Министерство образования и науки Российской Федерации

Южно-Российский государственный политехнический

университет (НПИ) имени М. И. Платова

С.А. Дебеева, Е.В. Скринников

ДЕТАЛИ МАШИН

Учебно-методическое пособие

к практическим занятиям и самостоятельной

работе студентов

Новочеркасск

ЮРГПУ (НПИ)

2017

2

УДК 621.833.539.4(075.8)

Рецензент – доктор технических наук, профессор Кузнецов Сергей Анатольевич

Дебеева С.А., Скринников Е.В. Детали машин: учебно-методическое

пособие к практическим занятиям и самостоятельной работе студентов /

Южно-Российский государственный политехнический университет (НПИ)

имени М. И. Платова. - Новочеркасск: ЮРГПУ (НПИ), 2017. – 94 с.

Пособие содержит краткие теоретические сведения, необходимые для решения

задач и совершенствования практических навыков в области проектирования и кон-

струирования деталей и узлов общемашиностроительного назначения, входящих в со-

став привода. Изложены основы расчета, приведено большое количество справочного

материала, необходимого для конструирования, примеры выполнения практических

заданий. Пособие может быть использовано при курсовом проектировании.

Составлено в соответствии с учебным планом и рабочей программой по дисци-

плине “Детали машин” для направлений подготовки 13.03.03: «Технологические ма-

шины и оборудование», 15.03.02, «Конструкторско-технологическое обеспечение ма-

шиностроительных производств», 15.03.05«Горное дело», 21.05.04«Металлургия»,

21.05.06«Наземные транспортно-технологические комплексы», 22.03.02«Эксплуатация

транспортно-технологических машин и комплексов», 23.03.03«Наземные транспортно-

технологические средства», 23.05.01«Энергетическое машиностроение» очной и заоч-

ной форм обучения.

УДК 621.833.539.4(075.8)

Южно-Российский государственный

политехнический университет

(НПИ) имени М.И. Платова, 2017

3

СОДЕРЖАНИЕ

Стр.

ВВЕДЕНИЕ 4

1. ПРАКТИЧЕСКИЕ ЗАНЯТИЯ, ИХ НАИМЕНОВАНИЕ …………. 5

Практическое занятие № 1. Расчет зубчатых передач ……………... 5

Практическое занятие № 2. Конструирование и расчет валов …….. 17

Практическое занятие № 3. Проектирование подшипниковых узлов 34

Практическое занятие № 4. Расчет и проектирование корпуса

редуктора ……………………………………………………………….

52

Практическое занятие № 5. Расчет основных параметров

зубчатых колес …………………………………………………………

61

Практическое занятие № 6. Компоновка редуктора ………………... 64

Практическое занятие № 7. Расчет ременных передач …………….. 69

Практическое занятие № 8. Расчет шпоночных соединений ……….. 79

Практическое занятие № 9. Расчет шлицевых соединений …………. 81

Практическое занятие № 10. Расчет муфты ………………………... 85

2. САМОСТОЯТЕЛЬНАЯ РАБОТА СТУДЕНТОВ (СРС) …………. 89

3. ЭКЗАМЕНАЦИОННЫЕ ВОПРОСЫ ПО КУРСУ ………………... 90

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК ………………………………… 93

4

ВВЕДЕНИЕ

Учебно-методическое пособие для студентов по выполнению

практических заданий по дисциплине «Детали машин».

Целью освоения дисциплины является:

– приобретение студентами знаний по общим методам конструи-

рования и расчету деталей и узлов машин общего назначения, по кон-

струкции, типажу, критериям работоспособности составных частей

машин – их деталям и сборочным единицам (узлов и агрегатов), по

методам расчета деталей машин, навыкам конструирования и чтения

конструкторской документации.

Задачи освоения дисциплины следующие:

– развитие пространственного представления, творческого вооб-

ражения и исследовательского мышления;

– формирование способности к анализу конструкции машин, зна-

ний принципов функционирования и области применения различных

элементов машины;

– изучение основ проектирования механизмов, этапов и стадий

разработки проекта, совокупность процедур и привлекаемых при этом

технических средств;

– умение формировать требования к деталям машин, критерии

работоспособности и анализировать факторы, влияющие на работо-

способность составных частей и всего механизма.

При изучении дисциплины студенты учатся решать реальные

конструкторско-технологические задачи, включающие не только до-

вольно сложные расчеты, но и элементы конструирования деталей и

узлов машин. Навыки в самостоятельном решении поставленных за-

дач, а также в практической работе с деталями машин, студенты при-

обретают при выполнении конструкторских заданий и курсового про-

екта.

5

1. ПРАКТИЧЕСКИЕ ЗАНЯТИЯ, ИХ НАИМЕНОВАНИЕ И ОБЪЕМ В ЧАСАХ

№ Наименование тем занятий Литература

1 Расчет зубчатых передач 4,5,10

2 Конструирование и расчет валов 1,2,4,5

3 Проектирование подшипниковых узлов 1,2,4,9

4 Расчет и проектирование корпуса редуктора 1,2,4,5

5 Расчет основных параметров зубчатых колес 1,2,4,5

6 Компоновка редуктора 1,2,4,5

7 Расчет ременных передач 1,2,5

8 Расчет шпоночных соединений 1,3,9

9 Расчет шлицевых соединений 1, 2, 6, 11

10 Расчет муфты 1,2,10

Практическое занятие № 1 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Расчет привода начинают с составления кинематической схемы

(если она не задана), определения общего к. п. д. и общего передаточ-

ного числа привода, выбора электродвигателя и распределения обще-

го передаточного числа по отдельным ступеням редуктора и переда-

чам привода, а также определения крутящих моментов и частот вра-

щения валов.

Исходными данными для расчета на начальном этапе являются:

угловая скорость i(рад/с) или частота вращения ni(мин-1)1 входного

вала привода и мощность Рi (кВт) на этом валу.

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода вы-

полняются в следующей последовательности.

1.1. Определяют общий к.п.д. привода по формуле

общ = 1 · 2 ·3 … n,

1 об/мин = мин-1 = 60 с-1.

6

где 1, 2, 3 … n – к. п. д. отдельных передач, подшипников, муфт,

входящих в привод и перечисленных в порядке от входного к выход-

ному валу привода (ориентировочные значения к.п.д. приведены в

табл. 1.1).

В предварительных расчетах для нерасцепляемых механических

муфт, например, упругих и компенсирующих, где имеются подвиж-

ные или легкодеформируемые элементы, к.п.д. можно принимать в

пределах 0,98-0,99, для нерасцепляемых жестких – равным 1, а для

фрикционных – 0,85-0,95. При наличии более точных данных значе-

ния подлежат корректировке.

Таблица 1.1

Тип передачи или

устройства

К. п. д. передачи Рекоменду-

емое пере-

даточное

число

uрек

Удельная

масса пере-

дачи, кг/кВт закрытой открытой

Зубчатая цилиндрическая 0,96-0,98 0,93-0,95 2,5-6,3 1,8-0,4

Зубчатая коническая 0,95-0,97 0,91-0,93 2-4 2,5-0,6

Червячная передача при червяке:

однозаходном

двухзаходном

четырехзаходном

0,70-0,80

0,75-0,85

0,80-0,90

–

10-50

4,5-0,2

Цепная передача 0,95-0,97 0,92-0,95 1,5-4 10,0-6,0

Ременная передача – 0,94-0,97 2-4 5,0-1,0

Фрикционная передача 0,90-0,96 0,70-0,80 1-6 30,0-8,0

Одна пара подшипников качения 0,99 –0,995 – –

Одна пара подшипников скольже-

ния 0,98 –0,99 – –

Примечание. Большие значения удельной массы для передач до 10 кВт, меньшие

– свыше 10 кВт [1, с. 246].

Если привод содержит передачи, передающие мощность парал-

лельными потоками, например, раздвоенную зубчатую передачу (рис.

1.1, б, в) или несколько клиновых ремней, то к.п.д. каждой такой пе-

редачи принимают по табл. 1.1 и учитывают один раз.

Выбор к.п.д. червячной передачи привода на начальной стадии

расчета затруднен, т.к. неизвестно число заходов червяка z1. Ориен-

тиром служат обычно средние значения к.п.д. для червячных передач.

Можно, например, принять к.п.д. для двухзаходного червяка, а при

последующих расчетах (п. 1.4) принятое значение уточнить и, если

необходимо, сделать перерасчет.

7

1.2. Производят подбор электродвигателя по потребной мощ-

ности ДВР , которая может быть определена по мощности Рi на вы-

ходном валу привода:

общ

iДВ

РР

, (1.1)

В приводах рекомендуется применять (при отсутствии каких-

либо особых требований) экономичные асинхронные электродвигате-

ли единых серий АИР, 4А или другие более эффективные. Некоторые

основные параметры двигателей серий 4А, в том числе геометриче-

ские, можно найти в табл. 1.2 или в литературе [2].

Если синхронная (номинальная) частота вращения электродвига-

теля установлена заданием, то его тип и мощность находят по по-

требной мощности ДВР так, чтобы номинальная мощность превышала

расчетную ДВДВ РР . Затем определяют фактическую (асинхронную)

частоту вращения вала электродвигателя. Если задание не содержит

сведений об электродвигателе, то для анализа следует отобрать не-

сколько электродвигателей с различной частотой вращения, напри-

мер, 3000, 1500, 1000, 750 мин-1. Данные по п.п. 1.2-1.4 в этом случае

лучше свести в таблицу. Для предварительного анализа отбирают

лишь самые необходимые параметры.

При выборе двигателей, кроме соблюдения основного условия

ДВДВ РР , необходимо учитывать также характер нагрузки и кратность

перегрузки механизмов привода в процессе пуска или работы. Эта

информация обычно содержится в техническом задании на проекти-

рование, например, в циклограмме нагружения или типовом режиме

нагружения.

Электродвигатели должны иметь величины отношений ном

пуск

Т

Т и

ном

max

T

Т, соответствующие характеру нагружения привода. При значи-

тельных пусковых нагрузках целесообразно применять двигатели с

повышенным пусковым моментом, а при ударных нагрузках и частых

реверсах – с повышенным скольжением.

При необходимости в приводах могут быть применены двухско-

ростные двигатели, например, двигатели, с номинальными частотами

вращения 3000/1500, 750/1500, 1000/1500, 750/1000, 500/3000,

500/1000 об/мин. Двигатели серии 4А должны соответствовать требо-

ваниям ГОСТ 19523-74.

8

Структура условного обозначения двигателей:

1.3. Определяют общие передаточные числа приводов (учиты-

вая возможность применения каждого из выбранных двигателей, при

условии, что заданием не оговорено применение только одного из

них):

i

двобщ

n

nu , (1.2)

где nдв – фактическая (асинхронная) частота вращения вала электро-

двигателя, мин-1;

ni – частота вращения выходного вала привода, мин-1.

1.4. Производят разбивку по ступеням одного или нескольких

полученных значений uобщ так, чтобы выполнялось условие

n321общ u...uuuu , (1.3)

где u1, u2, u3, un – передаточные числа отдельных передач, перечис-

ленных в порядке от входного к выходному валу.

Если привод содержит одноступенчатые редукторы, а также пе-

редачи, не входящие в состав редукторов (открытые зубчатые, ремен-

ные и др.), то передаточное число для них принимают из диапазона

рекомендуемых значений (см. табл. 1.1) так, чтобы соблюдалось

условие n321общ u...uuuu . При этом следует иметь в виду, что для

ременных и цепных передач нежелательно назначать большие пере-

даточные числа, чтобы избежать значительного увеличения их габа-

ритов. Первоначально можно принимать u, равное 2,5; 2,8 или 3,15,

но при этом желательно обеспечивать для зубчатых передач привода

u, превышающие эти значения.

Для разбивки общего передаточного числа многоступенчатого

редуктора обычно используют упрощенные эмпирические формулы

(табл. 1.3), позволяющие получать приводы, близкие к оптимальным

по габаритам, массе, стоимости, а также по условиям смазывания пе-

редач, особенно при картерной системе.

А, В – обозначение длины

статора

L, S, M – установочный размер

по длине статора

Серия

Высота оси вращения, мм

4А 112 МВ 6 У3

Число полюсов Условия работы; категория

9

Ри

с. 1

.1. К

ин

емати

чес

ки

е сх

емы

ред

ук

тор

ов

аw

ω1

ω2

ω3

г

ω3

ω2

ω1

в Δ

ω1

ω3

ω2

Δ

б

ω1

ω2

ω3

Δ

а

з ж

к

е

и

д

Δ ≥

0,0

2 а

w

ω1

ω2

ω3

Δ

ω1

ω2

ω3

ω1

ω2

ω3

Δ

ω2

ω1

ω3

ω2

ω3

ω1

ω4

Δ

ω1

ω2

ω3

ω4

Δ

Δ

Δ

10

Таблица 1.2

Примечание. Таблица приведена в сокращенном виде

Полученные величины округляются до ближайшего числа из ря-

да (ГОСТ 2144-76):

1; 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,0; 2,24; 2,8; 3,15; 3,55; 4,0; 4,5; 5,0; 5,6;

6,3; 7,1; 8,0; 9,0; 10,0; 11,2; 12,5; 14,0; 16,0; 18,0; 20,0; 22,4; 25,0; 28,0;

31,5; 35,5; 40,0; 45,0; 50,0; 56,0; 63,0; 71,0; 80,0 (числа ряда приведены

для интервала 1,0–80,0). Фактические значения передаточных чисел

не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при u

4,5 и более чем на 4% при u 4,5.

11

Таблица 1.3

Редуктор Схема

на рис.

1.1

Передаточные числа uобщ

1. Двухступенчатый цилиндриче-

ский:

а) по развернутой схеме

б) с раздвоенной быстроходной

ступенью

в) с раздвоенной тихоходной

ступенью2

г) по развернутой схеме (быстро-

ходная ступень с эвольвентным

зацеплением, тихоходная – с за-

цеплением Новикова)

а

б

в

общ1 u25,12,1u ,

1

общ

2u

uu

12,5-25

(7,1-40)

а общ1 uu ,

1

общ

2u

uu

2. Двухступенчатый цилиндриче-

ский

соосный:

а) обе ступени с внешним зацепле-

нием

б) тихоходная ступень с внутрен-

ним зацеплением

г 2

общ

1u

uu ,

общ2 u95,0u

12,5-22,4

(7,1-40)

д 3

общ1 u2u , 1

общ

2u

uu

12,5-20

(7,1-31,5)

3. Двухступенчатый коническо-

цилиндрический

е

2

общ

1u

uu ,

3общ

2

2 u63,0u

12,5-20

(8-40)

4. Двухступенчатый цилиндриче-

ско-червячный

ж 5,26,1u1 ,

1

общ

2u

uu

31,5-125

(16-200)

5. Двухступенчатый червячно-

цилиндрический

з 6,54u 2 ,

2

общ

1u

uu

50-300

6. Двухступенчатый червячный – общ1 uu ,

1

общ

2u

uu

71-4000

7. Трехступенчатый цилиндриче-

ский

и общ2 uu ,

2

общ

31u

u)uu( ,

)uu(2,1u 311 ,

1

31

3u

)uu(u

31,5-160

(25-250)

8. Трехступенчатый коническо-

цилиндрический

к 7общ

2

2 u4,13,1u ,

23 u0,19,0u ,

32

общ

1uu

uu

31,5-125

(20-200)

2 Редукторы имеют ряд недостатков, ограничивающих их широкое применение.

12

Таблица 1.4

Передаточное число

червячной передачи От 8 до 14 Св. 14 до 30 Св. 30

Число заходов червяка

z1 4 2 1

В нестандартных редукторах или открытых передачах допускает-

ся использовать нестандартные значения u.

Для приводов, в состав которых входят червячные передачи, по-

сле завершения разбивки uобщ находят число заходов червяка (табл.

1.4) и к. п. д. передачи (см. табл. 1.1). Если принятое ранее значение

к.п.д. червячной передачи существенно отличается от вновь получен-

ного, то производят повторный расчет, начиная с п. 1.1.

Закончив расчеты, исключают из дальнейшего рассмотрения те

из электродвигателей, при использовании которых передаточные чис-

ла передач выйдут за пределы рекомендуемых значений (см. табл.

1.1). В обоснованных случаях могут быть исключены из рассмотрения

также двигатели, при которых передаточные числа в приводах при-

ближаются к крайним значениям рекомендуемого диапазона. Учиты-

вают также, что более быстроходные двигатели имеют меньшую мас-

су, стоимость и габариты.

Отсутствие на ранней стадии проектирования достаточного числа

объективных критериев при отборе одного из двигателей не всегда

позволяет получить привод с наилучшими характеристиками. Для по-

иска оптимального варианта целесообразно использовать вычисли-

тельную технику.

Предварительная оценка данных (табл. 1.5) для привода, состоя-

щего, например, из электродвигателя и коническо-цилиндрического

редуктора (частота вращения выходного вала n3 = 120 об/мин), показы-

вает, что варианты 1 и 4 неприемлемы, так как передаточные числа

выходят за пределы рекомендуемых значений (см. табл. 1.1). Из вари-

антов 2 и 3 предпочтительнее вариант 2. Более быстроходный двига-

тель обычно позволяет получить привод с меньшими габаритами, мас-

сой и стоимостью. Для принятого варианта все или отдельные значе-

ния u округляются до стандартных значений (предельные отклонения

не более 2,5 или 4% – п. 1.4). Заданием на проектирование могут быть

установлены особые требования к округлению значений u и uобщ.

13

Таблица 1.5

Вар

иан

т

Тип двигателя Рдв,

кВт

nдв

.асинхр

.синхр,

об/мин

uобщ =

=

n1/n3

u1 (кони-

ческая

передача)

u2

(цилинд-

рическая

передача)

Примеча-

ние

1 АИР112М2У3 7,5 2895

3000 24,1

5,3

u1 рек

maxu =

4

2 АИР132S4У3 7,5 1440

1500 12,0 3,6 3,3

3 АИР132М6У3 7,5 960

1000 8,0 3,2 2,5

4 АИР160S8У3 7,5 727

750 6,1 2,9

u2 рек

minu =

2,5

1.5. Определяют частоты вращения валов, мин-1 для привода с

выбранным электродвигателем:

n1 = nдв; n2 = n1/u1; n3 = n2/u2 и т.д.,

где n1, n2, n3 … ni – частоты вращения валов, перечисленных в порядке

от входного к выходному валу привода, мин-1.

По полученным значениям частот вращения определяют угловые

скорости, рад/с, каждого вала по формуле

30

n ii

, (1.4)

1.6. Находят мощности, передаваемые каждым валом приво-

да. Они могут быть определены по ДВР с учетом потерь мощности во

всех механизмах и устройствах, предшествующих данному валу:

n321двi ...PР , (1.5)

где Рi – мощность на i-м валу, кВт; n321 ...,, – к. п. д. механизмов

и устройств, предшествующих i-му валу.

1.7. Определяют крутящие (вращающие) моменты на валах

привода, Н·м, по формулам (1.6) или (1.7):

n

Р9550Т , (1.6)

где Р – мощность, передаваемая валом, кВт;

n – частота вращения этого вала, мин-1;

РТ , (1.7)

где Р – мощность, передаваемая валом, Вт; – угловая скорость этого

вала, рад/с.

2,1

4,5

14

1.8. Определяют окружные скорости в зацеплении, м/с.

