Сборочный чертеж редуктора цилиндрического.

Koleso_zubchatoe.cdw

Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ 1050-2013
Неуказанные радиусы скруглений не более 0
Острые кромки притупить радиусом или фаской 0

Kryshka_skvoznaya.cdw

СЧ 15-32 ГОСТ 1412-70
Допуски на размеры с неуказаным допуском валов - JT14

Privod.cdw

Rama.cdw

Неуказанные сварные швы выполнить согласно швам и элементам
указанным на чертеже.
* Размеры для справок.

reduktor.cdw

Техническая характеристика
Передаточное отношение u = 5.
Крутящий момент на тихоходном валу Т = 93
Частота вращения быстроходного вала n =1435 обмин.
Пятно контакта в зацеплении колес по длине и высоте зуба должно
Суммарный осевой зазор в подшипниках быстроходного вала
редуктора должен быть в пределах 0
уммарный осевой зазор в подшипниках тихоходного вала редуктора
должен быть в пределах 0
Размеры для справок.
В редуктор залить масло "Индустриальное И-Г-А-68" ГОСТ
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением от
горизонтального положения на угол 5
. При этом должен быть
обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацепления."

Spetsifikatsia.spw

Прокладка маслоуказателя
Кольцо уплотнительное
Болт М8х25 ГОСТ 7796-70
Болт М10х85 ГОСТ 7796-70
Болт М6х20 ГОСТ 15591-70
Винт В.М4-6gx15 ГОСТ 17473-80
Гайка М8х1.5-6Н ГОСТ 15521-70
Гайка М10-6Н-ГОСТ 15521-70
Кольцо 1-8 ОСТ 26-01-1257-75
Манжета 1.1-30х52-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-35х58-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75
Подшипник 307 ГОСТ 8338-75
Шайба 6Л ГОСТ 6402-70
Шайба 8Л ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шпонка 8х7х30ГОСТ 23360-78
Шпонка 8х7х40ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х30 ГОСТ 23360-78

Spetsifikatsia_privod.spw

Болт М16-6gх50 ГОСТ 7798-70
Муфта 30-25-2 У3 ГОСТ Р 50894-96
Шайба 16 ГОСТ 6402-70
Шайба С.16.37. ГОСТ 11371-78
Электродвигатель 4А100S4

Spets_ramy.spw

Лист крепления редуктора
Лист крепления двигателя
Швеллер 10 ГОСТ 8240-89

Val_tikhokhodny.cdw

Сталь 45 ГОСТ 1050-2013
Неуказанные радиусы скруглений не более 0

Zvezdochka_veduschaya.cdw

Расстояние между внутренними пластинами
Ширина внутренней пластины
Класс точности по ГОСТ 591-69
Диаметр окружности впадин
Допуск на разность шагов
Радиальное биение окружности впадин
Торцевое биение зубчатого венца
Диаметр делительной окружности
Профиль зуба по ГОСТ 591-69
Сталь 45 ГОСТ 1050-2013
Неуказанные радиусы скруглений не более 0
Острые кромки притупить радиусом или фаской 0

Быстроходный вал.cdw

Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Обозначение чертежа
сопряженного колеса
Сталь 45 ГОСТ 1055-88

Колесо зубчатое.cdw

Неуказанные радиусы скруглений не более 0
Острые кромки притупить радиусом или фаской 0
Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ 1055-88
КР ПМДМОК 15.03.00.000.

Сборка переделанная.cdw

Техническая характеристика
Передаточное отношение u = 5.
Крутящий момент на тихоходном валу Т = 94
Частота вращения быстроходного вала n =1410 обмин.
КР ПМДМОК 15.03.00.000СБ
Пятно контакта в зацеплении колес по длине и высоте зуба должно
Суммарный осевой зазор в подшипниках быстроходного вала
редуктора должен быть в пределах 0
уммарный осевой зазор в подшипниках тихоходного вала редуктора
должен быть в пределах 0
Размеры для справок.
В редуктор залить масло "Индустриальное И-Г-А-68" ГОСТ
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением от
горизонтального положения на угол 5
. При этом должен быть
обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацепления."

Спецификация переделанная1.spw

КР ПМДМОК 15.03.00.000
Редуктор цилиндрический
КР ПМДМОК. 15.03.00.000
КР ПМДМОК. 15.03.00.001
КР ПМДМОК. 15.03.00.002
КР ПМДМОК. 15.03.00.003
КР ПМДМОК. 15.03.00.004
КР ПМДМОК. 15.03.00.005
КР ПМДМОК. 15.03.00.006
КР ПМДМОК. 15.03.00.007
КР ПМДМОК. 15.03.00.008
КР ПМДМОК. 15.03.00.009
КР ПМДМОК. 15.03.00.010
КР ПМДМОК. 15.03.00.011
КР ПМДМОК. 15.03.00.012
Прокладка маслоуказателя
КР ПМДМОК. 15.03.00.013
Кольцо проставочное
КР ПМДМОК. 15.03.00.014
КР ПМДМОК. 15.03.00.015
Кольцо уплотнительное
КР ПМДМОК. 15.03.00.016
Болт М8х25 ГОСТ 7796-70
Болт М10х85 ГОСТ 7796-70
Болт М6х20 ГОСТ 15591-70
Винт В.М4-6gx15 ГОСТ 17473-80
Кольцо 1-8 ОСТ 26-01-1257-75
-30х52-1 ГОСТ 8752-79
-35х62-1 ГОСТ8752-79
Подшипник 205 ГОСТ 8338-75
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75
Шайба 6Л ГОСТ 6402-70
Шайба 8Л ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шпонка 8х7х20 ГОСТ 23360-78
Шпонка 8х7х30 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х30 ГОСТ 23360-79

