полос. Гц Hug уровень
“111? "ЁЗ„Е"<‚‘Ъ“ФЕ 233" ,,o,,f,’:.§g‘.,‘:,°°L‘* .
нагрузках, кВт ‚д с, с, 8 8 8 8 PA’
со о: no о о о о о ДВА
Ф -- N In -' N ч- Ф
До 12 90 91 93 95 96 95 91 87 98
CB. 12 до 40 93 94 96 98 99 97 94 90 102
» 40 » 125 97 98 100 102 103 101 98 94 10.6
» 125 » 200 101 102 104 106 107 105 102 98 110
» 200 » 400 105 107 109 111 112 110 107 103 115

Оценка уровня шума редукторов и мотор-редукторов
231
5.7 Октавные уровни звуковой мощности LP (дБ) для двухступенчатых
цилиндрических и коническо-цилиндрических редукторов
Среднегеометрические частоты Корректирован.
Номинальная пере- октавных полос. Гц дыр, Уровень
даваемая мощность Звуковой
ЁЁЁ-‚ЁЁЁЁЁЁТЁЁЁ „, с, о 3 з 3 g “°“‘“°°"' ‘PA’
to N и: о о о о о ДВА
о -- о: к: -- OI дн oo
До 1,5 79 81 83 85 87 84 80 75 89
Св. 1,5 до 4 83 85 87 89 91 88 84 79 93
» 4 э 12 88 90 92 94 96 93 89 84 98
э 12 э 40 94 96 98100102 99 95 90 1'04
» 40 » 125 100 102 104 106 108 105 101 96 110
» 125 » 400 106 108 110 112 114 111 107 102 116 __
5.8. Октавные уровни звуковой мощности Ьр (дБ) для трехступенчатых
цилиндрических и коническо-цилиндрических редукторов
Среднегеометрические частоты корректнрован.
£1a()BI:l(rl:1|::J;blh{Ma):lu ‘та? октавннх полос, Гц НЪШЗУЁЁЁЁЁНЬ
:*;:%p$::::?*:s': 8 Ё ё “°"‘“‘;°;:: "W"
До 1,5 77 78 во 82 84 81 77 72" 86
CB. 1,5 до 4 79 82 84 86 88 85 81 76 90
э 4 ъ 12 86 87 89 91 93 90 86 81 95
» 12 э 40 91 93 95 97 99 96 92 87 101
я 40 » 125 99 100 102 104 106 103 99 94 108
5.9. Октавные уровни звуковой
мощности Lp (дБ) для червячных редукторов
. Среднегеометрические частоты корректнрован.
Номинальная пере- октавных полос. ‘Гц “hm уровень
нЁгрузках? «Br .„ о с: з 8 з 8 "°"“‘°°T" ‘PA’
co ox и’: о о о о о ДВА
со -- oz no - cw -.-r co
До 1,5 73 76 79 82 81 79 75 70 84
Св. 1,5 до 4 76 79 82 85 84 82 78 73 87
» 4 » 12 80 83 86 90 88 86 82 77 91
ъ 12 э 40 85 88 91 95 93 91 87 82 96
» 40 » 125 91 94 97 101 99 97 93 88 102
5.10. Октавные уровни звук
овой мощности L р (дБ) для червячных мотор-редукторов
Номинальная пере- средноеЁЁцЁаеёЁнЁЁЁъЁЁ 1]‘1i1cToTbl K$£1%eKT"oI::_.f,:fl'
**::;:“::.:.°.":::.:“
нагрузках. кВт Ф :3 S .8 ё ё ё ё “ЮЩНЁСЁ: LP/1"
Ф -‹ о: и’: -— cu ч- по
До 1,5 74 77 80 83 82 80 76 71 85
CB. 1,5 до 4 77 80 83 86 85 83 79 74 88
» 4 » 12 81 84 87 90 89 87 83 78 92
» 12 » 40 86 89 92 95 94 92 88 83 97

232 Испытания редукторов
Подготовка и условия проведения измерений шумовых
характеристик редукторов и мотор-редукторов
Для определения шумовой характеристики редукторов и мотор-редукторов приме-
няют ориентировочный метод измерения шумовых характеристик на расстоянии 1 м
от наружного контура редуктора или мотор-редуктора.
При проведении измерений должно учитываться влияние помех. Если разность
между измеренными суммарным уровнем.(уровнем, создаваемым редуктором, мотор-
редуктором плюс уровень помех) и уровнем помех (измеренным при неработающем
редукторе, мотор-редукторе) больше или равна 10 дБ, то влияние помех на резуль-
таты измерения можно не учитывать. Если эта разность составляет 9—10 дБ, то из
измеренного суммарного уровня следует вычесть 0,5 дБ, при разности 6-8 дБ следует
вычесть 1 дБ. Если эта разность равна или меньше 3 дБ или уровень помех сильно
колеблется во времени, то проведение измерений недопустимо.
Аппаратура, применяемая для измерения шумовых характеристик, должна
соответствовать требованиям ГОСТ 2.1.028——8О.
Измерение шумовых характеристик
Для редукторов и мотор-редукторов серийного производства выборочно проверяют
шумовые характеристики. Объем выборки устанавливается технической документа-
цией предприятия-изготовителя. Редуктор (мотор-редуктор) должен быть установлен
так, чтобы его наружная поверхность находилась не ближе 2 м к отражающим звук
поверхностям (стены, колонны). Точки измерения располагают равномерно на из-
мерительной поверхности, близкой по форме к наружному контуру редуктора (мотор-
редуктора), отстоящей от него на расстоянии а = lioj M. Высота микрофона над
полом должна быть не менее 1,5 м.
Число точек измерения при испытаниях выбирают так, чтобы разность уровней
в соседних точках не превышала 5 дБ, но не менее пяти точек. По полученным ре-
зультатам измерений октавных уровней звукового давления и уровней звука необхо-
димо вычислить:
октавные уровни звуковой мощности Lp, дБ;
Корректированный уровень звуковой мощности L A, дБА.
Октавныи уровень звуковой мощности
5.11. Значение cnaraeuoro L3 LP вычисляют по формуле
в зависимости от величины
измерительной поверхности L9 = Lml + [т
s --— па (Ь -1- c) * ,
где Ln“ - средний октавный уровень any-
веднчина измерительной нового давления в данной октаве на изме-
поверхности 5, м: B3. дБ рительной поверхности, расположенной на
расстоянии 1 м от наружного контура ре-
дуктора (мотор-редуктораЪ дБ; L3 —сла.
Св. 7 до 9 9 гаемое, учитывающее размеры измери-
» 9 » 11 10 тельной поверхности (табл. 5.11).
» 11 » 14 11 Корректированный уровень звуковой
» 14 э 18 12 мощности Ьрд (дБА) вычисляют анало-
» 18 » 22 13 гично; Lml в этом случае означает средний
. Величины „г д‘! с выделяются „о уровень звука на измерительной поверх-
формулам; НОСТН
а = 0,51, + а; Ь в 0.51,, + a; Систематические погрешности средств
с ‚= ‚а + dc измерений шумовых характеристик, опре-
me In lg: 1. an основные габаритные разв деляемые по результатам градуировки’
(мотор-редуктора), м. учетом их знаков и исключаться из pe-
зультатов измерений.