Для цилиндрических передач внешнего и внутреннего зацепле-

ния

𝑉 =𝑛1

𝑐𝑣√

𝑇2

𝑈2∙𝜓𝑏𝑎

3, (1.8)

Для передач c коническими зубчатыми колесами

𝑉𝑚 =𝑛1

𝑐𝑣√

𝑇2

𝑈2

3, (1.9)

В формулах (1.8) и (1.9):

n1 – частота вращения шестерни, об/мин;

T2 – крутящий момент на колесе, Н·м

U – передаточное число передачи;

Cv – коэффициент, зависящий от вида термической и химико-

термической обработки [1];

𝜓𝑏𝑎 – вспомогательный параметр [1];

𝑉𝑚 – окружная скорость точек среднего делительного диаметра,

м/с.

1.9. Выбор материалов зубчатых колес, способов термической

обработки и определение допускаемых напряжений.

Основным материалом зубчатых колес служат термически обра-

батываемые стали, так как по сравнению с другими материалами они

в наибольшей степени обеспечивают высокую контактную и изгиб-

ную прочность зубьев. Известно, что из двух зацепляющихся элемен-

тов зубчатой передачи, зуб шестерни подвержен большему числу

циклов нагружений по сравнению с колесом. Поэтому, для создания

равнопрочности шестерня выполняется из материала с более высоки-

ми прочностными характеристиками.

В настоящее время применяются следующие основные способы

упрочнения: нормализация, улучшение, поверхностная закалка с

нагревом ТВЧ, цементация, нитроцементация, азотирование. Норма-

лизации подвергаются литые зубчатые колеса (диаметр более 500 мм)

и зубчатые колеса вспомогательных механизмов, например, механиз-

мов ручного управления. Зубья улучшаемых колес нарезаются после

термической обработки, что позволяет обеспечить высокую точность

и исключить необходимость шлифования зубьев. Колеса из улучшен-

ных сталей хорошо прирабатываются. Для лучшей приработки зубьев

твердость шестерни рекомендуют назначать больше твердости колеса

не менее чем на 25 единиц. Улучшение используется также в качестве

предшествующей операции при поверхностной термической обработ-

ке зубьев для повышения механических характеристик сердцевины

15

зуба (кроме зубьев с m < 3 мм, подвергаемых закалке ТВЧ: они про-

каливаются насквозь, что приводит к значительному их короблению и

снижению ударной вязкости).

Поверхностная закалка, цементация и нитроцементация с после-

дующей закалкой обеспечивают высокую твердость и несущую спо-

собность поверхностных слоев зубьев и достаточно высокую проч-

ность зубьев на изгиб. После термической обработки зубья подверга-

ются отделочным операциям (шлифованию, притирке и др.). При этих

способах термообработки не требуется обеспечивать разность твердо-

стей зубьев шестерни и колеса. Поверхностная закалка ТВЧ может

применяться для шестерен, работающих с улучшенными колесами,

для обеспечения равнопрочности. Азотирование обеспечивает высо-

кую твердость, износостойкость поверхностных слоев, минимальное

коробление. Азотируют готовые детали без последующей закалки.

Поэтому азотирование применяют для колес с внутренними зубьями,

а также колес, шлифование которых трудно осуществимо.

Характеристики механических свойств некоторых сталей, приме-

няемых для изготовления зубчатых колес, после термической и хими-

ко-термической обработки представлены в табл.1.6

Сталь одной и той же марки в зависимости от температурного

режима отпуска после закалки может иметь различные механические

свойства. Получение нужных механических свойств зависит не толь-

ко от температурного режима термообработки, но и от наибольших

размеров сечения заготовки колеса. Известно, что с увеличением раз-

меров сечения падает скорость охлаждения, а, следовательно, снижа-

ются твердость и предел прочности, получаемые после термообработ-

ки.

Для редукторов шестерни и колеса рекомендуется изготавливать

из одинаковых марок сталей 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ и др. с тер-

мической обработкой (т.о.) по двум вариантам:

1. т.о. колеса - улучшение, твердость НВ 235...262;

т.о. шестерни - улучшение, твердость НВ 269...302;

2. т.о. колеса - улучшение, твердость НВ 269...302;

т.о. шестерни - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхно-

сти в зависимости от марки стали HRCэ 45...50, 48...53.

16

Таблица 1.6

17

1.10. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые напряжения для зубьев шестерни [σH]1 σ и колеса

[σH]2 σ определяют по общей зависимости:

𝜎𝐻𝑃 =𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚∙𝑍𝑁

𝑆𝐻∙ 𝑍𝑅 ∙ 𝑍𝑉 ∙ 𝑍𝐿 ∙ 𝑍𝑋, (1.10)

где σHlim – длительный предел контактной выносливости, определяе-

мый по табл. [1] в зависимости от материала зубчатого колеса и вида

термической обработки по среднему значению твердости поверхно-

стей зубьев H, равной полусумме верхнего и нижнего значений их

твердости;

ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих по-

верхностей зубьев; при Ra = 1,25…0,63 мкм (притирка и обкатыва-

ние) ZR = 1; при Ra = 2,5…1,25 мкм (шлифование) ZR = 0,95; при Ra =

10…2,5 мкм (фрезерование) ZR = 0,9;

ZV – коэффициент, учитывающий влияние скорости: повышение

скорости вызывает увеличение толщины гидродинамического масля-

ного слоя и уменьшение коэффициента трения. При скорости до 10

м/с (что имеет место в редукторах) и при твердости поверхностей

зубьев менее 350 НВ ZV = 1….1,07; при твердости больше 350 НВ

ZV = 1….1,04; SH – коэффициент запаса контактной прочности, при-

нимается из

ZN – коэффициент долговечности, учитывающий режим нагруже-

ний и требуемый ресурс передачи, принимается в пределах max 1 N.

Практическое занятие № 2 КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ВАЛОВ

2.1. Общие положения

Обычно расчет вала выполняют в следующей последовательно-

сти:

2.1.1. Составляют эскиз вала, исходя из приложенных к нему

внешних нагрузок (сил и моментов) и габаритов сборочной единицы,

в которой проектируемый вал должен быть установлен. На эскизе

указывают предварительно выбранные диаметры и длины отдельных

участков, полную длину вала, уточняют вид и расположение опор, а

также расстояние между ними [1, 2].

2.1.2. Составляют схему нагружения вала в двух взаимно перпен-

дикулярных плоскостях (горизонтальной X и вертикальной Y), пред-

ставляя его как балку, шарнирно закрепленную в двух жестких опо-

рах. При этом считают, что установленные на вал детали передают

18

силы и моменты на середине своей ширины, а точки приложения ре-

акций в опорах зависят от типа подшипников и схемы их установки

[1, 3, 4].

2.1.3. По правилам, известным из курса «Сопротивление матери-

алов», определяют реакции опор, строят эпюры изгибающих момен-

тов в каждой плоскости, и отдельно - эпюру крутящего момента. На

основании эпюр намечают положение опасных сечений, учитывая

при этом диаметры вала и влияние концентраторов напряжений [1,3].

2.1.4. Проверяют статическую прочность вала и выполняют рас-

чет на сопротивление усталости [1,3].

2.1.5. В случае если запас прочности в опасном сечении получа-

ется близким к минимально допустимому, а также при применении

подшипников и передач, чувствительных к деформациям, выполняют

расчет вала на жесткость [3,4].

Внешние нагрузки передаются на валы через установленные на

них детали, поэтому величины нагрузок определяют при расчете этих

деталей.

Нагрузку Fм, Н, от муфты на выходной конец вала предваритель-

но (до уточнения типа муфты) можно принимать Fм = Т50 , где T –

вращающий момент на валу, Н·м.

Если тип устанавливаемого на выходном конце вала устройства

неизвестен, для редукторов многоцелевого назначения рекомендуется

принимать следующие величины консольных нагрузок Fк, Н:

– быстроходные валы: Fк = БТ125 ;

– тихоходные валы:

одноступенчатые редукторы Fк = ТТ125 ;

многоступенчатые редукторы Fк = ТТ250 ,

где ТБ и ТТ – соответственно вращающие моменты на быстроходном и

тихоходном валах, Н·м.

Для радиальных подшипников качения точка приложения реак-

ции расположена на середине ширины подшипника, для радиально-

упорных подшипников расстояние a, мм, между точкой приложения

реакции и торцом подшипника можно определить по формулам [1]:

– подшипники шариковые радиально-упорные однорядные

a = tg)Dd(,B, 5050 ;

– подшипники роликовые конические однорядные

a =

3

)(5,0e

DdT ,

где B – ширина кольца, мм;

19

d – внутренний диаметр подшипника, мм;

D – наружный диаметр подшипника, мм;

α – угол контакта, град;

T – монтажная высота подшипника, мм;

e – коэффициент осевого нагружения.

Расстояние lp, мм, между точками приложения радиальных реак-

ций при установке радиально-упорных подшипников:

«враспор» lр = lп – 2a;

«врастяжку» lр = lп + 2a,

где lп – расстояние между торцами наружных колец подшипников,

мм.

У валов, вращающихся в несамоустанавливающихся подшипни-

ках скольжения, точку приложения реакции располагают на расстоя-

нии (0,25…0,3) lпод от внутреннего торца подшипника, где lпод – длина

вкладыша подшипника скольжения [4, 5].

Основным расчетом для валов является расчет на сопротивление

усталости. Кроме этого обычно проводят проверку статической проч-

ности вала в целях предупреждения пластических деформаций и раз-

рушений при перегрузках (например, от воздействия пускового мо-

мента электродвигателя), при необходимости выполняют также рас-

чет на жесткость.

2.2. Проверка статической прочности

При проверке статической прочности вала находят общий коэф-

фициент ST запаса прочности по пределу текучести при совместном

действии нормальных и касательных напряжений. Полученное значе-

ние сравнивают с минимально допустимым:

T

TT

TT

T SSS

SSS

22

,

где STσ – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжени-

ям,

T

TS ;

STτ – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям,

T

TS ;

где σT и τT – пределы текучести материалов (табл. 2.1), МПа;

σ и τ – соответственно нормальные и касательные напряжения в

рассматриваемом опасном сечении вала, МПа.

Минимально допустимое значение общего коэффициента запаса

прочности по текучести [ST] зависит от ответственности конструкции

20

и последствий разрушения, точности определения нагрузок и напря-

жений, технологии изготовления и контроля. Обычно принимают [ST]

= 1,3…2,0.

Таблица 2.1

Марка

стали

Диаметр заго-

товки, мм

Твердость

НВ (не

менее)

Механические характеристики, МПа Коэффи-

циент ψτ σв σт τт σ-1 τ-1

Ст.5 любой 190 520 280 150 220 130 0,06

45 до 80 270 900 650 390 410 230 0,10

св.80 до120 240 780 540 290 360 200 0,09

40Х до 120 270 900 750 450 410 240 0,10

св.120до 200 240 790 640 380 370 210 0,09

40ХН до 200 270 920 750 450 420 230 0,10

20Х до 120 197 650 400 240 310 170 0,07

18ХГТ до 60 330 1150 950 660 500 280 0,12

Нормальные σ и касательные τ напряжения в опасных сечениях

вала при действии максимальных нагрузок определяют по формулам:

A

F

W

M maxmax ; к

к

W

Tmax ,

где Mmax – наибольший суммарный изгибающий момент, Н·мм, 22

max yxП MMKM ;

Fmax – наибольшая осевая сила, Н, Fmax = Kп · Fa ;

Tк max – наибольший крутящий момент, Н·мм,

Tк max = 10 3Tmax = 10 3 Kп T;

W и Wк – моменты сопротивления сечения вала при расчете на

изгиб и кручение, мм3;

А – площадь поперечного сечения вала, мм2;

Kп – коэффициент перегрузки, Kп = T

Tmax ;

Tmax – наибольший кратковременно действующий вращающий

момент, Н·м;

T – номинальный вращающий момент, Н·м.

При использовании электродвигателя и отсутствии предохрани-

тельного устройства Kп выбирают по паспортным данным электро-

двигателя; если установлена предохранительная муфта, Kп определя-

ют по отношению момента срабатывания муфты к номинальному мо-

менту; если известен график нагрузки, Kп берут из этого графика.

Моменты сопротивления W при изгибе, Wк при кручении, мм3, и

площадь A, мм2, вычисляют по нетто-сечению:

● для сплошного круглого сечения диаметром d

21

32

3dW

; 16

3dWк

;

4

2dA

;

● для кольцевого сечения с наружным диаметром D и внутрен-

ним диаметром d

32

3DW W

; 16

3DW Wк

;

4

)( 22 dDA

,

где 4

1

D

dW - коэффициент пересчета (табл. 2.2):

Таблица 2.2

d / D 0,40 0,42 0,45 0,48 0,50 0,53 0,56 0,60 0,63 0,67 0,71

ξw 0,974 0,969 0,959 0,947 0,938 0,921 0,901 0,870 0,842 0,800 0,747

● для сплошного вала диаметром d с одним шпоночным пазом

d

hdhbdW

16

)2(

32

23 ;

d

hdhbdWк

16

)2(

16

23

; 24

2 hbdA

,

где b – ширина шпонки, мм;

h – высота шпонки, мм;

● для вала с прямобочными шлицами

D

dDdDzbdW

32

)()( 24; WWк 2 ;

2

)(

4

2 dDzbdA

,

где d – внутренний диаметр, мм;

D – наружный диаметр, мм;

b – ширина зуба, мм;

z – число зубьев (шлицев);

● для вала-шестерни в сечении по зубьям

ad

JW

2; WWк 2 ;

4

)( 2

0

2 ddA s

,

где J - осевой момент инерции, мм4:

64

)( 4

0

4 ddJ

j

;

δs и δJ – параметры, выбираемые в зависимости от коэффициента

смещения x и числа зубьев z (табл. 2.3);

da – диаметр вершин зубьев, мм;

d – делительный диаметр, мм;

dо – диаметр центрального отверстия в ступице, мм.

Рекомендации по определению моментов сопротивления и пло-

щадей для других типов сечений приведены в учебной и справочной

литературе [1,3].

22

Таблица 2.3

Число

зубьев

z

Пара-

метры

Значения параметров при коэффициенте смещения x

- 0,4 - 0,2 0 + 0,2 + 0,4 + 0,6 + 0,8 + 1,0

16 δJ - - - 1,07 1,16 1,26 1,35 1,45

δs - - - 1,01 1,05 1,11 1,15 1,18

18 δJ - - 0,96 1,06 1,14 1,24 1,31 1,40

δs - - 0,95 1,01 1,05 1,10 1,14 1,16

20 δJ - - 0,96 1,05 1,12 1,22 1,27 1,36

δs - - 0,96 1,05 1,04 1,10 1,13 1,16

22 δJ - 0,86 0,97 1,05 1,11 1,20 1,26 1,34

δs - 0,92 0,97 1,01 1,04 1,08 1,12 1,14

24 δJ 0,82 0,89 0,98 1,05 1,10 1,18 1,24 1,32

δs 0,89 0,94 0,97 1,01 1,04 1,07 1,11 1,13

26 δJ 0,84 0,90 0,98 1,05 1,09 1,16 1,23 1,30

δs 0,90 0,94 0,98 1,00 1,03 1,07 1,10 1,12

28 δJ 0,85 0,91 0,98 1,05 1,08 1,15 1,21 1,27

δs 0,91 0,95 0,98 1,00 1,03 1,06 1,09 1,12

30 δJ 0,86 0,92 0,99 1,05 1,07 1,14 1,20 1,26

δs 0,92 0,95 0,98 1,00 1,03 1,06 1,08 1,11

40 δJ 0,90 0,95 1,00 1,01 1,05 1,10 1,15 1,18

δs 0,94 0,95 0,98 0,99 1,04 1,05 1,06 1,07

2.3. Расчет вала на сопротивление усталости

Расчетом определяют коэффициент S запаса прочности для каж-

дого предварительно намеченного опасного сечения и сравнивают его

с минимально допустимым значением:

S ≥ [S],

где [S] – минимально допустимое значение коэффициента запаса

прочности, принимаемое в зависимости от ответственности кон-

струкции и последствий разрушения вала, точности определения

нагрузок и напряжений, технологии изготовления и контроля. Обыч-

но

[S] = 1,5…2,5.

Коэффициент запаса прочности вычисляют по формуле

22

SS

SSS

,

где Sσ и Sτ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и каса-

тельным напряжениям, определяемые в общем случае по соотноше-

ниям:

mDa

DS

1 ; mDa

DS

1 ,

23

где σ-1D и τ-1D – пределы выносливости материала вала в рассматрива-

емом сечении, МПа;

σa и τa – амплитуды напряжений цикла, МПа;

σm и τm – средние напряжения цикла, МПа.

При расчете на сопротивление усталости считают, что нормаль-

ные напряжения (напряжения изгиба) изменяются по симметричному

циклу, а касательные (напряжения кручения) – по отнулевому

(рис. 2.1). В этом случае иa ; 0m и 2

кmа

. Тогда формулы

для определения коэффициентов запаса прочности по нормальным и

касательным напряжениям можно записать в следующем виде:

a

DS

1 ; )1(

2 1

Dk

DS

.

Напряжения в опасных сечениях вычисляют по формулам:

W

Mиa ;

k

kk

W

Т ,

где 22

yx MMM - результирующий изгибающий момент, Н·мм;

TТк 310 - крутящий момент, Н·мм;

W и Wк – моменты сопротивления сечения вала при изгибе и

кручении, мм3, определяемые по рекомендациям п. 2.2.

а) б)

Рис. 2.1. Циклы напряжений: а) нормальные; б) касательные

Пределы выносливости вычисляют для каждого рассматриваемо-

го опасного сечения:

D

DK

1

1

; D

DK

1

1

,

где σ-1 и τ-1 – пределы выносливости гладких образцов при симмет-

ричном цикле изгиба и кручения, МПа, (табл. 2.4);

KσD и KτD – коэффициенты снижения предела выносливости,

определяемые по зависимостям:

0 t σа -σи

σа σ

σи

τа

τа τк

τm

t 0

τ

24

V

Fd

DK

KK

K

K

11

; V

Fd

DK

KK

K

K

11

.

Если в рассматриваемом расчетном сечении имеется несколько

концентраторов напряжений, учитывают только наиболее опасный из

них (для которого KσD и KτD имеют наибольшее значение).

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений Kσ и Kτ

выбирают по таблицам в зависимости от типа концентратора: для

ступенчатых переходов с галтелью (рис. 2.2) – по табл. 2.5; для шпо-

ночного паза – по табл. 2.6; для шлицевых и резьбовых участков ва-

лов – по табл. 3.3.

Рис. 2.2. Типы переходов ступеней вала

Таблица 2.4

t/r r/d Kσ при σв, МПа Kτ при σв, МПа

500 700 900 1200 500 700 900 1200

2

0,01 1,55 1,6 1,65 1,7 1,4 1,4 1,45 1,45

0,02 1,8 1,9 2,0 2,15 1,55 1,6 1,65 1,7

0,03 1,8 1,95 2,05 2,25 1,55 1,6 1,65 1,7

0,05 1,75 1,9 2,0 2,2 1,6 1,6 1,65 1,75

3

0,01 1,9 2,0 2,1 2,2 1,55 1,6 1,65 1,75

0,02 1,95 2,1 2,2 2,4 1,6 1,7 1,75 1,85

0,03 1,95 2,1 2,25 2,45 1,65 1,75 1,75 1,9

5 0,01 2,1 2,25 2,35 2,5 2,2 2,3 2,4 2,6

0,02 2,15 2,3 2,45 2,65 2,1 2,15 2,25 2,5

Примечание: Размеры галтели r и буртика t выбирают по рекомендациям в раз-

деле «Разработка эскизного проекта» или по учебной и справочной литературе [1,2].