detali_mashin_kursovaya.pdf

Министерством образования Российской Федерации
в качестве учебного пособия
для студентов средних специальных учебных заведений
обучающихся по техническим специальностям
УДК 621.81.001 63(07)
канд. техн. наук проф. М. П. Горин (Калининградский государственный
технический университет); преподаватель В. П. Олофинская (Московский
электромеханический техникум)
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие.
Изд-е 2-е перераб. и дополн. — Калининград: Янтар. сказ.
02. — 454 с: ил. черт. — Б. ц.
В пособии разработаны технические задания на проектирование; даны нормы
методы и правила расчета и конструирования механических передач и их деталей
Материал излагается в последовательности стадий проектирования предусмотр'^ '
ных ЕСКД" техническое предложение эскизный проект технический проехт рг
бочая документация. В пособии содержатся технические задания на курсовой прс
ект атлас конструкций бдноступенчатых редукторов классификатор ЕСКД кат^
лог стандартных изделий. Книга предназначена для студентов средних специальны
учебных заведений; она может быть использована студентами вузов.
А. Е. Шейнблит 1991.
Издательство «Высшая школа» 1991.
А. Е. Шейнблит 1999.
ФГУИПП «Янтарный сказ» 1999
Комегам Калининградского
технического ко.иеджа
Учебное пособие написано по примерной программе «Техничес
кая механика» для средних специальных учебных заведений.
Курсовой проект по деталям машин является первой конструк
торской работой в результате которой студент приобретает навыки
и знания правил норм и методов конструирования. Выполнение
проекта базируется на знаниях физико-математических и общетех
нических дисциплин: математики механики сопротивления мате
риалов технологии металлов машиностроительного черчения и
Пособие имеет целью научить студента основам конструкторско
го дела на примере Проектирования деталей и механизмов общего на
В основу методики работы над проектом в четырех стадиях про
ектирования (техническом предложении эскизном техническом
проектах и рабочей документации) положено его деление на ряд
последовательно решаемых задач. Это систематизирует работу над
проектом; создается необходимая ритмичность его выполнения ко
торая обеспечивает своевременность как сдачи отдельных задач так
В каждой задаче дана последовательность ее выполнения и в
большинстве задач приведены расчетные и графические примеры.
В пособии разработано 18 технических заданий на проектирова
ние приведены все необходимые материалы для расчетов и конст
руирования в соответствии с этими заданиями а также рекоменда
ции по организации курсового проектирования. В то же время све
дения о деталях машин имеющиеся в учебной литературе здесь не
В книге нашли отражение новые тенденции в современном редукторостроении совершенствованные методы расчета и констру
ирования деталей машин а также материалы связанные с исполь
зованием классификатора ЕСКД.
При подготовке рукописи настоящего пособия были учтены за
мечания высказанные по его первому изданию преподавателями
ведущими курсовое проектирование в средних специальных и выс
ших учебных заведениях. В соответствии с этим определенный объем
материала пособия был существенно переработан и в ряде случаев
Так переработаны и дополнены методические и организацион
ные рекомендации по выполнению курсового проекта введена ста
дия технического предложения и что весьма важно регламенти
рован объем выполняемой проектной работы в зависимости от про
филя специальности и количества часов по технической механике;
усовершенствованы кинематические схемы технических заданий;
разработана последовательность выполнения чертежа общего вида
редуктора; упорядочен предварительный подбор и уточнен прове
рочный расчет подшипников качения; пересмотрены расчетные при
меры в некоторых задачах. Кроме того изменен ряд рекомендаций
по конструированию деталей редукторов переработаны чертежи
многих конструктивных узлов и деталей; обновлены ГОСТы. В ра
бочем проекте приведены примеры поэтапной разработки рабочих
чертежей деталей редуктора; дополнены классификатор ЕСКД и
Автор выражает большую благодарность канд. техн. наук М. П. Го
рину и В. П. Олофинской за полезные советы и указания сделан
ные при рецензировании рукописи пособия а также Г. А. Лопато О. Н. Поспелову Г. И. Ходоренко за помощь в ее подготовке
Замечания и предложения по совершенствованию пособия
просьба направлять в адрес издательства «Янтарный сказ»: 236000
Калининград ул. Карла Маркса 18.
I. Общие сведения о проектировании и конструировании
Стадии проектирования. Создание машин отвечающих потреб
ностям народного хозяйства должно предусматривать их наиболь
ший экономический эффект и высокие тактико-технические и экс
плуатационные показатели.
Основные требования предъявляемые к создаваемой машине:
высокая производительность надежность технологичность ремон
топригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуа
тации экономичность техническая эстетика. Все эти требования
учитывают в процессе проектирования и конструирования.
П р о е к т и р о в а н и е — это разработка общей конструкции
К о н с т р у и р о в а н и е — это дальнейшая детальная разработ
ка всех вопросов связанных с воплощением принципиальной схе
мы в реальную конструкцию.
П р о е к т — это техническая документация полученная в ре
зультате проектирования и конструирования.
Техническая документация делится на исходную проектную
К исходной документации относится т е х н и ч е с к о е з а д а
н и е (код ТЗ ГОСТ 15.001—73) которое устанавливает общие
сведения о назначении создаваемого изделия предъявляемых к нему
эксплуатационных требованиях и его основных характеристиках: гео
метрических силовых кинематических. Техническое задание рег
ламентирует стадии разработки конструкторской документации и
сроки выполнения этапов работ (см. табл. 0.1).
ГОСТ 2.103—68 устанавливает стадии разработки проектной и
рабочей конструкторской документации на изделия всех отраслей
промышленности с присвоением документам литеры соответству
ющей стадии: техническое предложение (литера П); эскизный про
ект (литера Э); технический проект (литера Т); рабочая документа
ция (литера И — для разового изготовления одного или нескольких
изделий). Здесь же регламентированы этапы работ на стадиях.
Т е х н и ч е с к о е п р е д л о ж е н и е (ГОСТ 2.118—73)
содержит технико-экономическое обоснование целесообразности
разработки изделия и уточняет требования к изделию полученные
на основании анализа технического задания и проработки вариан
тов возможных технических решений изделия с учетом его конст
руктивных и эксплуатационных особенностей.
Э с к и з н ы й п р о е к т (ГОСТ 2.119—73) — совокупность
конструкторских документов которые должны содержать принци
пиальные конструктивные решения дающие обш;ие представления
об устройстве и принципе работы изделия а также данные определяюш;ие его основные параметры и габаритные размеры. Эскиз
ный проект разрабатывается обычно в нескольких (или одном) ва
риантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом в
результате которого выбирается вариант для последующей разра
ботки в техническом проекте.
Т е х н и ч е с к и й п р о е к т (ГОСТ 2.120—73) охватывает
подробную конструктивную разработку всех элементов оптималь
ного эскизного варианта с внесением необходимых поправок и из
менений рекомендованных при утверждении эскизного проекта.
Конструкторская документация технического проекта содержит
окончательные технические решения о конструктивном устрой
стве изделия и исходные данные для разработки рабочей докумен
Рабочая д о к у м е н т а ц и я (рабочий проект) —
заключительная стадия проектирования конструкторской докумен
тации необходимой для изготовления всех ненормализованных де
талей (чертежей деталей сборочных чертежей спецификаций).
Виды изделий. ГОСТ 2.101—68 определяет изделие как любой
предмет или набор предметов производства подлежащие изготов
лению на предприятии. Устанавливаются следующие виды изде
лий: деталь; сборочные единицы; комплексы; комплекты (при курсо
вом проектировании рассматриваются детали и сборочные едини
Д е т а л ь — это изделие изготовленное из однородного по
наименованию и марке материала без применения сборочных опе
раций (например вал зубчатое колесо литой корпус и т.п.).
С б о р о ч н а я е д и н и ц а — это изделие составные части
которого подлежат соединению между собой на предприятии-изго
товителе сборочными операциями (например автомобиль станок
редуктор и т.п. или электромеханический привод к станку к ле
Изделия в зависимости от наличия или отсутствия в них состав
ных частей делятся на: неспецифицированные (детали) — не имею
щие составных частей; специфицированные (сборочные единицы) —
состоящие из двух и более частей.
Виды и комплектность конструкторских документов. ГОСТ 2.102-68 относит к конструкторским документам графические и тексто
вые документы которые в отдельности или в совокупности опреде
ляют состав и устройство изделия и содержат необходимые данные
для его разработки или изготовления.
Документы подразделяются на виды (даны в части их примене
ния при курсовом проектировании):
Чертеж детали содержит изображение детали и другие данные
необходимые для ее изготовления и контроля.
Сборочный чертеж содержит изображение сборочной единицы и
другие данные необходимые для ее сборки и контроля.
Чертеж общего вида определяет конструкцию изделия взаимо
действие его основных составных частей и поясняет принцип рабо
Схема — документ на котором показаны в виде условных изоб
ражений или обозначений составные части изделия и связи между
Спецификация определяет состав сборочной единицы.
Ведомость технического предложения эскизного и технического
проектов содержит перечень конструкторских документов вошед
ших соответственно в техническое предложение эскизный и тех
Пояснительная записка соответствующей стадии проекта вклю
чает описание устройства и принципа действия разрабатываемо
го изделия обоснование принятых при его разработке техничес
ких решений а также расчеты параметров расчеты на прочность
Перечисленные конструкторские документы в зависимости от
стадии разработки подразделяются на проектные выполненные в
техническом предложении эскизном и техническом проектах; и
рабочие выполненные в рабочем проекте.
В числе проектных и рабочих документов основной конструк
торский документ изделия в отдельности или в совокупности с дру
гими записанными в нем конструкторскими документами полнос
тью и однозначно определяет данное изделие и его состав.
За основные конструкторские документы принимают: для деталей—
чертеж детали; для сборочной единицы— спецификацию.
Остальные конструкторские документы относящиеся ко всему
изделию являются неосновными (ГОСТ 2.113—75) и их обозначе
ния записываются с определенным кодом соответствующим их со
держанию. Основные конструкторские документы в обозначении
кода не имеют (см. 14.1 п. 4).
Ниже приводится комплект конструкторских документов раз
рабатываемых на стадиях при курсовом проектировании (см. 14.1
2; табл. 14.1 14.2).
Техническое предложение (литера ):
титульный лист технического предложения;
ведомость технического предложения (код ПТ);
кинематическая схема привода (код КЗ*);
пояснительная записка технического предложения (код ПЗ).
Эскизный проект (литера Э):
титульный лист эскизного проекта;
ведомость эскизного проекта (код ЭП);
чертеж общего вида редуктора (код ВО);
пояснительная записка эскизного проекта (код ПЗ).
Технический проект (литера Т):
титульный лист технического проекта;
ведомость технического проекта (код ТП);
чертеж общего вида привода (код ВО);
пояснительная записка технического проекта (код ПЗ).
Рабочий проект (литера Не
титульный лист рабочего проекта;
спецификация сборочного чертежа редуктора;
сборочный чертеж редуктора (код СБ);
рабочие чертежи деталей редуктора.
Целевое назначение курсового проекта. Курсовой проект по дета
лям машин является первой конструкторской работой студента
выполненной на основе знаний общеобразовательных общетехни
ческих и общеспециальных дисциплин. Здесь есть все: и анализ на
значения и условий работы проектируемых деталей; и наиболее ра
циональные конструктивные решения с учетом технологических
монтажных эксплуатационных и экономических требований; и ки
нематические расчеты; и определение сил действующих на детали
и узлы; и расчеты конструкций на прочность; и выбор материалов;
и процесс сборки и разборки конструкций; и многое другое.
Таким образом достигаются основные цели этого проекта:
овладеть техникой разработки конструкторских документов на
различных стадиях проектирования;
приобрести навыки самостоятельного решения инженерно-техни
ческих задач и умения анализировать полученные результаты;
научиться работать со стандартами различной инженерной
учебной и справочной литературой (каталогами атласами. Клас
уметь обоснованно защитить проект.
В результате приобретенные навыки и опыт проектирования
машин и механизмов общего назначения (см. п. 4) станут базой
для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам
и дипломного проекта.
* По ГОСТу 2.701—84: К — схема кинематическая 3 — принципиальная.
Организация курсового проектирования
Техническое задание на курсовой проект (ТЗ) определяет стадии
и этапы (задачи) разработки конструкторской документации (см. табл.
) а также исходные данные на проектирование привода состоя
щего из двигателя муфты одноступенчатого редуктора и откры
той передачи (см. п. 4).
Работа по выполнению проекта в четырех стадиях проектирова
ния состоит из 14 последовательно решаемых задач. Содержание
задач однотипно: условие (цепь) задачи; ход ее решения; таблич
ный ответ. В конце каждой задачи дан анализ характерных оши
бок возможных в процессе ее выполнения; справочные материалы
приводятся по ходу решения задачи.
Все задачи проекта по их содержанию и характеру выполнения
делятся на три категории: расчетные (р) графические (г) и расчетно-графические (рг). Бланк технического задания на курсовой про
ект с выполнением всех четырех стадий (см.п.1) разрабатываемых
конструкторских документов см. в табл. 0.1.
В то же время ГОСТ 103-68 устанавливает возможность выпол
нения проекта в различных сочетаниях стадий проектирования в
зависимости от сложности проектируемого изделия и требований про
изводства. При учебном проектировании необходимый объем вы
полняемой работы (стадий проектирования) определяет предметная
(цикловая) комиссия кафедра в зависимости от специальности и
уровня подготовки специалиста предусмотренного рабочим учеб
ным планом (см. табл. 0.2).
Для студентов дневной и вечерней форм обучения номера заданий и
вариантов определяет преподаватель.
Для студента-заочника номер технического задания (ТЗ) выпол
няемого проекта устанавливается по сумме двух последних цифр его
шифра а вариант задания — по последней цифре шифра. Например
студент с шифром 6157 выбирает для проектирования задание 12
вариант 7; студент с шифром 2400 выбирает задание 10 вариант 10
и т. п. (см. Т31 Т318).
Самостоятельная работа над проектом определяет качественное и
своевременное выполнение отдельных задач и проекта в целом. Ре
комендуется следующий порядок ее выполнения:
в соответствии с содержанием задачи тщательно проработать те
оретический материал по учебнику и конспекту;
осмыслить цель задачи и изучить последовательность ее выполне
внимательно изучить характерные ошибки возможные при реше
нии задачи которые приводятся в конце каждой задачи;
заготовить все необходимое для работы (тетрадь карандаши
микрокалькулятор миллиметровую чертежную бумагу и т. п.);
(наименование среднею специального учебного заведения)
(предметная (цикловая) комиссия кафедра)
на курсовой проект по деталям машин
(фамилия имя отчество)
Курсовой проект выполняется в следующем объеме:
Стадия проектирования
Задача (ее номер наименование)
Техническое предложение
Разработка кинематической схемы машин
Выбор двигателя. Кинематический расчет
Выбор материалов зубчатой (червячной) пе
редачи. Определение допускаемых напряжений
Расчет зубчатой (червячной) передачи ре
Расчет открытой передачи
Расчет нагрузки валов редуктора
Разработка чертежа общего вида редуктора
Расчетная схема валов редуктора
Проверочный расчет подщипников
Разработка черетежа общего вида привода
Расчет технического уровня редуктора
Рабочая документация
Разработка рабочей документации проекта
Комплектация и оформление конструктор
ской документации проекта
Срок окончания проекта
Различные объемы проектной работы в зависимости от специальности
Стадии проектирования
Задачи выполняются в следующем порядке
Техническое предложение.
задача 14 рабочего проекта
Эскизный и технический
; 2; 3;4; 5; 6; 7; 8; 9; 10; И; 12;
; 2; 3; 4; 5; 6; 7; 8; 9; 13*;
задачи 11 12 технического
Эскизный технический
подобрать и проанализировать таблицы графики схемы и т. п.
необходимые для решения задачи.
Черновик проекта толковый четкий и разборчивый имеет боль
шое значение для правильного решения задачи качественной кон
сультации по задаче и ее оценки. Выполняя эту работу студент
должен проявлять максимум самостоятельности и творческой ини
циативы — только так можно приобрести прочные знания и хорошо
При этом рекомендуется:
черновик вести в тетради (блокноте) большого формата (210 х
X 297 мм) желательно в клеточку только карандашом четко ак
куратно последовательно и подробно так как на основе черновика
составляются пояснительные записки технического предложения эс
кизного и технического проекта (см. 14.2 пп. 7 И 15);
на внутренней стороне обложки черновика вычертить кинемати
ческую схему машинного агрегата и выписать исходные данные для
на первой странице черновика сделать таблицу разрабатываемых ста
дий и задач для контроля выполнения проекта (см. табл. 0.1 и 0.2);
заполнять листы черновика только с одной (правой) стороны^ а
оборотную (левую) сторону использовать для черновых набросков
вычислений и замечаний преподавателя;
решение задачи вести в последовательности предложенной пособие
описать выполняемое действие («Определяем » «Выбираем »
* Конструирование деталей редуктора при выполнении его сборочного чертежа
проводится по методике разработанной в задаче 10 (см. ЮЛ 10.8).
выписать формулу в буквенных обозначениях и через знак равенства
повторить формулу в числовых значениях входящих в нее величин;
произвести вычисления указав при необходимости размерность
полученного результата (см. пример к задаче 2). В ряде случаев
этот результат требуется округлить до целой величины либо выб
рать его стандартное значение. При этом запись полученного ре
зультата вычисления по формуле не меняют а рядом отдельно вы
писывают его принятое значение со словом «принимаем» (см. при
мер к задаче 1 п. 3) сославшись при необходимости на соответ
ствующий источник (таблицу график и т. п.);
решение каждой задачи начинать с нового листа с указанием но
мера и названия задачи ее цели и исходных данных а в конце
задачи давать табличный ответ;
добросовестно и внимательно отнестись к вычислениям помня о
том что допущенные математические ошибки в задаче приводят к
серьезным осложнениям ибо ответ предыдущей задачи как пра
вило является исходным данным для последующей.
Консультации преподавателя. Самостоятельная работа студенгга над
проектом систематически контролируется и направляется преподава
телем. Студенту рекомендуется приходить на консультации имея при
себе расчетные и графические работы. Преподаватель проверяет рабо
ту студента помогая ему разобраться в неясных вопросах по расчетам;
дает советы и указания по улучшению конструкции и фафическому
оформлению чертежей а также оценивает законченные задачи проек
та. Критический разбор самостоятельной работы студента на консуль
тации непосредственная живая беседа с преподавателем являются
для студента очень эффективным способом освоения методики и опы
та проекгирования. При этом полезно слушать консультации не толь
ко по своему проекту но и по проектам других студентов.
Защита проекта. Выполненный курсовой проект — итог коллек
тивной работы автора проекта (студента) преподавателя ведущего
проектирование а также преподавателей других дисциплин зало
живших основу технических знаний и умений студента. Цель зашиты — показать глубину понимания студентом проделанной проектной
работы уровень знаний и умений приобретенных им в процессе раз
работки проекта от технического задания до рабочей документации.
Рекомендуется следующая форма защиты проекта: студент разве
шивает на доске чертежи и в течение 8—10 минут делает заранее
подготовленный доклад о результатах разработки конструкторской
документации на всех стадиях проектирования в соответствии с тех
ническим заданием дает анализ проделанной проектной работы; а
затем отвечает на вопросы. Желательно присутствие на защите пре
подавателей смежных дисциплин.
Оценка защиты проекта отражает качество разработанной про
ектной и рабочей документации в ее фафической и расчетной час12
ти краткость и четкость доклада и ответов на вопросы. Защищая
проект студент неизбежно показывает свои знания не только в
области деталей машин но и по другим дисциплинам: сопротивле
нию материалов теоретической механике технологии материалов
допускам и посадкам и др. Эти знания также учитываются при оцен
Методические указания к выполнению курсового проекта
и правила пользования книгой
а) Решение задач в рекомендуемой последовательности (см. табл.
1) обеспечивает правильность процесса проектирования и посте
пенное накопление навыков конструкторской работы.
б) Все расчеты выполняются в единицах СИ. При этом для удоб
ства расчетов используют производные единицы длины (мм) и напря
жения (Нмм^). Точность расчетов зависит от определяемой величины
и как правило не превышает одного-двух знаков после запятой; точ
ность выполнения некоторых расчетов указывается отдельно.
в) Графические работы выполняются в соответствии с требования
ми на составление и оформление чертежей по ЕСКД (см. задачу 14).
г) При выполнении курсового проекта используется не менее
50 таблиц и графиков. Для овладения навыками пользования
усвоить название назначение и конструкцию таблицы четко
представлять искомую величину ее единицу;
уяснить от каких известных величин или положений зависит
таблицы как правило не дают искомую величину однозначно
предлагая ее диапазон от нижнего до верхнего предела. Если нет
специальных указаний следует выбрать одно из значений в предло
женном диапазоне в соответствии с требованиями расчета;
часто решающее значение в понимании и использовании табли
цы имеют примечания к ней. Поэтому при первом ознакомлении с
таблицей следует внимательно изучить примечания если таковые есть.
Специальные указания по использованию отдельных таблиц даны
по мере выполнения задач проекта;
использование большинства таблиц связано с применением линей
ного интерполирования с помощью которого можно найти промежу
точные значения искомой величины не приведенные в таблице.
Пример. По табл. 4.10 найти коэффициент формы зуба У^для
венца червячного колеса с эквивалентным числом зубьев z^2^ 68.
Таблица дает следующие значения:
для z2= 60 АУ^^= 140; для z2= 80 7^^= ^34.
Заданное число зубьев z^2 отличается от табличного на 68 — 60 = 8
зубьев либо на 80 — 68 = 12 зубьев. Изменение табличного коэф
фициента К=140 — 134=006 при изменении табличного числа
зубьев на Az^^'^SO — 60=20. Тогда можно использовать одну из двух
пропорций для определения изменения искомого коэффициента А 7^^
и А Ур2 от табличного:
Искомый коэффициент формы зуба определится:
= - А; = 140 - 0024 = 1376
^=Г^2 + Д^^2=" 134 + 0036= 1376.
д) Параметры характеризующие узел быстроходного (ведуще
го) вала редуктора или открыгой передачи имеют индекс «1» на
пример Zp Tj HBj и т. п. а тихоходного (ведомого) вала — ин
декс «2» z^ Т^ HBj и т. п.). При этом надо иметь в виду что в
проектируемых в пособии понижающих переданах быстроходный вал
редуктора является одновременно тихоходным валом для ременной
передачи а тихоходный вал редуктора — быстроходным для цеп
ной или открытой зубчатой (см. технические задания).
е) В целях унификации и удобства расчетов отношение пара
метров ведущего и ведомого звеньев передач обозначено и — пере