Оценка уровня шума редукторов и мотор-редукторов 233
д!
Оценка шумовой характеристики редуктора (мотор-редуктора) должна осущест-
вляться путем сравнения вычисленных результатов с величинами, приведенными
в табл. 5.4—5.10.
Оформление результатов измерений. Результаты измерения шумовых характе-
ристик опытных образцов при типовых испытаниях должны быть оформлены в виде
протокола. Для наглядности на диаграмме протокола строятся две кривые октавнын
уровней звуковой мощности: первая — по фактическим результатам измерений,
вторая -— B соответствии с табл. 5.4—5.10.
Основные термины и определения
Уровень звукового давления определяют по формуле
P
где L — уровень звукового давления, дБ; Р — среднеквадратичное значение звуко-
вого давления в точке измерения, Па (Н›м'3); Po - пороговая величина звукового
давления, равная 2- l0"E', Па.
Уровень шума (или уровень звука) в точке Измерения есть
общий уровень звукового давления, частотный спектр которого откорректирован
в соответствии с кривой коррекции А шумомера. Уровень звука L А измеряют шумо-
мером с включенной относительной частотной характеристикой А.
Средний уровень (по энергии) звукового давления
вычисляют по формуле
1.‚„ = 101g {Ё}! 1o°‘”“) -— K.
me" L; — 1.’-171 уровень из усредняемых, дБ: K —постоянная, учитывающая
влияние отраженного звука, определяется по ГОСТ 12.1.026—80 или
ГОСТ 12.1.О28-80.
Если разность между наибольшим и наименьшим уровнями не превышает 5 дБ,
то средний уровень Lm приближенно равен среднему арифметическому значению
всех уровней L: д-
2 /,J
1 n
L,,.=-—— 2 ц-к.
" i=1
Уровень звуковой мощ-
H о ст и (дБ) — величина, Вычисляемая
по формуле:
LI,‘ е Ьт + 10 lg S/So,
где 8 -— площадь измерительной поверх
ности, мЁ; So = 1 мг.
Корректированный урш
вень звуковой мощности
L p д - уровень звуковой мощности, вы-
численныи с учетом частотной характерис-
тикн шумомера А в соответствии о
ГОСТ 17187—71.
Рис. 5.6. пример расположения точек
Ilsauepemm вокруг редуктора на расстоянии
и

234 Испытания редукторов
Стабильный (стационарный) шум-шумовой сигнал, средне-
квадратичное значение которого постоянно в пределах +3 дБ за период наблюдения.
Шу м, колеблющи йся во времен и, —шумовойсигнал,среднеква-
дратичное значение которого изменяется более, чем на +3 дБ за период наблюдения.
И м п у л ь с н ы й ш у м -— шумовой сигнал в виде импульсов продолжитель-
ностью 1-20 мс или импульсов, следующих один за другим в интервалах более 10мс
и воспринимаемых, например, человеческим ухом, как следующие один за другим
удары.
Т о н а л ь н ы й ш у м — шумовой сигнал, частотный спектр которого содер-
жит одну из составляющих, превышающую уровни во всех других полосах частот на
10 дБ и более.
Определение измерительной поверхности и расположение точек
измерения
И з м е р и т е л ь н а я п о в е р х н о с т ь — воображаемая поверхность; окружа-
ющая редуктор (мотор-редуктор), на которой проводят измерения согласно принятой
методике. Измерительная поверхность может быть сферической, полусферической
или повторять контур редуктора (мотор-редуктора) на расстоянии 1 м от него.
В настоящих рекомендациях измерительную поверхность выбирают по форме,
близкой к наружному контуру редуктора (мотор-редуктора), отстоящей от него на
расстоянии с1=‚1_8:? м.
Форма измерительной поверхности должна быть простой, удобной для определе-
ния ее площади и равномерного распределения точек измерения.
Пример измерительной поверхности с указанием расположения точек измерения
приведен на рис. 5.6.