Таблица 2.5

σв, МПа Kσ при выполнении паза фрезой Kτ

концевой дисковой

500 1,8 1,5 1,4

700 2,0 1,55 1,7

900 2,2 1,7 2,05

1200 2,65 1,9 2,4

r t

d

r t

d

r t

d

25

Таблица 2.6

σв, МПа Kσ Kτ для шлицев Kτ для

резьбы шлицы резьба прямобочных эвольвентных

500 1,45 1,8 2,25 1,43 1,35

700 1,6 2,2 2,5 1,49 1,7

900 1,7 2,45 2,65 1,55 2,1

1200 1,75 2,9 2,8 1,6 2,35

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного се-

чения Kdσ и Kdτ выбирают по табл. 2.7.

Таблица 2.7

Вид деформации, мате-

риал

Коэффи-

циент

Диаметр d, мм

20 30 40 50 70 100

Изгиб, углеродистая

сталь

Kdσ 0,92 0,88 0,85 0,81 0,76 0,71

Изгиб, легированная

сталь

Кручение, все стали

Kdσ и Kdτ

0,83

0,77

0,73

0,70

0,65

0,59

В местах установки деталей с натягом концентрацию напряжений

оценивают непосредственно по отношениям

dK

K и

dK

K , выбираемым

по табл. 2.8.

Таблица 2.8

Диаметр

вала d, мм

Kσ /Kdσ при σв, МПа Kτ/Kdτ при σв, МПа

500 700 900 1200 500 700 900 1200

30 2,6 3,3 4,0 5,1 1,5 2,0 2,4 3,05

40 2,75 3,5 4,3 5,4 1,65 2,1 2,6 3,25

50 2,9 3,7 4,5 5,7 1,75 2,2 2,7 3,4

60 3,0 3,85 4,7 5,95 1,8 2,3 2,8 3,55

70 3,1 4,0 4,85 6,15 1,85 2,4 2,9 3,7

80 3,2 4,1 4,95 6,3 1,9 2,45 3,0 3,8

90 3,3 4,2 5,1 6,45 1,95 2,5 3,05 3,9

100 3,35 4,3 5,2 6,6 2,0 2,55 3,1 3,95

Примечание: Для подшипников качения при установке колец с натягом таблич-

ное значение следует умножить на 0,9.

Коэффициенты влияния качества поверхности KFσ и KFτ прини-

мают по табл. 2.9.

26

Таблица 2.9

Вид механиче-

ской обработ-

ки

Параметр ше-

роховатости

Rа, мкм

KFσ при σв, МПа KFτ при σв, МПа

≤ 700 > 700 ≤ 700 > 700

Шлифование

тонкое

до 0,2 1 1 1 1

Обтачивание

тонкое

св.0,2 до 0,8 0,99…0,93 0,99…0,91 0,99…0,96 0,99…0,95

Шлифование

чистое

св.0,8 до 1,6 0,93…0,89 0,91…0,86 0,96…0,94 0,95…0,92

Обтачивание

чистое

св.1,6 до 3,2 0,89…0,86 0,86…0,82 0,94…0,92 0,92…0,89

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения KV принима-

ют по табл. 2.10.

Таблица 2.10

Вид упрочнения поверхности

вала

Значения KV при

Kσ = 1,0 Kσ = 1,1…1,5 Kσ ≥ 1,8

Без упрочнения 1,0 1,0 1,0

Закалка ТВЧ 1,3…1,6 1,6…1,7 2,4…2,8

Азотирование 1,15…1,25 1,3…1,9 2,0…3,0

Накатка роликом 1,2…1,4 1,5…1,7 1,8…2,2

Дробеструйный наклеп 1,1…1,3 1,4…1,5 1,6…2,5

Коэффициент влияния асимметрии цикла ψτD вычисляют по фор-

муле

D

DK

,

где ψτ – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цик-

ла напряжений (табл. 2.4).

2.4. Расчет на жесткость

Расчеты на жесткость выполняют по рекомендациям курса «Со-

противление материалов». В общем случае упругие деформации

определяют, используя интеграл Мора и способ Верещагина. Расчет-

ные формулы для простых случаев нагружения приведены в табл.

2.11.

Для валов зубчатых передач стрела прогиба y под колесом не

должна превышать следующих величин:

– цилиндрические передачи [y] ≤ 0,01 m;

– конические и гипоидные передачи [y] ≤ 0,005 m;

где m – модуль зацепления;

27

в станках [y] = (0,0002…0,0003) l, где l – расстояние между опо-

рами.

Угол θ наклона упругой линии вала:

– в подшипнике качения радиальном шариковом [θ] = 0,0005 рад;

– в подшипнике скольжения [θ] = 0,001 рад.

При выводе этих формул вал рассматривался как брус постоянно-

го сечения приведенного диаметра [3,5].

Таблица 2.11

Углы

наклона θ и

прогибы y

θA lJE

blbaF

6

)(

JE

lcF

6

1

θB lJE

albaF

6

)(

JE

lcF

3

1

θC θB

JE

clcF

6

)32(1

θD

lJE

dblbF

6

)3( 222

lJE

ldcF

6

)3( 22

1

θE

lJE

ealFa

6

)3( 222

-

θH lJE

abbaF

3

)(

-

yD

lJE

dbldbF

6

)( 222

lJE

dldcF

6

)( 22

1

yE

lJE

ealeaF

6

)( 222

-

yH

lJE

baF

3

22

-

yC θB ·c

JE

clcF

3

)(2

1

2.5. Пример расчета

Выполнить расчет ведущего вала одноступенчатого цилиндриче-

ского косозубого редуктора по следующим данным: передаваемая ва-

лом мощность Р1 = 9,5 кВт; угловая скорость 1 = 100 рад/с; материал

d e F

a b c

l

A D H E

B C F1 d

c l

A D B C

28

вала – сталь 45, термическая обработка – улучшение; эскиз вала пока-

зан на рис. 2.3.а. На валу установлена шестерня с делительным диа-

метром d1 = 110 мм, ширина шестерни b1 = lст = 100 мм, угол наклона

зубьев = 10. К выходному концу вала приложена дополнительная

нагрузка Fм от муфты.

2.5.1. Определяем передаваемый валом момент Т1:

95100

591010 3

1

1

3

1

,PT Нм.

2.5.2. Внешние нагрузки, действующие на вал:

а) Силы в зацеплении, определенные при расчете зубчатой пере-

дачи:

окружная 1730110

9520002000

1

1

d

ТFt Н;

радиальная 63910

201730

cos

tg

cosβ

tgFF tr Н,

где α – угол зацепления, для зубчатых колес без смещения или рав-

носмещенных α = 20

осевая Fа = Ft· tg = 1730·tg 10 = 305 Н.

б) Нагрузка от муфты: Fм = 50· 1T = 50· 95 = 487 Н.

2.5.3. По эскизу определяем расстояние l между точками прило-

жения реакций в опорах:

l ≈ lст + a1 + а2 + В/2 + В/2 = 100 + 10 + 10 + 10 + 10 = 140 мм,

где a1 и а2 - расстояние между стенкой корпуса редуктора и торцом

зубчатого колеса, для одноступенчатых редукторов a1 = а2= a = 5…10

мм; для двухступенчатых редукторов в размер а2 включают также

ширину колеса второй ступени и расстояние между торцами колес

первой и второй ступеней, обычно равное а/2; в рассматриваемом

случае принимаем a = 10 мм;

В – ширина подшипника качения, принимаем ориентировочно В

≈ 20 мм; после выбора подшипников размер B следует уточнить и при

необходимости внести соответствующие изменения в размеры вала.

2.5.4. Расстояние l3 от точки приложения силы Fм до левой опо-

ры:

l3 = lм/2 + lп – В/2 = 60/2 + 50 – 10 = 70 мм,

где lм – длина посадочного участка под муфту, принимаем lм = 60 мм;

lп – длина участка вала под уплотнением и подшипником, прини-

маем lп = 50 мм.

2.5.5. Составляем схему нагружения вала в двух взаимно перпен-

дикулярных плоскостях – вертикальной Y и горизонтальной X .

29

Схема нагружения вала в прямоугольной системе координат по-

казана на рис. 2.3,б. Линии x, y, и z пересечения координатных плос-

костей X, Y, и Z называются координатными осями. Начало координат

находится в общей точке О пересечения трех координатных осей.

l2= l / 2 l1= l / 2

l

lм

В

В lст = b1 a1 a2 lп

l3

dп

dп

dбш dш

dв Т1

а)

I

I

II

II

б)

X

Y

Fм

Ft

Fa

Fr

Ax

Ay

Bx

By d1/2

z

y

x

0

Z

T1

в)

Fa

Fr

d1/2 Ay By

Вертикальная плоскость (плоскость Y)

Эпюра Mx = МиВ

Mx=14000

Н·мм

Mx=30730 Н·мм

г)

Fм

Ft Ax Bx

Горизонтальная плоскость (плоскость X)

Эпюра My = МиГ

MyII=34000 Н·мм MyI =77700 Н·мм

Рис. 2.3. Пример построения эпюр для расчета вала

д) Эпюра крутящего момента Mz = Mк =103·T1

Mz =95000 Н·мм

30

Оси x и y лежат в плоскости Z, ось z перпендикулярна плоскости

Z. При расчете валов принято показывать только положение коорди-

натных осей, координатные плоскости не показывают.

Обычно вал располагают так, что его геометрическая ось совпа-

дает с осью z, а действующие на вал силы раскладывают по направле-

ниям, параллельным осям x и y. В этом случае передаваемый валом

крутящий момент действует относительно оси z и обозначается Mz, в

рассматриваемом примере Mz = Мк = T1. Составляющие сил, действу-

ющие в плоскости X, создают изгибающие моменты относительно

осей, параллельных координатной оси y, в обозначении этих изгиба-

ющих моментов принято ставить индекс y: My = МиГ; составляющие

сил, действующие в плоскости Y, создают изгибающие моменты от-

носительно осей, параллельных координатной оси x, соответственно в

обозначение этих изгибающих моментов вводят индекс x: Mx = МиВ.

При составлении схемы нагружения вала направление силы Fм

выбирают так, чтобы она увеличивала напряжения и деформации от

силы Ft [3].

2.5.6. По правилам, известным из курса «Сопротивление матери-

алов», определяем опорные реакции и изгибающие моменты:

а) опорные реакции Ay и By в вертикальной плоскости (рис. 2.3,в):

022

1 l

Fd

FlAM rayB;

200140

706392

110305

22

1

l

lF

dF

Ara

yН;

022

1 l

Fd

FlBM rayA;

439140

706392

110305

22

1

l

lF

dF

Bra

yН;

б) изгибающие моменты MxI и M

xI в вертикальной плоскости:

14000702002

l

AM yxIН·мм,

30730704392

l

BM yxIН·мм;

в) опорные реакции Ax и Bx в горизонтальной плоскости (рис.

2.3,г):

02

)( 3 l

FlAllFM txмB;

31

134140

701730)70140(4872)( 3

l

lFllF

Atм

xН;

02

3 lBl

FlFM xtмA;

1110140

7017307046723

l

lFlF

Btм

xН;

г) изгибающие моменты MyI и MyII в горизонтальной плоскости:

777007011102

l

BM xyIН·мм;

MyII = Fм·l3 = 487·70 = 34100 Н·мм.

2.5.7. Результирующий изгибающий момент M в сечении I-I:

836007770030730 2222 )M()M(M yIxIН·мм.

2.5.8. Реакции в опорах:

240200134 2222

1 yxr AAFA Н;

11904391110 2222

2 yxr BBFB Н.

2.5.9. Если эскизный проект вала еще не выполнен, предвари-

тельно определяют средний диаметр dср вала из расчета только на

кручение, приняв [τ]=12…15 МПа [3]:

1,34

122,0

9510

2,0

103

3

31

3

Tdср

мм.

Диаметр dш вала под шестерней получаем, округлив dср до бли-

жайшего большего значения по ГОСТ 6636-69, окончательно прини-

маем dш= 36 мм.

2.5.10. Диаметр dп под подшипниками должен быть меньше

dш= 36 мм и в диапазоне размеров от 20 до 495 мм кратным 5, следо-

вательно, dп= 35 мм.

2.5.11. Диаметр участка вала под манжетным уплотнением при-

нимаем равным dп .

2.5.12. Диаметр dв выходного конца вала должен быть меньше dп

на две высоты буртика tц = 3,5 мм, т.е. dв= dп – 2 · tц = 35 – 2 · 3,5 = 28

мм, что соответствует ГОСТ 12080-66 «Концы валов цилиндриче-

ские» [1, 2] .

2.5.13. Диаметр dбш буртика должен быть больше диаметра dш на

две высоты заплечиков t = 4,0 мм: dбш= dш + 2 · t = 36 + 2 · 4 = 44 мм.

2.5.14. Механические характеристики стали 45 улучшенной при

диаметре заготовки до 80 мм (табл. 2.1):

предел прочности σв = 900 МПа;

предел текучести σт = 650 МПа;

предел текучести при кручении τт = 390 МПа;

32

предел выносливости гладких образцов

при симметричном цикле изгиба σ-1 = 410 МПа;

предел выносливости гладких образцов

при симметричном цикле кручения τ-1 = 230 МПа;

коэффициент ψτ = 0,1.

2.5.15. Момент сопротивления W при изгибе для сечения с одним

шпоночным пазом:

40103616

)8362(810

32

36

16

)2(

32

2323

ш

шш

d

hdhbdW мм3,

где b – ширина шпонки, мм; по ГОСТ 12080-66 для диапазона разме-

ров св.30 до 38 мм b = 10 мм;

h – высота шпонки, мм; по ГОСТ 12080-66 для диапазона разме-

ров св.30 до 38 мм h = 8 мм.

2.5.16. Момент сопротивления Wк при кручении для сечения с

одним шпоночным пазом:

85903616

)8362(810

16

36

16

)2(

16

2323

ш

шшк

d

hdhbdW мм3.

2.5.17. Нормальные напряжения σи = σа в сечении I-I :

8,204010

83600

W

Mаи

МПа.

2.5.18. Касательные напряжения τк в сечении I-I :

1,118590

95103

1

к

кW

TМПа.

2.5.19. Вычисляем коэффициент KσD снижения предела выносли-

вости при изгибе:

66,21

191,0

1

86,0

2,21

1

V

FdD

K

KK

K

K ,

где Кσ – эффективный коэффициент концентрации нормальных

напряжений (табл. 2.2), Кσ = 2,2;

Кdσ – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного

сечения (табл. 2.4), Кdσ = 0,86;

КFσ – коэффициент влияния качества поверхности (табл. 2.6), при

Ra = 0,8 мкм КFσ = 0,91;

КV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл.

2.7), КV = 1,0.

2.5.20. Вычисляем коэффициент КτD снижения предела выносли-

вости при кручении:

33

79,21

195,0

1

75,0

05,21

1

V

FdD

K

KK

K

K ,

где Кτ – эффективный коэффициент концентрации касательных

напряжений (табл. 2.2), Кσ = 2,05;

Кdτ – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного

сечения (табл. 2.4), Кdσ = 0,75;

КFτ – коэффициент влияния качества поверхности (табл. 2.6), при

Ra = 0,8 мкм КFσ = 0,95.

2.5.21. Коэффициент влияния асимметрии цикла ψτD:

036,079,2

1,0

D

DK

.

2.5.22. Пределы выносливости σ-1D и τ-1D для сечения I-I :

15466,2

41011

D

DK

МПа;

4,8279,2

23011

D

DK

МПа.

2.5.23. Коэффициент запаса прочности Sσ по нормальным напря-

жениям:

40,78,20

1541

a

DS .

2.5.24. Коэффициент запаса прочности Sτ по касательным напря-

жениям:

3,14)036,01(1,11

4,822

)1(

2 1

Dк

DS .

2.5.25. Коэффициент S запаса прочности для сечения I-I :

57,63,1440,7

3,1440,7

2222

SS

SSS .

2.5.26. Прочность вала в сечении I-I обеспечена, так как коэффи-

циент S = 6,57 значительно превышает минимально допустимое зна-

чение [S] =1,5…2,5.

34

Практическое занятие № 3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ

Конструкции, условные обозначения,

правила установки

3.1. Основные типы подшипников качения

Подшипники качения (рис.3.1) обычно состоят из двух колец 1 и

2, первое устанавливают на вал, второе – в корпус машины, тел каче-

ния 3 и сепаратора 4, удерживающего тела качения на определенном

расстоянии друг от друга [1].

Рис. 3.1. Конструкции подшипников качения

Достоинствами подшипников являются: малые моменты сил тре-

ния при трогании и в движении; небольшой расход смазочных мате-

риалов при работе; возможность массового изготовления на специа-

лизированных заводах.

К недостаткам относятся: трудность установки на валах сложной

формы; снижение работоспособности при высоких частотах враще-

ния; низкая работоспособность в агрессивных средах, а также при

вибрационных и ударных нагрузках.

Размеры подшипников качения стандартизованы.

По направлению воспринимаемой нагрузки различают подшип-

ники радиальные, радиально-упорные, упорно-радиальные и упорные.

d

H

d1

≥d+0,2 D

h

h

D

d

B

2

1

3

4

r

r

Т

B

d

D

С

α

1

2

3

4

r 2

r 1 3 4 1

2 r

r

35

По форме тел качения подшипники разделяются на шариковые и

роликовые, последние могут быть с короткими цилиндрическими ро-

ликами, с коническими роликами, с бочкообразными роликами, с ви-

тыми роликами и игольчатые.

В зависимости от числа рядов тел качения подшипники делят на

однорядные, двухрядные и многорядные.

По возможности самоустанавливаемости различают подшипники

несамоустанавливающиеся и самоустанавливающиеся сферические.

По габаритам подшипники делят на размерные серии: по ради-

альным габаритам предусмотрено семь серий: сверхлёгкая (две се-

рии), особолёгкая (две серии), лёгкая, средняя и тяжёлая; по ширине

– пять: особоузкая, узкая, нормальная, широкая и особоширокая [1, 4].

Наиболее распространены подшипники лёгкой и средней серий.

Для удобства закрепления наружные кольца подшипников неко-

торых типов могут быть выполнены с канавкой под упорное упругое

кольцо либо с упорным бортом. С целью предохранения от внешних

загрязнений и предотвращения вытекания смазки подшипники при

необходимости снабжают защитными шайбами или встроенными

уплотнениями.

Кольца и тела качения подшипников изготовляют из шарико-

подшипниковых высокоуглеродистых хромистых сталей марок ШХ15

и ШХ15СГ. Среднее содержание углерода в них 1…1,1%, число в

обозначении марки стали указывает среднее содержание хрома в де-

сятых долях процента. Сталь ШХ15СГ содержит дополнительно

кремний и марганец. Большое распространение получили также це-

ментируемые легированные стали марок 18ХГТ, 20Х2Н4А и некото-

рые другие. Твёрдость колец и роликов обычно составляет 60…65

HRCэ, шариков – 62…66 HRCэ. Для работы при высоких температу-

рах применяют теплостойкие стали, при требовании немагнитности –

бериллиевую бронзу.

Для изготовления сепараторов массовых подшипников исполь-

зуют мягкую углеродистую сталь, в высокоскоростных подшипниках

применяют массивные сепараторы из антифрикционных бронз, ано-

дированного дюралюминия, текстолита, металлокерамики и некото-

рых других материалов [3].

Шариковые радиальные однорядные подшипники (рис. 3.2, а)

предназначены в основном для восприятия радиальных нагрузок, но

могут воспринимать и осевые нагрузки. Они допускают небольшие

перекосы вала (до 8). Эти подшипники наиболее распространены в

машиностроении.

36

Приближённо число шариков z определяют по формуле:

z ≈ 2,9 (D + d) / (D – d),

где D – наружный диаметр подшипника; d – внутренний диаметр

подшипника с последующим округлением полученного значения до

целого.