(Отношение угловых скоростей ведущего а)^ и ведомого о)^ звень
ев называют также передаточным отношением ).
ж) В пособии приняты следующие сокращения и обозначения:
Б — быстроходный вал редуктора зп — закрытая передача (редуктор)
Т — тихоходный вал редуктора
оп — открытая передача
пк — подшипники качения
пс — подшипники скольжения
з) Каждая задача пособия делится на подразделы а подразделы —
на пункты и подпункты. Задачи нумеруются одной цифрой: 1 2 3 и
т. п.; подразделы в задачах — двумя цифрами: 2.1 2.2 5.8 5.9 и
т. п.; пункты в подразделах — одной цифрой: 1 2 3 и т. п.; подпун
кты в пунктах обозначаются буквами: а) б) в)* и т. п. Каждый
Такое деление систематизирует изложение задач и используется
при ссылках на соответствующий материал. Так ссылка «см. 9.3
* По г о с т 7.32—91 пункты и подпункты нумеруются соответственно тремя и
п. 2» означает 2-й пункт 3-го подраздела 9-й задачи и т. п.
Таблицам и рисункам присваивается двузначный номер где пер
вая цифра — номер задачи а вторая — номер рисунка или табли
цы. Так ссылка «рис. 10.24» означает 24-й рисунок 10-й задачи;
«табл. 5.3» — 3-я таблица 5-й задачи и т. п.
и) В конце книги приводится справочник состоящий из трех
частей — атласа классификатора ЕСКД и каталога.
В атлас (часть 1) вошли конструкции одноступенчатых редукто
ров различных типов с элементами открытых передач и полумуфта
ми; номерам рисунков придана буква А (см. рис. А1 А18). Приве
денные здесь конструкции не должны рассматриваться как образцы
подлежащие слепому копированию. Они лишь помогут освоить опыт
проектирования и на этой основе разработать свою конструкцию
удовлетворяющую требованиям технического задания.
Классификатор ЕСКД (часть 2) включает коды классификацион
ных характеристик проектируемых деталей передач и сборочных еди
ниц (см. 14.1. п. 4). Номерам таблиц Классификатора придана
буква Д (см. табл. Д1 ДЗ).
В каталог (часть 3) включены таблицы стандартных изделий
материалов деталей передач двигателей. Таблицы расположены в
алфавитном порядке названий. Номерам таблиц каталога придана
буква К (см. табл. К1 К45).
к) Прежде чем приступить к выполнению курсового проекта сле
дует внимательно и подробно изучить вопросы организации курсового
Технические задания на курсовой проект
В пособии разработаны технические задания на проектирование
приводных устройств конвейеров грузоподъемников питателей
смесителей и других средств механизации широко применяемых в
различных отраслях народного хозяйства.
Приводные устройства включают нестандартные одноступенчатые
редукторы различных типов (цилиндрические конические червяч
ные) открытые передачи (ременные цепные зубчатые) и муфты.
В проектируемьос приводах принят двигатель серии 4А общепромыш
ленного применения. При этом проектируются приводы индивидуаль
ного производства малой Р 2 кВт и средней Р 75 кВт мощности
имеющие постоянную или мало меняющуюся рабочую нагрузку.
Каждое из 18 технических заданий на курсовое проектирование
содержит 10 вариантов и включает описание и кинематическую схему
машинного афегата* а также исходные данные для проектирова
ния приводного устройства (см. Т31 Т318).
* Машинный агрегат — совокупность приводного устройства (привода) состо
ящего из двигателя и передаточного механизма и рабочей машины.
Те X н и ч е с к о е 3 а д а н и е 1
цепи. I II III IV валы соответствен
Тяговая сила цепи F кН 50 54 58 62 65 68 73 75 78 80 I
Скорость тяговой цепи
Шаг тяговой цепи ? мм 80
100 100 80 80 100 80 100 80 I
Число зубьев звездочки
Допускаемое отклонение
скорости тяговой цепи 6 % 3
Срок службы привода 1^
Техниче(^кое задание 2
Приводная станция подвесного конвейера
— двигатель; 2 — упругая муфта со звездочкой; 3 — цилиндрическая зубчатая
передача; 4 — конический редуктор; 5 — грузовая цепь; 6 — звездочка цепи.
I II III IV — валы соответственно — двигателя быстроходный и тихоход
ный редуктора рабочей машины
Тяговая сила цепи F кН
Скорость грузовой цепи
скорости грузовой цепи
Техническое задание 3
Привод механизма передвижения мостового крана
~ двигатель; 2 — упругая втулочно-пальцевая муфта; 3 — цилиндричес
кий редуктор; 4 — цилиндрическая зубчатая передача; 5— рельс; 6— колесо.
I II III IV — валы соответственно — двигателя быстроходный и тихохрй^
Скорость моста t> мс
Техническое задание 4
Привод механизма поворота крана
— поворотная колонна; 2 — механизм изменения вылета; 3 — двигатель;
— механизм подъема; 5 — упругая муфта со звездочкой; 6 — червячный ре
дуктор; 7 — цилиндрическая зубчатая передача. I II III IV — валы соответ
ственно — двигателя быстроходный и тихоходный редуктора рабочей машины
Момент сопротивления
Скорость поюрота д мс 006 006 007 007 008 008 010 014 016 018
Диаметр колонны Д мм 300 300 350 350 420 420 500 600 600 750
скорости поворота крана
Техническое задание 5
Привод к ленточному конвейеру
— двигатель 2 — клиноременная передача; 3 — цилиндрический редуктор;
— упругая муфта с торообразной оболочкой; 5 — барабан; 6 — ленты кон
вейера. 1 И III IV — валы соответственно — двигателя быстроходный и
тихоходный редуктора рабочей машины
Тяговая сила ленты F
ние скорости ленты 6 %
Т е X н и ч 4г с к о е з а д а н и е
Привод к качающемуся подъемнику
I — передача поликлиновым ремнем; 2 — двигатель; 3 — червячный редук
тор; 4— тяговая цепь; 5— подъемный монорельс; 6— подвеска; 7— груз;
— упругая муфта с торообразной оболочкой; 9 — звездочка тяговой цепи.
I И III IV — валы соответственно — двигателя быстроходный и тихоход
Грузоподъемность i кН
Шаг тяговой цепи ? мм 100 125 80 150 100 125 100 125 150 100
Число зубьев звездочки ^ 10
скорости подъема б %
Техническое задание 7
Привод галтовочного барабана для сшггия заусенцев после штамповки
— двигатель; 2 — передача поликлиновым ремнем; 3 — цилиндрический
редуктор; 4 — упругая втул очно-пальцевая муфта; 5 — галтовочный барабан.
Окружная сила на бара
Окружная скорость ба
ние скорости барабана
Техническое задание 8
Привод к шнеку-смесителю
— двигатель; 2 — червячный редуктор; 3 — плоскоременная передача;
— зафузочный бункер; 5 — цепная муфта; 6 — шнек. I II III IV - валы
соответственно — двигателя быстроходный и тихоходный редуктора рабочей
Тяговая аош шнека; кН 11
Скорость перемещения
Угол наклона ременной
ние скорости смеси 5 %
Привод к скребковому конвейеру
—двигатель; 2—плоскоременная передача; J—цилиндрический редуктор;
—упругая муфта с торообразной оболочкой; 5—ведущие звездочки конвейера;
—тяговая цепь. I II III IV — валы соответственно — двигателя быстро
ходный и тихоходный редуктора рабочей машины
Тяговая сила цепи F кН 20
Скорость тяговой цепи 050 060 065 055 055 060 060 050 065 065
Шаг тяговой цепи Р мм
ние скорости тяговой цепи
Т е х н и ч е с к о е з а д а н и е 10
Привод электрической лебедки
^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^ ^
—червячный редуктор 2—упругая муфта с торообразной оболочкой; J—клиноременная передача; ^—двигатель; 5—барабан. I II III IV — валы соответ
ственно — двигателя быстроходный и тихоходный редуктора рабочей маши
Диаметр барабана Д мм 200 200 250 250
ние скорости подъема
Т е х н и ч е с к о е з а д а н и е 11
Привод люлечного элеватора
—натяжное устройство; 2—люлька; J—фузовая цепь;
—цепная передача; 5—цилиндрический редуктор;
—двигатель; 7—упругая втулочно-пальцевая муфта;
^—фуз; Р—звездочка фузовой цепи. I II III IV —
валы соответственно — двигателя быстроходный и
Тяговая сила цепи F кН 15
Шаг тяговой цепи р нем
Число зубьев звездочки z
Допускаемое опоюнение
скоросга тяговой цепи 5 %
Срок службы привода]
Привод к междуэтажному подъемнику
J—червячный редук ^—упругая втулочно-пальцевая
дочка грузовой цепи.
Шаг фузовой цепи ? мм
ние скорости грузовой
Т е х н и ч е с к о е з а д а н и е 13
—двигатель; 2—офаждение; J—клиноременная передача; -^—цилиндрический
редуктор; 5—упругая муфта с торообразной оболочкой; 6—мешалка; 7—смесь;
?—задвижка. I II III IV — валы соответственно — двигателя быстроход
ный и тихоходный редуктора рабочей машины
ние скорости мешалки
Т е х н ч е с к о е з а д а н и е 14
Привод ковщрвого элеватора
ство. I II III IV валы соответствен
Скорость ленты t> мс
ние скорости ленты 5 %
Т е х н и ч е с к о е з а д а н и е 15
Привод подвесного конвейера
—двигатель; 2—упругая муфта со звездочкой; J—цилиндрический редуктор;
—коническая зубчатая передача; 5—звездочка грузовой цепи; 6~грузовая цепь.
I П III IV — валы соответственно — двигателя быстроходный и тихоход
Т е х н и ч е с к о е з а д а н и е 16
Привод к тарельчатому пит^ггелю для формовочной земли
—коническая зубчатая
передача; 2—упругая муф
та со звездочкой; J—дви
гатель; 4—червячный ре
дуктор; 5—диск питателя;
б—загрузочный бункер.
I II III IV - валы со
ответственно — двигате
ля быстроходный и ти
хоходный редуктора ра
Окружная сила на дис
Скорость подачи земли
0 1000 lOOd 900 900 1000 1
скорости подачи земли 5 %
Т е х н и ч е с к о е з а д а н и е 17
Привод к роликовому конвейеру
—груз; 2—тяговая цепь; J—ролик; ^—конический редуктор; 5—ограждение;
— клиноременная передача; 7—двигатель; ^—цепная муфта; Р—звездочка тя
говой цепи. I II III IV — валы соответственно — двигателя быстроход
Окружная сила на роли
Диаметр ролика Д мм 80 85 90 95 100 110 120 130 140 150
ние скорости груза 5 %
Т е х н и ч е с к о е з а д а н и е 18
Привод пластинчатого двухпоточного конвейера
—двигатель; 2—упругая муфта со авездочкой; J—цилиндрический редуктор;
^—коническая зубчатая передача; 5—ведущие звездочки конвейера; б—тяговая
цепь. 1 II III IV — валы соответственно — двигателя быстроходный и
Число зубьев звездочки z 7
ние скорости тяговой
ПЕРВАЯ СТАДИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
ТЕХНИЧЕСКОЕ ПРЕДЛОЖЕНИЕ
Разработка технического предложения (ГОСТ 2Л18—73) предус
мотрена техническим заданием.
На этой стадии проектирования осуществляют привязку машин
ного агрегата к конкретному производству на территории города или
области; определяют режим работы машинного агрегата (реверсив
ность); характер рабочей нагрузки (постоянная с колебаниями и т.
п.); рассчитывают рес^^рс привода. Здесь же выполняют кинемати
ческую схему привода анализируют ее элементы а также ciinoBbie и
кинемдтические характеристики привода по исходным данным. Зна
комятся с конструкцией рабочей машины и ее назначением используя
сведения из книг по грузоподъемным машинам и механизмам и т. п.
В техническом предложении выбирают вариант двигателя про
изводят силовой и кинематический расчет привода.
Результаты технического предложения (задачи 1 2) являются ос
нованием для выполнения эскизного проекта (см табл. 0.1)
РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ МАШИННОГО АГРЕГАТА
Ц е л ь : 1. Изучить и вычертить схему машинного агрегата.
Проанализировать назначение и конструкцию элементов
приводного устройства; выбрать место установки машинно
Определить ресурс приводного устройства.
1. Чертеж кинематической схемы
Графическую часть задачи выполнить на чертежной бумаге фор
мата А4 (см. рис. 14.2) карандашом. Работа должна содержать:
кинематическую сх^му машинного агрегата в соответствии с техйическим заданием; основную надпись выполненную по форме 1 (см.
1 п. 3; табл. 14.1; 14.2); перечень элементов ехемы; исходные
данные для проектирования (рис. 1.2). Кинематическую схему вы
чертить также на внутренней стороне обложки черновика с указа
нием исходных данных. Условные графические обозначения в схе
мах см. табл. 1.1 и рис. 1.1.
Т а б л и ц а l.l. Условные графические изображения в схемах
(ГОСТ 2.721-74; 2.770-68)
0ДШИПНИКИ скольжения и качения (без уточнения типа):
а) радиальные радиально-упорные; б) упорные
Подшипники скольжения: а) ради
Подшипники качения: а) радиаль
б) радиально-упорные односторонние; б) радиально-упорные одност^нние;
в) радиально-упорные двусторонние
Муфта: а) без уточнения типа;
б) упругая; в) цепная
а) без уточнения типа ремня;
б) клиновидным ремнем
Продолжение табл. 1.1
Передача пластинчатой цепью
Передачи зубчатые (цилиндрические):
а) без уточнения типа зубьев;
-^3Передача червячная с цилиндрическим
Передачи конические:
б) прямозубые косозубые с круговым
Бал ось стержень и т. п.
Привод электромашииныи
Цилиндрические: а — горизонтальный; вертикальный с расположением шестерни:
б — нижним; в — верхним
Конические: г — горизонтальный; с вертикальным
д — тихоходного; е — быстроходного
Червячные с расположением червяка: ж — нижним;
J — верхним; и — боковым
Рис. 1.1. Кинематические схемы одноступенчатых редукторов
Условные изображения: II — быстроходный вал; III — тихоходный вал; 1 —
корпус редуктора; 2 — шестерня (червяк); 3 — колесо; 4 — шпонка (неподвижное
соединение); 5 — подшипники качения. В зубчатых цилиндрических и конических
передачах меньшее колесо принято называть шестерней^ большое — колесом. Тер
мин «зубчатое колесо» относится как к шестерне так и к колесу.
;^^^^^^^^^^^^^^^^^^^^^^^
Попиминоременная передача
Грузоподъемность F^KH
Скорость подъема К мс
Число зубъеб звездочки Z
скорости подъема rf %
' тороооразной оболочкой
Срок службы привода в годах1^ ц-
Рис. 1.2. Пример кинематической схемы привода
2. Условия эксплуатации машинного агрегата
Проанализировать элементы кинематической схемы машинного
афегата (см. Т31 Т318; рис. 1.2) и изучить конструкцию механи
ческого привода по атласу этой книги (см. рис. А1 А18) и другим
пособиям. Выбрать место установки машинного агрегата на одном
из местных предприятий и тем саш>1м определить условия эксплуата
ции машинного агрегата — количество рабочих смен продолжитель
ность смены периодичность включения характер рабочей нафузки (постоянная с малыми коле^ниями) реверсивность и т. п.
3. Срок службы приводного устройства
Срок службы (ресурс) ^ ч определить по формуле
где L^ —срок службы привода лет (см. табл. ТЗ); ЛГ—коэффици
ент годового использования
^__ Число дней работы в году
^—продолжительность смены ч; Z^—число смен; А'^—коэффициент
сменного использования
у^ _ Число часов работы в смену
в некоторых случаях если исходных данных недостаточно ре
сурс можно определить так:
= 3651;ЛИз полученного значения L^ следует вычесть примерно 10 25%
часов (в зависимости от характера производства) на профилакти
ку текущий ремонт нерабочие дни.
Пример. Ленточный конвейер мощностью 3 кВт предназначен
ный для погрузки и разгрузки работает в течение 3 лет (см. табл.
Т35). Выбрать место установки конвейера задать характер и режим
работы и определить ресурс.
Устанавливаем конвейер на железнодорожную станцию для об
работки товарных вагонов. Работа в две смены нагрузка маломеняющаяся режим реверсивный продолжительность смены ^=8 4.
Определяем ресурс привода
Z =3651 и =365 3 8 2=17520 ч.
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.
Тогда Z=17520 085=14892 ч.
Рабочий ресурс привода принимаем Z.^=15 10^ ч.
Составляем табличный ответ к задаче 1 (табл. 1.2).
Т а б л и ц а 1.2 Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
Неправильно вычерчена схема.
Не соблюдены формат А4 или размеры рамки основной надписи и таблицы
Неправильно заполнена основная надпись.
Слабо усвоена кинематическая схема машинного агрегата и недостаточно
изучена конструкция элементов привода.
Неправильно рассчитан срок службы Z^.
ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Ц е л ь : 1. Определить номинальную мощность и номинальную час
тоту вращения двигателя.
Определить передаточное число привода и его ступеней.
Рассчитать силовые и кинематические параметры при
Двигатель является одним из основных элементов машинного агре
гата. От типа двигателя его мощности частоты вращения и про
чего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики
рабочей машины и ее привода.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфаз
ные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти дви
гатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение
позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных ус
ловиях в открытых помещениях и т. п.
Двигатели серии 4А применяют для приводов механизмов име
ющих постоянную или мало меняющуюся нагрузку при длитель
ном режиме работы и большую пусковую нагрузку вследствие
повышенной силы трения и больших инерционных масс напри
мер конвейеров шнеков смесителей грузоподъемников и т.
п. Эти двигатели работают при любом направлении вращения
обеспечивая при необходимости реверсивность машинного агре
Исходными данными технических заданий на курсовое проекти
рование предусмотрено применение двигателей серии 4А с диапа
зоном мощностей от 025 до 75 кВт (табл. 2.1). Технические дан
ные этих двигателей приводятся в табл. К9 основные размеры — в
Т а б л и ц а 2 . 1 . Диапазон мощностей трехфазных асинхронных двигателей серии
1. Определение номинальной мощности и номиналоьной частоты
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей
машины а его частота вращения— от частоты вращения приводног
вала рабочей машины (см пример)
Определить требуемую мощность рабочей машины Р^^^ кВт:
Р^^Рг) — если в исходных данных на проектирование указано
значение тяговой силы F кН и линейной скорости v мс тяго
вого органа рабочей машины;
Р^—Ш — если указано значение вращаюш;его момента 7 кН м
и угловой скорости 00 радс тягового органа рабочей машины.
Определить общий коэффициент полезного действия (КПД)
где гз^ ^ у^у ^ Tj^^ -— коэффициенты полезного действия зак
рытой передачи открытой передачи муфты подшипников каче
ния (по кинематической схеме в редукторе две пары подшипни41
ков*) и подшипников скольжения (по схеме на приводном валу
рабочей машины одна пара подшипников*).
Значения КПД передач и подшипников выбрать из табл. 2.2 и
Определить требуемую мощность двигателя Р^^ кВт:
Определить номинальную мощность двигателя Р^^^ кВт.
Значение номинальной мощности выбрать из табл. 2.1 по вели
чине большей но ближайшей к требуемой мощности Р^^:
Выбрать тип двигателя (см. табл. К.9).
Каждому значению номинальной мощности Р^^^ соответствует в
большинстве не одно а несколько типов двигателей с различными
частотами вращения синхронными 3000 1500 1000 750 обмин.
Выбор оптимального типа двигателя зависит от типов передач вх
дящих в привод кинематических характеристик рабочей машины (см
исходные данные) и производится после определения передаточного
числа привода и его ступеней (см. 2.2). При этом надо учесть что
двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 обмин)
имеют низкий рабочий ресурс а двигатели с низкими частотами
(синхронными 750 обмин) весьма металлоемки поэтому их неже
лательно примен51ть без особой необходимости в приводах общего
назначения малой мощности.
В приведенном ниже примере рассматривается и анализируется
возможность применения для определенно выбранной номиналь
ной мощности Р^^^ всех типов двигателей.
Т а б л и ц а 2.2. Значения КПД механических передач (без учета потерь
Червячная при передаточном числе и
* в T31 и T318 — три пары подшипников качения и две пары пощиипников
** в T31 следует определить р = -т^ а в T318 —Р ~—^
Продолжение табл. 2.2
клиновыми (поликлиновым)
П р и м е ч а н и я : ! . Ориентировочные значения КПД закрытых передач
в масляной ванне приведены для колес выполненных по 8-й степени точности
а для открытых — по 9-й; при более точном выполнении колес КПД может быть
повышен на 1 15%; при меньшей точности — соответственно понижен. 2. Для
червячной передачи предварительное значение КПД принимают 1^з=075..085.
После установления основных параметров передачи значение КПД следует уточ
нить (см. 4.3 п. 10). 3. Потери в подшипниках на трение оцениваются следу
ющими коэффициентами: для одной пары подшипников качения Т1^=099 0995;
для одной пары подшипников скольжения TI^=098 099. 4. Потери в муфте
принимаются Лм*^»^^-
2. Определение передаточного числа привода и его ступеней
Передаточное число привода и определяется отношением номина
ной частоты вращения двигателя п^^ к частоте вращения приводно
вала рабочей машины п^^ при номинальной нагрузке и равно произвед
нию передаточных чисел закрытой и и открытой и передач:
Определить частоту вращения приводного вала рабочей ма
а) для ленточных конвейеров грузоподъемных и прочих машин:
v=^бо-юоо' отсюда п =
где V — скорость тягового органа мс; D — диаметр барабана мм;
б) для цепных конвейеров:
где t>— скорость конвейера мс; z — число зубьев ведущей звездоч
ки тягового органа; р — шаг тяговой цепи мм.
Определить передаточное число привода для всех приемлемых
вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Р^^^
Определить передаточные числа ступеней привода.
Определение и выбор передаточных чисел ступеней произвести
разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа
двигателя (см. 2.1 п. 5) так чтобы
Щ = ^зп1 ^опР ^2 = "зп2 "оп2; «3 = ^зпЗ ^огтЗ;
где ы и^^ и^^ — соответственно передаточные числа привода ре
дуктора и открытой передачи (см. табл. 2.3).
При этом возможны три способа разбивки передаточного числа
и (выбирая способ учесть стандартность передаточного числа закрьггой передачи-редуктора и^^ и нестандартность передаточного чис
а) оставить передаточное число редуктора и^^ постоянным из
меняя передаточное число открытой передачи и^^.
б) оставить передаточное число открытой передачи ы^^ постоян
ным изменяя передаточные числа редуктора и^^
в) наметить конкретные значения передаточных чисел редукто
ра «зп и открытой передачи и^^ для первого варианта а в последую
щих вариантах получать передаточные числа ступеней умножением
предьщущих чисел на соответствующий множитель К:
для 2-го варианта К-л^
для 3-го варианта ^!Гз=д1—
Тогда для 2-го варианта и^^^= и^^^К^; и^^^= и^^^К;
для 3-го варианта и^^^ = и^^^К^; и^^^ = и^^^К^ и т. д.
Разбивка передаточного числа привода и должна обеспечить ком
пактность каждой ступени передачи и соразмерность ее элементов.
Так в технических заданиях 4 и 16 передаточные числа открытых
зубчатых передач должны быть достаточно большими так как коле
са этих передач связаны в первом случае с колонной поворотного
крана а во втором — с тарелкой питателя больших диаметров; в
технических заданиях 9 и 11 передаточное число ременной и цепной
передач должно быть небольшим ибо в противном случае получат
ся большие диаметры ведомых шкива и звездочки что скажется на
соразмерности элементов передач всех ступеней и т. п.
Для того чтобы габариты передач не были чрезмерно большими
нужно придерживаться некоторых средних значений и^^ и и^^ по
можности не доводя их до наибольших допускаемых лишь в отдельн
Определить максимальное допускаемое отклонение частоты
вращения приводного вала рабочей машины An обмин
где 5 % — допускаемое отклонение скорости приводного вала ра
бочей машины (см. технические задания).
Определить допускаемую частоту враш[ения приводного вала
рабочей машины с учетом отклонения [прм-"] обмин:
При ЭТОМ [n^J может существенно повлиять на предварительную
разбивку передаточного числа привода и. Поэтому оптимальные
передаточные числа и^^ и и^^ можно получить подбором необходимо
го значения допускаемого отклонения частоты вращения в пределах
максимального: от --An до +А2 (в том числе An =0).
Определить фактическое передаточное число привода и^:
Уточнить передаточные числа закрытой и открытой передач в
соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного чис
^..^ W.w или и= ии '
при ЭТОМ предпочтительнее уточнить и^^ оставив неизменным
стандартное значение и^^.
Т а б л и ц а 2 . 3 . Рекомендуемые значения передаточных чисел
Закрытые зубчатые передачи (редукторы) одноступенчатые цилиндрические и
конические (ГОСТ 2185— 66):
Значения 1-го ряда следует предпочитать значениям 2-го ряда
Закрытые червячные передачи (редукторы) одноступенчатые для червяка с чис
лом витков г=1; 2; 4 (ГОСТ 2144-75):
Значения 1-го ряда следует предпочитать значениЯхМ 2-го ряда.
Открытые зубчатые передачи: 3 7
Цепные передачи: 2 4
Ременные передачи (все типы): 2.. .3
3. Определение силовых и кинематических параметров привода
Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические
(частота вращения и угловая скорость) параметры привода рас
считывают на валах привода из требуемой (расчетной) мощности
двигателя Р^^ и его номинальной частоты вращения п^^^ при уст
повившемся режиме (табл. 2.4). Валы привода смотри: на кине