6. МЕТОДИКА ВЫБОРА РЕДУКТОРОВ
(МОТОР-РЕДУКТОРОВ) В ЗАВИСИМОСТИ
ОТ НАГРУЗКИ
Редуктор (мотор-редуктор) выбирают по каталогу в несколько этапов:
выбор типа редуктора (мотор-редуктора),
определение типоразмера,
проверка консольных нагрузок,
проверка отсутствия перегрева.
6.1. ВЫБОР ТИПА РЕДУКТОРА
Тип редуктора определяют по следующим признакам: типу использованных передач
(цилиндрических, червячных, конических, планетарных, комбинированных), взаим‹
ному расположению передач, количеству ступеней, расположению валов в про‹
странстве.
Пример условного обозначения редуктора в каталоге:
Ц3У-200-125-12КУ2,
где ЦЗУ — тип редуктора (цилиндрический, трехступенчатый, универсальный);
200 -'— межосевое расстояние тихоходной ступени, мм; 125 -— номинальное переда-
точное число; 12 — вариант сборки; K - конический конец выходного вала; У —
климатическое исполнение; 2 — категория размещения.
Для выбора типа редуктора необходимы следующие данные: передаточное число
и, максимальный крутящий момент Tum, режим эксплуатации, конструктивные и
эксплуатационные особенности привода (компактность, взаимное расположение ва-
лов, уровень шума и т. д.).
А Tn0m.""'"
u 65000
MW 31500
15000
8000
4000
200 2000
725 2000
дд 7500
50 1000
.355 500
Z 350
‘ф: 250
5 125
415
2
25
за т :1: Dz =с ч N N
§§g§3§§€@§§r§§
Таль! редуктора! 3‘ Ч
Типы редукторы?
Рис. 6.2. Распределение типов редукторов
по крутящим моментам на тихоходном вал,
Рис; 6.1. Распределение типов редукторов
по передаточным числам

236 Методика выбора редукторов и люпюр-редукторов
Lp/1 , (75/1 Pnc. 6.3. Уровень шума редукторов и мотор-ре-
дукторов по ОСТ 2-Н89-5—79: -
O — планетарных мотор-редукторов; о -- цилин-
дрических мотор-редукторов; А — одноступенча-
тых цилиндрических и конических редукторов;-
7,0 ~‘ А —дВУХСТУПеНЧаТЫх цилиндрических и кони-
/ ческо-цилиндрических редукторов; х-трехсту-
я пенчатых цилиндрических и коническо-цнлиндри-
A ЧеСКИХ редукторов: I — червячных редукторов;
105 , П -— червячных мотор-редукторов
Ль
10 д f Предварительный выбор типа редуктора.
‘ 7' По диаграмме, приведенной на рис. 6.1, отби-
J
_ рают типы редукторов, передаточное число
д, которых соответствует заданному, а по диа-
_ _ грамме, приведенной на рис. 6.2, — типы ре-
I‘ 2 дукторов, передающие заданный крутящий
.90 H МОМЕНТ.
л /
‘ 1
)
/
у _ Окончательный выбор типа редуктора.
85 ' _ Для окончательного выбора типа редуктора
| , I необходимо учесть следующие отличительные
7,5 1, 72 22 40 125 „д особенности каждого типа.
рдшд Относительное расположе-
‘ н и е о с е й входного и выходного валов:
перекрещивающееся (червячные одноступенчатые и червячка-цилиндрические
редукторы); ’
пересекающееся (конические и коническо-цилиндрические редукторы);
параллельное (цилиндрические и червячные двухступенчатые редукторы);
соосное (планетарные и соосные редукторы).
У р о в е н Ь ш у м а (рис. 6.3): наиболее низкий — у червячных редукторов;
наиболее высокий — у цилиндрических и конических редукторов, зубья передач
которых имеют высокую твердость поверхностей.
\ Коэффициент полезного действия: наиболее высокий-
y планетарных и одноступенчатых цилиндрических; наиболее низкий — у червяч-
ных (особенно у двухступенчатых) редукторов. '
Из-за относительно невысоких значений КПД ЧВРВЯЧНЫВ И ГЛ0б0Идные редукторы
предпочтительнее использовать в повторно-кратковременных режимах эксплуатации.
М а т е р и а л о е м к о с т ь (в соответствии с ГОСТ 16162—78 для одних и
тех же значений крутящего момента на тихоходном валу): наиболее высокая — у KO-
нических редукторов, наиболее низкая — у планетарных одноступенчатых.
Г а б а р и т н ы е размеры при одних и тех же передаточных числах и крутя-
щих моментах: наибольшие осевые — у соосных и планетарных, наибольшие в на-
правлении, перпендикулярном осям, — у цилиндрических трехступенчать1х, наи-
меньшие радиальные — у планетарных редукторов.
Относительна я стоимость, руб/(Н-м), при одних итех же значе-
ниях главного параметра редукторов:
при и < 63 — низкая у цилиндрических, выше у планетарных, наиболее высо-
кая — у конических;
при и > 63 — более высокая стоимость у червячных двухступенчатых редукто‹
ров, ниже — у планетарных.
6.2. вывор ТИПА мотор-рвдукторА
Тип мотор-редуктора определяют так же, как и тип редуктора. Пример условного
обозначения мотор-редуктора в каталоге:
МПз-63-180-ЦТ3,
где МПз — тип мотор-редуктора (планетарный зубчатый); 63 — радиус водила, мм;
180 — номинальная частота вращения тихоходного вала, об/мин; Ц — цилиндриче-
ский конец тихоходного вала; Т — климатическое исполнение; 3 — категория раз-
мещения.