а) б) в) г) д) е) ж)

Рис. 3.2 Виды шариковых подшипников качения

Диаметр шариков Dω находят по формуле:

Dω = (0,275…0,3175) ∙ (D – d) и округляют до ближайшего значе-

ния по стандарту.

Радиус профиля дорожки качения ρв внутреннего кольца обычно

равен: ρв = 0,515 Dω.

При сборке подшипника кольца смещают в радиальном направ-

лении, образовавшийся зазор заполняют шариками, затем распреде-

ляют их равномерно по окружности и устанавливают сепаратор. Воз-

можно также изготовление колец подшипника с канавкой для ввода

шариков, что позволяет увеличить число последних и повысить ради-

альную грузоподъёмность примерно на 40%, однако в этом случае

осевая нагрузка на подшипник не допускается [3].

Шариковый радиальный однорядный подшипник с канавкой на

наружном кольце (рис. 3.2, б) упрощает его фиксацию при установке

в корпусе сложной формы.

Шариковые радиальные двухрядные сферические подшипники

(рис. 3.2, в) служат для восприятия радиальных нагрузок при возмож-

ных перекосах колец (до 2…3°), вызванных неточностью монтажа

или упругими деформациями валов, допускается незначительная осе-

вая нагрузка. Внутренняя рабочая поверхность наружного кольца

этих подшипников выполнена сферической.

Шариковые радиально-упорные однорядные подшипники (рис.

3.2, г) воспринимают радиальные и односторонние осевые нагрузки.

В некоторых случаях их применяют для восприятия только осевых

нагрузок. Эти подшипники выпускались с углами контакта шариков с

в е б д ж

Р

ис. 2

37

кольцами α = 12, 26 и 36°, в настоящее время вместо них начинается

выпуск подшипников с углами контакта α = 15, 25 и 40°.

Несущая способность таких подшипников на 30…40% больше,

чем у шариковых радиальных однорядных. Для работы в условиях

стеснённых габаритов возможно изготовление подшипников этого

типа с разъёмным внутренним или наружным кольцом и контактом в

трёх или четырёх точках [3].

Так как эти подшипники воспринимают осевую нагрузку в одном

направлении, для фиксации вала в обе стороны их, как правило, уста-

навливают по два на вал или в одну опору. При особо больших осе-

вых нагрузках в одной опоре можно устанавливать несколько под-

шипников этого типа [3, 4].

Шариковые радиально-упорные двухрядные подшипники (рис.

3.2, д) отличаются повышенной жёсткостью, они могут воспринимать

значительные как радиальные, так и осевые нагрузки. Такие подшип-

ники собирают с предварительным натягом.

Шариковые упорно-радиальные подшипники имеют угол контак-

та шариков с кольцами 60°, особенностями этих подшипников явля-

ются возможность воспринимать большие нагрузки и самоустанавли-

ваемость.

Шариковые упорные подшипники (рис.3.2, е) воспринимают од-

носторонние осевые нагрузки, их работоспособность резко снижается

при перекосах вала. Такие подшипники допускают скорость на валу

до 5…10 м/с (большее значение – для подшипников лёгких серий).

При скоростях, превышающих указанные значения, работоспособ-

ность упорных подшипников резко падает из-за отрицательного вли-

яния на шарики центробежных сил и гироскопических моментов. При

вертикальном расположении валов они работают лучше. Если валы

расположены горизонтально, требуется тщательная регулировка или

постоянное прижатие колец пружинами.

Приближённо число шариков в таких подшипниках равно:

z ≈ 3,56 (D + d) / (D – d),

диаметр шарика

Dω ≈ 0,375 (D – d),

радиус дорожки качения

ρ ≈ 0,54 Dω.

Двойные шариковые упорные подшипники (рис. 3.2, ж) могут

воспринимать нагрузку в двух направлениях. Внутреннее (среднее)

кольцо этих подшипников закрепляют на валу, а наружные–в корпусе

[3].

38

Роликовые радиальные подшипники с короткими цилиндриче-

скими роликами (рис. 3.3, а) благодаря увеличенной контактной по-

верхности допускают повышенные радиальные нагрузки. Грузоподъ-

ёмность таких подшипников на несколько десятков процентов выше,

чем у однорядных радиальных шариковых. Однако они не восприни-

мают осевые нагрузки и плохо работают при перекосах вала.

а) б) в) г) д) е) ж) з)

Рис. 3.3. Виды роликовых подшипников качения

Эти подшипники легко разбираются в осевом направлении и до-

пускают при работе осевое взаимное смещение колец в определённых

пределах, что бывает необходимо для компенсации температурных

деформаций или при самоустановке валов, например, в редукторах с

шевронными зубчатыми колёсами.

Возможно также изготовление подшипников с бортами на

наружном кольце (рис. 3.3, б), при необходимости фиксации валов в

одном направлении применяют подшипники с дополнительным бор-

том на одном из колец (рис 3.3, в и г). Для осевой фиксации вала в

двух направлениях используют подшипники с дополнительным бор-

том и упорной шайбой [3].

Роликовые радиальные двухрядные подшипники с короткими

цилиндрическими роликами предназначены в основном для установ-

ки шпинделей металлорежущих станков. Длина роликов в таких под-

шипниках принимается равной диаметру, ролики располагают в шах-

матном порядке. Подшипники характеризуются высокой точностью

работы и возможностью регулирования зазора путём упругой дефор-

мации внутреннего кольца.

Роликовые радиальные двухрядные сферические подшипники

(рис. 3.3, д) применяют для восприятия больших радиальных нагрузок

при возможных перекосах колец до 2,5°. Ролики у них имеют бочко-

образную несимметричную или симметричную форму. Подшипники

очень чувствительны к воздействию осевых нагрузок. Обладая высо-

з

Р

ис. 3

е ж д в а г

з

Р

ис. 3

е ж д в а г

39

кими эксплуатационными показателями, они достаточно сложны при

изготовлении.

Роликовые конические однорядные подшипники (рис. 3.3, е) от-

носятся к группе радиально-упорных, они могут воспринимать сов-

местно действующие радиальные и односторонние осевые нагрузки

при средних скоростях (обычно до 15 м/с на поверхности вала). Угол

конусности α (половина угла при вершине конуса дорожки качения

наружного кольца) у них обычно 12…16°, однако у подшипников,

предназначенных для восприятия особо больших осевых нагрузок,

его увеличивают до 20…30°. Угол конусности роликов 1,5…2°. Под-

шипники этого типа отличаются простотой сборки, разборки и регу-

лировки при эксплуатации, они очень широко распространены в ма-

шиностроении, в особенности при необходимости регулировки поло-

жения валов с установленными на них деталями (например, в кониче-

ских и червячных редукторах). Для фиксирования вала в осевом

направлении такие подшипники должны устанавливаться парно [3, 4].

Роликовые конические однорядные подшипники с упорным бор-

том на наружном кольце (рис. 3.3, ж) упрощают конструкцию корпу-

са и уменьшают размеры подшипникового узла.

При особо больших радиальных нагрузках (например, в прокат-

ных станах) используют роликовые конические многорядные под-

шипники, воспринимающие также и двусторонние осевые нагрузки,

однако эти подшипники весьма чувствительны к перекосу валов.

Ресурс роликовых цилиндрических и конических подшипников

повышается примерно в 1,5…2 раза при изготовлении роликов с не-

большой выпуклостью (бомбиной), выбираемой так, чтобы при упру-

гой деформации деталей подшипника под нагрузкой площадка кон-

такта распространялась на всю длину ролика. Этим удаётся значи-

тельно снизить отрицательное влияние возможного взаимного пере-

коса колец подшипника в широком диапазоне эксплуатационных

условий.

Роликовые упорно-радиальные сферические подшипники, обла-

дающие большой нагрузочной способностью и самоустанавливаемо-

стью, применяют в наиболее ответственных конструкциях, однако их

изготовление намного сложнее, чем подшипников других типов.

Роликовые упорные подшипники воспринимают большие осевые

нагрузки при небольших частотах вращения. Они могут быть с ци-

линдрическими, коническими или бочкообразными роликами. По-

следние воспринимают, наряду с осевыми, небольшие радиальные

нагрузки.

40

Роликовые игольчатые подшипники (рис. 3.3, з) обладают высо-

кой радиальной грузоподъёмностью, но не воспринимают осевых

нагрузок. Их применяют при очень стеснённых радиальных габаритах

и скоростях на поверхности вала до 5 м/с, а также при качательных

движениях (подшипники верхней головки шатуна, шарнирные муфты

карданных валов и т.п.).

Помимо перечисленных, существует достаточно большое коли-

чество подшипников качения других конструкций, изготавливаемых

по специальным заказам. Сведения о них приводятся в справочниках,

каталогах, научной и учебной литературе [1, 3, 4].

3.2. Условные обозначения подшипников качения

Все характеристики подшипников качения указываются в виде

условных обозначений, состоящих из цифр и букв, наносимых на

кольца заводом-изготовителем (рис.3.4, а, б, в).

Кроме основных условных обозначений на кольцах могут быть

нанесены также дополнительные сведения о конструктивных особен-

ностях подшипника (рис. 3.4, е), заводе (рис. 3.4, г) и стране-

изготовителе (рис. 3.4, д).

Основное условное обозначение характеризует диаметр отвер-

стия подшипника или втулки (диаметр вала), серию, тип и конструк-

тивные особенности. Все перечисленные параметры для подшипни-

ков с диаметром отверстия от 10 до 495 мм обозначаются цифрами,

расположенными в определённом порядке (табл. 3.1).

а) б) в)

г) д) е)

Рис.3.4. Примеры маркировки подшипников

Первая и вторая цифра справа в основном условном обозначении

для подшипников с диаметром отверстия от 20 до 495 мм являются

частным от деления этого диаметра на пять. Следовательно, для опре-

208

а

8ГПЗ

г

б

RUSSIA

Р

ис.4 4

д

в

е

K

5-7613A 8207H

41

деления действительного размера отверстия внутреннего кольца или

втулки (диаметра вала) в миллиметрах в указанном диапазоне, необ-

ходимо умножить эти две цифры на 5. Подшипники с диаметрами от-

верстий от 10 до 17 мм по стандарту имеют в условных обозначениях

цифры, приведённые в табл. 3.2.

Таблица 3.1

Цифра в основном условном

обозначении (считая справа) Значение цифр

Первая и вторая Диаметр отверстия подшипника

или втулки (диаметр вала)

Третья и седьмая Серия

Четвёртая Тип

Пятая и шестая Конструктивные особенности

Таблица 3.2

Диаметр отверстия внутреннего кольца

или втулки (диаметр вала), мм 10 12 15 17

Первая и вторая цифра (считая справа) 00 01 02 03

У подшипников с внутренним диаметром от 1 до 9 мм включи-

тельно первая цифра справа в основном условном обозначении ука-

зывает действительный размер внутреннего диаметра подшипника в

миллиметрах, вторая цифра обозначает серию, на третьем месте ста-

вится цифра 0.

Для подшипников с диаметрами отверстий 10 и более миллимет-

ров третья цифра справа совместно с седьмой обозначают серию

подшипника. Наибольшее распространение получили подшипники

серий, указанных в табл. 3.3.

Таблица 3.3

Серия диаметра Серия ширины Обозначение (считая справа)

Третья цифра Седьмая цифра

Особолёгкая

Узкая 1 7

Нормальная 1 0

Широкая 1 2

Лёгкая

Особоузкая 2 8

Узкая 2 0

Нормальная 2 1

Широкая 5 0

Средняя

Особоузкая 3 8

Узкая 3 0

Нормальная 3 1

42

Широкая 6 0

Тяжёлая Узкая 4 0

Широкая 4 2

Примечания: 1. Стандартом предусмотрены также другие серии по диа-

метру (две сверхлёгких – 8 и 9, особо лёгкая 7) и ширине (особо широкая – 3, 4, 5 и 6). 2.

Для подшипников с диаметром отверстия до 9 мм включительно серия обозначается

второй цифрой, считая справа.

Четвертая цифра справа обозначает тип подшипника (табл. 3.4).

Таблица 3.4

Тип подшипника Обозначение

Радиальный шариковый 0

Радиальный шариковый сферический 1

Радиальный с короткими цилиндрическими роликами 2

Радиальный роликовый сферический 3

Радиальный роликовый с длинными цилиндрическими ролика-

ми или игольчатый 4

Радиальный роликовый с витыми роликами 5

Радиально-упорный шариковый 6

Роликовый конический 7

Упорный шариковый 8

Упорный роликовый 9

Пятая или пятая и шестая цифры, считая справа, указывают на

конструктивные особенности подшипника, например, такие как угол

контакта шариков в радиально-упорном подшипнике, наличие встро-

енных уплотнений, наличие канавки под упорное кольцо и др.

Класс точности подшипника указывается слева от основного

условного обозначения и отделяется от него с помощью тире. Соглас-

но ГОСТ 520-89 установлены следующие основные классы точности

(в порядке повышения точности): 0, 6, 5, 4, 2, Т – для шариковых ра-

диальных и радиально-упорных, а также роликовых радиальных; 0, 6,

5, 4, 2 – для упорных и упорно-радиальных; 0, 6Х, 6, 5, 4, 2 – для ро-

ликовых конических. Кроме этого, предусмотрено два дополнитель-

ных класса точности (7 и 8) ниже нормального (класса 0), для приме-

нения в неответственных устройствах.

По уровню вибраций, величине момента трения и некоторым

другим характеристикам подшипники разделяются на три категории:

А, В и С (табл. 3.5). К подшипникам категории С обычно не предъяв-

ляется никаких специальных требований.

Таблица 3.5

43

Категория А В С

Класс точности 5, 4, 2, Т 0, 6Х, 6, 5 8, 7, 0, 6

Перед классом точности проставляется ряд радиального зазора.

При нормальном ряде радиального зазора и нормальном классе точ-

ности их обозначения опускают.

Нули в условных обозначениях подшипников, стоящие левее по-

следней значащей цифры, не указывают.

Справа от условного обозначения могут быть проставлены буквы

русского алфавита и цифры, указывающие изменение материала, кон-

струкции, дополнительные требования к подшипнику, чистоте обра-

ботки, смазке (табл. 3.6). Цифры, стоящие после буквы, обозначают

последующие варианты внесенного изменения или различные марки

смазочных материалов (для буквы С).

Дополнительная буква А (см. рис. 3.4, б), расположенная справа

непосредственно за основным цифровым обозначением подшипников

некоторых типов, указывает на их повышенную нагрузочную способ-

ность.

Таблица 3.6

Значение дополнительных знаков Дополнительные

знаки

Все детали подшипников или часть деталей из коррозионно-стойкой

стали Ю

Кольца и тела качения из цементируемых сталей Х

Детали подшипников из теплостойких сталей Р

Сепаратор из черных металлов Г

Сепаратор из безоловянистой бронзы Б

Сепаратор из алюминиевого сплава Д

Сепаратор из латуни Л

Сепаратор из пластических материалов Е

Детали подшипника, изготавливаемые из редко применяемых мате-

риалов Я

Конструктивные изменения деталей подшипника К

Специальные требования к подшипнику по шуму Ш

Дополнительные технические требования к шероховатости, к ради-

альному зазору и осевой игре, к покрытию У

Подшипники закрытого типа при заполнении смазочным материалом С

Специальные требования к температуре отпуска детали, твердости и

механическим свойствам Т

Стандартом установлены также условные обозначения подшип-

ников для диаметров валов более 495 мм, менее 1 мм и для некоторых

других случаев

44

3.3. Установка подшипников

В зависимости от способности предотвращать смещение вала в

осевом направлении опоры с радиальными и радиально-упорными

подшипниками качения делятся на фиксирующие и плавающие. Фик-

сирующие опоры ограничивают осевое перемещение вала в одном

или двух направлениях. Плавающие опоры позволяют валу смещаться

в определённых пределах в осевом направлении в обе стороны. Фик-

сирующие опоры воспринимают как радиальные, так и осевые

нагрузки, плавающие – только радиальные.

Установка вала с использованием фиксирующей и плавающей

опоры показана на рис. 3.5 [2].

а) б)

Рис. 3.5. Установка вала с различными опорами

В фиксирующей (левой) опоре, выполненной по схеме 1а (см.

рис. 3.5,а), применен один радиальный подшипник (например, шари-

ковый однорядный, см. рис. 3.2, а). Внутреннее кольцо этого под-

шипника закреплено круглой шлицевой гайкой на валу, а наружное –

в отверстии заплечиком корпуса и крышкой. В фиксирующей опоре

по схеме 1б установлено два одинаковых шариковых радиальных од-

норядных (см. рис 3.2 а) либо радиально-упорных (шариковых или

роликовых) подшипника (например, показанных на рис. 3.2, г или на

рис. 3.3, е).

В плавающей (правой) опоре может быть использован радиаль-

ный подшипник. При применении шарикового радиального одноряд-

ного (см. рис. 3.2, а) либо двухрядного сферического (шарикового или

роликового) подшипника (см. рис. 3.2 в, или рис. 3.3, д), закрепляют

только его внутреннее кольцо на валу, например, пружинным упор-

ным плоским кольцом; наружное кольцо свободно перемещается в

отверстии корпуса. При использовании роликового радиального под-

шипника без бортов на одном из колец (см. рис 3.3, а), следует за-

Фиксирующая о

пора

Плавающая о

пора

l

оп d

Схема 1б

Фиксирующая о

пора

Плавающая о

пора

l

оп d

Схема 1а

Р

ис.5

55

45

креплять как внутреннее кольцо на валу, так и наружное в корпусе;

требуемые осевые перемещения в этом случае происходят за счёт пе-

ремещения роликов относительно одного из колец подшипника.

При действии на опоры вала только радиальных сил плавающей

рекомендуется делать менее нагруженную опору. Если опоры вос-

принимают помимо радиальных ещё и осевые силы, то в качестве

плавающей выбирают опору, нагруженную большей радиальной си-

лой.

Если на выходной конец вала устанавливается соединительная

муфта, фиксирующей должна быть ближайшая к ней опора [2].

Схемы 1а и 1б применяют при любом расстоянии lоп между опо-

рами вала.

На рис.3.6 показаны варианты установки вала с использованием

двух фиксирующих опор, каждая из которых ограничивает переме-

щение в одном направлении [2].

а) б)

Рис. 3.6. Установка вала с различными расстояниями

Схема 2а (см. рис. 3.6), называемая установкой подшипников

«враспор», конструктивно наиболее проста. Её применяют для валов

сравнительно небольшой длины. При установке в опорах шариковых

радиальных однорядных подшипников рекомендуется соблюдать со-

отношение lоп ≤ (8…10)d. Для предотвраищения защемления таких

подшипников от температурных деформаций деталей вследствие

нагрева при работе предусматривают зазор ап, который должен ле-

жать в пределах 0,2…0,5 мм. Требуемый зазор обеспечивается соот-

ветствующим выбором размеров корпуса и крышек подшипников или

установкой между корпусом и фланцами крышек подшипников набо-

ра металлических прокладок необходимой толщины.

В опорах, выполненных по схеме 2а, могут быть применены так-

же радиально-упорные подшипники. Для них рекомендуется прини-

Р

ис.6 6

Фиксирующая о

пора

Фиксирующая о

пора

l

оп d

Схема 2а «враспор»

а

п

Фиксирующая о

пора

о

пора

l

оп

d

Схема 2б «врастяжку»

Фиксирующая

46

мать lоп ≤ (6…8)d (большее значение относится к шариковым ради-

ально-упорным однорядным подшипникам, меньшее – к роликовым

коническим однорядным). Радиально-упорные подшипники весьма

чувствительны к величине осевого зазора, поэтому требуют более

точной регулировки. С этой целью используют либо набор регулиро-

вочных металлических прокладок (обычно толщиной 0,05; 0,1; 0,2;

0,4 и 0,8 мм), либо специальные регулировочные устройства [2].