матической схеме машинного агрегата в техническом задании и
Т а б л и ц а 2 . 4 . Определение силовых и кинематических параметров привода
Последовательность соединения элементов привода
но кинематической схеме
Пример. Выбрать двигатель привода ковшового элеватора; опре
делить общее передаточное число привода и произвести его разбив
И с х о д н ы е д а н н ы е : тяговая сила ленты F =26 кН;
скорость ленты v- 08 мс; диаметр барабана D =294 мм; допускае
мое отклонение скорости ленты 5=5%.
Определяем требуемую мощность элеватора:
Р =Ft> = 26-10^ 08 = 208 10^ Вт = 208 кВт.
Определяем КПД привода:
Л=ЛзптпЛмЛ'пЛс=0'97 093 098 0995^ -.099=087.
Находим требуемую мопцюсть двигателя:
По табл. К9 выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощ
ностью ^0^=3 кВт применив для расчета четыре варианта типа дви
Частота вращения обмин
Определяем частоту вращения барабана:
Находим передаточное число привода и для каждого варианта:
Производим разбивку передаточного числа привода и прини
мая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным
W = 45 (1-й способ):
Конического редуктора и^^
Если здесь применить 3-й способ разбивки то находим множи
тели: K^=^fйJu=^J 18361346 ^ 117;Хз = V ^ 2 = V 2761836^
Тогда при ^зп1^ 45 и^^^= и^^^К^= 45-117 = 526 по табл. 2.3
выбираем и^^^ = 5 и определяем и^^^ = uju^^^ = 18365 = 367; при
^зпз~ ^зп2^з^ 5 123 = 615 по табл. 2.3 выбираем и^^^ 63 и опреде
ляем w^3= V^3n3= 27663 = 438.
Очевидно что при приемлемом значении и^^^ остальные значения
передаточных чисел при полученньхх А^ и А'з и принятом и^^ = 45 боль
шие. Теперь нужно варьируя значениями «ЗПР добиться оптималь
ных значений передаточных чисел и^^ и и^^
Анализируя полученные значения передаточных чисел (1-й спо
соб) приходим к выводу:
а) четвертый вариант (и = 5461; л^^^= 2840 обмин) затрудняет
реализацию принятой схемы двуступенчатого привода посредством
конического редуктора и цепной передачи из-за большого переда
точного числа и всего привода;
б) первый вариант (и = 1346; п^^^ 700 обмин) не рекоменду
ется для приводов общего назначения (см. 2.1 п. 5);
в) в третьем варианте (и = 276; л^^^= 1435 обмин) получилось
большое значение передаточного числа цепной передачи умень
шение которого за счет увеличения передаточного числа редуктора
г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее вто
рой: и =1836 «о= 955 обмин. Здесь передаточное число цепной
передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения ско
рости ленты элеватора и таким образом получить среднее приемле
Определяем максип«ально допустимое отклонение частоты вра
щения приводного вала элеватора:
АЛр^= 1р^6100 = 52 5100 = 26 обмин.
Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала
элеватора приняв АА7р^= +105 обмин:
[^м] = «РМ+ ^%.- 52 +105 = 5305 обмин;
отсюда фактическое передаточное число привода
передаточное число цепной передачи и = — = — =4.
Таким образом выбираем двигатель 4АМ112МА6УЗ Р^^^^= 3 кВт
^ном"^ 955 обмин); передаточные числа: привода w = 18 редуктора
и^^= 45 цепной передачи w^^= 4.
Табличный ответ к задаче 2 (табл. 2.5).
Т а б л и ц а 2.5. Силовые и кинематические параметры привода
ходный ходный машины
Неправильные вычисления.
Неправильно выбраны КПД.
Неправильно рассчитаны передаточные отношения привода и его ступе
Неправильно определены номинальная мощность и номинальная частота
Неправильно выбрана последовательность соединения элементов приво
ВТОРАЯ СТАДИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
Разработка эскизного проекта (ГОСТ 1.119 — 73) предусмотрена
техническим заданием и выполняется на основании результатов по
лученных в техническом предложении.
На этой стадии проектирования определяют геометрические пара
метры зубчатой (червячной) передачи редуктора размеры быстроход
ного и тихоходного валов а также выбирают подшипники и произво
дят их проверочный расчет по динамической грузоподъемности.
Здесь же выполняют варианты расчета открытых передач оп
ределяют и анализируют силы в зацеплении зубчатых (червяч
ных) передач и силы со стороны элементов открытых передач и
В итоге эскизного проекта разрабатывается чертеж общего вида
Результаты эскизного проекта (задача 3 9) являются основанием
для выполнения технического проекта (см. табл. 0.1).
ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ (ЧЕРВЯЧНЫХ) ПЕРЕДАЧ.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
Ц е л ь : 1. Выбрать твердость термообработку и материал зубчатых
(закрытых и открытых) и червячных передач.
Определить допускаемые контактные напряжения.
Определить допускаемые напряжения на изгиб.
Сталь в настоящее время —- основной материал для изготовления
зубчатых колес и червяков. Одним из важнейших условий совер
шенствования редукторостроейия является повышение контактной
прочности активных (рабочих) поверхностей зубьев и их прочности
на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубча
той (червячной) передачи а это повышает ее технический уровень
(см. стр. 59 задачу 12).
Допускаемое напряжение из условий контактной прочности [о]^
(которая обычно ограничивает несущую способность стальных зуб
чатых колес и червяков) пропорциональна твердости Н активных
поверхностей зубьев. В термически же необработанном состоя
нии механические свойства всех сталей близки. Поэтому приме
нение сталей без термообработки обеспечивающей упрочнение
зубчатых колес и червяков недопустимо. При этом марки сталей
выбирают с учетом наибольших размеров пары: диаметра D^^^ для
вала-шестерни или червяка и толщины сечения S^^^^ для колеса с
припуском на механическую обработку после термообработки (см.
Способы упрочнения применяемые при курсовом проектиро
вании (см. табл. 3.1).
Нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную
способность [a]j^ но при этом зубья колес хорошо и быстро прира
батываются и сохраняют точность полученную при механичес
Улучше^ние 06Qcut4HB2iQT свойства аналогичные полученны
при нормализации но нарезание зубьев труднее из-за большей их
Закалка токами высокой частоты (ТВЧ). Дает среднюю на
грузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за
повышенной твердости зубьев передачи плохо прирабатываются.
Размеры зубчатых колес практически неограничены. Необходимо^
учитывать что при модулях меньших 3 5 мм зуб прокаливается
Сочетание шестерни закаленной при нагреве ТВЧ и улучшен
ного колеса дает большую нагрузочную способность чем улучшен
ная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прираба
тывается; ее применение предпочтительно если нельзя обеспечить
высокую твердость зубьев колеса.
1. Зубчатые передачи
Выбор твердости термообработки и материала колес. Сталь
в настоящее время — оснобной материал для изготовления зуб
чатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного про
изводства предусмотренного техническими заданиями на кур
совое проектирование в мало- и средненагруженных передачах
а также в открытых передачах с большими колесами применяют
зубчатые колеса с твердостью материала Н350 НВ. При этом
обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработ
ки высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабат
мости твердость шестерни НВ назначается больше твердост
i i i f i i i i i i i i i i i i i i i i i i i
Рис. 3.1. График соотношения твердостей в единицах НВ и HRC^
Т а б л и ц а З . 1 . Выбор материала термообрабонш и твердости
Для передач с прямыми и не Для передач с непрямыми зубьями при
прямыми зубьями при малой средней (^75 кВт) мощности
(К2кВт) и средней (Р 75кВт)
Т а б л и ц а 3.2. Механические характеристики некоторых марок сталей для изготовления зубчатых колес и других деталей
Твердость заготовки (зубьев)
П р и iv[ е ч а н и я: 1. В фафе «Термообработк:а» приняты следующие обозначения: Н -- нормализация У — улучшение ТВЧ
— закалка токами высокой частоты. 2. Для цилиндрических и конических колес с выточками принять меньшее из значений С^.^
S^^. 3. Xи^1ическии состав сталей с>л. табл. К1.
са HBj. Разность средних твердостей* рабочих поверхностей зубьев
шестерни и колеса при твердости материала Н350 НВ в передачах с
прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ^^р-~НВ2^.р=20 50.
Иногда для увеличения нагрузочной способности передачи то есть
увеличения допускаемых контактных напряжений а отсюда умень
шения габаритов и металлоемкости передачи (см. 4.1 п. 1; 4.2 п.
) достигают разности средних твердостей поверхности зубьев НВ^^р—
НВ2 >70. При этом твердость рабочих поверхностей зубьев колеса
Н 350 НВ2^р а зубьев шестерни Н >350 HBj^p. Для шестерни в этом
случае твердость измеряется по шкале Роквелла — Н>45 НКС^^^.
Соотношение твердостей в единицах НВ и HRC^ см. рис. 3.1.
Рекомендуемый выбор материала заготовки термообработки и
твердости зубчатой пары приводится в табл. 3.1 а механические
характеристики сталей — в табл. 3.2.
Материал и его характеристики выбираются в зависимости от
расположения зубьев на ободе колес пары (прямые или непрямые
см. ТЗ) и номинальной мощности двигателя Р^^^ (см. табл. 2.5) в
а) выбрать материал для зубчатой пары колес одинаковый для
шестерни и колеса (см. табл. 3.1) но с разными твердостями так
как твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев
колеса (см. табл. 3.2). При этом следует ориентироваться на деше
вые марки сталей: типа 40 45 40Х — для шестерни и колеса закры
той передачи; 35Л; 40Л; 45Л — для колеса открытой передачи в паре
с кованой шестерней из стали 35 40 45;
б) выбрать термообработку для зубьев шестерни и колеса по табл. 3.1;
в) выбрать интервал твердости зубьев шестерни НВ (HRC^) и
колеса НВ^ по табл. 3.2;
г) определить среднюю твердость зубьев шестерни HB^p(HRC^^p)
и колеса HBj^p (см. сноску к стр. 49). При этом надо соблюсти
необходимую разность средних твердостей зубьев шестерни и коле
д) из табл. 3.2 определить механические характеристики сталей
для шестерни и колеса — а^ а_р
е) выбрать из табл. 3.2 предельные значения размеров заготовки
шестерни D^^^ — диаметр) и колеса S^^^ — толщина обода или диска).
Определение допускаемых контактных напряжений [о]^ Нмм1
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочност
определяются отдельно для зубьев шестерни [о]^ и колеса [о]^^ в сл
* Средняя твердость зубьев шестерни HB^p(HRC^^p) или колеса ib-^^ определя
ется как среднее арифметическое предельных значении твердости выбранного мателг 1тж> 163+192 ^^
риала например для стали 35 НВ^=
Т а б л и ц а 3.3. Значение числа циклов Л^^
а) Определить коэффициент долговечности для зубьев тестерни r^^j и колеса К^^^
где N^ — число циклов перемены напряжений соответствующее
пределу выносливости (см. табл. 3.3); N — число циклов переме
ны напряжений за весь срок службы (наработка) Л^ = 573coL^.
Здесь со — угловая скорость соответствующего вала 1с (см. табл.
5); L^ — срок службы привода (ресурс) ч (см. задачу 1).
Для нормализованных или улучшенных колес 1 ^K^jj^ 26; для
колес с поверхностной закалкой 1 А^^18.
Если N>N^Q то принять А^^^=1.
б) По табл. 3.1 определить допускаемое контактное напряжение
[а]^01 ^ 1^1^02' соответствующее пределу контактной выносливости
при числе циклов перемены напряжений Л^^^^ и N^^^^;
в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев
шестерни [с]^^ и колеса [ а ] ^ ;
Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и
непрямыми зубьями при НВ^^р —НВ2^р=20 50 рассчитывают по мень
шему значению [а]^ из полученных для шестерни [а]^^ и колеса
[а]^^ т. е. по менее прочным зубьям.
Зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних
твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса НВ^^р—
НВ2^р >70 и твердости зубьев колеса ЖЗЗОНВз^р рассчитывают по
среднему допускаемому контактному напряжению:
[а]^= 045([а]^+[а]^).
При этом [а]^ не должно превышать 123[а]^ для цилиндричес
ких косозубых колес и 115[а]^ для конических колес с непрямыми
зубьями. В противном случае [а]^=123[а]^ и [а]^=115[а]^.
Определение допускаемых напряжений изгиба [а]^. Нмм^
Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдель
для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [а
и [о]^2' которые определяются в следующем порядке:
а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни K^j^j и коле-
са :: К^ = ^д NJN- ^Г^pV^
где Л^^= 4-10^ — число циклов перемены напряжений для всех
сталей соответствующее пределу выносливости; N — число цик
лов перемены напряжений за весь срок службы (наработка) —
см. п. 2а. При твердости Н350 НВ при твердости
Н>350 НВ КА^^163. Если N >N^ то принимают K^r^l;
б) допускаемое напряжение изгиба [aj^^j и [с]^^ соответствую
щее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены
напряжений N^^ (по табл. 3.1);
в) допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [а]^^ и
Для реверсивных передач [а]^уменьшают на 25%.
Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зуб
чатых передач с 11рямыми и непрямыми зубьями выполняют по мень
шему значению [а]^из полученных для шестерни [о]^ и колеса [ о ] ^
т. е. по менее прочным зубьям.
Табличный ответ к задаче 3 (см. табл. 3.4).
4. Механические характеристики материалов зубчатой передачи
2. Червячные передачи
Выбор материапа червяка и червячного колеса. Червяки изготов
ляют из тех же марок сталей что и шестерни зубчатых передач (сталь
45 40Х 40ХН). Выбор марки стали червяка и определение ее
механических характеристик (а^ а^ а_^) производят по табл. 3.1 и
2. При этом для передач малой мощности (Р 1 кВт) применяют
термообработку — улучшение с твердостью Н 350 НВ а для передач
большей мощности с целью повышения КПД — закалку ТВЧ до твер
дости Н >45 HRC^ шлифование и полирование витков червяка.
Материалы для изготовления зубчатых венцов червячных колес
условно делят на три группы: группа I — оловянные бронзы; группа
II — безоловянные бронзы и латуни; группа III — серые чугуны.
Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости
скольжения и производится по табл. 3.5. Скорость скольжения v^
мс определяется по эмпирической формуле
где Т^ —- вращающий момент на валу червячного колеса Н м;
со^ — угловая скорость тихоходного вала 1с; и^^ — передаточное
число редуктора. Значения Т^ со^ и^^ выбирают из табл. 2.5.
Червяк и колесо должны образовывать антифрикционную пару
обладать высокой прочностью износостойкостью и сопротивляемо
стью заеданию ввиду значительных скоростей скольжения v^ в зацеп
Определение допускаемых ко1ггактных [а]^ Нмм^ и изгабных
[а]р Нмм^ напряжений. Допускаемые напряжения определяют для зуб
чатого венца червячного колеса в зависимости от материала зубьев твер
дости витков червяка HRC^(HB) скорости скольжения v^ ресурса L^ и
вычисляют по эмпирическим формулам приведенным в табл. 3.6.
Т а б л и ц а 3.5 Материалы для червячных колес
П р и м е ч а н и я: 1. Дп я ЧугуНО!J в графе о^ привел1ены значения о^^.
Прин ятые обозначения: Ц -- центробЖНЫЙ Y L — в кок
Химр1ческий состав материалов для червячных колес см . табл. К1.
6. Допускаемые напряжения для червячного колеса
Нереверсивная передача
Реверсивная передача
h С^ — коэффициент учитывающий износ материала:
Kff^ — коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:
A^^^= liOyN где Л'^— число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь
срок службы — наработка (см. 3.1 п. 2а). Если N>25-10 то N принять рав
Kfj^ — коэффициент долговечности при расчете на изгиб: К^г^= ^WN где Л^
см. примечание 2. Если Л'^ 10^ то его принимают равным 10^. Если Л^ >25 10^
то ^принять равным 25 10^
о^ а^ о^^ — предел текучести и пределы прочности при растяжении и
изгибе Нмм^ (см. табл. 3.5).
Если передача работает в реверсивном режиме то полученное значение
допускаемого напряжения [а] ^ нужно уменьшить на 25%.
Для всех червячных передач (независимо от материала венца колеса) при рас
положении червяка вне масляной ванны значения [ а]^^ нужно уменьшить на 15%.
Табличный ответ к задаче 3 (см. табл. 3.7).
7. Механические характеристию! материалов червячной передачи
Неправильные вьмисления.
Неправильно определены коэффициенты долговечности К^^^ и К^^^.
Неправильно выбраны соотношения твердости шестерни и колеса зубчатой
Неправильно определены колеса с менеешрочным зубом.
Неправильно выбраны из соответствующих таблиц формулы для определения
допускаемых контактных [а]^ и изгибных [а]^ напряжений.
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ (ЧЕРВЯЧНЫХ) ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРОВ
Ц е л ь : 1. Выполнить проектный расчет редукторной пары.
Выполнить проверочный расчет редукторной пары.
Техническим заданием предусмотрено проектирование нестан
дартных одноступенчатых закрытых передач индивидуального про
Расчет зубчатой (червячной) закрытой передачи производится в
два этапа: первый расчет — п р о е к т н ы й второй — п р о в е
р о ч н ы й . Проектный выполняется по допускаемым контактным
напряжениям с целью определения геометрических параметров редук
торной пары. В процессе проектного расчета задаются целым ря
дом табличных величин и коэффициентов; результаты некоторых
расчетных величин округляют до целых или стандартных значений;
в поиске оптимальных решений приходится неоднократно делать
пересчеты. Поэтому после окончательного определения параметров
зацепления выполняют проверочный расчет. Он должен подтвердить
правильность выбора табличных величин коэффициентов и полу
ченных результатов в проектном расчете а также определить соот
ношения между расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости. При неудовлетворительных
результатах проверочного расчета нужно изменить параметры пере
дачи и повторить проверку (см. 4.1 4.2 4.3).
Проектный и проверочный расчеты нельзя рассматривать как
простую арифметическую задачу сводящуюся к подстановке в оп
ределенную формулу тех или иных исходных данных. Для решения
этой задачи требуется ее всесторонний анализ учет специфических
факторов работы всего машинного агрегата а также отдельных де
талей и узлов передачи.
Так при всем конструктивном разнообразии общепромышлен
ных редукторов они мало различаются по технико-экономическим
характеристикам и для них типичны средние требования к техни
ческому уровню критерием которого у является отношение массы
редуктора т кг к моменту Т^ Н м (см. табл. 2.5) на тихоход
ном валу (подробно см. задачу 12). В эскизном проектировании
предварительно можно принять
Это дает возможность ориентировочно прогнозировать значени
главного параметра редуктора (а^ — межосевое расстояние для ци
линдрической и червячной передач d^^ — внешний делительный
Т а б л и ц а 4.1. Главный параметр одноступенчатых редукторов
Цилиндрические редукторы
Масса редуктора т кг
Межосевое расстояние а^ мм
Конические редукторы
Внешний делительный диач и =2 28 125
Масса редуктора я кг
диаметр колеса для конической передачи) который и определит его
нагрузочную способность массу габариты и технологические осо
а) определить диапазон массы редуктора т = (01 02)Г2 кг;
б) по величине массы т интерполированием определить предпола
гаемый диапазон главного параметра редуктора а^ d^^ по табл. 4.1.
При проектном расчете главного параметра на контактную проч
ность (см. 4.1 п. 1; 4.2 п. 1; 4.3 п. 1) желательно получить его
величину в предполагаемом диапазоне что обеспечит достаточный
критерий технического уровня редуктора у- Для достижения этого
можно при необходимости варьировать средней твердостью НВ^р
материала колеса с менее прочным зубом (см. 3.1 п. 2 в) так
как установлено что существует статистическая зависимость
YHB^p=const. При небольших значениях момента Т^ возможно по
лучить низкий критерий технического уровня у>02 (см. табл. 12.1).
В проектируемых приводах рассчитывают нестандартные одно
ступенчатые зубчатые передачи внешнего зацепления: закрытые
цилиндрические косозубые и конические с круговым зубом; откры
тые цилиндрические и конические — прямозубые. Порядок расчета
передач с прямыми и непрямыми зубьями одинаковый поэтому в пр
водимой методике расчета закрытых передач с непрямыми зубьями
в отдельных пунктах указывают особенности расчета открытых — с
прямыми зубьями (см. 4.1 4.2).
Червячные нестандартные одноступенчатые передачи рассчиты
вают в закрытом исполнении с верхним нижним или боковым рас
положением цилиндрического червяка (см. 4.3).
Рис. 4.1. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи
1. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Определить главный параметр — межосевое расстояние а^ мм:
где а) К^ — вспомогательный коэффициент. Для косозубых пере
дач К^=43 для прямозубых — ЛГ^=495;
б) ^j^b^a^ — коэффициент ширины венца колеса равный
8 036 — для шестерни расположенной симметрично относи
тельно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых ци
линдрических редукторах; ^=02 025 — для шестерни консольно
расположенной относительно опор — в открытых передачах;
ъ) и — передаточное число редуктора или открытой передачи
г) Т^ — вращающий момент на тихоходом валу при расчете ре
дуктора или на приводном йалу рабочей машины при расчете от
крытой передачи Н-м (см. табл. 2.5);
Д) VAH ~~ допускаемое контактное напряжение колеса с менее
прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение
Нмм^ (см. 3.1 п. 2 в);
е) К^ — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
Для прирабатывающихся зубьев К^^ (см. 3.1 п. 1).
Полученное значение межосевого расстояния д^ для нестандарт
ных передач округлить до ближайшего числа по табл. 13.15 и срав
нить с а^ рассчитанном на стр. 59 пп. а б.
Определить модуль зацепления т мм:
где а) J^^ — вспомогательный коэффициент. Для косозубых пере
б) ^2~ "~ГГ "~ делительный диаметр колеса мм;
в) Z?2 ^ ^j^w ~ ширина венца колеса мм;
г) V^f — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с
менее прочным зубом Нмм^ (см. 3.1 п. 3 в);
д) значения а^^у мм; Т^^ Н-м; и; ^ (см. 4.1 п.1).
Полученное значение модуля т округлить в большую сторону до
стандартного из ряда чисел:
При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.
В силовых зубчатых передачах при твердости колес Н 350 НВ
принять т> мм; при твердости одного из колес Н>45 HRC^ при
В открытых передачах расчетное значение модуля т увеличить
на 30% из-за повышенного изнашивания зубьев.
Определить угол наклона зубьев рmin для косозубых передач:
В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают р=8 16°
но из-за роста осевых сил F^ в зацеплении желательно получить его
меньшие значения варьируя величиной модуля т и шириной ко
леса ?24. Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:
ДЛЯ прямозубых колес -^= Z^ ^^"ПтГ'
для косозубых колес ^ = -^+ ^ = —т
Полученное значение z^ округлить в меньшую сторону до целого
Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для
P=arccos(-^)Точность вычисления угла р до пятого знака после запятой.
Определить число зубьев шестерни: z = j ^ *
Значение z^ округлить до ближайшего целого числа. Из усло
вий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекоменду
Определить число зубьев колеса: ^2= ^-~ ^Р
Определить фактическое передаточное число и^ и проверить
его отклонение Аи от заданного и:
При невыполнении нормы отклонения передаточного числа Аи
пересчитать z^ и z^9. Определить фактическое межосевое расстояние:
для прямозубых передач а^2
для косозубых передач а = 2cosp
Определить фактические основные геометрические парамет
Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактичес
ким межосевому расстоянию а^ и основным параметрам передачи.
Точность вычисления делительных диаметров колес до 001 мм;
значение ширины зубчатых венцов округляют до целого числа по
Проверить межосевое расстояние: aj^d(^d^2.
Проверить пригодность заготовок колес (см. 3.1 п. 1; табл.
2). Условие пригодности заготовок колес:
Диаметр заготовки шестерни D^^= ^аЛ^ ^^
Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи S^-b^-^4 мм.
Толщину диска или обода заготовки колеса открытой передачи
принимают меньшей из двух: С^^-05Ь^; S^=Sm.
Предельные значения D^^^^ и S^^^^ — из табл. 3.4.
При невыполнении неравенств изменяют материал колес или
вид термической обработки.
Проверить контактные напряжения а^ Нмм^:
где а) Г — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач
А'= 376 для прямозубых К= 436;
— окружная сила в зацеплении Н;
)F=в) KJ^^ ~ коэффициент учитывающий распределение нагрузки