Выбор типоразмера редуктора 237
Рис. 6.4.. Распределение типов мо- .
тор-редукторов: n”-06/mm r””’"' н м
а — по частотам вращения тихоход- .450
ного вала; б — по крутящим момен- 315 /
ТЕМ на ТИХОХОДНОМ валу /
E
2.90 jig И 5
Для выбора мотор-редуктора „д и й g
Необходимы следующие данные: ча- ‚дд 25 а ‚ 5
стота вращения тихоходного вала ’ и 5 5
пт; значение максимального крутя- ° gg Z1 C И
щего момента Tmax; режим экс- 30 '
плуатации; конструктивные и экс- _9 7,8
плуатационные особенности при- J I
вода.
Предварительный выбор типа
мотор-редуктора выполняется ана-
логично выбору редуктора по диа-
грамме (рис. 6.4, а, б). д)
Окончательный выбор типа мотор-редуктора выполняется так же, как и редук-
тора, но с учетом отличительных особенностей мотор-редукторов.
Зубчатые мотор-редукторы рекомендуется использовать при продолжительной
работе (режим 81 no ГОСТ 183—74)‚ червячные мотор-редукторы — при повторно-
кратковременном режиме работы.
1 д` I
щ‘ '3.) з. M N,
t а Q
ё г ё
Типы мотор-редукторам‘
- д
6.3. ВЫБОР ТИПОРАЗМЕРА РЕДУКТОРА (МОТОР-РЕДУКТОРА)
Выбор типоразмера редуктора (мотор-редуктора) сводится к определению по ката-
логу его главного параметра: Б-н
межосевого расстояния aw для цилиндрических и червячных одноступенчатых
редукторов;
внешнего целительного диаметра конического колеса сйег- для конических;
радиуса водила Rh —- для планетарных.
При выборе типоразмера многоступенчатого редуктора параметры aw, deg И Rh
определяются для тихоходной ступени.
Параметры выбираемого редуктора (мотор-редуктора) должны удовлетворять
следующим условиям:
Tnom 2 THE; (6-1)
THE = КрежТтах; (62)
Рт пот 2 Крежрт max; (аз)
F5 „от 2 Крежгб max; (6-4)
Отсутствие перегрева (6.5)
где Креж-коэффициент режима работы; Tnom -—MOMeHT на тихоходном валу
приводимый в каталоге, для продолжительной работы редуктора при постоянной на.
грузке; ТнЕ — момент постоянной величины на тихоходном валу, разрушающее воз-
действие которого эквивалентно воздействию реального переменного момента; Tum-
наибольший из крутящих моментов на тихоходном валу при нормально протекающем
технологическом процессе; Рт „от, Рб „от — значения радиальных консольных на-
грузок на валах редукторов (мотор-редукторов), приводимые в каталоге и соответ-
ствующие Tnom; Fmax, Рбшах-наибольшие значения радиальных консольных на-
грузок на валах редукторов (мотор-редукторов) при нормально протекающем техно-
логическом процессе.
Для выбора типоразмера по (6.2) подсчитывают THE, затем по каталогу подби-
рают ближайшее к расчетному Tm; значение Tnom, удовлетворяющее условию (6.1).

238 Методика выбора редукторов и мотор-редукторов
Определение коэффициента режима работы Крен,
Существуют два °"°°°5a Определения Креж - при полной и неполной информации
о выбираемом редукторе. Первый способ является предпочтительным.
Способ 1 (предпочтительный). При полной информации об уровнях нагрузок,
времени их действия и о некоторых характеристиках редукторов (мотор-редуктора)
коэффициент режима работы находят из уравнения
Креж = Km (5-6)
где Кд — коэффициент долговечности.
И с х о д н ы е д а н н ы е при расчете этим способом: тип редуктора; переда—
точное число и; вариант сборки по ГОСТу; формы концов валов; средняя твердость
рабочих поверхностей зубьев тихоходной шестерни H1 (табл. 6.1); Тшад, F-max, Рати
и места их приложения, класс нагрузки, ts, ч; нагрузка реверсивная или нереверсив-
ная; ПВ‚ %; Kn; P'repMZ tn. .
Определение числа циклов перемены напряжени
для тихоходной шестерни зубчатых редукторов:
при нереверснвной нагрузке
м, = вотдпб -‘ff-‘—c; (6.7)
при реверсивной нагрузке
1v,_. = 30:32:16 -‘iul с, (6.8)
где С = З для трехсателлитных планетарных редукторов; С = 1 для остальных ре-
дукторов; um. — передаточное число тихоходной ступени; если оно неизвестно, его
принимают равным '5. l
Базовое число циклов перемены контактных на-
п р я ж е н и й для зубчатых редукторов определяют по графику (рис. 6.5).
Определение коэффициента долговечностш
6.1. Ориентировочные данные о средней твердости рабочих поверхностей зубьев
тихоходной шестерни
Тип редуктора Предприятие-изготовитель Cp;l:‘::: %:ep'
ЦУ; Ц2У; ЦЗУ Ижевское ПО «Редуктор» H RC 60
(HB 614)
Ц2У Н, Ц2Н‚ Майкопский редукторный завод НВ 286
ЦЗУ Н
К; K11; K112‘ — HRC 60
(HB 614)
МЦ2С Псковский завод зубчатых колес H RC 60
(HB 614)
Киевский опытно-показательный редук- НВ 286
торный завод
Пз; Пз2; МПз; Псковский завод зубчатых колес H V > 542
MII32 (HB > 486)
Волжский завод планетарных зубчатых HRC 59
редукторов и мотор-редукторов (НВ 600)
Киевский опытно-показательный редук- H V > 542
I торный завод (НВ > 486)