При установке вала по схеме 2б, называемой установкой «врас-

тяжку», вероятность защемления подшипников вследствие темпера-

турных деформаций меньше, так как удлинение вала приводит к уве-

личению осевого зазора. Однако следует помнить, что значительные

осевые зазоры в радиально-упорных подшипниках недопустимы. Рас-

стояние между подшипниками в этом случае может быть несколько

больше, чем в схеме «враспор». Для шариковых радиальных одно-

рядных подшипников обычно принимают lоп ≤ (10…12)d; шариковых

радиально-упорных однорядных – lоп ≤ 10d; конических роликовых

однорядных – lоп ≤ 8d. Иногда при реверсивной нагрузке конические

подшипники, установленные «врастяжку», собирают с небольшим

натягом, который при работе под нагрузкой уменьшается до нуля,

этим обеспечивается высокая долговечность подшипников и сниже-

ние шума; например, так рекомендуется устанавливать вал кониче-

ской шестерни главной передачи ведущего моста автомобиля. Регу-

лировку подшипников, установленных по этой схеме, обычно осу-

ществляют только с одной стороны (например, левой на схеме 2б)

круглой шлицевой гайкой с последующим стопорением её многолап-

чатой шайбой.

3.4. Радиальные и осевые реакции

Реакции в опорах связаны с действующими на вал радиальными

и осевыми силами. Для определения величин реакций необходимо

знать точки их приложения.

Радиальную реакцию опоры считают приложенной к оси вала в

точке пересечения с ней нормали, проведенной через середину кон-

тактной площадки любого тела качения и наружного кольца подшип-

ника.

У радиальных подшипников эта точка расположена на половине

ширины.

Для радиально-упорных подшипников расстояние a между точкой

приложения реакции и торцом наружного кольца можно определить

графически (рис. 3.7) после вычерчивания внутренней конструкции

подшипника или аналитически [2]:

47

подшипники шариковые радиально-упорные однорядные

a = 0,5 [B + 0,5(d + D) tgα];

подшипники роликовые конические однорядные

a = 0,5 [T + (d + D) e/3].

Рис. 3.7. Определение точки приложения реакции

Расстояние l между точками приложения радиальных реакций

при установке радиально-упорных подшипников по схеме:

«враспор» l = lп – 2a;

«врастяжку» l = lп + 2a,

где lп – расстояние между торцами наружных колец подшипни-

ков.

Найдя точки приложения радиальных реакций, определяют их

величину и направление, используя правила, известные из курса «Со-

противление материалов» (рис.3.8).

Р

ис. 8

D

d

B

а

α

D

Т

а

d

α

Lωe 0,5 Lωe

Fa1 Fa2 FA

1 2

Fa2 Fa

1

FA

1 2

Установка подшипников

«враспор»

а б

Установка подшипников «врас-

тяжку»

Р

ис. 11

Fa1 Fa2

FA

1 2

Fa2 Fa1

FA

2 1 в г

48

Рис. 3.8. Примеры направлений радиальных реакций

Таблица 3.8

Условия нагружения Осевые силы

Fa1 min ≥ Fa2 min; FA ≥ 0

Fa1 min < Fa2 min; FA ≥ Fa2 min – Fa1 min Fa1 = Fa1 min; Fa2 = Fa1 + FA

Fa1 min < Fa2 min; FA < Fa2 min – Fa1 min Fa2 = Fa2 min; Fa1 = Fa2 – FA

3.5 Крепление колец подшипников

Для предотвращения осевого смещения вала от действия внеш-

них постоянных или случайных нагрузок кольца подшипников крепят

на валу и в корпусе. Исключением являются отдельные конструкции

плавающих опор, в которых предусмотрено перемещение наружного

кольца подшипника в отверстии корпуса.

Основные способы крепления колец подшипников качения сле-

дующие [2, 3].

При действии односторонней нагрузки и установке подшипников

«враспор» внутреннее кольцо может быть закреплено упором в за-

плечик вала (рис. 3.9, а). Высота заплечика обычно равна половине

толщины внутреннего кольца подшипника.

Для закрепления внутреннего кольца подшипника от осевого пе-

ремещения под действием двусторонней постоянной или случайной

нагрузки возможно применение пружинного упорного плоского сто-

порного кольца с одной стороны подшипника и заплечика вала с дру-

гой (рис. 3.9, б).

а) б) в) г) д)

Рис. 3.9. Варианты закрепления внутреннего кольца подшипника

Р

ис. 12

а б в г д

49

При действии средних нагрузок применяют концевые шайбы

(рис. 3.9, в). Чтобы при высоких частотах вращения вала не возникал

дисбаланс, шайбы центрируют по отверстию подшипника (рис. 3.9, г)

или по валу. От поворота относительно вала шайба фиксируется

штифтом, а винты стопорятся от самоотвинчивания деформируемыми

стопорными шайбами.

При значительных осевых нагрузках используют круглые шлице-

вые гайки (рис. 3.9, д), предохраняемые от самопроизвольного отвин-

чивания стопорной многолапчатой шайбой. Стопорная шайба имеет

один внутренний выступ и шесть наружных выступов-лапок. Внут-

ренний выступ входит в специально выполненный паз вала, а один из

наружных выступов отгибают в шлиц гайки. На гладких валах воз-

можно также закрепление внутреннего кольца в обоих направлениях с

помощью конических разрезных втулок.

Наиболее простой способ крепления наружного кольца подшип-

ника при односторонней нагрузке – упор в крышку подшипника (рис.

3.10, а).

а) б) в) г)

Рис. 3.10. Варианты крепления подшипников крышкой

Для двухстороннего крепления возможно использование запле-

чика в корпусе или в стакане и выступающей части крышки подшип-

ника (рис. 3.10, б). Изготовление корпуса упрощается, если использо-

вать подшипник с бортом на наружном кольце или пружинное упор-

ное плоское кольцо, устанавливаемое в канавку на наружном кольце

подшипника (рис. 3.10, в). В некоторых случаях крепление наружного

кольца осуществляют гайкой с наружной резьбой (рис.310, г).

Для наиболее распространённых случаев применения подшипни-

ков качения класса точности 0 при циркуляционном нагружении

внутреннего кольца рекомендуется принимать поле допуска вала к6,

поле допуска отверстия для наружного кольца при местном нагруже-

нии – Н7.

3.6. Расчет подшипника по статической грузоподъемности

Р

ис. 13

а б в г

50

Если подшипник воспринимает нагрузку находясь в неподвиж-

ном состоянии или вращаясь с частотой менее 1 об/мин, то подшип-

ник выбирают по статической грузоподъемности, поскольку при ука-

занном режиме работы исключается усталостное выкрашивание ра-

бочих поверхностей тел и дорожек качения.

Условие проверки:

Ро< Со,

где Ро – эквивалентная статическая нагрузка;

Со – статическая грузоподъемность (по каталогу на подшипники).

Под статической грузоподъемностью понимают такую статиче-

скую нагрузку, которой соответствует общая остаточная деформация

тел качения и колец в наиболее нагруженной точке контакта, равная

0,0001 диаметра тела качения.

Эквивалентная статическая нагрузка определяется по формуле:

Ро = X0∙Fr + Y0∙Fa,

где Хо и Yo – коэффициенты радиальной и осевой статических нагру-

зок (по каталогу).

Выбор подшипников по динамической грузоподъемности для

предупреждения усталостного разрушения.

Динамическая грузоподъемность и долговечность (ресурс) под-

шипника связаны эмпирической зависимостью

L = (С/Р)р,

где L – ресурс в млн. оборотах;

С – паспортная динамическая грузоподъемность подшипника -

это такая постоянная нагрузка, которую подшипник может выдержать

в течение одного млн. оборотов без появления признаков усталости

не менее чем у 90% из определенного числа подшипников, подверга-

ющихся испытаниям. Значения С приведены в каталогах;

р – показатель степени кривой усталости (р = 3 – для шариковых

подшипников, р=10/3 – для роликовых;

Р – эквивалентная (расчетная) динамическая нагрузка на под-

шипник.

Для перехода от количества млн. оборотов в ресурс в часах запи-

шем:

Lh= 106∙L/(60∙n), ч.

Для радиальных шариковых и радиально-упорных шариковых и

роликовых подшипников эквивалентную нагрузку определяют по

формуле:

Р = ( X∙V∙Fr + Y∙Fa)∙Kb∙KT,

где Fr и Fa – радиальная и осевая нагрузки на подшипник;

51

V – коэффициент вращения кольца (V = 1 при вращении внут-

реннего кольца, V = 1,2 – при вращении наружного кольца);

Кb – коэффициент безопасности, учитывающий характер внеш-

них нагрузок;

Кт – температурный коэффициент;

X и Y – коэффициенты соответственно радиальной и осевой

нагрузок.

Для подшипников с цилиндрическими роликами формула для

определения эквивалентной динамической нагрузки имеет вид:

Р = Fr∙V∙Kb∙KT.

Значения коэффициентов X и Y берут в зависимости от значения

отношения Fa/V∙Fr . Осевая сила не оказывает влияния на величину

эквивалентной нагрузки до тех пор, пока величина отношения не пре-

высит определенного значения коэффициента влияния осевого

нагружения e. Поэтому при Fa/V∙Fr ≤ e расчет ведут на действие толь-

ко радиальной нагрузки, т.е. X=1, Y=0. Если Fa/V∙Fr>e, то X и Y берут

в справочниках для конкретного подшипника.

Нужно отметить, что коэффициент е для роликовых конических и

шариковых радиально-упорных подшипников с углами контак-

та α>18° постоянен для конкретного подшипника независимо от

нагрузки, а для шариковых однорядных подшипников с углом кон-

такта 18° и меньше выбирается в зависимости от соотношения Fx/C0.

Здесь С0 - статическая грузоподъемность подшипника.

В радиально упорном подшипнике от действия радиальной силы

возникает дополнительная осевая нагрузка S. Ее значение для шари-

ковых радиально-упорных подшипников определяется S=e∙Fr, а для

конических роликоподшипников - S=0,83∙e∙Fr. Выше отметили, что

радиально-упорные подшипники устанавливают попарно. Существу-

ет несколько схем установки. Рассмотрим наиболее часто встречаю-

щуюся схему – установку подшипников с осевой фиксацией «врас-

пор» (рис. 3.11).

Рис. 3.11. Схема установки подшипника «враспор»

52

Торцы внутренних колец подшипников упираются в буртики ва-

ла, а торцы наружных колец - на элементы корпуса агрегата. Обозна-

чим полные осевые нагрузки на подшипники через Fa1 и Fa2. Эти силы

с одной стороны не могут быть меньше осевых составляющих от ра-

диальных сил, т.е.

Fa1 ≥ S1, Fa2 ≥ S2.

В то же время они должны быть не менее суммарных внешних

осевых нагрузок на подшипники:

Fa1 ≥ Fx + S2, Fa2 ≥ S1–Fx.

Очевидно то, что большее значение из двух удовлетворяет оба

неравенства.

Практическое занятие № 4 РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ КОРПУСА

РЕДУКТОРА

4.1 Общие положения

Корпуса редукторов отливают из чугунов (СЧ15, СЧ18 и др.), ре-

же из сталей и легких сплавов. Их выполняют также сварными или

сварно-литыми. В зависимости от числа разъемов редуктор может

иметь одну или несколько корпусных деталей: корпус; корпус и

крышку корпуса; основание корпуса и т.д. Литые корпусные детали

цилиндрического и червячного редукторов представлены на рис. 4.1.

– 4.3. Соотношения размеров основных конструктивных элементов

корпусов редукторов традиционных конструкций, изготовленных из

чугунного литья, указаны в табл. 4.1. При определении таких важных

параметров редукторов, как толщина стенок δ и δ1, используют полу-

ченные при расчетах передач значения межосевых расстоянии aw,

внешнего конусного расстояния Re или величину крутящего момента

TТ на тихоходном валу редуктора [2].

Для многоступенчатых редукторов с однотипными передачами в

формулы табл. 4.1 подставляют значения межосевых расстояний ти-

хоходной ступени awТ.

Если редукторы содержат разнотипные передачи или передачи с

внутренним и внешним зацеплением зубчатых колес, то следует

определить δ и δ1для каждой ступени, увеличив полученные значения

на 2-3 мм, и принять большие из них.

53

Для редукторов, у которых крышка, как и корпус, испытывает

основные нагрузки (червячные редукторы с расположением червяка

над колесом, зубчатые редукторы с вертикальным или наклонным

расположением межосевой линии и др.) принимают δ1=δ.

Рис. 4.1. Варианты исполнения крышки корпуса

Рис. 4.2. Параметры корпуса червячного редуктора

54

Рис. 2.2

Ри

с. 4

.3. О

снов

ны

е п

ар

ам

етр

ы к

ор

пуса

ред

ук

тор

а

55

Таблица 4.1

Параметры (рис.4.1-4.3) Ориентировочные соотношения

(размеры), мм

Толщина стенки корпуса и крышки ре-

дуктора:

-одноступенчатого цилиндрического с

внешним зацеплением зубьев;

Во всех случаях δ и δ1≥ 8 мм

𝛿 = 0,025aw + 1;δ1=0,02aw+1;

-одноступенчатого цилиндрического с

внутренним зацеплением зубьев; 𝛿 =

(0,025aw+1)(𝑢+1)

𝑢−1; δ1 =

(0,02aw+1)(𝑢+1)

𝑢−1

где 𝑢- передаточное число;

- одноступенчатого конического; 𝛿 = 0,05𝑅𝑒 + 1, δ1=0,04𝑅𝑒+1;

- одноступенчатого червячного; 𝛿 = 0,04aw + 2, δ1=0,032aw+2;

-двухступенчатого цилиндрического; 𝛿 = 0,025aw + 3, δ1=0,02aw+3;

-трехступенчатого цилиндрического. 𝛿 = 0,025aw + 5, δ1=0,02aw+5;

Толщина нижнего пояса корпуса:

- без бобышки

- при наличии бобышки

𝑃 = 2.35 𝛿

𝑃1 = 1,5𝛿,𝑃2 = (2,25 ÷ 2,75)𝛿

Толщина верхнего пояса (фланца) осно-

вания корпуса 𝑏 = 1,5𝛿

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки

корпуса 𝑏1 = 1,5δ1

Толщина и высота ребер:

- основания корпуса

- крышки корпуса

𝑚 = (0,85 ÷ 1)𝛿; ℎ𝑝 ≈ (3 ÷ 6)𝛿;

𝑚1 = (0,85 ÷ 1)𝛿1; ℎ𝑝 ≈ (3 ÷ 6)𝛿1;

Диаметр фундаментных болтов редукто-

ров:

- цилиндрических или червячных;

- конических.

𝑑1 = (0,03 ÷ 0,036)𝑎𝑤 + 12

𝑑1 = 0,072𝑅𝑒 + 12

Диаметр болтов:

- у подшипников

- соединяющих основание корпуса с

крышкой

- крепящих смотровую крышку

𝑑2 = (0,7 ÷ 0,75)𝑑1

𝑑3 = (0,5 ÷ 0,6)𝑑1

𝑑5 = (0,3 ÷ 0,4)𝑑1

Количество фундаментных болтов 𝑛1 ≈𝐿+𝐵

200÷300≥ 4,

где L-длина корпуса, В-ширина

Расстояние от наружной поверхности

стенки до оси болтов

сiвыбирают по табл.2.2 в зависимо-

сти от d1, d2, d3

Ширина нижнего и верхнего пояса осно-

вания корпуса

kiвыбирают по табл.2.2 в зависи-

мости от d1, d2, d3

Размеры q и e, определяющие положение

болтов d2 𝑞 ≥ 0,5𝑑2 + 𝑑4,

𝑒 ≈ (1 ÷ 1,2)𝑑2

56

Продолжение табл. 4.1

Высота бобышек ℎ𝛿 под болт 𝑑2 ℎ𝛿 выбирают так, чтобы образова-

лась достаточная опорная поверх-

ность под головку болта или шайбу

(табл.2.2)

ℎ𝛿 ≈ (0,35 ÷ 0,4)𝐷𝑘

Размеры опорных поверхностей D иD1под

крепежные детали

Принимают по ГОСТ 12876-67 или

табл.2.2

Гнездо под

подшипник

Диаметр отверстия Dn Dn устанавливают по наружному

диаметру подшипника или стакана

(рис.2.1, 2.13, 2.14б)

Винты крепления крышки

подшипника d4

Число винтов n4

Диаметр окружности распо-

ложения винтов Dв

Принимают по ГОСТ13219.1-81 –

ГОСТ13219.17-81, ГОСТ 18511-73

- ГОСТ18514-73, ГОСТ 11641-73;

для нестандартных крышек по рис.

2.10, табл.2.4 или [2]

Диаметр гнезда Dк

Длина гнезда l

См. п.2 (рис. 2.1);

𝑙 = 𝛿 + 𝑥 + 𝑘2 + (3 ÷ 5) Значения х см. ниже

Диаметр грузовых винтов (рым-болтов)

𝑑р

𝑑р выбирают в зависимости от мас-

сы редуктора [9, 13, 14]

Размеры крюков и петель См. рис. 2.2

Размеры штифтов Длина 𝑙ш 𝑙ш = 𝑏 + 𝑏1 + (3 ÷ 5)

Диаметр dш 𝑑ш ≈ 𝑑3 Размеры по ГОСТ 3128-70,

3129-70, 9464-79 или [2]

Наименьший зазор между стенкой корпу-

са и поверхностью колес или червяков:

- по диаметру

- по торцам

А = 1,2𝛿

А = 𝛿

Размеры сопряжений

Толщина стенок 𝛿 и δ1, мм

8-15 15-20 20-25

- расстояние х от стенки 2-3 4 5

- расстояние у от фланца 15 20 25

- радиус закругления R 5 5 5

Размещать отверстия, в том числе резьбовые, в корпусе нужно

так, чтобы расстояние между стенками соседних отверстий было не

менее 3-5 мм (рис.4.4,а). Обрабатываемые участки, которые отводят

под опорные поверхности крепежных деталей, отделяют по высоте от

необрабатываемых, чтобы обеспечить выход для инструмента и ис-

ключить повреждение соседних элементов детали при обработке

(рис.4.4,б).

57

а) б)

Рис. 4.4. Расположение крепежных отверстий в корпусе

Размеры опорных поверхностей D и D1, под болты гайки, шайбы,

винты и шурупы устанавливает ГОСТ 12876-67*.

Для крепления и соединения деталей редукторов широко приме-

няют резьбовые соединения. Если позволяет конструкция, чаше ис-

пользуют болты, устанавливаемые в сквозные отверстия с зазором

(рис.4.5,а). Преимущество такого соединения в простоте изготовле-

ния, сборки и ремонта деталей. Для крепления используют также вин-

ты (рис. 4.5,б), а при частой разборке - шпильки. Следует избегать

применения в корпусных деталях резьб большого диаметра, т.к. это

может потребовать применения специального механизированного ин-

струмента или использования станков при нарезании резьбы. Кроме

того, частая разборка таких соединений нередко приводит к повре-

ждению элементов резьбы в корпусе и необходимости восстановле-

ния ее эксплуатационных свойств, например путем увеличения диа-

метра резьбы, а это не всегда возможно.