между зубьями. Для прямозубых колес А^=1. Для косозубых — К^
определяется по графику на рис. 4.2 в зависимости от окружной скорости колес V ~2"T
г) К^^ — коэффициент динамической нагрузки зависящий от
окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3);
д) значения Г^ Н м ; [а]^ Нмм^; А^; d^ мм; Ь^ мм; ^ф см.
1 пп. 1 2 8; ©2 — угловая скорость вала колеса редуктора или
открытой передачи 1с (см. табл. 2.5).
2. Степени точности зубчатых передач
Окружные скорости v мс вращения колес
3. Значения коэффицие1ггов К^^ и А^^ при ЖЗ5ОНВ2
Окружная скорость ь ис
Продолжение таблицы 4.3
Окружная скорость v мс
П р и м е ч а н И е. В числителе приведены данные для прямозубых колес
в знаменателе —- для косозубых и колес с круговыми зубьями.
Допускаемая недогрузка передачи (а^ [о]^) не более 10% и пере
грузка о^ >[o]fj) до 5%. Если условие прочности не выполняется то
следует изменить ширину венца колеса Ь^. Если эта мера не даст
должного результата то либо надо увеличить межосевое расстояние
а^ либо назначить другие материалы колес или другую термообра
ботку пересчитать допускаемые контактные напряжения (см. 3.1
пп. 1 2) и повторить весь расчет передачи. *
Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни с^ и колеса
где а) m — модуль зацепления мм; Ь^ — ширина зубчатого венца коле
са мм; 7; — окружная сила в зацеплении Н (см. 4.1 пп. 2 10 13);
* Фактическую недогрузку или перегрузку передачи АС^^ можно подсчитать так:
и тогда со знаком «—» — недогрузка передачи со знаком «+» —
Рис. 4.2. График для определения коэффициента К^^
по кривым степени точности
б) К^^ — коэффициент учитывающий распределение нафузки
между зубьями. Для прямозубых колес К^^Х. Для ^осозубых К^^
зависит от степени точности передачи определяемой по табл. 4.2
(определение окружной скорости колес v — см. п. 13 в):
в) К^ — коэффициент неравномерности нафузки по длине зуба.
Для прирабатывающих зубьев колес ^^^=1 (см. 3.1 п. 1);
г) К^ — коэффициент динамической нафузки зависящий от ок
ружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 4.3);
д) Y^ и Y^ — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.
Определяются по табл. 4.4 интерполированием в зависимости от
числа зубьев шестерни z^ и колеса ^2 Для прямозубых колес. Для
косозубых — в зависимости от эквивалентного числа зубьев шесZ
терпи Z^=^^ и колеса z^^"^ "^^ где р — угол наклона зубьев (см.
е) Ур= I— PV140'' — коэффициент учитывающий наклон зуба.
Для прямозубых колес 7^=1;
ж) [о^]л и [^]2 ~ допускаемые напряжения изгиба шестерни и
колеса Нмм^ (см. 3.1 п. 3).
Т а б л и ц а 4.4. Коэффициенты формы зуба Y^ и У^^
П р и м е ч а й й"^. Коэффициенты формы зуба У^ соответствуют коэффици
енту смещения инструмента х= 0.
Если при проверочном расчете о^^ значительно меньше [aL то это
допустимо так как нагрузочная способность большинства зубчатых пе
редач ограничивается контактной прочностью. Если о^>[а]^.свыше 5%
то надо увеличить модуль т соответственно пересчитать число зубьев
шестерни z^ и колеса -^ и повторить проверочный расчет на изгиб.*
При этом межосевое расстояние а^ не изменяется а следовательно
не нарушается контакгаая прочность передачи (см. 4.1 п. 9).
Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 45).
Т а б л и ц а 4.5. Параметры зубчатой цилицдрической передачи мм
Угол наклона зубьев р
Межосевое расстояние а^
Ширина зубчатого венца:
Контактные напряжения о Нмм^
* Фактическую недогрузку или перегрузку передачи Аа^ можно подсчитать так:
0%. И тогда со знаком «—» — недогрузка передачи со знаком «+» —
в графе «Примечание» к проверочному расчету указывают в про
центах фактическую недогрузку или перегрузку передачи по кон
тактным Off и изгибным Cj напряжениям (см. пп. 13 14).
2. Расчет закрытой конической зубчатой передачи
Определить главный параметр — внешний делительный диа
где а) значения Т^ Н-м; [о]^ Нмм^; и (см. 4.1 п. 1);
б) Kff^ — коэффициент учитывающий распределение нафузки
по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зу
бьями ^ ^ = 1 с круговыми зубьями Г^=11;
в) д^ — коэффициент вида конических колес. Для прямозубых
колес ^ff=l. Для колес с круговыми зубьями: 0^=185 — при твер
дости колеса и шестерни Н 350 НВ^р. ~ff=l5 — при твердости
колеса Н 350 НВ2^р и шестерни Н > 45 HRC^^p.
Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса
Рис. 4 3. Геометрические параметры конической зубчатой передачи
d^^ для нестандартных передач округлить до ближайшего числа по
табл. 13.15 и сравнить с d^^ рассчитанном на стр. 59 пп. а б.
Определить углы делительных конусов шестерни 5^ и колеса
Точность вычислений до пятого знака после запятой.
Определить внешнее конусное расстояние R мм:
Значение R^ до целого числа не округлять.
Определить ширину зубчатого венца шестерни и колеса А
b = "^i^R^y где ^= 0285 — коэффициент ширины венца. Значение b
округлить до целого числа по ряду R^ 40 (см. табл. 13.15).
Определить внешний окружной модуль т^ — для прямозубых
колес т^^ — для колес с круговыми зубьями мм:
где a) значения Т^ Н-м; [о]^ Нмм^ (см. 4.1 п. 2); d^^ мм; Ь
мм (см. 4.2 п. 1; 4);
б) К^ — коэффициент учитывающий распределение нагрузки
в) 0^ — коэффициент вида конических колес. Для прямозубых
колес 0^=085; для колес с круговыми зубьями i^=l.
Значение модуля полученное с точностью до двух знаков после
запятой до стандартной величины не округлять. В силовых кони
ческих передачах принять mj^mj>l5 мм при этом в открытых пе
редачах значение модуля т^ увеличить на 30% из-за повышенного
Определить число зубьев колеса ^ и шестерни z^
Полученные значения z^ и ^^ округлить в ближайшую сторону до
целого числа. Из условия уменьшения шума и отсутствия подреза
ния зубьев рекомендуется принять Zi>15 — для колес с круговыми
зубьями ^j>18 — для прямозубых колес.
его отклонение Aw от заданного и
При невыполнении нормы отклонения передаточного числа Aw
следует пересчитать z^ и z^^
Определить действительные углы делительных конусов шес
=arctgw^; 5 =90^-62.
Для конических передач с разностью средних твердостей ше
стерни и колеса НВ^^—НВ2ср100 (см. табл. 3.1) выбрать из табл.
6 коэффициент смещения инструмента х^^ для прямозубой шес
терни и х^ для шестерни с круговым зубом. Коэффициенты сме
щения колес соответственно х^^- X е и JCnl = -v Если HBj^pНВ2^р>100 TOXj=X2=0.
Для передач у которых Zj и w отличаются от указанных в табл.
6 коэффициенты х^^ и х^^ принимают с округлением в большую
Определить фактические внешние диаметры шестерни и
Для прямозубой передачи
Для передачи с круговым зубом
^«..=^..+b64(l+^.>.cos5
^M=i-2(l2-x^i)m^cos5
^.2=^.2+b64(l2+x)m^cos5
Точность вычисления делительных диаметров колес до 001 мм.
Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическим
внешним диаметрам передачи d^.
Определить средний делительный диаметр шестерни d^ и
Значения d. и d^ до целого числа не округлять.
Проверить пригодность заготовок колес.
Условие пригодности заготовок колес:
D D ; S S (см. 3.1 п. 1 и табл. 3.2).
Диаметр заготовки шестерни D^=d^^^(i мм.
Толщину диска или обода колеса принимают меньшей из двух:
Предельные значения D
При невыполнении неравенств изменить материал колес или
Т а б л и ц а 4.6. Коэффициенты смещения х^ и х^ для шестерен конических
х^ при передаточном числе и
Т а б л и ц а 47 Коэффициент формы зуба Yj
Коэффициент смешения режущего инструмента л
Проверить контактные напряжения S Нйм1
окружная сила в зацеплении Н;
б) ^^=1 — коэффициент учитывающий распределение нагруз
ки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;
в) Kj^^ — коэффициент динамической нагрузки. Определяется
по табл. 4.3 в зависимости от окружной скорости колес v^is^^dj
(2- 10^) мс и степени точности передачи (см. табл. 4.2);
г) значения d^^ мм п. 10; Т^ Н-м; [о]^ Нмм^; Ь мм;
и^ d^ мм (см. 4.2 пп. 1 4 7 11); oi^^ — угловая скорость вала
колеса редуктора или открытой передачи 1с (см. табл. 2.5).
Допускаемая недогрузка передачи (а^ [о]^^) не более 10% и пере
грузка (а^ >[о]^) до 5%. Если условие прочности не выполняется то
следует изменить ширину венца колеса и шестерни Ь. Если эта мера
не даст должного результата то либо надо увеличить внешний дели
тельный диаметр колеса d^^ либо назначить другие материалы колес
или другую термообработку пересчитать допускаемые контактные
напряжения (см. 3.1 п. 1 2) и повторить весь расчет передачи
Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни о^:^ и колеса
^г2-Уг2У^ ^ ; ^ ; ; г ^ ^ А ^ ^ . [^].;
где а) значения Ь мм; m^(mj мм; 0^; К ' Е^ Н см. 4.2 пп. 4 5 13;
б) К^^= 1 — коэффициент учитывающий распределение нагрузки
между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;
в) К^^ — коэффициент динамической нафузки. Определяется
аналогично коэффициенту К^^ (см. 4.2 п. 13);
г) Ур1 и Ур2 ~ коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.
Определяются по табл. 4.7 интерполированием в зависимости от
эквивалентного числа зубьев шестерни z^^ и колеса z^y
для прямозубых колес
для колес с круговыми зубьями
где р=35*' — угол наклона зубьев;
д) 7=1 — коэффициент учитывающий наклон зуба;
е) [а]^ и [а] ^2 ~" допускаемые напряжения изгиба шестерни и
Если при проверочном расчете оj значительно меньше [а]р то это
допустимо^ так как нагрузочная способность большинства зубчатых
передач ограничивается контактной прочностью. Если а^>[о]^свы
ше 5% то надо увеличить модуль mj^m^) соответственно пересчи
тать число зубьев шестерни ^ и колеса z^ и повторить проверочный
расчет на изгиб (см.4.1 п. 14). При этом внешний делительный
диаметр колеса d^^ не изменяется а следовательно не нарушается
контактная прочность передачи (см. 4.2 п. 10).
Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 4.8).
8. Параметры зубчатой конической передачи^ мм
Внешнее конусное рас
Ширина зубчатого вен
Угол делительного ко
Продолжение табл. 4.8
В графе «Примечание» к проверочному расчету указывают в
процентах фактическую недогрузку или перегрузку передачи по
контактным о^ и изгибным о^ напряжениям (см. пп. 13 14).
3. Расчет закрытой червячной передачи
Определить главный параметр — межосевое расстояние а
где а) Т^ — вращающий момент на тихоходном валу редуктора Н м
б) [о]^ — допускаемое контактное напряжение материала чер
вячного колеса Нмм^ (см. 3.2 п. 2).
Полученное значение межосевого расстояния а^ для нестандарт
Выбрать число витков червяка Zy
Z^ зависит от передаточного числа редуктора ы^^ (см. табл. 2.5):
Определить число зубьев червячного колеса: ^2= Z^u^^. Полу
ченное значение z^ округлить в меньшую сторону до целого числа.
Из условия отсутствия подрезания зубьев рекомендуется ^2^26. Оп
тимальное значение Zf= 40 60.
Рис. 4.4. Геометрические параметры червячной передачи
Значение модуля т округлить в большую сторону до стандартного:
-й р я д - 2 5 ; 315; 4; 5; 63; 8; 10; 125; 16
-й р я д - 3 ; 35; 6; 7; 12
Из условия жесткости определить коэффициент диаметра чер
Полученное значение q округлить до стандартного из ряда чисел:
-й р я д - 63; 8; 10; 125; 16
-й р я д - 7 1 ; 9; 112; 14; 18
При выборе q 1-й ряд следует предпочитать 2-му. По ГОСТ 19672 —
допускается применять q =75 и 12. Чтобы червяк не был слиш
ком тонким q следует увеличивать с уменьшением т тонкие чер
вяки получают большие прогибы что нарушает правильность за
Определить коэффициент смещения инструмента х
По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значе
ние JC допускается до — К х +1. Если при расчете х это условие не
выполняется то следует варьировать значениями qviz^. При этом z^
рекомендуется изменить в пределах 1 2 зубьев чтобы не превысить
допускаемое отклонение передаточного числа Aw (см. п. 7) а зна
чение q принять в пределах предусмотренных формулой (см. п. 5).
его отклонение Aw от заданного и:
w^ = —; Aw=^-V^100% 4%.
Определить фактическое значение межосевого расстояния а^
Определить основные геометрические размеры передачи мм.
При корригировании исполнительные размеры червяка не из
меняются; у червячного колеса делительный d^ и начальный d^^
диаметры совпадают но изменяются диаметры вершин d^^ и впа
дин flf^2а) Основные размеры червяка:
делительный диаметр d=
начальный диаметр d^f=mq-^2x)]
диаметр вершин витков d^f^d^--2m;
диаметр впадин витков d^=d^—24m;
делительный угол подъема линии витков у = arctg(~;^);
длина нарезаемой части червяка Z?j=(10+55x+Zi)w+C где'^х —
коэффициент смещения (см. п. 6). При х 0 С = 0; при х >0
С = — (70 + 60x)mZ2' Значение Ь^ и Ь^ (см. п. б) округлить до
ближайшего числа по табл. 13.15.
б) Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр d^ = d^^ = mZ2'-
диаметр вершин зубьев d^^= d^+ 2т + х)
наибольший диаметр колеса d^^ ^^ai^ ' ^ '
диаметр впадин зубьев dj^^= d^— 2w(
ширина венца: при г = 1;2 Z?2== 0355^?^; при ^ = 4 ^^^ 0315^?^;
радиусы закруглений зубьев: Л^= 05^^^ — т R^- 05^ +
условный угол обхвата червяка венцом колеса 26:
Угол 26 определяется точками пересечения дуги окружности
диаметром d' = d^^ — 05m с контуром венца колеса и может быть
принят равным 90 120^ (см. рис. 7.8).
Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическо
му межосевому расстоянию а и основным размерам передачи.
Определить коэффициент полезного действия червячной пе
где Y — делительный угол подъема линии витков червяка; ф — угол
трения. Определяется в зависимости от фактической скорости
Значения и^ d^ мм; у см 4.3 пп. 7 8 9; со.
рость вала червячного колеса 1с (см. табл. 2.5).
Т а б л и ц а 4.9. Значения угла трения ф
П р и м е ч а н и е м гньшие зна чения —для материалов группы I большие —
для фупп И и III (см. табл. 3.5).
Проверить контактные напряжения зубьев колеса а^
где а) F^^= 1Т^ V^^jd^ — окружная сила на колесе Н;
б) А' — коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от
окружной скорости колеса
К= при v^?> мс; А= 11 13 при v^ >3 мс;
в) [о]^ — допускаемое контактное напряжение зубьев колеса
Нмм1 Уточняется по фактической скорости скольжения v^ (см.
г) значения Г Н-м; d^ и d мм; v мс; а^^ 1с (см. 4.3 пп. 1
Допускается недогрузка переданы (а^[а]^^) не более 15% и пере
грузка (о^ > а]^) до 5%. Если условие прочности не выполняется то
следует выбрать другую марку материала венца червячного колеса (см.
2 табл. 3J) и повторить весь расчет передачи (см. 4.1 п. 13).
Проверить напряжения изгиба зубьев колеса о^ Нмм^:
где а) значения т мм; Ь^ мм; F^^ Н; К (см. 4.3 пп. 4 9 11);
б) У^2"~ коэффициент формы зуба колеса. Определяется по табл.
10 интерполированием в зависимости от эквивалентного
числа зубьев колеса ^ ^ 2 ~ ^ ^ '
Здесь у-делительный угол подъема линии витков червяка (см.
10. Коэффициенты формы зуба Y^^ червячного колеса
в) [с7]^ — допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса Нмм^
При проверочном расчете а^ получаются меньше [а]^ так как на
грузочная способность червячных передач ограничивается контакт
ной прочностью зубьев червячного колеса (см. 4.1 п. 14).
Составить табличный ответ к задаче 4 (табл. 4.11).
В графе «Примечание» к проверочному расчету указать в про
центах фактическую недофузку или перегрузку передачи по контак
тным Ofj и изгибным а^ напряжениям (см. пп. 11 12).
11. Параметры червячной передачи мм1
Ширина зубчатого венца
Продолжение табл. 4.11
Длина нарезаемой части
Коэффициент диаметра
Делительный угол витков
Угол обхвата червяка
венцом колеса 25 град.
Число витков червяка ^
Число зубьев колеса Zi
Коэффициент полезного действия х
Контактные напряжения о^ Нмм^
Напряжения изгиба о^ НммХарактерные ошибки:
Несоразмерность единиц в формулах при определении aj d^^ т; о^; Oj:.
Неумение интерполировать.
Неправильно использованы таблицы.
РАСЧЕТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ
Ц е л ь : 1. Выполнить проектный расчет открытой передачи.
Выполнить проверочный расчет открытой передачи.
Расчет передач трением
Ременные передачи относятся к категории быстроходных пере
дач и поэтому в проектируемых приводах они приняты первой
ступенью. Исходными данными для расчета ременных передач яв
ляются номинальная мощность Р^^^ и номинальная частота враще
ния п двигателя (см. табл. 2.5) или условия долговечности рем79
Рис. 5.1. Геометрические и силовые параметры ременной передачи. Сечение
а — плоского; б — клинового; в — поликлинового
ня. в разрабатываемых проектах конструируются ременные пере
дачи открытого типа (оси валов параллельны вращение шкивов в
одном направлении) с прорезиненными ремнями плоского кли
нового и поликлинового сечений (рис. 5.1).
Расчет ременных передач проводится в два этапа: первый— проек
тный расчет с целью определения геометрических параметров пере
дачи; второй— проверочный расчет ремней на прочность
1. Расчет плоскоременной передачи
Определить диаметр ведущего шкива J* мм.
Из условия долговечности для проектируемых кордшнуровых рем
нейflf= (35 70)5 где толщину ремня 6 мм выбрать по табл. 5.1.
Полученное значение d^ округлить до ближайшего стандартного по
Т а б л и ц а 51. Расчетные параметры кордшнурового прорезиненного ремня
* Значения [:J получены в результате обработ1си многочисленных кривых сколь
жения по заданным значениям 6 d и о.
Определить диаметр ведомого шкива d* мм:
где и — передаточное число ременной передачи (см. табл. 2.5);
=001 002 — коэффициент скольжения. Полученное значение
d^ округлить до ближайшего стандартного по табл. К40.
«^=77^.; Aw=^^^^100%3%.
Определить ориентировочное межосевое расстояние а мм:
Определить расчетную длину ремня мм:
Полученное значение мм принять по стандарту из ряда чи
сел: 500 550 600 700 750 800 850 900 1000 1050 1150
Уточнить значение межосевого расстояния а по стандартной
^ = ^2~7сЦ+ J^) + ^ [ 2 ~ я Ц + rf)P - 8 Ц - ^^)2.
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность
уменьшения а на 001для того чтобы облегчить надевание ремня
на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предус
мотреть возможность увеличения а на 0025.
Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива а град:
а= 180°-5Г A l L ^ .
Угол ttj должен быть >150^
Определить скорость ремня v мс:
где d^ и п^ — соответственно диаметр ведущего шкива (см. п. 1) и
его частота вращения (см. табл. 2.5); [i;]=35 мс — допускаемая
Определить частоту пробегов ремня U с':
* По стандарту диаметры шкивов d^ и d^ обозначены соответственно Z) и D^ (см.
где [f=15 с~^ — допускаемая частота пробегов; — стандартная
Соотношение U[U] условно выражает долговечность ремня и
его соблюдение гарантирует срок службы 1000 5000 ч.
Т а б л и ц а 5.2. Значения поправочных коэффициентов С
Коэффициент динамичности нафузки и длительности работы С
П р и м е ч а н и е . При двухсменной работе С^ следует понижать на 01;
при трехсменной — на 02.
Коэффициент угла обхвата а на меньшем шкиве С^
Коэффициент влияния натяжения от центробежной силы С^
Коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту С
Продолжение табл. 5.2
Коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня 1^ к базовой ^
ДЛЯ клинового ремня нормаль
для клинового узкого и полик
! 085 ! 091 1 096 1 1
Коэффициент влияния диаметра меньшего шкива С^
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между кордшнурами
и уточными нитями плоского ремня С= 085
Коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи С.
Ож^шаемое число ремней Z
Определить окружную силу F^ Н передаваемую ремнем:
где Р^^^ — номинальная мощность двигателя кВт (см. табл. 2.5);
V — скорость ремня мс (см. п. 8).
Определить допускаемую удельную окружную силу [к^]
где [к^ — допускаемая приведенная удельная окружная сила
Нмм1 Определяется по табл. 5.1 интерполированием в зависимо
сти от диаметра ведущего шкива d^ С — поправочные коэффици
енты (см. табл. 5.2).
Определить ширину ремня Ъ мм:
Значения 6 мм; ) Н; [Л^^]Нмм2 (см. 5.1 пп. 1 10 И). Ши
рину ремня b округлить до стандартного значения:
Здесь В — стандартное значение ширины шкива (см. табл. 10.23).
Определить площадь поперечного сечения ремня А мм^:
Определить силу предварительного натяжения ремня F^ Н:
где Од Нмм^ — предварительное напряжение (см. табл. 5.1).
Определить силы натяжения ведущей F^ и ведомой F^ ветвей
где F^ и F^ см. пп. 10 14.
Определить силу давления ремня на вал F^^ Н:
где ttj — угол обхвата ремнем ведущего шкива (см. 5.1 п. 7).
Проверить прочность ремня по максимальным напряжени
ям в сечении ведущей ветви а^^ Нмм^:
где а) о — напряжение растяжения Нмм^;
о = "^ "^ 2^ — в плоском и поликлиновом ремне;
а = Т"'^2~7^ " ^ клиновом ремне.
Значения JF^ Н; А ии F^ Н; z (см. 5.1 пп. 10 13 14; 5.2
пп. 13 14 15; табл. К31);
б) с^ — напряжения изгиба Нмм^;
а = -7 — в плоском ремне; с =Е — — в клиновом;
Здесь ^=80 100мм2 — модуль продольной упругости при из
гибе для прорезиненных ремней; А и Я — соответственно высота
сечения клинового и поликлинового ремней (см. табл. К31); d^
мм (см. 5.1 п. 1; 5.2 п. 3); 5 мм (см. 5.1 п. 1);
в) о= pv^-10~^ — напряжения от центробежных сил Нмм1
Здесь р — плотность материала ремня кгм^; р = 1000 1200 кгм^ —
для плоских ремней; р = 1250 1400 кгмм^ — для клиновых и поли
клиновых; V мс (см. 5.1 п. 8; 5.2 п. 10);
г) [о]р — допускаемое напряжение растяжения Нмм^;
[а]р = 8 Нмм^ — для плоских ремней;
[а]р= 10 Нмм^ — для клиновых и поликлиновых ремней.
Если получится о^^ >[^]р f^o следует увеличить диаметр d^ ведущег
шкива или принять большее сечение ремня и повторить расчет передачи.
Составить табличный ответ к задаче 5 (табл. 5.3).
Т а б л и ц а 5.3. Параметры плоскоременной передачи мм
Частота пробегов ремня
Межосевое расстояние а
Диаметр ведущего шкива d^
Диаметр ведомого шкива d^
Максимальное напряжение
Угол обхвата ведущего
Предварительное натяжение
Сила давления ремня на вал
2. Расчет клиноременной и поликлиноременной передач
Выбрать сечение ремня.
Тип проектируемой ременной передачи предусмотрен техничес
ким заданием. Выбор сечения ремня произвести по номофамме
(см. рис. 5.2 5.4) в зависимости от мощности передаваемой ве
дущим шкивом Р кВт равной номинальной мощности двигате
ля Р^^^ и его частоты вращения п^ обмин равной номинальной
частоте вращения двигателя п^^^ (см. табл. 2.5). При этом клино
вые ремни нормального сечения О применять только для передач
Определить минимально допустимый диаметр ведущего шкива
rfj^ мм по табл. 5.4 в зависимости от вращающего момента на валу
двигателя Г^ Н м (см. табл. 2.5) и выбранного сечения ремня.
Задаться расчетным диаметром ведущего шкива d^ В целях
повышения срока службы ремней рекомендуется применять веду
щие шкивы с диаметром ^ на 1 2 порядка выше d^^^^ из стандарт
ного ряда (см. табл. К40).
Рис. 5.2. Номограмма
Рис. 5.3. Номограмма для выбора клиновых ремней узкого сечения
Рис. 5.4. Номофамма для выбора поликлиновых ремней
4. Минимальные значения диаметра меньших шкивов для передачи
Определить диаметр ведомого шкива d^ мм:
где и — передаточное число ременной передачи (см. табл. 2.5); 8 —
коэффициент скольжения (см. 5.1 п. 2). Полученное значение
й?2* округлить до ближайшего стандартного по табл. К40.
* По ставдарту расчетные диаметры d^ и d^ обозначены соответственно d^^ и d^^
(см. рис. табл. 10.23).
а > 055Ц + d^) + hH)
где hH) — высота сечения клинового (поликлинового) ремня (см.
Значение округлить до ближайшего стандартного по табл. К31.
Уточнить значение межосевого расстояния по стандартной
Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива а^ град:
Угол а^ должен быть >120°.
где ^j и «J — соответственно диаметр ведущего шкива мм (см. п.
) и его частота вращения обмин (см. табл. 2.5); [v] — допускае
мая скорость мс; [D] = 25 мс — для клиновых ремней; [2;] = 40 мс -для узких клиновых и поликлиновых ремней.
Определить частоту пробегов ремня С с~': U = vK[U где
[f] = 30 с~* — допускаемая частота пробегов.
Соотношение U[U условно выражает долговечность ремня и
его соблюдение гарантирует срок службы — 1000 5000 ч.
Т а б л и ц а 5.5. Допускаемая приведенная мощность [PJ кВт передаваемая
одним клиновым ремнем узким клиновым ремнем поликлиновым ремнем с десятью
Продолжение табл. 5.5
Определить допускаемую мощность передаваемую одним
клиновым ремнем или поликлиновым ремнем с десятью клиньями
[^J кВт: [P]=[PJC С С С - клиновым ремнем; [PJ=[>JC С С поликлиновым где [Р^ — допускаемая приведенная мощность
передаваемая одним клиновым ремнем или поликлиновым ремнем
с десятью клиньями кВт выбирается интерполированием из табл.