Выбор типоразмера редуктора
Рис. 6.5. Зависимость базового числа цик-
лов от твердости поверхности зубьев
для зубчатых редукторов (мотор-ре-
239
дукторов) 160
3 Т 125
100
д НЕ [VH0 б]
для червячных редукторов (мотор-ре- д],
дукторов) и глобоидных редукторов 31,5
-__— 2,5
3 Е»; ° 20
Kn = KHE l/ 2————0 000 . (6.10) ‚д
12,7
Значения Kn находятся в пределах 7”
I -
__< к < 1 6_11 2/5230 430
Kn ` д ` ’ ( ) 79 22 2523 31343740 4345 4952 5553 дгнлс
510 525 805111‘
где Кд- коэффициент перегрузочной способности, определяемый по каталогу.
Для предварительного расчета могут быть приняты следующие ориентировочные
значения этого коэффициента:
Ориентировочные значения коэффициента перегрузочной способности Kn
Редукторыспередачами Новикова(Ц2У Н. ЦОН, Ц2УН‚Ц3У Н) 1.0
Планетарные редукторы (Пз, Пз2) . . . . . . . . . . . . . . . . 1.25
о и в в с в о’ в о о о с о о о о о о _o u о о 114
Одноступенчатые цилиндрические редукторы с эвольвентным заце-
плением......................„......1.6
Двух- и трехступенчатые цилиндрические редукторы с эвольвентным
зацеплением..........................2.0
Глобоидные редукторы . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. 2.5
Коэффициент переменности нагрузки Кнв определяют
по формуле
3/"
ждать
Tmax t}; ,
KHE = (6.12)
где T; —- текущий крутящий момент на тнхоходном валу редуктора; Ттдх- наиболь-
ший крутящий момент на тнхоходном валу редуктора при нормально протекающем
технологическом процессе; я — время действия момента Ti; tz ——- машинное время
работы за весь срок службы редуктора. _
При определении КНЕ Учитывают все действующие нагрузки, кроме тех, которые
лежат ниже линии 0,1—0,5 (рис. 6.6), так как эти нагрузки, накапливаясь за весь
срок службы редуктора, не вызывают повреждений. Коэффициент К Hg является
численной характеристикой класса нагрузки, т. е. интенсивности использования
редуктора по нагрузке в течение всего срока службы.
Определение Km; с помощью графиков нагрузки, Ko-
торые строят для реальной нагрузки в относительных координатах Тд/Тш и ti/tz
c одинаковыми масштабами по осям.
Типовые графики нагрузки (см. рис. 6.6) — самая простая форма определения
значений коэффициента переменности нагрузки Кнв. Графики нагрузки, эквивалент-
ные по значениям Кнвтиповым, приведены втабл. 6.2. Если реальный график на-
грузки близок к одному из типовых или эквивалентных, то принимается соответ-
ствующее значение Кнд. В сомнительных случаях принимают большее значение К „Е.
ах

6.2. Эквивалентные графики нагрузки
Е, _
д‘ Класс
т = 7 0 "
Её ”д%1/-7“ Кн: agzgzl; 3/(511501//_e/lmHb/E
Q
1 1 1
I 0,0 -
0 A .
II H ,000 0,000 0,5 /// 0,5 ИЕМ 0,5 ‘/ М
0,1 0,1 / 0,1 /
0 1 0 05-U
1 , 1 2 0 0,3 0,7 1 3 э
1 1 1
0,0 ..
Ш‘ 00030 0050 0:5 - , 0‚5 /, 0,5
0,1// 0,1. “———0’2 g1.z’/ ф“
I
0 1 0 0,25 1 0 0,15 0,0 1 ,
. 7 0 9
/ 1 ‘ 1 Ё
I 0,0 ._.l E
Ш /10,500 0,500 015 / "'5 // 0,5 H , I
0,1// \ 0,1 и 0,15 о,’ у/ ‘Ф?
0- 0,7 1 0 0,10 1 0 0,1 0,5 1
д 13 14 я 15
1 1 I 1
Y /10,000 0500 "'5 )°// "I5 //2 0:5 /,
0,1 V д“ 0,15 д” ./L—:—0,1
0 0 1 00125 1 00103 1
‘д 10 ’ 20 ’ ’ 21
{к 1 1
Ш.‘ 110400 0,400 "'5 \’/,/ ш /// gig Т //
0,1 0,1 0,1 0,15 . 0,1
0 025 У 00,003 1 00,05 025 1
I
25' 20 27
1 1
Ш 00315 0,315 ‘д’ ‘ // „Ё Е/‚г
01 I . 101 01 _„ 501
'0 0,120 1 0 0,0315 1 ' '0 0,005 0,2 1 '
31 32 33
П р и м е ч а н и е. На графиках б, 12. 24, 30, 36 a И Ь — параметры [3-pacnpeneneflllt

на графике
г Р а Ф а к
/ 1 1
0,75 r 0,75 i
д 5 д 5 д Л распределение
I ,// ’ и ‚5 a"5z3,' д‘?
0,1 ’ 0,1 0,1
0 0,25 1 4 0 . 0,751 0 1 5
1 1 1
‘ j3 распределение
0,5 // 0,5 0,5 „Ёж; b_2
0,1 ’ 0,1 0,1 L
0 0,35 1 т 0 1 11 0 1 12
1 1 1
Лсрмальнса г
0,5 ______0 4 3,2 (и распределение ‘
/,»/ ’ 1 х- 0,5; a=0,10
0,1 0,1 0,1 L
0 0,35 1 т 0 0,4 _1 17 0 1' 18
1 1 1
0,5 . 0,5 0,5 _/3 распределение"!
/ 025 03 / a_2,2, 0-3
I
0,1 И. '\' ' 0,1 0,1
0 0,5 1 Z2 0 0,3 123 0 1 М
1 1 1
/3 распределении
т \ ‚‚ 3: ‚ т ,-,,,,- ,0,
0,7 ’ [и 0,1 0:7
0 и” 128 0 0'2 12.0 а 1 30
1 —--' 1 1
Л распределение
а‘; // ' ш / ц‘; a==1,5; b=5
0,1 Ёж 0,1 A 0,1 .
0 0,125‘ 1 0 0,1 1 0 1
34 35 J0
133 ;— Математическое Ожидание. 0 — среднее квадратнческое отклонение.