Винты (болты) в стальной корпус ввинчивают на глубину 𝑙св ≈(1,0 ÷ 1,25)𝑑, в чугунный - на глубину 𝑙св ≈ (1,25 ÷ 1,5)𝑑 и в корпус

из легких сплавов - на глубину 𝑙св ≈ (1,5 ÷ 2,0)𝑑 , где d - диаметр

резьбовой части винтов (рис.4.5). Размера отверстий d1 под нарезание

метрических резьб с крупными и мелкими шагами указаны в спра-

вочнике [13].

Соединения крепежными деталями выполняют двух типов:

– тип А – зазоры для прохода крепежных деталей предусмотрены

в обеих соединяемых деталях, например в соединениях болтами или

заклепками (рис. 4.5,а);

58

– тип В – зазоры для прохода крепежных деталей предусмотрены

в одной из соединяемых деталей. К типу В относят, например, соеди-

нения винтами и шпильками (рис. 4.5, б).

Тип А Тип В

а) б)

Рис. 4.5. Соединение корпуса крепежными деталями

Взаимозаменяемость и собираемость соединений крепежными

деталями можно обеспечить как совместной обработкой отверстий в

парных деталях, хотя такой способ имеет и существенные недостатки,

так и допусками расположения осей отверстий крепежных деталей

(рис. 4.6). Допуски расположения осей отверстий должны устанавли-

ваются по ГОСТ 14140-81 одним из способов:

а) позиционными допусками отверстий (рис.4.6 в,г,д);

б) предельными отклонениями размеров (рис.4.6 а,б), координи-

рующих оси отверстий, в системе прямоугольных или полярных ко-

ординат, например для отверстий, расположенных по окружности.

Простановке размеров с использованием позиционных допусков

следует отдавать предпочтение в серийном производстве для отвер-

стий, образующих одну сборочную группу, при числе элементов в

группе более двух (рис.4.6 в,г,д). Координатный способ простановки

размеров (рис.4.6 а,б) рекомендуется при изготовлении изделий не-

большими партиями или небольшом числе элементов в группе. Таб-

лицы отклонений размеров между осями отверстий 𝛿𝐿 в ряду и по

диагонали 𝛿𝐿𝑑 в прямоугольной системе координат приводятся в

приложении к ГОСТ 14140-81. Там же указываются отклонения раз-

меров в полярной системе координат.

59

Рис. 4.6. Допуски расположения отверстий

Позиционные допуски для соединений типа А и В рекомендуется

назначать зависимыми (М) и принимать с учетом наименьшего зазора

в соединении "винт (болт) - отверстие". Позиционные допуски осей

отверстий Т, мм в диаметральном выражении определяют по форму-

лам:

T = k* Smin – для соединений типа А;

T=0,5k* Smin – для соединений типа В;

где Smin – наименьший зазор между сквозным гладким отверстием

и крепежной деталью, мм (рис. 4.5 а,б):

Smin=d0 min – dmax;

k* – коэффициент использования зазора Smin, зависящий от усло-

вий сборки.

Для соединений, не требующих регулировки взаимного положе-

ния деталей принимают k* = 1 или k* = 0,8. Для соединений, в которых

необходима регулировка взаимного положения деталей, k* принима-

ют равным 0,8 или 0,6. ЗначенияТ, полученные по приведенным выше

формулам, округляет (обычно в меньшую сторону) до ближайшего

числа из ряда: 0,01; 0,012; 0,016;0,02; 0,025; 0,03; 0,04; 0,05; 0,06; 0,08;

0.1; 0.12; 0.16; 0,2; 0,25; 0.3; 0,4; 0.5; 0,6; 0.8; I; 1,2; 1,6; 2; 2,5;3;4; 5; 6;

8;I0.

При проектировании корпусных деталей (рис. 4.1) приливы под

грузовые винты (рым-болты) выбирает так, чтобы их гнёзда были до-

статочными для размещения резьбовой и опорной частей винтов. Ре-

60

комендации по выбору рым-болтов, в том числе и поопределению

массы редукторов, приводятся в литературе [9, 13, 14]. Сведения о

форме и размерах фундаментных болтов указаны в пособии [12].

Точное совмещение обрабатываемых в сборе поверхностей

крышки и корпуса (рис.4.1) обеспечивает контрольные штифты кони-

ческой или цилиндрической формы [2]. Устанавливает их на

наибольшем удалении и, по возможности, под наибольшим углом к

продольной и поперечной осям редуктора. Однако размещать отвер-

стия под штифты и болты d3в углах поясов, если они не усилены, не

рекомендуется, чтобы не ослаблять корпус и крышку. Перед установ-

кой штифтов, а также болтов d2и d3, сопрягаемые плоские поверхно-

сти крышки и корпуса подвергают механической обработке и стяги-

вают струбцинами или другими приспособлениями. Потом обрабаты-

вают совместно в крышке и корпусе два отверстия под штифты, а по-

сле их установки - под болты d2 и d3. У скрепленных болтами деталей

обрабатывают торцы гнезд подшипников, выдерживая размер E, а за-

тем растачивают гнезда подшипников. Размеры E и l принимают

обычно для всех гнезд редуктора одинаковыми, чтобы обеспечить

удобство обработки. Размеры H1 и H2 (рис.4.1, 4.3) назначают с уче-

том количества смазки, необходимой для смазывания редукторов, ре-

комендуемой глубины погружения деталей передач в смазку и нали-

чия достаточного зазора между наружной поверхностью колес и дном

картера.

Устанавливая форму и размеры Dn гнезд под подшипники, следу-

ет обратить внимание на то, что более технологичным является кор-

пус, у которого для каждой оси принимают одинаковые сквозные от-

верстия без ступеней, допускающие обработку напроход. Размеры Dn,

Db, Dk устанавливают с учетом размеров подшипников, крышек под-

шипников и стаканов [2], которые могут быть найдены не сразу. Для

этого нужно определить, хотя бы ориентировочно, диаметры всех ва-

лов редуктора [9, 10], выбрать типы подшипников и по справочным

данным [7] установить их основные размеры. Даже после этого ори-

ентировочно принятые параметры Dn, Db, Dk в процессе компоновки

редуктора могут неоднократно корректироваться.

Высоту бобышки hδ находят графическим путем (рис.4.7) после

определения размеров q и e (табл.4.1), влияющих на положения бол-

тов d2. Изменяя высоту бобышки, обеспечивают достаточные размеры

опорных поверхностей под крепежные детали (табл.4.2) и гаечные

ключи [13]. Для удобства обработки, а также сокращения номенкла-

туры крепежных деталей, высоту бобышек целесообразно принимать

61

одинаковой для всех гнезд редуктора. Ориентировочные значения

ℎ𝛿 ≈ (0,35 ÷ 0,4)𝐷𝑘 уточняют при проектировании.

Рис. 4.7. Расположение осей крепежных деталей относительно

отверстий крышки корпуса

Размеры элементов корпуса hb, Dn, Db, Dk окончательно устанавли-

вают после завершения всех расчетов валов и окончательного выбора

подшипников, крышек подшипников и стаканов.

Рекомендации по выбору предельных отклонений размеров кор-

пусных деталей, в том числе межосевых расстояний, а также допус-

ков формы и расположения поверхностей имеются в пособии [2]. До-

пускаемые отклонения размеров отливок из серого чугуна и сталей в

зависимости от класса точности приведены в справочнике [15].

Практическое занятие № 5 РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ

ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

5.1. Общие положения

Основные параметры зубчатого колеса (рис. 5.1):

z – число зубьев;

mt – модуль зацепления;

d – диаметр делительной окружности;

db – диаметр основной окружности;

a – угол зацепления;

Pt – шаг зацепления;

da – диаметр окружности выступов (головок);

62

df – диаметр окружности впадин (ножек);

St – толщина зуба по дуге делительной окружности;

Stx – толщина зуба по хорде делительной окружности;

ha – высота головки зуба;

hf – высота ножки зуба.

Модуль зацепления колеса с эвольвентным профилем зуба может

быть определен на основании следующего свойства эвольвентного

зацепления: «Нормаль, проведенная в любой точке соприкасающихся

эвольвентных профилей, является касательной к основной окружно-

сти». Если измерить расстояние между зубьями по нормали, то это

будет шаг зацепления Ptb по основной окружности. Для этого необхо-

димо штангенциркулем измерить расстояние l1 и l2. При этом, чтобы

измерение происходило по нормали, число зубьев n для l1 должно со-

ответствовать значению табл. 5.1, в зависимости от общего числа

зубьев z.

Рис. 5.1. Параметры зубчатого колеса

63

Таблица 5.1

z 12-18 19-27 28-36 37-45 46-54 55-63 64-72

n 2 2 4 5 6 7 8

Шаг зацепления по основной окружности:

2 1.b

tP l l

Модуль зацепления определяется по формуле:

,π cosα

bt

t

Pm мм,

где – угол зацепления, равный 20°.

Полученное значение модуля необходимо уточнить, округляя до

ближайшего стандартного значения

Правильность определения модуля проверяется формулой:

,z + 2

at

dm мм,

где da – диаметр окружности выступов, который измеряется штанген-

циркулем непосредственно при четном числе z или косвенно при не-

четном числе z.

Для колес, нарезанных с нулевым сдвигом, основные параметры

определяются по следующим формулам:

диаметр делительной окружности:

;td m z

диаметр основной окружности:

cosα;bd d

диаметр окружности выступов (головок):

z + 2 ;a td m

диаметр окружности впадин (ножек):

z 2,5 ;f td m

высота головки зуба:

;2

aa

d dd

высота ножки зуба:

;2

ff

d dh

шаг зацепления:

π ;t tP m

толщина зуба по дуге делительной окружности:

64

π;

2 2

t tt

P mS

толщина зуба по хорде делительной окружности:

57,3sin .t

tx

SS d

d

Величину txS можно непосредственно измерить штангенцирку-

лем. Для этого предварительно вычисляют величину:

57,3cos

.2

ta

Sd d

dh

Практическое занятие № 6 КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

6.1. Общие положения

На начальном этапе эскизной компоновки после анализа кон-

струкций редукторов и выбора конструктивного прототипа устанав-

ливают положение деталей редуктора, уточняют их геометрические

размеры и определяют недостающие параметры для составления рас-

четных схем, без которых невозможно построить эпюры, рассчитать

валы и подобрать подшипники. Компоновочный чертеж или эскиз на

первом этапе вычерчивают упрощенно, без детализации. Перед вы-

полнением компоновки подготавливают сведения о размерах корпус-

ных деталей, а также деталей передач, дополнив их после завершения

ориентировочного расчета валов [9,10,11] присоединительными

размерами (например, длинами и диаметрами ступиц). В процессе

компоновки выбирают типы подшипников и устанавливают их разме-

ры, а при последующих расчетах уточняют размеры и конфигурацию

валов и сопряженных с ними деталей. Часть размеров деталей опре-

деляют в процессе компоновки расчетным или графическим путем.

Компоновку редуктора лучше производить последовательно по

зонам в которых детали и узлы связаны между собой функционально,

каким-либо параметром или другим признаком. Такое деление может

быть и произвольным, например: внутренняя часть корпуса с находя-

щимися там деталями, подшипниковые узлы, детали и устройства,

находящиеся вне корпуса, и т.п.

Внутри корпуса детали размещают (рис. 6.1), соблюдая следую-

щие условия:

65

1) расстояние А1 (рис. 6.1) от стенок корпуса до торцов деталей

передач (ступиц, венцов и др. элементов) принимается не менее δ, где

δ- толщина стенки корпуса;

2) расстояние А между стенкой корпуса и наружными по-

верхностями колес должно быть не менее 1,2δ;

3) расстояние ∆1 между торцами соседних деталей передач уста-

навливается обычно не менее δ, но при необходимости оно может

быть уменьшено до 0,5δ;

4) расстояние ∆ между наружной поверхностью колес и располо-

женными рядом валами передач рекомендуется принимать не менее

(1,5 - 2)δ. Допускается δ≥0,02 αw.

Если размер детали, например, длина ступицы колеса, шкива,

звездочки, может колебаться в некоторых пределах и тем самым бу-

дет влиять на положение других деталей, то принимать крайние

значения этого размера нежелательно, т.к. в процессе проектирова-

ния принятый размер нередко требуется изменять в большую или

меньшую сторону.

Рис. 6.1. Предварительная разметка осей деталей входящих в состав редуктора

66

Располагая торцы ступиц симметрично или несимметрично, но

так, чтобы не создавать затруднения для механической обработки де-

тали, можно лучше использовать свободное пространство, уменьшить

габариты редуктора или обеспечить симметричность корпуса. Если на

быстроходном валу редуктора шестерня расположена несимметрично

относительно опор (рис.6.1), то подвод мощности к ней рекомендует-

ся осуществлять со стороны удаленной опоры, что следует учитывать

при выборе положения консольной части вала. Кроме деталей пере-

дач, валов, дистанционных колец и распорных втулок внутри корпуса

могут быть также размещены промежуточные опоры валов.

При компоновке подшипниковых узлов вначале определяют дли-

ны гнезд подшипников l, типы подшипников и схемы их установки с

учетом видов передач и видов нагрузок. Затем устанавливают серии

подшипников и для каждого из валов находят по справочникам или

каталогам их основные размеры и характеристики [7]. На первом эта-

пе для ведущих и промежуточных валов принимают подшипники

средней серии, а для тихоходного вала – легкой. Фактически серия

подшипника нередко оказывается более легкой, чем принимаемая

первоначально. Если же серия окажется неизменной, то для создания

зазора в 3-5мм между стенками корпуса и торцами подшипников

можно сдвинуть стенки внутрь на нужную величину, уменьшив дли-

ны ступиц колес. После размещения подшипников устанавливают с

противоположных сторон гнезд подшипниковые крышки, у которых

диаметр центрирующих поясков равен наружному диаметру подшип-

ников.

а) б)

Рис. 6.2. Промежуточные опоры валов

67

Размеры гнезд фиксирующих опор, а также промежуточных

(рис. 6.2), размещаемых внутри корпуса, в основной зависят от разме-

ров подшипников [2,3]. Изображенная на рис. 6.2,б промежуточная

опора соосного редуктора технологична, т.к. имеет гладкое сквозное

отверстие, и не требует разъемов для установки распорной втулки.

Однако, при наличии осевых сил на валах отсутствие осевого фикси-

рования втулки может вызвать перераспределение нагрузок в опорах,

что не всегда допустимо. Кроме того, у опор без разъемов размеры

гнезд под подшипники или стаканы должны быть достаточными для

прохода деталей при осевой сборке. Опора с распорной втулкой,

имеющей буртик (рис. 6.2,а), лишена этих недостатков, но наличие

канавки и необходимость разъема для установки втулки делают ее

менее технологичной. При проектировании втулок ширину канавки S

можно принимать по табл.2.5, а ∆n≈8-12 мм, если у подшипников

d≤100 мм.

На консольных участках валов (вне корпуса) размещать детали

рекомендуется так, чтобы расстояние ∆2 (рис.6.1) между наиболее вы-

ступающей частью редуктора (крышкой, болтом, поясом или др. эле-

ментом) и вращающейся деталью было не менее δ, где δ – толщина

стенки корпуса. На ведущем и ведомом валах размеры выступающих

концов согласовывают с присоединительными размерами муфт, валов

электродвигателей [9] и трансмиссионных валов. Следует учитывать,

что подбор муфт облегчается, если диаметры соединяемых валов от-

личаются не более чем на 20%. Изменение диаметров концевой части,

в соответствии с этой рекомендацией, может потребовать корректи-

ровки размеров (в том числе и ранее принятых) в других частях вала

(под подшипники, зубчатые колеса и др.). Изменения диаметров у

быстроходных валов возможны в меньшей степени при конической

концевой части вала, уменьшающей количество ступеней. По приня-

тому диаметру концевой части находят присоединительные размеры

шкивов, зубчатых колес, звездочек [2,3,10,12,22] и полумуфт. Разме-

ры муфт выбирают по справочным данным [19,23] или на основе их

предварительного расчета. Точки приложения усилий, действующих

на детали передач, располагают посередине зубчатых венцов, зубьев

звездочек (размер l7 рис.6.1) и ручьев шкивов.

На полумуфтах эти точки располагают посередине нагруженного

элемента муфты (пазы, зубья, отверстия и др.). Усилия от муфт Fм

[10,19,24] прилагают в местах, соответствующих этим точкам (размер

l3, рис.6.1).

68

После завершения предварительной компоновки узлов опреде-

ляют положение днища картера, отводят место, необходимое для

установки и обслуживания смазочных устройств. При проектирова-

нии редукторов с наиболее распространенной картерной системой

смазки.

При проектировании редукторов и выполнении компоновки сле-

дует максимально использовать сведения о деталях и элементах сма-

зочных устройств, в том числе таких, как маслоуказатели глазковые,

жезловые и трубчатые [9,13], пробки и маслоспускные отверстия

[9,25], мазеудерживающее кольца [9], крышки смотровых люков [11],

насосы [9,25], смазочные шестерни и брызговики [9], отдушины

[9,25]. При выборе отдушин отгоняющих избыточное давление внут-

ри корпуса и уменьшающих тем самым утечки смазки через негерме-

тичные стыки и уплотнения необходимо учитывать влияние среды, в

которой предполагается использовать редуктор. В запыленных средах

необходимо применять отдушины с фильтрующими элементами.

После завершения первого этапа компоновки выполняют следу-

ющие операции:

а) составляют расчетные схемы валов, предварительно определив

взаимное положение опор, муфт, деталей передач и другое (см.

рис. 6.1);

б) производят построение эпюр изгибающих и крутящих момен-

тов [9,10,11], изображая их на плоскости без искажений (ось ординат

занимает естественное положение);

в) выполняют приближенный расчет валов [9,10,11];

г) осуществляют конструирование валов и связанных с ними де-

талей;

д.) выполняет уточненный расчет валов [9,10,11];

е) производят подбор подшипников [7,9,10].

Примеры выполнения компоновок и составления расчетных схем

приводятся в литературе [3,9,11].

При выполнении эскизного проекта привода студент должен

научиться решению следующих конструкторских задач:

– выбор и разработка конструкции основных деталей с учетом

максимального обеспечения их технологичности;

– выбор типов соединений деталей, способов фиксации деталей

на валах;

– выбор способов фиксации валов в опорах;

– предположить возможность сборки и разборки узлов, регули-

ровки зазоров в зацеплениях зубчатых колес и в подшипниках;

69

– предположить возможность натяжения ремня (в ременной пе-

редаче) и цепи (в цепной передаче);

– выбор системы смазки зацепления и подшипников;

– выбор видов уплотняющих устройств.

На эскизном чертеже общего вида привода должны быть приве-

дены:

– размеры: габаритные, установочные, присоединительные;

– номера позиций сборочных единиц, составляющих привод, а

также деталей, не вошедших в сборочные единицы.

Практическое занятие № 7 РАСЧЕТ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ

7.1. Передачи клиновыми ремнями

1. Простейшая ременная передача клиновыми ремнями (рис. 7.1)

состоит из двух шкивов с расчетными диаметрами dр1 и dр2, установ-

ленных на ведущем и ведомом валах, одного или нескольких работа-

ющих параллельно клиновых ремней, а также натяжного устройства.

Клиновые ремни - прорезиненные, имеют сечение трапецеидальной

формы, рабочими являются боковые поверхности (рис. 7.2). В каче-

стве несущего элемента у них применяют кордный шнур или не-

сколько слоев кордной ткани. Расчетными диаметрами шкивов dр1 и

dр2 являются диаметры расположения нейтрального слоя ремня ши-

риной Wр (см. рис. 7.2) при изгибе [2, 3].

Скорости клиновых ремней нормального сечения обычно не пре-

вышают 25…30 м/с, узкие клиновые ремни могут работать при скоро-

стях до 40 м/с [1].