5 в зависимости от типа ремня его сечения скорости V мс и
диаметра ведущего шкива f С — попра
вочные коэффициенты (см. табл. 5.2).
Определить количество клиновых ремней или число клинь
ев поликлинового ремня z
комплект клиновых ремней
число клиньев поликяинового ремня
[Р^ — допускаемая мощность передаваемая ремнями кВт (см. п. 12).
В проектируемых передачах малой и средней мощности реко
мендуется принять число клиновых ремней z 5 из-за их неодинако
вой длины и неравномерности нафужения; число клиньев поли
клинового ремня выбирают по табл. К31.
При необходимости уменьшить расчетное количество ремней (чис
ло клиньев) Z следует увеличить диаметр ведущего шкива d^ или перей
ти на большее сечение ремня.
Определить силу предварительного натяжения Jj Н:
одного клинового ремня
где значения v мс; Р^^^ кВт; z см. 5.1 пп. 10 13; С С^ С см.
Определить окружную силу передаваемую комплектом кли
новых ремней или поликлиновым ремнем F. Н:
где значения Р^^^ кВт и t> мс см. п. 14.
Определить силы натяжения ведущей F^ и ведомой F^ вет
где значения F^ и ) Н; z см. пп. 10 14 15.
Определить силу давления ремней на вал F^^ Н:
F^^=2F^Zs ^=2'^5тполиклинового ремня.
Проверить прочность одного клинового или поликлинового
ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви
а^^^ Нмм2 (см. 5.1 п. 17).
Составить табличный ответ к задаче 5 (табл. 5.6).
Т а б л и ц а 5.6. Параметры клиноременной (поликлиноременной) передачи мм
Частота пробегов ремня f
ремня f^ НммСила давления ремня на вал
Угол обхвата малого шки
Характерные ошибюн при расчете ременных передач:
Неточность интерполирования при пользовании таблицами.
Неправильно определена допускаемая приведенная мощность [Р^] передавае
мая одним клиновым или поликлиновым ремнем с десятью клиньями.
Неправильно выбраны коэффициенты С^ С^ С^ Q С С^ С^.
Неправильно определены и выбраны оптимальное количество клиновых рем
ней или ребер поликлинового ремня Z6. Неточность пользования номограммами для выбора требуемого сечения ремня.
Неправильно выбран рекомендуемый диаметр ведущего щкива d^.
Расчет передач зацеплением
В проектируемых приводах открытые передачи зацеплением яв
ляются второй ступенью. К ним относятся зубчатые (цилиндри
ческие и конические) передачи и цепные передачи однорядной
роликовой цепью по ГОСТ 13568—75 (табл. К32). Расчет передач
зацеплением приводится в два этапа: первый— проектный с целью
определения геометрических параметров передачи второй — проверочныйрасчет зубьев зубчатых передач на выносливость по контакт
ным и изгибным напряжениям и цепи цепной передачи на прочность и
износостойкость (рис. 4.1 4.3 5.5).
3. Расчет открытых (цилиндрических и конических)
Расчет открытых зубчатых передач проводят аналогично расчету
закрытых зубчатых передач в такой последовательности:
Определить силовые и кинематические характеристики пере
дачи по табл. 2.5 (см. задачу 2).
Выбрать материалы зубчатой пары и определить допускаемые
контактные и изгибные напряжения (см. задачу 3).
Выполнить проектный и проверочный расчеты передачи (см.
4. Расчет цепной передачи
Определить шаг цепи р мм:
где а) Г — вращающий момент на ведущей звездочке (равный Т^
на тихоходном валу редуктора) Н м (см. табл. 2.5);
б) Г — коэффициент эксплуатации который представляет со
бой произведение пяти поправочных коэффициентов учитываю
щих различные условия работы передачи (табл. 5.7):
Т а б л и ц а 5.7. Значения поправочных коэффициентов К
Переменная или толчкообразная
Передвигающимися опорами
Нажимными звездочками
Нерегулируемые передачи
Непрерывный (в масляной ванне или
Способ смазы от насоса)
Наклон линии центров 6 = 0 40
звездочек к горизонту град е = 40 90
Рис. 5.5. Геометрические и силовые параметры цепной передачи
8. Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей [pj Нмм^
при частоте вращения меньшей звездочки ; обмин
в) z^ — число зубьев ведущей звездочки
где и — передаточное число цепной передачи (см. табл. 2.5).
Полученное значение z^ округлить до целого нечетного числа
что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки Zj
(см. п. 2) и четным числом звеньев цепи (см. п. 5) обеспечит
более равномерное изнашивание зубьев;
г) [Рц] — допускаемое давление в шарнирах цепи Нмм^ зави
сит от частоты вращения ведущей звездочки л обмин (равной
частоте вращения п^ тихоходного вала редуктора — см. табл. 2.5)
ожидаемого шага цепи и выбирается интерполированием из табл.
8. Допускаемое давление [pj можно предварительно определить
и по скорости цепи v мс полагая что она будет того же поряд
ка что и скорость тягового органа рабочей машины (см. ТЗ):
д) V — ЧИСЛО рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР v =1.
Полученное значение шага р округлить до ближайшего стандарт
Определить число зубьев ведомой звездочки:
Полученное значение Z2 округлить до целого нечетного числа.
Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зу
бьев ведомой звездочки ограничено: Z2 120.
Определить оптимальное межосевое расстояние а мм. Из
условия долговечности цепи а =(30 50)? где р — стандартный шаг
цепи (см. 5.4. п. 1) Тогда ci=— =30 50 — межосевое расстояние
Определить число звеньев цепи :
Полученное значение ^ округлить до целого четного числа.
Уточнить межосевое расстояние а в шагах:
а =025 -05 (z+z) + J [ p - 0 5 ( z + Z ) ] ^ - 8 ( ^ )
Полученное значение а^ не округлять до целого числа.
Определить фактическое межосевое расстояние а мм:
Значение а не округлять до целого числа. Так как ведомая (сво
бодная) ветвь цепи должна провисать примерно на 001 а то для
этого при монтаже передачи надо предусмотреть возможность умень
шения действительного межосевого расстояния на 0005 а. Таким
образом монтажное межосевое расстояние а^= 0995А.
Определить длину цепи мм:
Полученное значение не округлять до целого числа.
Определить диаметры звездочек мм.
Диаметр делительной окружности:
Диаметр окружности выступов:
где K=OJ — коэффициент высоты зуба; К — коэффициент числа
зубьев: К^= ctg (180у^^) — ведущей звездочки К^^= ctg(1807z2) —
ведомой звездочки; х = pd^ — геометрическая характеристика за
цепления (здесь d^ — диаметр ролика шарнира цепи — см. табл.
Диаметр окружности впадин:
Проверить частоту вращения меньшей звездочки п^ обмин:
где 7р — частота вращения тихоходного вала редуктора обмин
(на этом валу расположена меньшая звездочка) — см. табл. 2.5;
[A2]J=15- WP — допускаемая частота вращения. Здесь р — в мм.
Проверить число ударов цепи о зубья звездочек U с~^:
[U = 508р — допускаемое число ударов. Здесь? — b мм.
Определить фактическую скорость цепи v мс:
где значения Zp р мм; Лр обмин см. 5.4. пп. 1 10.
Определить окружную силу передаваемую цепью ) Н:
где Pj — мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу ре
дуктора) кВт (см. табл. 2.5); v мс (см. п. 12).
Проверить давление в шарнирах цепи р^ Нмм^:
где а) значения К^; ) Я см. пп.1 13;
б) А — площадь проекции опорной поверхности шарнира мм^:
где d^w Ь^ — соответственно диаметр валика и ширина внутреннего
звена цепи мм (см. табл. К32);
в) допускаемое давление в шарнирах цепи [?J уточняют в соот
ветствии с фактической скоростью цепи v мс (см. 5.4 п. 1 г).
Пригодность рассчитанной цепи определяется соотношением
Р ^[pj- Перегрузка цепи (p^>[pj) не допускается. В таких случаях
можно взять цепь типа ПР с большим шагом р и повторить проверку
давления р^ в шарнире; либо увеличить число зубьев ведуи^ей звездочки
Zj рассчитываемой цепи и повторить расчет передачи
Проверить прочность цепи. Прочность цепи удовлетворяется
соотношением S >[S] где [S] — допускаемый коэффициент запаса
прочности для роликовых (втулочных) цепей (см. табл. 5.9); S —
расчетный коэффициент запаса прочности
где г) F — разрушающая нафузка цепи Н зависит от шага цепи
р и выбирается по табл. К32;
б) ; — окружная сила передаваемая цепью Н (см. п. 13); К^ —
коэффициент учитывающий характер нафузки (см. п. 1);
Т а б л и ц а 5.9. Допускаемый коэффициент запаса прочности [S]
для роликовых (втулочных) цепей при ^=15 30
Частота вращения меньшей звездочки t ; обмин
в) FQ — предварительное натяжение цепи от провисания ведо
мой ветви (от ее силы тяжести) Н
где ^ — коэффициент провисания; К^=6 — для горизонтальных
передач; К^= 3 — для передач наклонных к горизонту до 40°;
К^= 1 — для вертикальных передач; q — масса 1 м цепи кгм (см.
табл. К32); а — межосевое расстояние м (см. п. 7); g = 981 мс^ —
ускорение свободного падения;
г) F^ — натяжение цепи от центробежных сил Н; Fj=qv^ где
V мс — фактическая скорость цепи (см. п. 12).
Определить силу давления цепи на вал F^ Н:
где ^g — коэффициент нагрузки вала (см. табл. 5.7). При ударной
нагрузке табличное значение к^ увеличить на 10 15%.
Составить табличный ответ к задаче 5 (табл. 5.10).
В графе «Примечание» указать результат выполнения условий
проверочного расчета.
Характерные ошибки при расчете цепной передачи:
Неправильно выбраны поправочные коэффициенты К и определен коэффи
циент эксплуатации А'^.
Неправильное интерполирование при выборе допускаемого давления в шар
нирах цепи [pj и коэффициента запаса прочности [S.
Несоразмерность единиц f^; А; [pj при определении расчетного давления р^^.
Т а б л и ц а 5.10. Параметры цепной передачи мм
окружности звездочек:
Число зубьев звездочки:
Сила давления цепи на
Частота вращения ведущей звездочки
Коэффициент запаса прочности S
Давление в щарнирах цепи р^ Нмм^
НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Ц е л ь : 1. Определить силы в зацеплении редукторной передачи.
Определить консольные силы.
Построить силовую схему нагружения валов.
Редукторные валы испытывают два вида деформации—изгиб и
кручение. Деформация кручения на валах возникает под действи
ем вращающих моментов приложенных со стороны двигателя и
рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в
зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консоль
ными силами со стороны открытых передач и муфт.
1. Определение сил в зацеплении закрытых передач
В проектируемых приводах конструируются цилиндрические
косозубые редукторы с углом наклона зуба р = 8 16^ конические
редукторы с круговым зубом — р = 35 червячные редукторы с
углом профиля в осевом сечении червяка 2а = 40° (см. рис. 13.11).
Угол зацепления принят а = 20^
На рис. 6.1 6.3 даны схемы сил в зацеплении цилиндричес
кой конической и червячной передач при различных направлени
ях наклона зубьев (витка червяка) и вращения двигателя. За точку
приложения сил принимают полюс зацепления в средней плоско
сти колеса (червяка).
Значения сил определить по табл. 6.1.
2. Определение консольных сил
В проектируемых приводах конструируются открытые зубчатые
цилиндрические и конические передачи с прямыми зубьями а
также ременные и цепные передачи определяющие консольную
нагрузку на выходные концы валов. Кроме того консольная на
грузка вызывается муфтами соединяющими двигатель с редукто
ром или редуктор с рабочей машиной.
Схема сил в зацеплении открытых зубчатых прямозубых передач
такая же как и для закрытых (исключая силу F^ в цилиндричес
ком прямозубом зацеплении); угол зацепления а =20*^ (см. рис.
Определение направления консольных сил со стороны передач
гибкой связью и муфт F^^ F^ см 6.3 п. 7.
Значения консольных сил определить по табл. 6.2.
Т а б л и ц а 6 1 . Силы в зацеплении закрытой передачи
П р и м е ч а н и е . Величины входящие в формулы для определения сил:
Г и Г^—вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах редук
тора Н-м (см. табл. 2.5);
d^ d^w d^^^m^RwitnhWhit диаметры червяка и колеса червячной (цилиндри
ческой) передачи и внешний делительный диаметр колеса конической мм (см.
табл. 4.5 4.8 4.11);
р —угол наклона зубьев цилиндрических колес (см. табл. 4.5);
7 ^= (044cos5— 07s Y^=(044sin6+
+07cos5) — коэффициент осевой силы где 5—угол делительного конуса ше
стерни (см. табл. 4.8).
Т а б л и ц а 6.2. Консольные силы
Продолжение табл. 6.2
;^^=2FySin-r^ (см. табл. 5.3)
F^= 2^0 s i n - ^ (см. табл. 5.6)
; = ^ ' + 2 ; (см. табл. 5.10)
-= 1 2 5 7 ; для зубчатых
П р и м е ч а н и я:
Величины входящие в формулы для определения кон сольных сил: Т^ для
открытых зубчатьЕХ передач—вращающ!1й момент на приводи ом валу рабочей машины на которс)м установлено колес 0 Н (см. табл. 2.5); Г и 7^2 для муфт—
вращающий мом ент на быcтpoxoднo^I и тихоходном валах редуктора Н (см.
табл. 2.5); d^—nt лительный диаметр цилиндрического ко;leca мм (см. табл.
5); ^^2~внешни й делительный диаметр конического колеса ; 8—уголделительного конуса щес терпи град (см. табл 4.8).
Консольна я сила от муфты F^ лредварительно рассч!4тывается по ГОСТ
162-93. Факти ческое значение F^ orрсделяется после выбора муфты при разработке чертежа общего вида привода (см. 10.7).
На схемах нагружения валов кон сольные силы проста!зляются с индексом
«оп» (см. рис. 6.6).
Рис. 6.1. Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи:
tf—направление линии зуба колеса—левое шестерни—правое 5—колеса—правое шестерни—левое Схемы
I 2—вращение быстроходною вала по часовой стрелке схемы 3 4—против часовой стрелки (смотреть слева)
Рис. 6.2. Схема сил в зацеплении конической передачи с круговым зубом и
tf—направление линии зуба колеса—левое шестерни—правое б—колеса—правое шестерни—левое Схемы
I 2—вращение быстроходною вала против часовой стрелки схемы 3 4—по часовой стрелке (смотреть
справа) Схемы I и 4—нерекомендуемые
Рис 6 3 Схема сил в зацеплении червячной передачи;
а—направление линии витка червяка левое 5—правое Схемы 1 2—вращение быстроходного вала по
часовой стрелке схемы 3 4—против часовой стрелки (смотреть слева)
3. Силовая схема нагружения валов редуктора
Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направ
ление сил в зацеплении редукторной пары консольных сил со сто
роны открытых передач и муфты реакций в подшипниках а также
направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.
Схема выполняется на миллиметровой бумаге формата А4 ка
рандашом и должна содержать: название схемы; силовую схему
нагружения валов в изометрии; координатную систему осей X Y
Z для ориентации схемы; основную надпись—форма 2 а (см. 14.1
п. 3; табл. 14.1 14.2); таблицу силовых и кинематических пара
метров передачи (см. рис. 6.4 6.6).
Рекомендуется следующий порядок выполнения силовой схемы:
Наметить расположение элементов силовой схемы в соответ
ствии с кинематической схемой привода (см. задачу 1).
Произвольно расположить и разноцветно вычертить аксоно
метрические оси X Yy Z(пoд углом 120"): векторы сил в зацепле
нии консольных сил и реакций в подшипниках изобразить цветом
соответствующей оси (см. пп. 6 7 8).
Вычертить в произвольных размерах (соблюдая пропорции)
валы и установленные на них подшипники редукторную пару
элемент открытой передачи и муфту в соответствии с условными
обозначениями по ГОСТ 2.770—68 (табл. 6.3). Обозначить под
шипники: А и 5—на быстроходном валу С и Z)—на тихоходном.
Т а б л и ц а 6.3. Условные обозначения некоторых элементов маошн и механизмов
в схемах вычерчиваемых в аксонометрических проекциях (ГОСТ 2.770-68)
Вал валик стержень ось и т. п.
Передача цилиндрическая зубчатыми
колесами внешнего зацепления
Передача коническая зубчатыми
Передача плоским ремнем
Передача клиновым (поликлиновым)
Знак неподвижности кинематического
Муфта необратимой передачи
Схема нагружения ВалоВ
цилиндрического одноступенчатого
a^MetpШестерня Колесо
Рис. 6.4. Пример схемы нафужения валов цилиндрического одноступенчатого
редуктора с муфтой и цепной передачей.
конического одноступенчатого редуктора
врамеп1рШестерня Колесо
Рис. 6.5. Пример схемы нагружения валов конического одноступенчатого редукто
ра с муфтой и клиноременной передачей.
Схема нагрижения валов
червячного одноступенчатого
АБВГ. 303162. 0^3 ПЗ
Рис. 6.6. пример схемы нагружения валов червячного одноступенчатого редуктора
с муфтой и открытой цилиндрической прямозубой передачей
Выбрать направление винтовой линии колес (червяка). В
цилиндрических косозубых передачах принять шестерню с левым
зубом колесо — с правым; в конических передачах с круговыми
зубьями — шестерню с правым зубом колесо — с левым; направ
ление витков червяка в червячной передаче — правое (см. рис.
Определить направление вращения быстроходного и тихоход
ного валов редуктора (со и со2) по направлению вращения двигате
Направление вращения двигателя выбрать в соответствии с на
правлением вращения приводного вала рабочей машины.
Если привод реверсивный то направление вращения двигателя
можно выбрать произвольно. В приводах с коническими редукто
рами при правом зубе шестерни направление вращения двигателя
следует принять по ходу часовой стрелки если смотреть со сторо
ны вершины делительного конуса шестерни (см. рис. 6.2); возни
кающая при этом осевая сила на шестерне F^^ будет направлена к
основанию делительного конуса что исключит заклинивание зу
бьев в процессе зацепления.
Определить направление сил в зацеплении редукторной пары
в соответствии с выбранным направлением винтовой линии и вра
щения валов: на шестерне (червяке) — F^^ F^^ F^^ и на колесе F^^
^г2' ^а2 (^^- Р^^- 6.1 6.3). Силы ] и F^^ направлены так чтобы
моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты Г и Т^
приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей
машины: F^^ направлена противоположно вращению шестерни F^^ —
по направлению вращения колеса.
Определить направление консольных сил на выходных кон
цах валов (см. рис. 6.4 6.6).
а) Направление сил в открытых зубчатых передачах определить
так же как в редукторных парах (см. п. 6).
б) Консольная сила от ременной (цепной) передачи F^^ перпен
дикулярна оси вала и в соответствии с положением передачи в
кинематической схеме привода может быть направлена вертикаль
но горизонтально или под углом к горизонту. Если проектным
заданием предусмотрено наклонное положение передачи под углом
) то силу F^^ нужно разложить на вертикальную f и горизонталь
ную F^. составляющие (см. рис. 6.4) и определить их значение (см.
в) Консольная сила от муфты F^ перпендикулярна оси вала но
ее направление в отношении окружной силы F^ может быть любым
(зависит от случайных неточностей монтажа муфты). Поэтому ре
комендуется принять худший случай нафужения — направить силу
F^^ противоположно силе ) что увеличит напр51жения и деформа
Определить направление радиальных реакций в подшипни
Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоход
ного валов направить противоположно направлению окружных F^^
и F^^ и радиальных (F и F^) ^^^ ^ зацеплении редукторной пере
дачи. Точка приложения реакции — середина подшипника. При
этом считать что реакции от действия консольных нагрузок гео
метрически сложены с реакциями от сил зацепления. Реакции обо
значить буквой R с индексом указывающим данный подшипник и
соответствующее направление координатной оси (7?^ R^^ и т. п.).
Определить направление суммарных реакций в подшипниках
геометрическим сложением радикальных реакций в вертикальной
и горизонтальной плоскостях методом параллелограмма. Индекс
обозначения суммарной реакции указывает данный подшипник (?^
Составить табличный ответ к задаче 6. Конструкция табли
цы зависит от сочетания вида редуктора и открытой передачи вхо
дящих в проектируемый привод и ее следует выполнить аналогич
но примерам на рис. 6.4 6.6.
Несоразмерность единиц вращающего момента Т и делительного диаметра d
при определении окружной силы ] .
Неправильно определены направления сил F^ F^ F^B зацеплении редуктор
ной пары и консольных нафузок F^^ и F^.
Неправильно определены направления реакций в подщипниках.
Не соблюдены требования ЕСКД при выполнении силовой схемы.
Небрежно выполнены схемы.
РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО
Выбрать материал валов.
Выбрать допускаемые напряжения на кручение.
Выполнить проектный расчет валов на чистое кручение.
Выбрать предварительно тип подшипника.
Разработать чертеж общего вида редуктора
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испы
тывают сложную деформацию — совместное действие кручения
изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от
растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения
и изгиба то их обычно не учитывают.
Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й — про
ектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение (см. 7.3);
-й — проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по
напряжениям изгиба и кручения (см. 11 п. 4).
1. Выбор материала валов
В проектируемых редукторах рекомендуется применять терми
чески обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45
Х одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.
Механические характеристики сталей для изготовления валов
(а^ а^ а j) определяют по табл. 3.2.
2. Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям круче
ния (как при чистом кручении) т. е. при этом не учитывают на
пряжения изгиба концентрации напряжений и переменность на
пряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компен
сации приближенности этого метода расчета допускаемые напря
жения на кручение применяют заниженными: [т]^= 10 20 Нмм1
При этом м е н ь ш и е з н а ч е н и я [т]^ — д л я б ы с т р о х о д
н ы х в а л о в б о л ь ш и е [т]^ — д л я т и х о х о д н ы х .
3. Определение геометрических параметров ступеней валов
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндричес
кое тело количество и размеры ступней которого зависят от коли
чества и размеров установленных на вал деталей (см. рис. 7.1).
Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрическ^ге размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину
4. Предварительный выбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных
условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого рада
факторов: передаваемой мощности редуктора типа передачи со
отношения сил в зацеплении частоты вращения внутреннего кольца
подшипника требуемого срока службы приемлемой стоимости
Предварительный выбор подшипников для каждого из валов
редуктора проводится в следующем порадке:
В соответствии с табл. 7.2 определить тип серию и схему
установки подшипников.
Выбрать из табл. К27 К30 типоразмер подшипников по ве
личине диаметра d внутреннего кольца равного диаметру второй d^
и четвертой d^ ступеней вала под подшипники.
Выписать основные параметры подшипников: геометричес
кие размеры — dy D В(Тс); динамическую С. и статическую С^^
грузоподъемности. Здесь D — диаметр наружного кольца подшип
ника; В — ширина шарикоподшипников; Тис— осевые размеры
Ступень вала и ее размеры
Вал-шестерня коническая
1. Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов мм
крутящий момент равный вращающемуся моменту на валу Н*м
(СМ. табл. 2.5); [ij
= (08 15)^—под звездочку; = (12 15)Й^—под шкив;
= (10 15)й^—под шестерню; = (l0 15)i—под полумуфту.
Размер фаски с см. табл. 10.8
с1^= d^+2tтолько под уплотнение
только под уплотнение
d^-= d^^ (см. 10.2 п. 3 б)
Вал-шестерня цилиндрическая
з определить графически на эскизной компоновке (см. 7.5 п. 5)
( определить графически
^=В+с—цяя шариковых подшипников (см табл. К27 К28);
=Г+с—для роликовых конических подшипников (см. табл. К29 КЗО)
определить в зависимости
от d^ по табл. 10.11
чески (см. 7.5 п. 5)
П р и м е ч а н и я : ! . Значения высоты буртика ориентировочные величины фаски ступицы и координаты фаски
подшипника д* определить в зависимости от диаметра соответствующей ступени с1
Диаметр ^ выходного конца быстроходного вала соединенного с двигателем через муфту определить по соотношению
к= (08 12)J^^j где Й^^^^—диаметр выходного конца вала ротора двигателя (см. табл. К10).
Диаметры и длины ступеней валов d; 1 округлить до ближайших стандартных чисел определяя диаметр каждой последую
щей ступени по стандартному значению диаметра предыдущей. Стандартные значения с1^ и d^ под подшипники принять равными
диаметру внутреннего кольца подшипника d по табл. К27 К30; стандартные значения диаметров и длин остальных ступеней
принять по табл. 13.15.
При разработке чертежа общего вида привода (задача 10) размеры диаметров и длин ступеней валов (d 1) уточняются (см.
Рис. 7.1. Типовые конструкции валов одноступенчатых редукторов:
д—быстроходный—червячного; 5—быстроходный цилиндрического;
в—быстроходный—конического; г—тихоходный (*з—в коническом редукторе)