242 Методика выбора редукторов и мотор-редукторов
7;/nmix
1,0
\\ 7/1744“
\\ овод
\ у‘ ш
.‘/1+/
щ ' 0530 /' о”?
0,5 ’ // y.
/ I
‚то 45 ‚
’ / и
If-0,315 и \
. — \
ш И’ . _ 1 г}
в \ . 0 X; Xzq gr}. x,',;1X=EL
0 отлива 0,500 0,700 t;/0, I
Рис. 6.6. Типовые графики нагрузки Рис. 6.7. пример полигона нагрузки
Если реальный график нагрузки не может быть сведен ни к одному из типовых
эквивалентных, то он может быть аппроксимирован полигоном, состоящим из
наклонных и горизонтальных линий.‘ =
Для полигона коэффициент переменности нагрузки определяется по формуле
3 n 1/rt‘!/}t+1 k
__- E :___ Е 1 з _
Кнв- „щ ад) + ~‘/I (”/+1 xi)’ (M3)
]'=1
i=1
где суммирование по z’ выполняют для всех наклонных участков полигона; суммиро—
вание по f— для всех горизонтальных участков полигона. -
Способ 2. Определение коэффициента режима работы при неполной информации.
Исходные данные при неполной информации: тип редуктора; Tm“; наличие перегру-
зок‚ толчков; вид двигателя; ПВ %; время работы в сутки; вид приводимой машины;
реверсивность или нереверсивность нагрузки; F max; Рдшдх, Ртерм.
Значение K pm для зубчатых редукторов (мотор-редукторов) находят из samen-
мости
Креж = КдВКпвКсКнКрев; (б. 14)
для червячных редукторов (мотор-редукторов)
краж = кдвкпвкскнкревкч, (6.15)
где K дв —коэффициент, величина которого зависит от группы двигателя (табл. 6.3).
K r р у п п е 1 относят электродвигатели, многоцилиндровые (не менее 8 Im-
линдров) двигатели внутреннего сгорания, турбины газовые или гидравлические;
к г р у п п е 2 — четырех- и шестицилиндровые двигатели внутреннего сгорания,
паровые турбины; к г р у п п е 3 — одно- _и двухцилиндровые двигатели внутрен-
него сгорания.
О п р е д е л е н и е K „в для зубчатых редукторов (мотор-редукторов) проводят
по табл. 6.4, для червячных — по табл. 6.5, для глобоидных типов Чд и Чог в соответ-
ствии c ГОСТ 21164-75, ГОСТ 21165-75 И по табл. 6.6.
Определение коэффициентов Kc И Км. Значения Kan зависи-
мости от продолжительности работы редуктора в течение суток приведены в табл. 6.7,.
B табл. 6.8 даны значения Км. Величина этого коэффициента зависит от группы прич
водимых машин.

Выбор типоразмера редуктора 943
6.3. Коэффициент Km, 6.6. коэффициент Кпв
для глобоидных редукторов типа Чр
и Ч г `
дЁЗЁЧЁЗЯ у I 2 э °
‚ ’¥}3- 100 63 4o 25 16
Кдв 1,0 1,2 1,4
Кпв 1,00 0,80 0,63 0,50 0,40
6.4. Коэффициент для зубчатых
PCJIYKTOPOB Кпв
6.7. Коэффициент Kc
ч’? 100 60 40 25 15
t, ч До 1 1-3 8——12 24
КПВ 1,00 0,90 0,80 0,70 0,67
Kc 0,7 0,8 1,0 1,2
6.5. Коэффициент Кпв для червячных
редукторов 6.8. Коэффициент Км
пв_ : Группа
% 100 60 40 25 15 nprgaaolfiggux J 2 3
Кпв 1,00 0,80 0,7 0,6 0,5 Км 1,0 1,2 1,4
Существуют следующие группы машин.
Г р у п п а 1. Работа без толчков, нагрузка почти не изменяется, 4-—10 пусков
в час
' Tnycn/Tmax = 1:5 + 2.0.
K этой группе машин относят электрические генераторы, ленточные, пластин—
чатые и шнековые. конвейеры, легкие подъемники, электротельферы, легкие венти-
ляторы, турбовоздуходувки, центробежные компрессоры, мешалки и смесители для
веществ равномерной плотности, разливочные и упаковочные машины, зубчатые на-
сосы, приводы подачи станков и т. п.
Г р у п п а 2. Работа с легкими и умеренными толчками, нагрузка в течение
цикла меняется незначительно, число пусков в час — 20-60:
Tnycx/Tmax = 1,8 + 2,0.’
К этой группе машин относят тяжелые вентиляторы, поворотные устройства nom-
емных кранов, мешалки и смесители веществ с неравномерной плотностью, поршне-
вые насосы с несколькими цилиндрами, главные приводы станков, деревообрабаты-
вающие станки, центробежные насосы, оборудование мукомольных заводов и т. п.
Г р у п п а З. Работа с сильными толчками, количество пусков в час до 120:
Тпусн/Т max == 2:2 + 3.0-
К этой группе машин относят одноцилиндровые компрессоры, штампы, нож-
ницы гильотинные, приводы механизмов доменных печей, резнносмеснтели, шлифо‹
вальные и протяжные станки, грохоты, тяжелые центрифуги, блюминги, зуборезные
станки, вибрационные механизмы, цементные мельницы, гидропульты, ударные
дробилки, сукновальные машины, брнкетные прессы, машины для изготовления
кирпича, вращающиеся трубчатые печи, вытяжные вентиляторы шахт, аппараты
для размешивания химически кристаллнзнруемых объектов и т. п. Использование
мотор-редукторов с машинами групп 2 и 3 не рекомендуется.

244 Методика выбора редукторов и мотор редукторов
Определение коэффициента реверсивности Крен!
для нереверсивной работы Крен = 1,00, для реверсивной К рев = 0,75.’
K o э ф ф и ц и е н т Кч вводится для червячных редукторов (мотор-редукто-
рёв). При располрженир ‘червяка под колесом Кч = 1,0, над колесом — Кн = 1.2.
c оку колеса — ч = , .
Проверка консольных нагрузок
Значения радиальных консольных нагрузок проверяются по уравнениям (6.З) и
(6.4). В случае их невыполнения следует перейти к большему типоразмеру.
Осевые консольные нагрузки в каталогах не регламентируются. Заключение об
их допустимых значениях требует специальных расчетов.
Проверка отсутствия перегрева
Отсутствие перегрева в редукторах приводов, работающих в продолжительном pe-
жиме, устанавливают по выполнению условия:
‘90—t
Pmax Ё РтермтБ-до (6-16)
Проверку на перегрев редукторов б е 3 в е и т и л я т о р о в, используемых
в приводах машины, работающих в повторно-кратковременных режимах, выполняют
по одному из условий:
при полной информации об уровнях нагрузок
Ртерм {в Ч
при неполной информации
Ртерм "“ ‚в
Pmax \ Креж 65 ° (6'18)
Проверку на перегрев редукторов, и м е ю щ и х в е н т и л я т о р и приводяч
щих машины, работающие в повторно-кратковременных режимах, проводят по om
ному из условий:
при полной информации
Ртерм —_ [В
Ршах <. KHE 4 UB3 65 (6.19)
при неполной информации
ртах < Введи -g/Tm 29_':_’9. ‚ (6.20)
Креж
При несоблюдении условий (6.16)—(6.20) следует перейти к большему типоразс
меру или предусмотреть дополнительные меры по охлаждению редуктора.
Редукторы, для которых в каталогах не приводится Ртерм, на отсутствие nepo-
грева не проверяются.
Пример выбора редуктора
Подобрать редуктор для поворотного устройства подъемно о крана
Выбор типа редуктора. Исходные данные: и = 31,5; „ш == 3600 H-M; работ
с частыми пусками и установками; компактность, уровень шума, материалоемкос