Рис. 7.1. Ременная передача Рис. 7.2. Сечение клинового ремня

dр2

α

1 O

1

a

O

2 dр1

P1; n1

Р

ис. 1

Wp

W

T

40o

70

Ремни нормального сечения выпускают типов: Z(О); А; B(Б);

C(В); D(Г); E(Д); ЕО (Е); ремни узкого сечения – SPZ (УО); SPA (УА);

SPB (УБ); (УВ).

Примечание: в скобках приведены обозначения ремней, выпус-

кавшихся до 01. 01. 95 г.

Ремни типа Z(О) применяют для передаваемой мощности Р1 до 2

кВт. Остальные типы сечения ремней выбирают по графикам. График

для выбора ремней нормального сечения типов А, B(Б) и C(В) показан

на рис. 7.3, график для выбора ремней узкого сечения типов SPZ

(УО), SPA (УА) – на рис. 7.4. Область применения каждого сечения

расположена выше соответствующей линии и ограничена линией

предыдущего сечения. Более полные данные для выбора клиновых

ремней приводятся в учебной и технической литературе [1, 3, 4].

2. После выбора типа сечения находят основные размеры ремня и

минимальный диаметр малого шкива dmin, мм (табл. 7.1). При исполь-

зовании найденного значения dmin габариты передачи получаются ми-

нимальными, но увеличивается число параллельно работающих рем-

ней.

Если нет ограничений по габаритам, для повышения долговечно-

сти ремня и улучшения условий работы передачи рекомендуется при-

нимать расчетный диаметр малого шкива dр1, увеличив dmin на одну –

две ступени из ряда: 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200;

224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000 мм.

2 3,15 5 8 12,5 20 Р1, кВт

n1, об/мин

800

1250

2000

3150 Сечение А

200

Сечение В(Б)

Сечение

С(В)

500

315

Рис. 7.3. Номограмма для определения ремней нормального сечения

71

Рис. 7.4. Номограмма для определения ремней узкого сечения

Диаметр большого шкива dp2, мм, определяют по формуле:

dр2 = dр1· u

и округляют полученную величину до ближайшего значения из при-

веденного выше ряда. Затем уточняют передаточное отношение:

u = dр2 / [dр1 · (1 – ε)],

где ε – коэффициент скольжения, ε = 0,01...0,02.

Допускаемое отклонение действительного значения переда-

точного отношения от первоначально заданной величины обычно со-

ставляет ± 4% [3].

3. Находят скорость ремня v, м/с:

v = π · n1· dp1 / (10 3 · 60).

4. Определяют минимальную величину межосевого расстояния

амин, мм:

aмин = 0,55 · (dр1 + dр2) + T,

где T – высота ремня, мм (см. табл. 1).

1,8 2,3 3,0 3,7 4,6 5,8 7,5 9,0 12 15 18 Р1, кВт

1

000 800

1250

1

600

2000

2

500

3150

n1, об/мин

200

2

50

315

4

00

500

6

30

Сечение SPA

Сечение SPA

dр1=90…180 мм

dр1=200…250

мм

Сечение SPZ

dр1= 63…100 мм

Сечение SPZ

dр1= 112…180 мм

72

Таблица 7.1

Тип ремня Обозна-

чение се-

чения

Размеры сечения, мм Площадь

сечения

A, мм2

Предельные

расчетные

длины, Lр, мм

Коэффи-

циент ,

Н·с2/м2

dmin,

мм Wp W T

Нормаль-

ного

сечения

Z(О) 8,5 10 6,0 47 400…3150 0,06 63

А 11 13 8,0 81 500…4500 0,10 90

B(Б) 14 17 11,0 138 630…6300 0,18 125

C(В) 19 22 14,0 230 1800…10000 0,30 200

Узкого

сечения

SPZ(УО) 8,5 10 8 56 630…3550 0,07 63

SPA(УА) 11 13 10 93 800…4500 0,12 90

Оптимальное межосевое расстояние в зависимости от передаточ-

ного отношения u и диаметра dp2 из условия обеспечения необходи-

мого угла обхвата α1 на малом шкиве принимают, руководствуясь

следующими данными:

u 1 2 3 4 5 6...9

a 1,5dp2 1,2dp2 dp2 0,95dp2 0,9dp2 0,85dp2 .

Затем рассчитывают длину ремня Lр, мм:

Lр = 2a + π · (dp1 + dp2) / 2 + (dp2 – dp1)2 / (4a)

и сравнивают ее с минимально допустимой по условию обеспечения

долговечности ремня:

L р min ≥ 10 3 · v / imax ,

где imax – частота пробега ремня в секунду; для клиновых ремней нор-

мальных сечений Z(О), А, B(Б), C(B) рекомендуется принимать

imax = 20…30, для ремней узких сечений imax = 30.

Если полученная величина Lp не удовлетворяет последнему соот-

ношению, ее увеличивают до L р min. Затем длину ремня округляют до

ближайшего стандартного значения из ряда: 400; 450; 500; 560; 630;

710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500;

2800; 3150; 3550; 4000; 4500; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000;

10000 мм.

По выбранной окончательно длине ремня находят действитель-

ное межосевое расстояние [2]:

a = 0,25 · [Lр – Δ1 + 22

1р 8)( L ],

где Δ1 = 0,5 · π · (dp1 + dp2);

Δ2 = 0,25 · (dp2 – dp1)2.

Если натяжение ремня осуществляется перемещением быстро-

ходного вала передачи, следует предусмотреть возможность умень-

шения межосевого расстояния на 2% при длине ремня до 2 м и на 1%

при длине ремня более 2 м для установки и замены ремня. Для ком-

73

пенсации отклонений от номинала по длине ремня и его удлинения

при эксплуатации передачи предусматривают возможность увеличе-

ния межосевого расстояния на 5,5% [4]. Указанные изменения межо-

севого расстояния осуществляют натяжным устройством.

При использовании натяжных роликов изменять межосевое рас-

стояние передачи для замены ремня и регулировки натяжения не тре-

буется.

5. Находят угол обхвата α1, град, (см. рис. 7.1) на малом шкиве:

α1 = 180° – 57,3° · (dp2 – dp1) / a .

При u < 7 рекомендуется принимать α1 ≥ 120°, при u = 7...10 до-

пускается принимать α1 ≥ 90°.

6. Определяют допускаемую мощность Pр, кВт, передаваемую

одним ремнем в реальных условиях:

Pp = Po· Cα· CL· Cu / Cp,

где Po – номинальная мощность, передаваемая одним ремнем типовой

передачи при u = 1, α = 180º, спокойной нагрузке, базовой длине рем-

ня L0 и среднем ресурсе Тр (ср) = 2000 ч (рис. 7.5);

Cα – коэффициент угла обхвата:

α1,° 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180

Cα 0,56 0,62 0,68 0,73 0,78 0,82 0,86 0,89 0,92 0,95 0,98 1,0;

CL – коэффициент длины ремня (табл. 7.2);

Cu – коэффициент передаточного отношения, учитывающий

уменьшение напряжения изгиба на большом шкиве:

u 1 1,1 1,2 1,4 1,8 ≥2,5

Cu 1 1,04 1,07 1,1 1,12 1,14 ;

Cp – коэффициент режима работы передачи,

Cp = Cp1 · Cp2 ;

Cp1 – коэффициент режима при односменной работе (табл. 7.3);

Ср2 – коэффициент сменности: при односменной работе Ср2 =1,

при двухсменной работе Ср2 = 1,15, при трехсменной Ср2 = 1,30.

7. Определяют необходимое число ремней z:

z = P1 / (Pp · Cz),

где Cz -коэффициент числа ремней; величину этого коэффициента

выбирают, предварительно задавшись числом ремней:

z 1 2...3 4...6 свыше 6

Cz 1 0,95 0,9 0,85.

Полученную величину z округляют до ближайшего большего це-

лого числа, уточняют значение коэффициента Cz и в случае расхожде-

ния с предварительно принятым значением выполняют пересчет.

74

Таблица 7.2

Lр / L0 0,3 0,4 0,5 0,6 0,8 1,0 1,2 1,4 1,6 2,0 2,11

Ремни нормаль-

ного сечения

0,79

0,82

0,86

0,89

0,95

1,0

1,04

1,07

1,10

1,15

1,20

Ремни узкого

сечения

0,8

0,85

0,89

0,91

0,96

1,0

1,03

1,06

1,08

1,12

1,15

Рис. 7.5. Номограммы для определения номинальной мощности Р0

75

Таблица 7.3

Параметры Характер нагрузки

спокойная умеренные

колебания

значительные

колебания

ударная

Cp1 1,0…1,2 1,1…1,3 1,2…1,4 1,3…1,5

К1 2,5 1,0 0,5 0,25

Примечание: Большие значения Cp1 для приводов от поршневых двигателей и

электродвигателей переменного тока с повышенным пусковым моментом.

Рекомендуется принимать z ≤ 6, наибольшее значение z = 8. Если

по расчету получается большее число ремней, следует либо увеличить

диаметры шкивов, либо выбрать ремень большего сечения.

8. Определяют силу Fo, Н, предварительного натяжения одного

ремня:

Fo = 850 · P1 · Cp · CL / (z · v · Cα· Cu) + · v2,

где – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил,

Н с2 / м2 (см. табл. 1), остальные входящие в формулу величины опре-

делены выше.

Примечание: для передач с автоматическим натяжением ремня

влияние центробежных сил не учитывают, т.е. принимают · v2 = 0.

9. Находят силу Fp, Н, действующую на вал:

Fp = 2 · Fo· z · sin (α1/2).

10. Ресурс Tр, ч, наработки передачи определяют по формуле [3]:

Tр= Tр (ср)· K1· K2,

где Тр (ср) – средний ресурс, ч для ремней I класса (табл.7.4);

Таблица 7.4

Параметр Ресурс ремней, ч, для класса:

I II III IV

Тр (ср) 2000 2500 2700 3700

К1 – коэффициент режима нагрузки (см. табл. 7.3);

К2 – коэффициент климатических условий: для зон с умеренным

климатом К2 =1, для зон с холодным климатом К2 = 0,75.

Рекомендуемый ресурс составляет: при легком режиме – 5000

час, при среднем режиме 2000 час, при тяжелом режиме 1000 час и

очень тяжелом 500 час [4].

Если вычисленный ресурс для ремней I класса оказывается недо-

статочным, следует изменить класс ремня и выполнить пересчет, ис-

пользуя значение Тр (ср), соответствующее вновь выбранному классу

ремня.

76

11. Шкивы клиноременных передач.

Шкив (рис. 7.6) состоит из обода с канавками для ремней, уста-

навливаемой на вал ступицы и диска или спиц, соединяющих обод со

ступицей. У шкивов небольшого диаметра обод выполняется непо-

средственно на ступице. Передача вращения между валом и ступицей

осуществляется обычно шпоночным или, реже, шлицевым соедине-

нием. Для предотвращения осевого смещения ступица закрепляется

на валу установочным винтом, торцевой шайбой, фиксируемой гай-

кой или винтом, или другим способом [5]. Рекомендуемые посадки

ступицы шкива на вал в случае использования шпоночного соедине-

ния:

при нереверсивной работе H7 / k6,

при реверсивной работе H7 / n6.

Шкивы изготовляют литыми из чугуна марки СЧ 20, точеными из

стали, из легких сплавов и, в некоторых случаях, из пластмасс. При

малом числе ремней в массовом производстве шкивы делают сварны-

ми, используя штампованные заготовки из листовой стали. Из-за

опасности разрыва от действия центробежных сил чугунные шкивы

применяют при окружной скорости до 30 м/с. Стальные шкивы рабо-

тают с окружными скоростями до 45 м/с. При более высоких скоро-

стях используют шкивы из легких сплавов. Размеры профиля канавок

шкивов приведены в табл. 7.5.

Внешний диаметр de1, мм, малого шкива:

de1 = dp1 + 2 bmin;

внешний диаметр de2, мм, большого шкива:

de2 = dp2 + 2 bmin;

минимальный внешний диаметр любого шкива по условию воз-

можности выполнения отверстия диаметром dв для вала:

de dст + 2 · ( ш + hmin + bmin),

где dст – диаметр ступицы малого или большого шкива, мм:

для чугунных шкивов dст = 1,65 · dв , для стальных шкивов

dст = 1,55 · dв; dв – диаметр отверстия для вала, мм; ш – толщина обо-

да, мм :

для чугунных шкивов

ш чуг =(1,1…1,3) · hmin

для стальных шкивов

ш ст 0,8 · ш чуг;

размеры hmin и bmin приведены в табл.7.5.

77

Рис. 7.6. Конструкция шкива

Ширина М обода, мм:

M = (n – 1) · l + 2 · f

где n – число канавок на ободе шкива, n = z, размеры l и f приведены

в табл. 7.5.

Длина ступицы lст = (1,2…1,5) · dв, окончательный размер lст при-

нимают после расчета соединения вал-ступица.

Угол клина канавки выбирают в зависимости от диаметра dp1

малого или dp2 большого шкива соответственно и типа сечения ремня

(см. табл. 7.5).

Таблица 7.5

Сечение

ремня

Wp

bmin

hmin

l

f = (34 1) = (36 1) = (38 1)

dp b1 dp b1

dp b1

Z (O) 8,5 2,5 7,0 120,3 8 63…71 10,0 80…100 10,1 112…160 10,2

A 11 3,3 8,7 150,3 10 90…112 13,1 125…160 13,3 180…400 13,4

B (Б) 14 4,2 10,8 190,4 12,5 125…160 17,0 180…224 17,2 250…500 17,4

C (В) 19 5,7 14,3 25,50,5 17,0 200 22,7 224…315 22,9 355…630 23,1

SPZ 8,5 2,5 10 120,3 8 63…80 10 - - 80…100 10,2

SPA 11 3,3 13 190,4 10 90…112 12,8 - - 125…160 13,1

Примечания: 1. Размер для справок; 2. Для значений dp , превышающих

наибольшие указанные в таблице величины, = (40 1); 3. Величину радиуса r1 (см.

рис. 6) принимают: для сечений Z (O) и SPZ r1 = 0,5 мм; для сечений А, B (Б) и SPA r1 =

1,0 мм, для сечения C (В) r1 = 1,5 мм.

78

Толщина диска С = (1,2…1,3) · ш .

Величины dвн (рис. 7.6), dст , lст и С после вычисления округляют

до ближайших значений из ряда нормальных линейных размеров.

Для снижения массы шкивов в дисках можно выполнять 4…6 от-

верстий d0 возможно большего диаметра.

У медленно вращающихся шкивов обрабатывают только рабочую

поверхность, торцы обода, а также отверстие и торцы ступицы; с це-

лью улучшения балансировки у быстро вращающихся шкивов обра-

батывают все поверхности. Балансировку шкивов осуществляют

сверлением отверстий на торце обода.

Для удобства замены ремней и обслуживания передачи шкивы

устанавливают консольно; чтобы уменьшить изгибающий момент,

действующий на вал, обод шкива располагают как можно ближе к

опоре вала. При необходимости разгрузки вала от изгибающих мо-

ментов, вызванных натяжением ремней, шкивы могут устанавливать-

ся на собственных опорах, смонтированных на крышке-стакане опоры

вала.

При серийном производстве шкивы выполняют по стандартам. В

соответствии с требованиями стандартов устанавливаются зависимо-

сти между диаметром dp1 малого шкива и числом n канавок на нем:

dp , мм ≤ 90 90…100 100

n 1…4 1…6 1…8;

длину ступицы lст назначают в зависимости от диаметра отвер-

стия для вала:

d, мм 18 20; 22 25; 28 32; 36 40; 45; 50; 55 60; 70 80; 90

lст , мм 30 38 45 60 85 110 135.

Натяжение ремня обычно выполняют перемещением электродви-

гателя по поставляемым вместе с ним салазкам либо перемещением

плиты с установленным на ней электродвигателем относительно вто-

рой плиты, закрепленной на раме привода. В некоторых приводах

натяжение производят поворотом качающейся плиты с установлен-

ным на ней электродвигателем.

79

Практическое занятие № 8 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

8.1. Общие сведения

Шпоночные соединения состоят из вала, шпонки и ступицы ко-

леса (зубчатое колесо, шкив, звёздочка, полумуфта и т. д.) (рис. 8.1).

Шпонка представляет собой стальной брус в виде призмы, сег-

мента или клина, вставляемый в пазы вала и ступицы колеса, соеди-

няемого с валом. Шпонка служит для передачи вращающего момента

между валом и ступицей колеса и является основным элементом со-

единения.

Рис. 8.1. Конструкция шпоночного соединения

Достоинства и недостатки шпоночных соединений:

Достоинства:

1.Простота конструкции.

2.Низкая стоимость.

3.Простота монтажа и демонтажа.

Недостатки:

1.Ослабление вала и ступицы колеса шпоночным пазом.

2.Большая концентрация напряжений изгиба и кручения

3.Отсутствие фиксации колеса в осевом направлении.

4.Невозможность передачи больших нагрузок (крутящих момен-

тов).

Шпоночные соединения применяются в машинах с малыми и

средними нагрузками (приводы конвейеров, станков, смесителей,

дробилок).

Основные элементы шпоночных соединений стандартизованы. В

стандартах для различных конструкций шпонок приведены в зависи-

мости от диаметра вала d размеры шпонок (b×h), пазов и т. д. Поэтому

80

расчёт соединений сводится к проверке напряжений, которые возни-

кают на рабочих поверхностях, или, при выбранных допускаемых

напряжениях, к определению расчётной длины шпонки.

8.2. Методика расчёта шпоночных соединений

Основным расчётом шпоночных соединений является расчёт на

смятие (рис. 8.2).

Рис. 8.2. Расчётная схема шпоночного соединения

Условие прочности шпоночного соединения имеет вид:

𝜎см =Р

𝐹см= [𝜎см], (8.1)

где Р – усилие, передаваемое шпонкой, Н;

F – площадь смятия, м2;

см, []см – расчётное и допускаемое напряжения смятия, Па.

Усилие Р определяется как:

Р =М

𝑑 2⁄=

2𝑀

𝑑, (8.2)

где М – крутящий момент, Н·м;

d – диаметр вала, м.

Площадь смятия Fсм находится следующим образом:

см 0,05 0,95 ,p p pF h t f l h t h l h t l (8.3)

где f – фаска шпонки, м; f ≈ 0,05 h;

h – высота шпонки, м;

t – глубина шпоночного паза на валу, м;

lp – рабочая длина шпонки, м.

С учётом формул (8.2) и (8.3) уравнение (8.1) запишется:

81

см см

2σ σ .

0,95 p

M

d h t l (8.4)

Кроме того, при расчёте шпоночного соединения, производится

проверка условия прочности на срез, т.е.:

сp сpсp

τ τ ,P

F (8.5)

где сp сpτ , τ – расчётное и допускаемое напряжения среза, Па.

Площадь среза определяется:

сp ,pF b l (8.6)

где b – ширина шпонки, м.

Учитывая зависимости (8.2) и (8.5), условие прочности на срез

запишется:

сp сp

2τ τ ,

p

M

d b l (8.7)

Допускаемые напряжения для шпоночных соединений

Шпонки изготовляются из углеродистых, реже легированных

сталей. Допускаемые напряжения на смятие для этих материалов при

постоянной нагрузке составляет:

смσ = 150 ÷ 180 МПа;

сpτ = 30 ÷ 80 МПа.

Практическое занятие № 9 РАСЧЕТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

9.1. Общие сведения

Шлицевые соединения являются многошпоночными. Они обра-

зуются выступами-шлицами на валу, которые выполняются за одно

целое с валом и соответствующими впадинами-пазами в ступице ко-

леса (рис. 9.1).

Рабочими поверхностями являются боковые стороны зубьев.