Т а б л и ц а ? . 2 . Предварительный выбор подшипников
Радиальные шариковые однорядные при
При а^ 200 мм — радиальные шариковые
однорядные а при их больших размерах (d
D В) — роликовые конические типа ?000
Радиально-упорные шариковые типа 46000;
Роликовые конические типа 7000
роликовые конические типа 27000; радиаль
ные шариковые однорядные при а^>60 мм
Роликовые конические типа 7000 или ради
ально-упорные шариковые типа 36000 при
Роликовые конические типа 7000 или 27000
а=25 29° для типа 4 (врастяжку)
а=26° для типа 46000
а=11 16' для типа 2 (с одной фикси
а= 12; для типа 36000;
Ла=2^' для типа 4600()
П р и м е ч а н и е : Радиалы1ые шариковые однорядные подшипники (табл. К27); радиально-упорные шаржкоподшипники
(табл. К28); к онические роликоподшипники (табл К29 КЗО).
5. Разработка чертежа общего вида редуктора
Чертеж общего вида редуктора устанавливает положение колес
редукторной пары элемента открытой передачи и муфты относи
тельно опор (подшипников); определяет расстояние ^ и ^ между
точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихо
ходного валов а также точки приложения силы давления элемента
открытой передачи и муфты на расстоянии ^^ и ^ от реакции смеж
Работа выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на
миллиметровой бумаге формата А2 А1 (см. рис. 14.2) каранда
шом в контурных линиях в масштабе 1:1 и должна содержать: уп
рощенное изображение редуктора в двух проекциях(в виде контур
ных очертаний) основную надпись — форма 1 (см. 14.1 п. 3;
табл. 14.1; 14.2) и таблицу размеров (рис. 7.3 7.5 7.7). Чертеж
общего вида редуктора рекомендуется разработать в такой последо
вательности (см. рис. 7.2 7.4 7.6):
Наметить расположение проекций чертежа в соответствии с
кинематической схемой привода (см. Т31 Т318) и наибольшими
размерами колес (см. рис. А1 А18).
Провести оси проекций и осевые линии валов.
В цилиндрическом и червячном редукторах оси валов провести
на межосевом расстоянии а^ друг от друга; при этом в цилиндричес
ком редукторе оси параллельны а в червячном — скрещиваются
под углом 90°. В коническом редукторе оси валов пересекаются
под углом 90'' (см. рис. 7.2а; 7.4а; 7.6а).
Вычертить редукторную пару в соответствии с геометричес
кими параметрами полученными в результате проектного расчета
а) для цилиндрического колеса и шестерни — d^ d^ d^^ d^^
d^ d^ ?j b^ (CM. табл. 4.5; рис. 4.1; 7.2a; 7.8a). Различные кон
струкции вала-шестерни цилиндрической см. рис. 10.10;
б) для конического колеса и шестерни — ?^ d^^ d^^ 5j 5^ т^^
h^j=m^^ h^j= рис. 4.3; 7.4a; 7.86). Раз
личные конструкции вала-шестерни конической см. рис. 10.11.
Для построения конической зубчатой пары нужно (рис. 7.4а):
построить прямоугольный треугольник на катетах равных внешним
делительным диаметрам шестерни d^^ и колеса d^^; опустить медиану
из прямого угла треугольника на его гипотенузу получив таким об
разом конусное расстояние ?^; через точки пересечения R^ с d^^ и d^^
провести отрезки перпендикулярные R^ отложив на них высоту
головки h^^ и ножки h^^ зуба; построить зацепление (см. рис. 7.86);
в) для червячного колеса и нарезанной части червяка — d^^ d^^
6а; 7.8в). Различные конструкции вала-червяка см. рис. 10.12.
в конструкции цилиндрического конического и червячного
колес предусмотреть ступицу (см. рис. 10.7) наружный диаметр и
длина которой: ^^^= (155 16) d 1^= (11 15) d где d — внутрен
ний диаметр ступицы равный диаметру 3-й ступени вала d^cu.
Прочертить контур внутренней поверхности стенок корпуса
редуктора с зазором х от вращающихся поверхностей колеса для
предотвращения задевания: х = ^>Z+3 мм где L см. рис. 7.2а; 7.4а;
6а. Значение х округлить до ближайшего целого числа но не
менее 8 мм. Такой же зазор предусмотреть от вращающихся повер
хностей шестерни или червяка при их верхнем или боковом распо
ложении в цилиндрических и червячных редукторах (см. рис. A3
А6). При этом расстояние от оси шестерни (червяка) до внутрен
ней поверхности корпуса = D2 +х где D — диаметр наружного
кольца подшипника быстроходного вала (см. рис. 7.26). В кони
ческих редукторах нужно предусмотреть симметричность корпуса
относительно оси быстроходного валаj =f^ (см. рис. 7.46).
Расстояние у между дном корпуса и поверхностью колеса или
шестерни или червяка для всех типов редукторов принять у > Ах
(см. рис. 7.26; 7.46; 7.66).
Действительный контур и размер корпуса разрабатывается на
чертеже общего вида привода (см. 10.5; рис. 10.39 10.44).
Вычертить ступени вала на соответствующих осях по размерам
d W I полученным в проектном расчете валов (см. табл. 7.1; рис.
а) цилиндрический редуктор (см. рис. 7.16г; 7.2в). Ступени
обоих валов вычертить в последовательности от 3-й к 1-й. При этом
длина 3-й ступени 1^ получается конструктивно как расстояние
между противоположными стенками редуктора;
б) конический редуктор (см. рис. 7.1вг; 7.4в). Ступени тихо
ходного вала вычертить в последовательности от 5-й к 1-й. При
этом длины 5-й и 3-й (Z^ 3) ступеней вала получаются конструк
тивно. Третью ступень вала d^ с насаженным колесом следует рас
положить противоположно от выходного конца вала d^ с консоль
ной нагрузкой что обеспечит более равномерное распределение
сил между подшипниками. Вычерчивание ступеней быстроходно
го вала зависит от положения подшипников на 4-й ступени (см.
рис. 7.96): нужно по ширине подшипника Т (см. п. 6) опреде
лить положение левого подшипника а по величине а^ (см. п. 7)
найти точку I приложения его реакции и графически рассчитать
отрезок ^; затем отложить расстояние а^-25 а^ или а^^ 06(прини
мают большее значение); найти точку 2 приложения реакции право
го подшипника и по ^^ и Г определить его положение на валу.
Так определится длина 4-й ступени 1^. Остальные ступени вычер
тить в той же последовательности как и ступени тихоходного вала;
Рис. 7.2. Последовательность разработки чертежа общего вида цилиндрического
одноступенчатого редуктора (см. 7.5):
а) вычерчивание цилиндрической передачи (пи. 1 2 3а); б) построение контура внутренней поверхности
стенок корпуса (п. 4); в) вычерчивание ступеней валов (п. 5); г) вычерчивание контуров подшипников
(п. 6); д) окончание разработки построение второй проекции и оформление чертежа общего вида
цилиндрического одноступенчатого редуктора (пп. 7 8 9; рис. 7.3 10.4ж).
Рис. 7.2. Продолжение
Рис. 7.3. Пример чертежа общего вида цилиндрического одноступенчатого редуктора
Рис. 7.4. Последовательность разработки чертежа общего вида конического
а) вычерчивание конической передачи (пп. 1 2 36); б) построение контура внутренней поверхности
конического одноступенчатого редуктора (пп. 7 8 9; рис. 7.5 10.5ж)
Рис. 7.4. Продолжение
Лип. Maeca ]fiaeuma6
Рис. 7.5. Пример чертежа общего вида конического одноступенчатого редуктора
Рис. 7.6. Последовательность разработки чертежа общего вида червячного
а) вычерчивание червячной передачи (ни. 1 2 3в); б) построение контура внулренней поверхности стежок
корпуса (п. 4); в) вычерчивание ступеней валов (п. 5); г) вычерчивание контуров подшипников (п. 6);
д) окончание разработки и оформление чертежа общего вида червячного одноступенчатого редуктора (пп. 7
Рис. 7.6. Продолжение
Рис. 7.7. Пример чертежа общего вида червячного
одноступенчатого редуктора
Рис. 7.8. Построение зацепления передач:
а — цилиндрической; б — конической; в — червячной
в) червячный редуктор (см. рис. 7.1аг; 7.6в). Ступени тихо
ходного вала вычертить в последовательности от 3-й к 1-й. При
этом длина 3-й ступени 1^ получится конструктивно как расстоя
ние между противоположными стенками редуктора. Вычерчивание
ступеней быстроходного вала зависит от положения 2-й и 4-й сту
пеней которое определяется построением посаженных на них под
шипников (см. п. 6). Для этого нужно провести дугу ради
усом R = d^Jl^rx выбрать величину S*= (015 02)) в зависимости
от диаметра наружного кольца подшипника быстроходного вала D и
провести отрезки 1 и 2; затем по диаметру подшипника D вычер
тить подшипниковые гнезда по длине а также 2-ю d^y 1^ и 4'-ю
d^ 4) ступени и подшипники; 3-я ступень d^ 3) получится конст
руктивно — между отрезками 1 и 2; затем вычертить 1-ю ступень
(J j). Если при этом окажется что диаметр вершин червяка d^^
больше диаметра подшипника d^^>D нужно предусмотреть поста
новку стакана (см. 10.4 п. 5; табл. 10.16).
На 2-й и 4-й ступенях валов (см. рис. 7.2г; 7.4г; 7.6г) вычер
тить основными линиями (диагонали — тонкими) контуры под
шипников в соответствии со схемой их установки (см. табл. 7.2)
по размерам d D В — для шариковых; d D Т с — для ролико
вых конических. Примеры изображения подшипников: рис. 7.2 г —
шариковые; рис. 7.4г — роликовые конические; рис. 7.6г — на
быстроходном валу — шариковые на тихоходном — роликовые
* Размер S задать так чтобы торец 2-й ступени вала выступал за контур корпу
са. Это должно обеспечить осевую фиксацию элемента открытой передачи или
полумуфты (см. рис. 10.6е). В противном случае 1^ выбрать конструктивно.
Определить расстояние ^ и ^ между точками приложения ре
акций подшипников быстроходного и тихоходного валов.
Радиальную реакцию подшипника R считать приложенной в точке
пересечения нормали к середине поверхности контакта наружного
кольца и тела качения подшипника с осью вала (рис. 7.9):
а) для радиальных подшипников точка приложения реакции ле
жит в средней плоскости подшипника а расстояние между реакци
ями опор вала (рис. 7.9 в): I = L—B;
б) для радиально-упорных подшипников точка приложения ре
акции смещается от средней плоскости и ее положение определя
ется расстоянием а измеренным от широкого торца наружного коль
а - 05 [в + — tga ] — для радиально-упорных однорядных
а ^ 05 Т-—— е j — для конических однорядных
Здесь d D В Т— геометрические размеры подшипников;
а— угол контакта; е — коэффициент влияния осевого нагружения
Тогда при установке подшипников по схеме 3 (враспор) = L—2a
(рис. 76а); при установке по схеме 4 (врастяжку) = L+2a (рис.
Если подшипники установлены по схеме 2 то реакция R фик
сирующей опоры состоящей из сдвоенных однорядных радиаль
но-упорных подшипников приложена посередине между ними
(предварительно предполагают что работают оба ряда тел качения
подшипников см. рис. А6 А8). Тогда расстояние между точка
ми приложения реакций в фиксирующей и плавающей опорах —
= 1 - 0 5 5 (см. рис. 10.37).
Определить точкой приложения консольных сил (см. рис. 7.3
а) для открытых передач. Силу давления ременной цепной
передачи F^ силы в зацеплении зубчатых передач f^^^ F^^^ F ^^
принять приложенными к середине выходного конца вала на рас
стоянии ^^ от точки приложения реакции смежного подшипни
б) сила давления муфты f^ приложена между полумуфтами (см.
рис. 10.1 10.3) поэтому можно принять что в полумуфте точка
приложения силы F^^ находится в торцевой плоскости выходного
конца соответствующего вала на расстоянии ^^ от точки приложе
ния реакций смежного подшипника.
Рис. 7.9. Определение расстояния между точками приложения реакций
а — вал-червяк на ралиально-уггорных шарикоподшипниках установленных враспор; б — вал-шестерня
коническая на конических роликоподшипниках установленных врастяжку; в — тихоходный вал цилиндри
ческого редуктора на радиальных подшипниках установленных враспор
Проставить на проекциях эскизной компоновки необходимые
размеры выполнить таблицу и основную надпись.
Составить табличный ответ к задаче 7 (табл. 7.3.).
Т а б л и ц а 7.3. Материал валов. Размеры ступеней . Подшипники
dx Dx В(Т) мм Динамическая Статическая
фузоподъем- фузоподъемность е. кН ность С^ кН
П р и м е ч а н и е . При составлении таблицы для конического редуктора следует ввести фафу d^I^
Неправильно выбраны допускаемые напряжения на кручение [х]^ а отсюда
неправильно определен диаметр d^ первой ступени вала.
Несоразмерность единиц крутящего момента Л и [т]^ при определении d^.
Небрежно выполнен чертеж общего вида редуктора.
Неправильно определены расстояния g и ^ между точками приложения реакций.
Неточно измерены расстояния ^^ и ^.
Не обоснован предварительный цыбор типа подшипника.
Не соответствуют стандартам (табл. 13.15) размеры ступеней вала.
Не соблюдена симметричность корпуса конического редуктора относитель
но оси быстроходного вала if(=f^9. Неправильно вычерчено зубчатое (червячное) зацепление.
РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Ц е л ь : 1. Определить радиальные реакции в опорах подшипни
ков быстроходного и тихоходного валов.
Построить эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Определить суммарные изгибающие моменты.
Построить схему нагружения подшипников.
В пояснительной записке (см. 14.2 п. 8) задача выполняется
на миллиметровой бумаге формата A3 (рис. 14.2) отдельно для быстроходного и тихоходного валов (рис. 8.1 ..8.4) и должна содержать:
а) в левой части формата: расчетную схему вала; координатные
оси для ориентации схемы; эпюры изгибающих моментов в верти
кальной и горизонтальной плоскостях; эпюры крутящих моментов;
схему нагружения подшипников вала;
б) в правой части формата: исходные данные для расчета; оп
ределение реакций и изгибающих моментов в вертикальной и го
ризонтальной плоскостях; определение суммарных радиальных ре
акций и суммарных изгибающих моментов; таблицу полученных
результатов; основную надпись (см. 14.1 п. 3; табл. 14.1 14.2;
Задачу разрабатывают в два этапа: 1-й этап (см. 8.1) — опре
деление суммарных реакций в опорах предварительно выбранных
подшипников для их проверочного расчета в задаче 9 и выявле
ния пригодности. 2-й этап (см. 8.2) выполняется в задаче И —
определение суммарных реакций в опорах окончательно приня
тых подшипников определение изгибающих и крутящих момен
тов построение их эпюр для проверочного расчета валов (см. 11.3
1. Определение реакций в опорах подшипников
Вычертить (разноцветно) координатные оси в диметрии для
ориентации направлений векторов сил и эпюр моментов.
Вычертить расчетную схему вала в соответствии с выполнен
ной схемой нагружения валов редуктора (см. рис. 6.4 6.6).**
Выписать исходные данные для расчетов:
а) силовые факторы Н: силы в зацеплении редукторной пары
на шестерне (червяке) или колесе — F^ F^ Fj консольные силы:
открытой передачи гибкой связью — F^^^^ или открытой передачи
зацеплением (на шестерне) F^ F^ F ^ муфты ~ F (см. рис.
б) геометрические параметры м: расстояние между точками
приложения реакций в опорах подшипников быстроходного и тихо
ходного валов g ^ (см. рис. 7.3 7.5 7.7); расстояние между
точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры
диаметры делительной окружности шестерни (червяка) или ко
леса — d^ d (см. табл. 4.5; 4.8; 4.11).
* Значение изгибающих крутящих моментов и суммарных реакций получены
по исходньш данным примеров для окончательных размеров ступеней валов и типо
размеров подщипников (см. 11.3 пп. 1 3).
** Независимо от положения вала в редукторе ось его расчетной схемы выпол
няется горизонтально; при этом полюс зацепления на шестерне (червяке) и колесе
располагают диаметрально противоположно.
2. Определение реакций б подшипниках.
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментоб (тихоходный бал)
j[laHo:Ft2'^000HiFr2=ne0HiFa2=S60HiFon^5200HiFy=FofjsLn30''-2600Hi
F^=FofjCos30''=4500Hid2-0.i8M Mj^OAb^ iLon=0.06».
t Вертикальная плоскость
a)определяем опорные реакцииИ1M-0FIL
j ^ t i i l t ^ ^ ^ iriu-fJ)'^yi'-оп^'-Р'^cyl'T
) строим эпюру изгибающих моментоб относительно оси X
б характерных сечениях
MxrOiМх2 =FylQniMj(j=Fy(Lop+2')-Ri:yj)Mx^^0Mxj^Rjjy
Горизонтальная плоскость
а) определяем опорные реакции НlM^-0
FxUon-'iTrfcx'-rFt22-0)Rcx
Проберка IX=Oi > -RQX 'Ftz'^Rjjx '0.
)cmpouM эпюру изгибающих моментоб относительно оси У
Ь характерных сечениях ..^ Им
MyMy2'-Fx LoniMy3=-Fx(Lop*2-l*f^cx J '%u"0
Строим эпюру крутящих момент(ЛНм-Мц''Мг=~у
». Определяем суммарные радиальные реакции И'
Определяем суммарные
суммарные изгибающие
б наиболее нагруженных сеченияхН-мсеченш
Рис. 8.1. Пример расчетной схемы тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора
1 Определение реакций 6 подшипниках.
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный бап)
Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции Н
ПроЬерка 1У=0; RAy-f^n-^Rey-^on'O;
б) строим эпюру изгибающих моментоб относительно оси X
Ь характерных сечениях Ы Им
%'^'> ^хг'^^Ау ' W^4=^; ^хз^'^оп'-оп''» ^xz^'^onl^on*
а) определяем опорные реанции^Н- ?>»х=?вг"Т^ 5
б) строим эпюру изгибающих моментоб относительно оси У
характерных сечениях 1.5 Нм-
Myi=0iMy2=-RAxj-^Myj-0.
Строим эпюру крутящих моментоб Нм '
^.Определяем суммарные радиальные реакцииН:
Определяем суммарные изгибающие моменты
наиболее нагруженных сеченияхИм-
дн ^д-'^ЬЗИ^ йг2=7ЮИ
Рис. 8.2. Пример расчетной схемы быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора
B.1. Определение реакций 6 подшипниках.
Построение эпюр моментоб (быстроходный бал)
^.Вертикальная плоскость
а)определяем опорные реакцииИ:
-п. с ^±-р и^ ).п .п.п Jaii2-FrilLi^k)
-U)f-Qj2 '^п^Ч (-б) щ 1-6 и)fAy
lM2=0Fa-j-FnLrRByi6-'0>RBy---
ПроЬерка- 1У^0; %у-^^ву'^п''^ у
)строим эпюру изгибающих моментоб относительно оси X
%'Faiz '>'^X2=4i-J'^n ЦуМхз'О.
а)определяем опорные реакции НFi^Lf+Lg)+Ff^Lf^
'O-.Ft LrRBxLB*F(Ls4fHiRsx^
) строим эпюру изгибающих моментоб относительно оси У
Ь характерных сечениях Ы.НмWy My2=Ft Myi =0j Myj- -> t .
0првделяем суммарные изгибающие
наиболее нагруженных
Рис. 8.3. Пример расчетной схемы быстроходного вала конического одноступенчатого редуктора
ВЮпредепение реакций б подшипниках
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментоб (быстроходный бал)
Дано: FtrWOHiFrrlBlO^Fa^ugOOH-^Ff^^dSlHitii^OMMylb^O^M
а) определяем опорные реакции Н^
IMyOrRAyis^Fafj-Fn^^O
lMi=0 Fnj-^FaT^-RBy L^=0] Rgy-
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
b характерных сечениях 1 5ИмМх1 =0; Мх2=-Яду J' ^х5=0) М^г 'Rey Y '
а) определяем опорные реакции НЩ-0-FMiM^rt^Y'RAX
lMr0i%xt5-^F(iH)=Q-R^:tl&^
б характерных сечениях 1..4Нм'
Myr.0'^My2--RA)iY'^y^'^if^y3^ ^м f-n
Строим эпюру крутящих моментобН-м- Мц=М2^.Определяем суммарные радиальные
'Rrf670H Т^РШ ^rf^^^^^
b наиболее нагруженных
^2=У^хг *^уг у ^з ^^уз
Рис. 8.4. П р и м е р расчетной схемы б ы с т р о х о д н о г о вала ч е р в я ч н о г о одноступенчатого редуктора
Определить реакции в опорах предварительно выбранных под
шипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях со
ставив два уравнения равновесия плоской системы сил.
Определить суммарные радиальные реакции опор подшип
ников вала например ?д= л^Ж^^ТЖ^ Н где R^^ 7?д^ — соответ
ственно реакции в опоре подшипника У1 В горизонтальной и верти
кальной плоскостях и т. п.
2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Расчеты в вертикальной плоскости:
а) определить реакции в опорах окончательно принятых подшип
ников составив два уравнения равновесия плоской системы сил
б) определить значения изгибающих моментов по участкам
составив уравнения изгибающих моментов (см. 11.3 п. 2);
в) построить в масштабе* эпюру изгибающих моментов в цвете
координатной оси (см. 8.1 п. 1); указать максимальный момент
Расчеты в горизонтальной плоскости выполнить так же как в
Определить крутящий момент на валу и построить в масштабе его
эпюру (см. табл. 2.5). Знак эпюры определяется направлением
момента от окружной силы j если смотреть со стороны выходного
конца вала (см 11.3 п. 2).
Определить суммарные реакции опор подшипников вала (см.
Определить суммарные изгибающие моменты в наиболее на
груженных сечениях вала: Af^.=V AJ + MJ Н-м где М и Л^—соот
ветственно изгибающие моменты в горизонтальной и вертикальной
Составить схему нагружения подшипников (см. 9.3).
Составить таблицу результатов (см. рис. 8.1 8.4).
Неправильно выполнена расчетная схема вала в соответствии с силовой схе
мой нагружения валов.
Неправильно составлены уравнения равновесия и уравнения изгибающих мо
ментов. Ошибка в знаках моментов и проекций.
Несоразмерность единиц моментов и длин участков вала при расчетах.
Не соблюдены требования ЕСКД при выполнении расчетной схемы и эпюр в
Неточно составлены схемы нагружения подшипников.
*эпюры моментов а Нммм определяется отдельно для каждой
эпюры в зависимости от значения момента (М Т) и показывает количество Нм
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
Ц е Л ь: 1. Определить эквивалентную динамическую нагрузку
Проверить подшипники по динамической грузоподъ
Определить расчетную долговечность подшипников.
Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 под
шипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного
валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением
расчетной динамической грузоподъемности С Н с базовой С^
Н или базовой долговечности L^^^ ч Lj^ млн. оборотов) с требу
емой L^ ч по условиям:
Базовая динамическая грузоподъемность подшипника С представ
ляет собой постоянную радиальную нагрузку которую подшипник
может воспринять при базовой долговечности L^^^ составляющей 10 ^
оборотов внутреннего кольца. Значения С^ указаны в каталоге для
каждого типоразмера подшипника (см. табл. К27 К30).
Требуемая долговечность подшипника ^ предусмотрена ГОСТ
162—93 и составляет для червячных редукторов L^ >5000 ч; для зуб
чатых L^> 0 000 ч. При определении L^ следует учесть срок служ
бы (ресурс) проектируемого привода рассчитанный в задаче 1 а так
же рекомендуемые значения требуемой долговечности подшипни
ков Lf^ различных машин (см. табл. 9.4).
Расчетная динамическая грузоподъемность С Н и базовая дол
говечность ZjQ^^ ч определяются по формулам:
где Rjr— эквивалентная динамическая нафузка Н (см. 9.1);
т — показатель степени: m = 3 — для шариковых подшипников
т = 333 — для роликовых подшипников;
а^ — коэффициент надежности. При безотказной работе подшип
^23 — коэффициент учитывающий влияние качества подшипни
ка и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы под
шипника ^23~0?7 08 —для шариковых подшипников; a^^=06 0J —
для роликовых конических подшипников.
п — частота вращения внутреннего кольца подшипника соответ
ствующего вала обмин. (см. табл. 2.5.).
Т а б л и ц а 9 . 1 . Определение эквивалентной нагрузки Я^
R=ayR+YRJfC^K* при ^
Радиально-уиорные шарикоподшипники
Определяемая иелимина
Коэффициент радиальной
Угол контакта а грла
Я^ определяется отдельно для левого и правого подшипников вала
по табл. 9.6 в зависимости от схемы их установки и соотношения
Продолжение табл. 9.1
Радиально-упорные шарикоподшипники
Определяемая ве;шчина
Угол контакта а град
Радиальная нагрузка подшипни
R^- R — суммарная реакция подшипника (см. рис. 8.1 8.4)
Осевая сила в зацеплении Н
Выбирается по табл. 6.1 ддя определения коэффициентов е и радиальных и радиально
упорных шарикоподшипников и осевой нагрузки R^
Статическая фузоподъемность
Выбирае^гся из табл. К27 К30 для определения коэффициентов е и радиальных и ради
ально-упорных шарикоподшипников
Коэффшдиент безопасности
Определяется по табл. 9.4 в зависимости от характера нагрузки и вида машинного агрегата
Температурный коэффициент
Г =]—выбирается по табл. 9.5 для рабочей температуры подшипника до 100°С
Коэффициент врашения
К=1—при вращаюшемся внутреннем кольце подшипника
П р и м е ч а н и я : 1. Выбор формулы цдя расчета эквивалентной нагрузки зависит от сравнения отношения R^VR с коэффищ1ентом е. 2. Значения коэффициентов X
У е й числителе — для однорядных подшипников в знаменателе
для двухрядных (сдвоенных однорядных). 3. Угол конуса а для роликовых конических подшипников
определяется по табл. К29 КЗО в зависимости от типоразмера.
* По стандарту нагрузки ?^ R^ R^ обозначены Р Е^ ;.
1. Определение эквивалентной динамической нагрузки
Эквивалентная динамическая нагрузка ^учитывает характер и
направление действующих на подшипник нагрузок условия рабо
ты и зависит от типа подшипника. В общем случае формулы для
определения эквивалентной динамической нагрузки R^ и величи
ны входящие в эти формулы для однорядных радиальных шари
коподшипников и одно-двухрядных радиально-упорных шарико- и
роликоподшипников даны в табл. 9.1.
Порядок определения эквивалентной нагрузки R^ и расчета ди
намической грузоподъемности С. и долговечности Zj^^ в зависимо
сти от типа подшипника рассмотрен в пп. 1 3.