Выбор типоразмера редуктора 245
и габариты решающих значений не имеют; расположение осей входного и выходного
валов параллельное; КПД не менее 0,9; желательна сравнительно невысокая Цена.
Предварительный выбор типа редуктора. По диаграмме (см. рис. 6.1) заданному
передаточному числу удовлетворяют редукторы Ц2У, Ц2Н, Ц2С, Пз2‚ КЦ2. По дна-
грамме (см. рис. 6.2) заданный крутящий момент могут передавать редукторы Ц2У,
Пз2, Ч, КЦ2. Редукторы Ч, Пз2, КЦ2 не рассматриваем, как не имеющие требуемого
расположения осей валов.
Окончательно останавливаемся на редукторе типа Ц2У.
Выбор типоразмера при полной информации. Исходные данные: тип редуктора —
Ц2У; и = 31,5; вариант сборки по ГОСТ 20373-74 — 11; конец тихоходного вала —
конический; Н1 = HRC 60; Tmax = 3000 H-M; FTmax= 15 000 H, приложена в сере-
дине посадочной части вала; класс нагрузки Н 0,630; КНЕ = 0,63; 2Е= 8000 ч;
n5 = 960 об/мин; нагрузка реверсивная; ПВ = 25 %; Kn = 2; Ртерм не задано.
Суммарное число циклов перемены напряжений
960
N2 = 30-8000--573 5-1 = 36.5-10°.
Базовое число циклов перемены контактных напряжений (см. рис.`6.5)
Инд = 200-10°;
3 36,5_- 106
Кд =-' = 0:36.
По условию (6.11) принимаем Kn = 0,5, поскольку —l— = 0,5;
Kn
Креж г КД ='-
ТнЕ= 3000-0,5 = 1500 Н-м.
По условию (6.1) из каталога выбираем редуктор Ц2У-200 с номинальным крутя-
щим моментом 7_‘mm = 2000 Н-м.
Проверка консольной нагрузки на тихоходном
в а л у.
Fmax Kpe,,,= 15 000-0,5= 7500 H; Ртом = 11 200 Н,
7500 Н < 11 200 Н, т. е. условие (6.3) соблюдается.
П р о в е р к у н а н а г р е в не проводят, поскольку в каталоге номинальная
термическая мощность не указана. .
Выбор типоразмера при неполной информации. Исходные данные: тип редук-
тора — Ц2У; Тшдх = 3000 Н-м; работа с частыми пусками и остановками (до 120
в час), возможны толчки; используется асихронный электродвигатель; ПВ = 25 %;
продолжительность работы -— 8 ч в сутки; приводимая машина — поворотный Me-
ханизм крана; нагрузка реверсивная; Fmax = 15 000 Н.
О п р е д е л е н и е Креж. По табл. 6.3 Кдв= 1,0; по табл. 6.4 К„в= 0,7;
no табл. 6.7 K0 = 1,0; no табл. 6.8 Км = 1,2; Крез = 0,75;
Креж = 1,0-0,7-1,0-1,2.o,75 = 0,63;
THE = 3000-0,63 = 1890 H-M.
По условию (6.1) из каталога выбираем редуктор Ц2У-200 с номинальным кру-
тящим моментом Tnom = 2000 Н-м.
Проверка консольной нагрузки натихоходном валу
9450 H Q 11 200 Н, т. е. условие (6.3) соблюдается.
Отсутствие перегрева не проверяют.