Достоинства и недостатки шлицевых соединений по сравнению

со шпоночными:

Достоинства:

1. Более высокая прочность при переменных и ударных нагруз-

ках.

2. Обеспечение передачи больших усилий за счёт большой по-

верхности контакта шлицев.

82

Рис. 9.1. Детали шлицевого соединения

Рис. 9.2. Конструкция шлицевого соединения

3. Лучшее центрирование соединяемых деталей и более точное

направление при перемещении втулки (ступицы) вдоль вала.

4. Уменьшение числа деталей соединения, что обеспечивает

лучшую взаимозаменяемость, т.е. удобство сборки-разборки соедине-

ния.

5. Меньшее ослабление вала зубьями.

Недостатки:

83

1. Более сложная степень изготовления деталей соединения и со-

ответственно высокая стоимость.

2. Неравномерность распределения нагрузки между шлицами.

Шлицевые соединения благодаря своим преимуществам могут

использоваться в деталях машин с широким диапазоном нагрузок и

скоростей при различных режимах работы. Большее применение они

получили в автомобилях и тракторах.

9.2. Методика расчёта на прочность шлицевых соединений

При конструировании шлицевых соединений производится рас-

чёт рабочих поверхностей на смятие.

Условие прочности шлицевого соединения (рис. 9.3) на смятие

имеет вид:

σсм =Р

𝐹см= [σсм], (9.1)

где Р – усилие, передаваемое шлицами, Н;

Fсм – площадь смятия, м2;

, [cм] – расчётное и допускаемое напряжения, Па.

Рис. 9.3. Расчётная схема шлицевого соединения

Усилие Р определяется как:

𝑃 =2𝑀

𝑑сp, (9.2)

где М – крутящий момент, Н·м;

dср – средний диаметр соединения, м.

Исходя из рис. 9.3,

84

сp ,2

D dd (9.3)

где D, d – внешний и внутренний диаметры шлицев.

Так как напряжение смятия действует по середине высоты шли-

цев (расстояние (D – d)/2), то Fсм запишется:

см ,2

pD d l z KF (9.4)

где lр – рабочая длина шлица, м;

z – число шлицев;

К – коэффициент неравномерности нагрузки между шлицами

(К ≈ 0,75).

Используя зависимости (9.2), (9.3), (9.4), после преобразований,

условие прочности на смятие можно записать так:

см см2 2

8σ σ ,

p

M

D d l z K (9.5)

Допускаемые напряжения для шлицевых соединений

Детали шлицевого соединения изготовляют из среднеуглероди-

стых и легированных сталей. Их допускаемые напряжения на смятие

смσ приведены в табл. 9.1.

Таблица 9.1

Соединение Условия эксплуатации Напряжения, МПа

Неподвижное Лёгкие 120-200

Средние 100-140

Тяжёлые 40-70

Подвижное

не под нагрузкой

Лёгкие 40-70

Средние 30-60

Тяжёлые 20-30

Подвижное

под нагрузкой

Лёгкие 10-20

Средние 5-15

Тяжёлые 3-10

85

Практическое занятие № 10 РАСЧЕТ МУФТЫ

10.1. Общие сведения

Известно, что машины состоят из отдельных механизмов. Их со-

единения в единую систему от двигателя к рабочему органу осу-

ществляется при помощи муфт.

Муфта-это устройство для соединения валов (осей) механизмов

(редукторов, передач). Главное назначение муфт – передача крутяще-

го момента без изменения его величины и направления. Помимо это-

го, муфты могут выполнять следующие функции:

– компенсация радиальных, осевых и угловых смещений валов,

возникающих из-за неточности изготовления и монтажа (рис. 10.1);

– аккумуляция (накопление) энергии при холостом ходе;

– погашение толчков, ударов и вибраций, возникающих при экс-

плуатации машины (особенно при пуске и остановке двигателя);

– соединение (разъединение) валов передач без остановки двига-

теля (используется для переключения скоростей в коробках передач);

– предохранение силовых установок от перегрузок путём их от-

ключения.

Рис. 10.1. Отклонение от соосного расположения валов:

а – соосное расположение валов; б – радиальное смещение валов на

величину Δ; в – осевое смещение валов на величину λ; г – угловое смещение

валов на величину δ

86

Классификация муфт:

1. По принципу действия:

Постоянные муфты – осуществляют постоянное соединение ва-

лов между собой при их вращении. Постоянные муфты, в свою оче-

редь, делятся на глухие и компенсирующие. Глухие муфты соединяют

соосные валы в одну жёсткую линию (втулочные и фланцевые муфты

(рис. 10.2). Компенсирующие муфты компенсируют смещения валов

(зубчатые, кулачково-дисковые, шарнирные, МУВП (рис. 10.3).

а) б)

Рис. 10.2. Глухие муфты: а – втулочная муфта; б-фланцевая муфта

а) б)

в) г)

Рис. 10.3. Компенсирующие муфты: а – зубчатая муфта; б – упругая втулочно-

пальцевая муфта; в – кулачково-дисковая муфта; г – шарнирная муфта)

87

Сцепные муфты – допускают во время работы сцепление (рас-

цепление) валов при помощи системы управления (кулачковые,

фрикционные муфты (рис. 10.4)).

Самоуправляемые – автоматически разъединяют валы при изме-

нении заданного режима работы машины (обгонные муфты (рисунок

10.5)).

а б в

Рис. 10.4. Сцепные муфты: а – кулачковая муфта; б – фрикционная дисковая

муфта; в – фрикционная конусная муфта

Рис. 10.5. Самоуправляемая муфта

2. По характеру работы:

Жёсткие муфты – передают вместе с крутящим моментом вибра-

ции, толчки и удары.

Упругие муфты – сглаживают вибрации, толчки и удары при пе-

редачи крутящего момента благодаря упругим элементам (пружины,

втулки).

Конструкция муфты упругой втулочно-пальцевой (МУВП)

Это наиболее распространённая муфта с упругими элементами

(резиновыми втулками), обеспечивает хорошее поглощение ударов и

вибраций.

88

Рис. 10.6. Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП)

МУВП (рис. 10.6) состоит из двух дисковых полумуфт, которые

насаживаются на соединяемые валы при помощи шпоночного соеди-

нения. Одна из полумуфт имеет отверстия (пазы) для пальцев, кото-

рые крепятся при помощи болтового соединения на другую полумуф-

ту. На пальцы муфты надеты гофрированные резиновые втулки. В ка-

честве материала полумуфт используется чугун СЧ 21-40, сталь 35

или 35Л, для пальцев – сталь 45.

Муфта (МУВП) широко применяется для соединения передач с

электродвигателем при малых и средних крутящих моментах. Она

проста в изготовлении и надёжна в работе. Наружная поверхность по-

лумуфт может использоваться в качестве тормозного барабана.

10.2. Методика расчёта на прочность МУВП Расчёт таких муфт сводится к проверке пальцев муфты на изгиб и

резиновых втулок на смятие по условиям прочности.

На изгиб:

кр

31

σ σ ,0,1

nu u

n

M l

d D z (10.1)

где Мкр – крутящий момент, передаваемый муфтой, Н·м;

ln, dn – длина и диаметр пальца муфты, м;

D1 – диаметр окружности соединяемых болтов, м;

z – количество болтов;

σи, [σ]и – расчётное и допускаемое напряжения изгиба, Па.

[σ]и = 80÷90 МПа для стали 45.

На смятие:

крсм см

1 пв

2σ σ ,

M

D z d l (10.2)

89

где lв – длина резиновой втулки, м;

σсм, [σ]см – расчётное и допускаемое напряжения смятия, Па.

[σ]см = 2 МПа для резины.

2. САМОСТОЯТЕЛЬНАЯ РАБОТА

СРС – темы и (или) разделы тем для самостоятельного изучения,

в том числе конспектирование.

№ Наименование тем (разделов) Литература

1 Тема 2. Раздел «Графические и текстовые конструкторские

документы. Краткая характеристика и правила выполнения.

Основные требования к рабочим чертежам, спецификациям,

пояснительным запискам и расчетам»

1,2,3,4,5,6,7,10

2 Тема 4. Базирование деталей. Определение основной базы.

Основная база типовых деталей

1,2,3,4,5,6,7,10

3 Тема 6. Блоки зубчатых колес. Валы-шестерни. Цилиндриче-

ские зубчатые колеса внутреннего зацепления

1,2,3,4,5,6,7,10

4 Тема 5. Разделы: «Заклепочные соединения. Классификация.

Типы аклепок. Особенности расчета»; «Соединения с натя-

гом. Характеристики, области применения, особенности

технологии сборки. Виды повреждения и критерии работо-

способности. Выбор посадки и основых конструирования.

Расчет на прочность»

1,2,3,4,5,6,7,10

5 Тема 8. Конструкции шкивов. Натяжные устройства 1,2,3,4,5,6,7,10

6 Тема 8. Разделы «Зубчато-ременные передачи. Особенности

расчета и проектирования передач зубчатым ремнем. Выбор

основных параметров

1,2,3,4,5,6,7,10

7 Разделы «Передачи винт-гайка с трением качения. Принцип

действия. Особенности конструкций»

1,2,3,4,5,6,7,10

8 Тема 7. Разделы: Фрикционные передачи. Гипоидные пере-

дачи

1,2,3,4,5,6,7,9,10,11,1

3,14

9 Тема 7. Особенности конструкции и расчета передач с за-

цеплением Новикова. Планетарные передачи

1,2,3,4,5,6,7,9,10,11,1

3

10 Тема 8. Ременные передачи:

Раздел Теория работы ременных передач. Силы и напряже-

ния в ремне. Коэффициент тяги. Кривые скольжения и к.п.д.

ременных передач»

1,2,3,4,5,6,7,9,10,11,1

3

11 Тема 8Раздел «Зубчато-ременные передачи. Особенности

расчета и проектирования передач зубчатым ремнем. Выбор

основных параметров. Нагрузки на валы. Конструкции шки-

вов зубчато-ременных передач»

1,2,3,4,5,6,7,8,9,

10,11,12

12 Тема 9. Цепные передачи 1,2,3,4,5,6,7,8,9,

10,11,12

13 Тема 10Корпусные детали 1,2,3,4,5,6,7,8,9,

10,11,12

90

3. ЭКЗАМЕНАЦИОННЫЕ ВОПРОСЫ ПО КУРСУ

1. Что представляет собой курс «Детали машин»?

2. Основные этапы развития науки о проектировании и конструи-

ровании деталей машин.

3. В чем состоит автоматизация конструкторских работ?

4. Что представляют собой детали, узлы, сборочные единицы?

5. Что представляют собой графические и текстовые документы,

и какие основные требования предъявляются к рабочим чертежам,

спецификациям, пояснительным запискам и расчетам?

6. Конструкционные материалы, применяемые для изготовления

различных деталей, их основные характеристики, факторы, учитыва-

емые при их выборе.

7. В чем заключается назначение и роль смазочных материалов

при эксплуатации различного типа машин и аппаратов?

8. Какие основные критерии используются для оценки работо-

способности деталей машин?

9. Основные понятия и показатели надежности.

10. Основные виды трения и их роль при работе машин.

11. Какие типы соединений применяются при сборке различных

машин и конструкций и их классификация по конструктивным и экс-

плуатационным признакам?

12. Основные типы резьб и области их применения.

13. Основные типы крепежных деталей.

14. Как можно повысить КПД винтовой пары.

15. По каким напряжениям рассчитывают резьбу?

16. Какие напряжения являются главными для крепежных и хо-

довых резьб?

17. По какому условию определяют высоту гайки?

18. Как рассчитываются болты, поставленные с зазором и без за-

зора в соединениях при сдвигающей нагрузке?

19. Как определить расчетную нагрузку на болт, если внешняя

нагрузка раскрывает стык деталей?

20. Каковы способы повышения усталостной прочности болтов

при переменной внешней нагрузке?

21. Конструкции, классификация и области применения закле-

почных соединений.

22. Что представляет собой коэффициент прочности заклепочно-

го соединения?

23. Как рассчитываются заклепочные соединения?

91

24. Сварные соединения, их достоинства и недостатки.

25. Основные виды электродуговой сварки и их особенности.

25. Основные виды контактной сварки, особенности их примене-

ния.

26. Особенности расчета сварных соединений на прочность.

27. Соединения пайкой, их особенности и расчет.

28. Основные виды шпоночных соединений, их назначение и

применение.

29. Соединения призматическими, клиновыми и сегментными

шпонками, особенности их применения и расчета.

30. Зубчатые (шлицевые) соединения, их основные типы, особен-

ности применения и расчета.

31.Основные преимущества шлицевых соединений.

32. Прессовые соединения, их назначение и применение.

33. Типы механических передач, их назначение и характеристи-

ки?

34. Зубчатые передачи, принцип действия и классификация.

35. Основные геометрические параметры зубчатых передач и как

они между собой связаны?

36. Скольжение в зацеплении и как оно распределяется по про-

филю?

37. Что собой представляет коэффициент торцевого перекрытия и

как с ним связано распределение нагрузки по профилю зуба?

38. Степени точности зубчатых передач и их влияние на каче-

ственные характеристики передач?

39. Контактные напряжения и какие виды разрушения зубьев свя-

заны с ними?

40. Критерии работоспособности зубчатых передач и виды раз-

рушения их зубьев.

41. Силы, действующие в зацеплении зубчатых прямозубых пе-

редачах.

42. Методика расчета прямозубых цилиндрических передач по

контактным напряжениям.

43. Как влияют модуль, число зубьев и ширина зубчатого колеса

на контактные напряжения и почему ширину зубчатого колеса огра-

ничивают?

44. Что собой представляет коррегирование зубьев и какое влия-

ние оно оказывает на контактные напряжения и на напряжения изги-

ба?

92

45. В чем заключается расчет цилиндрической зубчатой передачи

по напряжениям изгиба?

46. Какое влияние оказывает коэффициент формы зуба на напря-

жения изгиба и от каких параметров зависит его значение?

47. В чем заключаются особенности расчета косозубых передач

по контактным напряжениям и напряжениям изгиба и чем можно

объяснить повышение их нагрузочной способности?

48. Какие силы действуют в косозубой и шевронной цилиндриче-

ских передачах.

49. Конические передачи, их особенности применение и основ-

ные геометрические параметры.

50. Какие силы действуют в зацеплении прямозубых конических

передач?

51. Особенности расчета конических передач по напряжениям из-

гиба и контактным напряжениям.

52.Какие формы непрямых зубьев применяют в конических пере-

дачах и как оценивается их преимущества в расчетных зависимостях

при определении контактных напряжений и напряжений изгиба?

53. Как распределяют общее передаточное отношение в много-

ступенчатых по ступеням многоступенчатой передачи?

54. Какие материалы и виды термообработки применяют для по-

вышения прочности и долговечности зубчатых передач?

55. Как учитывают переменность режима нагрузки при определе-

нии допускаемых напряжений?

56. Что собой представляют типовые режимы нагружения?

57. Дифференциальные и планетарные механизмы.

58. Планетарные механизмы. Условия соосности, сборки и сосед-

ства.

59. Червячные передачи. Виды червяков. Материалы.

60. Усилия, действующие в червячной передаче.

61. Расчет червячных передач на контактную выносливость.

62. Расчет червячных передач на сопротивление усталости по из-

гибу.

63. Расчет червячного редуктора на нагрев.

64. Глобоидные передачи. Особенности геометрии и расчета.

65. Определение допускаемых напряжений при расчете зубчатых

передач.

66. Цилиндрическая передача Новикова.

67. Особенности конструкции и расчета передач с зацеплением

Новикова.

93

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Леликов, О.П. Основы расчета и проектирования деталей и уз-

лов машин. Конспект лекций по курсу «Детали машин». [Электрон-

ный ресурс] – Электрон. дан. – М. : Машиностроение, 2007. – 464 с. –

Режим доступа: http://e.lanbook.com/book/745

2. Андреев В.И. Детали машин и основы конструирования. Кур-

совое проектирование. [Электронный ресурс] / В.И. Андреев, И.В.

Павлова. – Электрон. дан. – СПб. : Лань, 2013. – 352 с. – Режим до-

ступа: http://e.lanbook.com/book/12953

3. Чернилевский Д.В. Детали машин и основы конструирования.

Учебник для вузов. [электронный ресурс]:учебник.-электрон. дан.-

М.:Машиностроение, 2012.-672с. – Режим доступа http://www.e.lanbook.com

4. Тюняев А.В. Детали машин [Электронный ресурс]: учебно-

методическое пособие / Тюняев А.В., Звездаков В.П., Вагенер В.А. –

Электрон. дан. СПб.: Лань, 2013. – 732 с. Режим доступа:

http://www.e.lanbook.com

5. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб-

ное пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профес-

сионального образования. [Электронный ресурс] / П.Ф. Дунаев, О.П.

Леликов. – Электрон. дан. – М. : Машиностроение, 2007. – 560 с. –

Режим доступа: http://e.lanbook.com/book/735

6. Иосилевич Г.Б. Прикладная механика: Для студентов втузов.

[Электронный ресурс]:/ Г.Б. Иосилевич, П.А. Лебедев, В.С. Стреляев.

Электрон. Дан. М.: Машиностроение, 2012. 576 с. Режим до-

ступа: http://www.e.lanbook.com

7. Гулиа Н.В. Детали машин [Электронный ресурс]: учебник /

Гулиа Н.В., Клоков В.Г., Юрков С.А.: электрон. дан. СПб.: Лань,

2013. 416с. Режим доступа: http://www.e.lanbook.com

8. Анурьев В. И.Справочник конструктора-машиностроителя: В

3-х т.: Т. 1. В.И. Анурьев. – 7-е изд., перераб. и доп. – М.: Машино-

строение,1992. – 816 с.

9. Расчет и проектирование цилиндрических, конических и чер-

вячных передач: учеб.пособие / В.Е. Гриценко, Н.В. Бабец, С.В. Гри-

ценко. – Юж. – Рос. гос. техн. ун-т. – Новочеркасск: ЮРГТУ, 2003. –

124 с.

10. Ременные и цепные передачи. Учебное пособие к курсовому

проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструи-

94

рования» / Н.В. Бабец, А.С. Благовестный, Б.Н. Васильев. –Юж.-Рос.

гос. техн. ун-т (НПИ). – Новочеркасск: ЮРГТУ, 2007. 51 с.

11. Бабец Н.В.Проектирование и расчет соединений деталей ма-

шин / Бабец Н.В., Юж.-Рос. гос. техн. ун-т (НПИ). – Новочеркасск:

ЮРГТУ , 2002. – 108с.

12. Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов /

Под ред. В. А. Финогенова. – 6-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 2000.

– 383 с.: ил.

13. Бабец Н.В., Дебеева С.А. и др. Проектирование приводов ма-

шин: учеб. пособие / Бабец Н.В., Дебеева С.А. и др. – Новочеркасск:

ЮРГПУ(НПИ) имени М.И. Платова , 2016. – 107 с.

Учебно-методическое издание

Дебеева Светлана Александровна

Скринников Евгений Валерьевич

ДЕТАЛИ МАШИН

Учебно-методическое пособие к практическим занятиям и самостоя-

тельной работе студентов

Редактор Н.А. Юшко

Подписано в печать 27.07.2017

Формат 6084 1/8. Бумага офсетная. Печать цифровая.

Усл. печ.л. 5.81 Уч.-изд.л. 6,0. Тираж 50 Заказ № 46-1634

Южно – Российский государственный политехнический университет

(НПИ) имени М.И. Платова

Редакционно-издательский отдел ЮРГПУ(НПИ)

346428, Новочеркасск, ул. Просвещения, 132.

Отпечатано в ИД “Политехник”

346428, Новочеркасск, ул. Первомайская, 166