СПИСОК ЛИТЕРАТ Ь’ РЬ1
1. Волновые зубчатые передачи/Под ред. Д. П. Волкова, А Ф. Крайнева. Киев:
Техника, 1976. 224 с.
2. Гавриленко В. А. Основы теории эвольвентной зубчатой передачи. Л.:
Машиностроение. 2-е изд.‚ перераб. и доп. 5.: Машиностроение, 1969. 432 с.
58 3. Гинзбург Е. Г. Волновые зубчатые передачи. Л.: Машиностроение, 1969.
1 с.
4. детали машин: Расчет и конструирование: Справочник. Т. 1/Под ред.
П. С. Ачеркана, З-е изд.‚ перераб. М.: Машиностроение, 1968. 440 с.
5. Допуски и посадки: Справочник. Ч. 1/Под ред; В. Д. Мягкова. 5-e изд.‚
перераб. и доп. Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1979. 544 с.
6. Журавлев В. Н., Николаева В. И. Машиностроительные стали: Справоч-
ник. З-е изд.‚ перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1981. 392 с.
7. Иванов М. Н. Волновые зубчатые передачи. М.: Высшая школа, 1981.
184 с. -
8. Иванов М. Н., Митрофович В. Д., Шувалов С. А. Расчет относительного
положения зубьев в волновой передаче. — Изв. вузов. Машиностроение, 1969,
N9 ll, c. 75-81.
9. Иванов М. Н., Шейко В. В. О расчете напряженного и деформированного
состояния‘ пЁкого колеса волновой передачи. -— Изв. вузов. Машиностроение,
1969, с. 6 — . -
10. Иванов М. Н., Шейко В. В. Форма деформации гибкого колеса волновой’
передачи при генераторе с двумя большими роликами. — Изв. вузов. Машинострое-
ние, 1970, N9 ll, с. 32-36. .
11. Иванов М. Н., Шувалов С. А., Митрофович В. Д. К вопросу о выборе
параметров зацепления волновых зубчатых передач. — Изв. вузов. Машинострое-
ние, 1979, N9 1, с. 46-52.
12. Иванов М. Н., Шувалов С. А., Финогенов В. А. Экспериментальное опре-
деление количества одновременно зацепляющихся зубьев и величин их деформаций
в волновой передаче. — Изв. вузов. Машиностроение, 1968, Мг 9, с. 37-40.
13. Юдрявцев В. Н., державец Ю. А., Глухарев Е. Г. Конструкции и расчет
зубчатых редукторов: Справ. пособие/Под ред. В. Н. Кудрявцева. Л.: Машино-
строение, 1971. 328 с.
.14. Марочник литейных цветных сплавов. М.: ЦНИИТМАШ, 1972. 172 с.
15. Методы построения параметрических и типоразмерных рядов систем ina-
шин: Рекомендации. М.: ВНИИНмаш, 1977. 31 с.
16. Мотор-редукторы и редукторы: Каталог в 2-х ч. М.:`НИИмаш‚ 1980—1981.
124 с. `
17. Передачи зубчатые планетарные с цилиндрическими колесами. Расчет на
прочность основных типов. Рекомендации. М.: ВНИИНмаш, 1981. 71 с.
18. Петрик М. И.‚ Шншков В. А. Таблицы для подбора зубчатых колес. З-е
изд.‚ перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1973. 528 с.
19. Планетарные передачи: Справочник/Под ред. В. Н. Кудрявцева и Ю. Н. Кир-
дяшева. Л.: Машиностроение, 1977. 536 с.
20. Подшипники качения: Каталог-справочник. В 2-х ч. М.: НИИНавтопром,
1972. 470 с.
21. РТМ 2-056-6-80. Редукторы общего назначения. Методика выбора редук-
торов n мотор-редукторов. М.: НИИмаш. 1980. 23 с.
22. Серенсен С. В.‚ Когаев В. П.‚ Шнейдерович Р. М. Несущая способность
н цёасчет деталей машин на прочность: Руководство и справ. пособие/Под ред.
. . Серенсена. М.: Машиностроение, 1975. 488 с.

Список литературы 247
ы
23. Снесарев Г. А. Методические основы конструирования редукторов. М.:
Машиностроение, 1974. 78 с. .
24. Справочник металлиста. Т. 1/Под ред. С. А. Чернавского и В. Ф. Реши-
кова. М. Машиностроение, 1976. 768 с.
25. Справочник по геометрическому расчету эвольвентных зубчатых и червяч-
ных передач/Т. П. Болотовская, И. А. Болотовский, Г. С. Бочаров и др.: Под
ред. И. А. Болотовского. М.: Машгиз, 1963. 472 с.
26. Трение, изнашивание и смазка: Справочник в 2-х кн./Под ред. И. В. Кра-
гельского и В. В. Алисина. М.: Машиностроение, 1978—1979. 760 с.
27. Финогенов В. А. О к. п. д. редукторов волновых передач. —— Изв. вузов.
Машиностроение, 1972, N9 6.
28. Часовн-иков Л. д. Передачи зацеплением: Зубчатые и червячные. 2-е
изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1969. 488 с.
29. Щувалов С. А., Волков А. д. Деформации гибкого зубчатого. колеса вол-
Hon4o4fi nspenatm c двумя дисками. —Изв. вузов. Машиностроение, 1971, N9 10,
с. —4 .
30. Шувалов_ С. А., Финогенов В. А. Напряжение в гибком колесе волновой
передачи в динамике. - Изв. вузов. Машиностроение, 1970, N9 7, с. 33-37. —
31. Эффективность применения новых легированных индустриальных масел
в червячных редукторах/Л. И. Бершадский, В. Е. Солодарь, Э. Б. Иванкина и др.-
Вестник машиностроения, 1977, N2 9, c. .51-.54.
32. Schrfider W., Leimann D. -0. Ermittlung der betriebeverlustung. Ant,
19 (1980), Nr ll.
33. Winter H., Mlchaelis K. — Untersuchungen zum wfirmehausheit von bet-
riben. Ant, 20 (1981), Nr 3, 8. 70-74.
ИВ N9 3070
Леонид Сергеевич Бойко, Александр Зеликович Высоцкий,
Эмма Николаевна Галиченко, Юрий Иосифович Кобус,
| Герман Григорьевич Писарев |
РЕДУКТОРЫ И МОТОР-РЕДУКТОРЫ
ОБЩЕМАШИНОСТРОИТЕЛЬНОГО ПРИМЕНЕНИЯ
Редактор Н. Е. Кузнецова
Художественный редактор С. С. Водчиц
Технический редактор Л. П. Гордеева
Корректоры О. Е. Мишина и л. E. Хохлова
Сдано в набор 08.06.83. Подписано в печать 05.11.83. Т-17471. Формат 60Х90'/‚3.
Бумага типографская N9 2. Гарнитура литературная. Печать высокая.
Усл. печ. л. 15,5. Усл. кр.-отт. 15,5. Учи-изд. л. 19,18. Тираж 47000 экз.
Заказ 142. Цена 1 р. 40 к.
Ордена Трудового Красного Знамени издательство машиностроение»
107076. Москва, Стромынский пер.‚ 4
Ленинградская типография N9 6 ордена Трудового Красного Знамени
Ленинградского объединения «Техническая книга» им. Евгении Соколовой
Союзполиграфпрома при Государственном комитете СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли.
193144, г. Ленинград, ул. Монсеенко. 10.