Порядок определения R^ С. 1^^^ для радиальных шариковых
однорядных подшипников воспринимающих осевую нагрузку
см. рис. 9Ла. В этом случае осевые составляющие радиальных нагру
зок ?^.^= ?^^= О и осевую силу в зацеплении F^ воспринимает под
шипник ограничивающий осевое перемещение вала под действи
ем этой силы и испытывающей осевое нагружение 7?^ равное этой
силе (см. табл. 9.6). Расчет эквивалентной нагрузки Л^ выполняет
ся только для подшипника с большей радиальной нагрузкой R^ (сум
марной реакцией R см. рис. 8.1).
а) Определить отношение -г^.
б) Определить коэффициенты ewyuo отношению -т^.
в) По результату сопоставления 'у^^е выбрать соответствующую
формулу и определить эквивалентную динамическую нафузку Л^
г) Рассчитать динамическую грузоподъемность С^ и долговеч
ность ZjQ^ подшипника.
Т а б л и ц а 9.2. Значения коэффициента е и Кдля радиальных однорядных
Рис. 9.1. Схемы нагружения подшипников:
а — радиальные шарикоподшипники установленные врасиор; б в — pojИ г — роликовые конические подшипники
установленные врастяжку
Т а б л и ц а 9.3. Значения коэффициентов е и Кдля радиально-упорных
шарикоподшипников а-Т
П р и м е ч а н и я : 1. — число рядов тел качения = 1 — для однорядных подшипников; = 2 —для
двухрядных (сдвоенных) подшипников. 2. Коэффиш1ент Y в числителе — для однорядных подшипников в
знаменателе — для двухрядных.З. ?^= F^ — осевая сила в заце1и1ении (см. табл. 9.1).
Т а б л и ц а 9 . 4 . Значение коэффициента безопасности К
и требуемой долговечности подшипников L^
Машина оборудование и характер нагрузки
Спокойная нафузка (без толчков): ленточные
транспортеры работающие под крышей при непыляшем грузе блоки грузоподъемных машин
Легкие толчки. Кратковременные перегрузки
до 125% от расчетной нагрузки:
металлорежущие станки элеваторы внутри
цеховые конвейеры редукторы со шлифован
ными зубьями краны электрические работа
ющие в легком режиме вентиляторы
машины для односменной работы эксплуатиру
емые не всегда с полной нагрузкой стационар
ные электродвигатели редукторы
Умеренные толчки и вибрации. Кратковремен
ные перефузки до 150% от расчетной нафузки:
редукторы с фрезерованными зубьями 7-й сте
пени точности краны электрические работа
ющие в среднем режиме
шлифовальные строгальные и долбежные
станки центрифуги и сепараторы зубчатые
приводы 8-й степени точности винтовые кон
вейеры краны элекфические
Значительные толчки и вибрации. Кратко
временные перефузки до 200% от расчетной нафузки; ковочные машины галтовочные бара
баны зубчатые приводы 9-й степени точности
Порадок определения R^ С^^ L^^^^ для радиально-упорных ша
риковых и роликовых однорядных подшипников (см. рис. 9.1 б в
Здесь каждый подшипник вала испытывает свою осевую нагруз
ку y?^j Л^2> зависящую от схемы установки подшипников и соотно
шения осевой силы в зацеплении редукторной пары F^ (см. табл.
1) и осевых составляющих радиальных нагрузок в подшипниках
^sv ^si' (^^' табл. 9.6). Поэтому эквивалентная динамическая на
грузка рассчитывается для каждого подшипника (R^^ R^) с целью
определения наиболее нагруженной опоры.
а) Определить коэффициент влиянрш осевого нагружения е.
б) Определить осевые составляющие радиальной нафузки R^^ R^^.
в) Определить осевые нафузки подшипников R^^ R^^.
г) Вычислить отношения f^K?^jи R^VR^^.
д) По результатам сопоставлений R^VR^^ ^ е R^^ VR^^ ^ е выб
рать соответствующую формулу и определить эквивалентные дина
мические нагрузки Л^ и R^.
е) Сравнив значения Л^ и ?^ определить более нафуженный
ж) Рассчитать динамическую грузоподъемность С^ и долговеч
ность L^^^^ по большему значению эквивалентной нафузки R^
з) Определить пригодность подшипников по условию С^ С..
Порядок определения R^^ С^ 1^^ для радиально-упорных ша
риковых и роликовых двухрядных (сдвоенных однорядных) подшип
ников фиксирующих опор установленных по схеме 2 (см. рис. 10.18;
При расчете таких подшипников надо учитывать что даже не
большие осевые силы R влияют на значение эквивалентной наа
При определении динамической грузоподъемности С^ и долго
вечности LjQ^ фиксирующей опоры состоящей из сдвоенных ради
ально-упорных подшипников установленных по схемам враспор и
врастяжку пару одинаковых подшипников рассмафивают как один
двухрядный радиально-упорный подшипник ( = 2 — количество ря
а) Вычислить отношение т^ где R^F^ — осевая сила в зацепле
б) Определить коэффициент влияния осевого нафужения е.
в) Проанализировать соотношение - ^ ^ ^ и выбрать соответствующую формулу для определения эквивалентной нагрузки R^
Если у^ ^ то у сдвоенного подшипника работают оба ряда тел
качения и 7?^ рассчитывают по характеристикам X Y) двухрядного
радиально-упорного подшипника. При этом считают что ради
альная нагрузка (реакция) R^ приложена посередине сдвоенного
подшипника (см. 7.5 п. 7 рис. 10.18).
Базовая динамическая грузоподъемность С. сдвоенного подшипн
равна базовой динамической грузоподъемности однорядного подши
ка умноженной на 16 для шариковых и на 7 для роликовых подшип
Т а б л и ц а 9 . 5 . Значение температурного коэффициента К^
Рабочая температура подшипника "С до
Если yf^e то у подшипника работает только один ряд тел
качения и У?^ рассчитывают по характеристикам X Y) однорядно
го радиально-упорного подшипника. В этом случае точка прило
жения реакции смещается на величину а
для двухрядных радиально-упорных шаЗТ d+D
рикоподшипников (см. рис. А8); ^ = 05 . +. —г-е — для двухрядных конических роликоподшипников (см рис. А6). Поэтому прежде
чем определить ?^ необходимо пересчитать реакции вала К^и R^uo
фактическому расстоянию между точками приложения реакций в
фиксирующей и плавающей опорах (см. рис. 10.18):
I = L— а — 05В — при установке подшипников фиксирующей
=1+ а— 05В — при установке врастяжку.
г) Определить эквивалентную динамическую нагрузку R^
д) Рассчитать динамическую грузоподъемность С^ и долговеч
ность IQ^^ двухрядного радиально-упорного подшипника.
е) Определить пригодность сдвоенных радиально-упорных под
шипников фиксирующей опоры по условию С^С^.
2. Определение пригодности подшипников
Если в результате расчетов выдержано условие С^ С^ и как
следствие 1^^^ > 1^^ то предварительно выбранные подшипники в
задаче 7 пригодны для конструирования подшипниковых узлов
(см. 10.4). Невыполнение этих условий практически встречается в
Т а б л и ц а 9.6. Определение осевой ширузки R^
Схема нагружения подшипников
Радиальных шариковых установленных враспор (см. рис. 9.1в)
Радиально-упорных шариковых и роликовых установленных:
вр'аспор (см. рис. 9.бв)
врастяжку (см. рис. 9.1г)
П р и м е ч а н и я : 1. Цифрой 2 обозначен подшипник воспринимающий осевую сипу f^ в зацеплении. 2. Наклон контактных линий в радиалыю-упорных подшипниках (см.
рис. 9.1 б—г) 1фиводит к тому что сумм1фные реакции в опорах подшипников (см. рис. 8.1 84) Я^ и Л» приложенные к телам качения л вызывают появление в них раоиалыолх
HaipysoK Л^2 и их осевых ооставпяюших Я^^^ Я^^^ котсфые С1ремятся разавинугь колыла подшипников в осевом направлении. Этому прешпсгвуют буртики вала и корпуса с
соответствующими реакциями (осевыми нахрузками) Я^ и Я^^ величина которых зависит от ооотношения осевой силы в зацеплении f^ и суммгфных осевых составляющих Я^^ и ?.
На рассматриваемых рисунках и схемах суммарные рациалыою нагрузки Я^^ и их осевые составлякшше Л^ Я^^ 1фиведены к оси вала. В рщиалы1ых подшипниках осевые
составляющие Я^^ и Я^^ не возникают. 3. Уравнения для отфсделения осевых нагрузок Я^ составлены из условий равновесия системы сил [ Я^ Я^^ относигелыю оси вала.
Расчетная динамическая грузоподъемность больше базовой
(С^ > CJ. В этом случае рекомендуется увеличить базовую динами
ческую грузоподъемность:
а) переходом из легкой в среднюю или тяжелую серию данного
типа подшипника не изменяя диаметра 2-й и 4-й ступени d^ d^
б) переходом из данного типа подшипника в другой более гру
зоподъемный (например вместо шариковых принять роликовые
в) увеличением диаметра 2-й и 4-й ступеней d^ d^ под под
шипники. При этом надо учесть что эта мера приведет к измене
нию размеров других ступеней вала (см. 10.2).
Расчетная динамическая грузоподъемность много меньше базо
вой С^р'^С^ ) . В этом случае базовую динамическую грузоподъем
а) переходом из средней серии в легкую или особо легкую серию
данного типа подшипника;
б) переходом из данного типа подшипника в другой менее гру
зоподъемный (например вместо радиально-упорных шариковых
принять радиальные шариковые).
Диаметры d^ и d^ ступеней под подшипники уменьшать ни в к
случае не следует так как они определены из расчета на прочност
Такие случаи в большинстве имеют место для тихоходных валов
редукторов. При этом расчетная динамическая грузоподъемность
будет много меньше базовой (С ^ С.
Предлагаемые рекомендации не исчерпывают возможных вари
антов получения удовлетворяюш[их значений С^ и зависят от конк
ретных условий нагружения подшипников (см. примеры).
3. Схема нагружения подпшпников
После окончательного подбора типоразмера подшипников
быстроходного и тихоходного валов и выполнения проверочного
расчета валов на прочность (см. 11.3) составляют схему нагружения
подшипников (см. табл. 9.6) которую помешкают в расчетную схе
му вала (см. задачу 8). На схеме подшипников указывают направ
ление и величину осевых R^ и R^ и радиальных R^ нагрузок каждого
подшипника осевую силу в зацеплении F^ угол контакта а (для
радиально-упорных подшипников) и типоразмер подшипника.
Примеры схем нагружения при различных установках и типоразме
рах подшипников даны на рис. 8.1 8.4.
Табличный ответ к задаче 9.
В таблицу включают данные о предварительно принятых и окон
чательно выбранных в результате проверочного расчета подшипни
ков быстроходного и тихоходного валов. При этом размеры под149
шипников и их характеристики указываются только для пригодных
подшипников. Образец составления таблицы дан к примеру 3
Неправильное пользование табл. 9.1.
Неправильное определение условия нафужения подшипника при определе
нии осевой нагрузки R^ по табл. 9.6.
Неправильно выбрана схема нафужения подшипников.
Неправильная оценка пригодности подшипника.
4. Примеры проверочных расчетов
Пример 1. Проверить пригодность подшипников 210 тихоходно
го вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора
работающего с умеренными толчками. Частота вращения кольца под
шипника п =18343 обмин. Осевая сила в зацеплении F^=1200 Н.
Реакции в подшипниках ?=2]20 Н R^=32S4 Н. Характеристика под
шипников: С=35100 Н С^=19800 Н J-056 V=l К = 3 К =
а= а^^= 08. Требуемая долговечность подшипника Z^^= 20000 ч.
Подшипники установлены по схеме в распор (см. рис. 9.1 а).
а) Определяем отношение yf= 7:3284" 0^65 где R^= F^.
б) Определяем отношение -^ ^Jogoo ^ ^'^^ ^ "^ табл. 9.2. ин
терполированием находим е == 0263 У= 168.
в) По соотношению -у^ > е выбираем формулу и определяем
эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нафуженного под
R=(XVR^^-^YRJ :. А;-(056-1-3284+18-1200) 13-1=5199 И.
г) Определяем динамическую грузоподъемность:
C = ^ ^ 6 0 « ^ ; ^ = 5 1 9 9 л б 0 - 1 8 3 4 3 ^ ^ " = 33809 Н С
д) Определяем долговечность подшипника:
^10- ^1^23 "60^ " ^ j - l-O'S^o .18343 I 5199 j-22368 Ч>1.
Пример 2. Проверить пригодность подшипника 307 быстроход
ного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редукто
ра работающего с умеренными толчками. Частота вращения коль
ца подшипника п = 730 обмин. Осевая сила в зацеплении F^=030 И.
Реакции в подшипниках 7?^= 224 НJ^^ 2100 Н. Характеристики
подшипников: С = 33200 Н С^= 18000 Н АЬ056 К=1 К=Л.
Г =1 aj= ^^23=08. Требуемая долговечность подшипников
L^= 16500ч. Подшипники установлены по схеме в распор (см. рис.
а) Определяем отношение у^ = Тпло"^ 0460 где R^= F .
б) Определяем отношение -^= щ ^ = 0057 и по табл. 9.2. интер
полированием находим е = 0261 Y= 17.
в) По отношению -у^ >е выбираем формулу и определяем экви
валентную динамическую нафузку наиболее нафуженного подшип
ника: R=XVR^^+YRJ К.К^= (056-1-2240 + 17-1030)12-1 = 3606 И.
г) Определяем динамическую фузопохгьемность:
06 У б О - 7 3 0 - р ^ = 34859 Н >С
Таким образом базовая грузоподъемность (С^=33200 И) недоста
точна. Рассмотрим возможные варианты обеспечения грузоподъем
Вариант 1. Применим подшипники того же типа тяжелой серии
7 у которых С^=55300 Н С^^- 31000 И иногда отношение
= S = 0 ' 3 3 ' ^ = 0227 >. =194;
эквивалентная нагрузка R= (056-1-2240 + 194-1030) 12-1 = 3903 Н;
динамическая фузоподъемность С^р= 3903: 60-730 ^ ^ ^ ^^^ =
долговечность подшипника 1^^=1-08^Q .узо( 3903 ) "^ 51951 ч>1^^.
Следовательно с точки зрения обеспечения расчетной грузоподъ
емности и долговечности такое решение вполне удовлетворительно
но оно приводит к большому увеличению габаритов подшипникового
узла из-за увеличения наружного диаметра подшипника D и ширины В
и поэтому нежелательно.
Вариант 2. Увеличим диаметр посадочных мест подшипников
cl^=d^= 40 мм и применим подшипники 308 у которых С= 41000 И
С = 22400 И. Тогда отношение -^= -^^=00459 е = 0246 Г= 181;
эквивалентная нагрузка R^=(0^6-2240 + 181-1030) 12-1=3742 Н; ди2^60^7
намическая фузоподъемность С.р=3742
долговечность подшипника Lj^=1-08^^;:^[~ут) ^
^ лЭтот вариант приемлем и он предпочтительнее предыдущего
как габариты подшипникового узла уменьшаются но изменение ди
аметра 2-й и 4-й степеней вала под подшипник (3^2 = ^4 "^^^^^"Р^
водит к изменению размеров остальных ступеней.
Вариант 3. Применим шариковые радиально-упорные одноряд
ные подшипники при сохранении предварительно намеченного диа
метра посадочных мест d^= d^= 35 мм. Выбираем подшипники
легкой серии 36207 для которых ос=2 С.= 24000 С^^=18100 Н.
При установке радиально-упорных подшипников точки приложе
ния радиальных реакций смещаются (см. рис. 7.9).
В данном варианте это смещение составляет
= 05 17 +-^г—tg 12 = 139 мм.
Поэтому прежде чем вычислять грузоподъемность С^ необхо
димо пересчитать радиальные реакции подшипников R^VLR^YIO фак
тическому расстоянию g = I — 2а между точками приложения реак
Дальнейший расчет ведется так:
а) Определяем коэффициент влияния осеюго нафужения (табл. 9.3).
Так как -pf- = тзтт^тт ^ 00569 (здесь R =F) то интерполированием
находим е = 037 Y = 146.
б) Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:
R = ^г= 037-2240 = 859 И;
RI= ег^= 037-2100 = 777 И.
в) Определяем осевые нагрузки подшипников (табл. 9.6.).
ТаккакК>ЯтоК = R = 829 И
? = ? + F= 829 + 1030 = 1859 Н.
г) Определяем отношения:
AL _ .829^ _ О :i70- - ^ -J.859__ . . . .
д) Уточняем коэффициент влияния осевого нагружения. Так
какг >Л то ^ = - 1 ^ ^ = 0103.
Интерполированием находим е= 0438; Y= 126.
е) Из соотношений -р^ ей -г^> евыбираем соответствующие
формулы для определения R^
R^j= VR^^K^K^^ 1-829-12-1 = 995 Н;
R^=xVR^^+ YRJ KK^=(045-1-2100 + 1261859)12 -1=3945 H.
ж) Определяем динамическую грузоподъемность по максималь
ной эквивалентной нагрузке R^;
Сп- ^2^60« ^ ^ = 3 9 4 5 ^ 6 0 - 7 3 0 - - р ^ = 38136 Н > С
Таким образом расчетная грузоподъемность С^ более чем в 15
раза превышает базовую С— подшипник 36207непригоден. К тому же
надо учесть что радиально-упорные шарикоподшипники дороже
радиальных шариковых и роликовых конических.
Вариант 4. Примем по рекомендации табл. 7.2. для цилиндри
ческих косозубых редукторов роликовый конический подшипник
07 соответствующий первоначальным диаметрам посадочных
мест d^=d^=35 мм. Характеристика подшипника: С = 35200 Не = 037
У= 162^= 04 а^= 1 ^23= 0.7.
а) Определяем осевые составляющие радиальных нафузок:
R= 0S3eR = 085-037-2240 = 688 Н;
^ 2 ^ 083^^2= 085037-2100 = 645 Н;
б) По табл. 9.6. определяем осевые нагрузки подшипников.
Так как Л j> Л 2' ^a
+ 'F = 6SS + 1030= 1718 Н;
в) Определяем отношения:
VR " 1 2 2 4 0 " 0 ^ 0
yj^^- 1.2100" O'^l^-
г) По соотношениям р^' е и ^ > е выбираем соответствующие
формулы для определения 7?^
R^= VRK^K^= 1-2240-12-1 = 2688 Н;
(04-1-2100 + 162-1718)121 = 4348 Н.
д) Определяем динамическую грузоподъемность по большей эк
вивалентной нагрузке R^:
С^=^п = ^ ^ 6 0 « ^ ; ^ = 4348'V 60-730 ^
Такое соотношение расчетной С^^ и базовой С^ динамических
грузоподъемностей (3494235200 И) вполне приемлемо. К тому
же размеры подшипника 7207 меньше предварительно принятого —
dy2DV2 Т(В) - 35 V2 72 V2 185 против 35 V2 80 V2 21 мм).
Таким образом из рассмотренных вариантов проверочного рас
чета предварительно принятого подшипника 307 пригодным принят
е) Определяем долговечность подшипника:
Пример 3. Проверить пригодность подшипника 7308 быстроход
ного вала червячного редуктора работающего с легкими толчка
ми. Частота вращения кольца подшипника п=АЪ5 обмин. Осевая
сила в зацеплении F = 5200 И. Реакции в подшипниках ? = 995 И
?2 = 1550 И. Характеристика подшипников: С = 61000 И Х^ 04
е - 028 Y= 216 К - 1 К.^ 11 Г - 1 ^ = ( а^-- 07. Требуемая
долговечность подшипников L^=^ 5000 ч. Подшипники установле
ны по схеме враспор (см. рис. 9.16).
а) Определяем составляющие радиальных реакций:
Л = 083^?^j - 083-028-995 = 231 Н;
^ 2 = 083^7?^^"^ 083-028-1550 = 360 И;
б) Определяем осевые нагрузки подшипников (табл. 9.6.). Так
как Л г и^ >г-7г то Л - г - 231 И Л =Л + F - 231 + 5200 = 5431 И.
AL.- . ^ l L - 0 232y^i
г) По соотношениям yf е й р ^ > е выбираем соответствующие
формулы для определения R^:
R^= VR^^K^K^ = V995lVl
R^=XVR^^+YRJ К^К^= (0411550 + 216-5431)111 - 13586 И.
д) Определяем динамическую грузоподъемность по большему
значению эквивалентной нагрузки:
Такая расчетная грузоподъемность намного превышает базовую—
подшипник не пригоден.
Рассмотрим возможные варианты обеспечения базовой динами
ческой грузоподъемности. При этом расчеты выполним прибли
женно не учитывая небольшие изменения между точками прило
Вариант 1. Увеличим диаметры 2-й и 4-й ступени вала до 50 мм
и выберем роликоподшипники средней серии 7310 у которых
С= 96600Н; е = 031 У= 194 Х= 04 а^= 1 а^^= 07. По анало
гии последовательности предыдущего расчета имеем:
а) Л = 083-031-995=256Н;
^2=0683-03M550 = 399 Н.
б) Так как R R и F > R - R то R = R= 256 Н; R = R + F =
= 256 + 5200 = 5456 Н.
«> W : = r ^ = 0257 е ;
г) Следовательно R^= VR^^KK= 1 995-11-1 = 1095 Н;
+ 194-5456) 11 Л = 12325 Н.
д) C^=R^ V607 ^^^^^:'iQ6 -12325 V60-1435 -[^^е=
Такая базовая грузоподъемность С^= 96600 Н) приемлема но надо
учесть что диаметр посадочного места подшипника увеличен на 10 мм
что приведет к значительному увеличению размеров других ступеней и
всего вала в целом а это не желательно.
Вариант 2. Уменьшим диаметр вала под подшипник по сравне
нию с предыдущим вариантом до 45 мм и выберем конический ро
ликовый подшипник средней широкой серии 7609 для которого
С - 114000 Н в=0291 У= 2058 Х= 04 а^= 1 а^^^ 07.
В том порядке расчета получим:
а) Л^=083-0291'995 = 240 Н;
в) ^ 2 = 0683'029М550 = 374 Н.
б) Так как Л Л и ^ > Л - Л то Л = Л = 240 Н; Л = 7?+ F =
= 240 + 5200 = 5440 Н.
в) _ ^ = ^ ^ = О 24 е- - ^ = ^ ^ = 3 51 > е
г) Следовательно Л^. = VR^^K^K^=^ 1-995-11-1 = 1095 Н.
Лд= XVR^^+ YRJK^K^= (04-1-1550 + 2058-5440)11-1 = 13006 Н.
д) С^= ^й V 6 0 « ^ ^ ^ = 13006 V 60-1435 -p^y^^= 89463 НС.
Динамическая грузоподъемность этого подшипника меньше (в
раза) базовой. Однако у него большие радиальные и осевые раз
меры dxDxT= 45 X 100 х385 мм) что приведет к громоздкости
подшипникового узла в целом. Подшипник не пригоден.
Вариант 3. Анализируя просчитанные варианты по каталогу ро
ликовых конических подшипников (см. табл. К29 КЗО) прихо
дим к выводу о целесообразном выборе подшипника 7608.
В сравнении с предыдущим вариантом его габариты (dxDxT=
= 40x90x355 мм) близки к размерам предварительно принятого
по условию примера подшипника 7308 (Jx ) х Г= 40 х 90 х 255 мм).
Характеристика подшипника 7608: С^= 90000 Н ^ = 0296 Y= 2026
а) Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:
Л = 083^Л- 0830296-995 = 244 Н;
^2= 0&3eR^= 083-02961550 = 381 Н;
б) Определяем осевые нафузки подшипников:
Так как Л > г и F >?-? то R=R= 244 H;R=R Л F - 5444 Н.
У^ >ew -у^ > е выбираем формулы ддя определения эквива
R^=XVR^^-^YRJK^K^= (0411550 + 2026-5444) 111 = 12814 Н.
д) Определяем динамическую фузоподъемность по большей эк
С = л Л б О « ^ ; ^ = 12814V60-1435j:f^= 88142 Н С
^т= ^i^i^WnKR^J = ^'^^^WuTs [пш)
ж) Составляем табличный ответ к задаче 9 (по результатам при
мера 3). Приведенные в таблице данные подшипников тихоходно
го вала в примерах не рассчитывали (табл. 9.7)
Т а б л и ц а 9 . 7 . Основные размеры и эксплуатационные
характеристики подшипников
ТРЕТЬЯ СТАДИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ
Разработка технического проекта (ГОСТ 2.120—73) преду
смотрена техническим заданием и выполняется на основании
зультатов полученных в эскизном проекте.
Технический проект выполняется с целью выявления окон
чательных технических решений дающих полное представле
ние о конструкции деталей и отдельных узлов привода а также
для оценки их соответствия требованиям технического задания.
В техническом проекте разрабатываются варианты конструк
ций зубчатой (червячной) передачи редуктора элементов от
крытой передачи корпуса подшипниковых узлов валов муф
ты и выполняется чертеж общего вида привода.
Здесь же проводятся расчеты подтверждающие прочность и
долговечность окончательно принятых конструкций валов шпоноч
ных соединений и соединений с натягом стяжных винтов подшип
никовых узлов а также проверочный расчет теплового режима чер
В техническом проекте согласовываются габаритные установоч
ные и присоединительные размеры привода решается ряд эксплуа
тационных вопросов связанных со смазыванием редукторной зубча
той (червячной) пары и подшипниковых узлов.
В заключение этой стадии проектирования определяется тех
нический уровень редуктора.
Результаты технического проекта (задачи 10 12) являют
ся основанием для разработки рабочей документации проекта
РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА ПРИВОДА
Ц е Л ь: 1. Разработать конструкции деталей и узлов редуктора и
Скомпоновать детали и узлы редуктора открытой передачи
муфты двигателя и разработать чертеж общего вида при
Конструктивной разработке и компоновке подлежат: зубчатая
(червячная) передача редуктора корпус редуктора быстроходный и
тихоходный валы подшипниковые узлы элементы открытых пере
дач (шестерни шкивы звездочки) муфтовые соединения двига
тель— все то что составляет приводное устройство (привод).
При разработке чертежа общего вида привода ищут такое распо
ложение узлов и деталей при котором при их наименьших габари
тах создаются наибольшие удобства для монтажа и эксплуатации.
Исходными данными для конструирования деталей и узлов яв
ляются результаты задач выполненных в эскизном проекте (см.
табличные ответы к задачам 2 4 5 7 9 и чертежа общего вида
редуктора — рис. 7.3 7.5 7.7).
Прежде чем приступить к выполнению чертежа общего вида нуж
но выбрать типовую конструкцию редуктора и открытой передачи
соответствии с кинематической схемой привода. При этом следует
учесть что конструкции отдельных деталей и узлов привода во мно
гом зависят от конкретных условий расчета выполненного в эскиз
ном проекте и поэтому не могут быть офаничены только примера
ми конструкций приведенных в атласе (см. рис. А1 А18) а требу
ют поиска оптимальных решений и целесообразных изменений.
Работа выполняется на необходимом формате миллиметровой бум
ги (см. 14.1 п. 2) в масштабе 1:1 карандашом в контурных линиях.
Кроме того возможно выполнить чертеж общего вида привода на
чертежной бумаге в тонких линиях и п?

Spetsifikatsia.spw

Прокладка маслоуказателя
Кольцо уплотнительное
Болт М8х25 ГОСТ 7796-70
Болт М10х85 ГОСТ 7796-70
Болт М6х20 ГОСТ 15591-70
Винт В.М4-6gx15 ГОСТ 17473-80
Гайка М8х1.5-6Н ГОСТ 15521-70
Гайка М10-6Н-ГОСТ 15521-70
Кольцо 1-8 ОСТ 26-01-1257-75
Манжета 1.1-30х52-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-35х58-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75
Подшипник 307 ГОСТ 8338-75
Шайба 6Л ГОСТ 6402-70
Шайба 8Л ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шпонка 8х7х30ГОСТ 23360-78
Шпонка 8х7х40ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х30 ГОСТ 23360-78

Спецификация переделанная.spw

КР ПМДМОК. 15.03.00.000СБ
КР ПМДМОК. 15.03.00.001
КР ПМДМОК. 15.03.00.002
КР ПМДМОК. 15.03.00.003
КР ПМДМОК. 15.03.00.004
КР ПМДМОК. 15.03.00.005
КР ПМДМОК. 15.03.00.006
КР ПМДМОК. 15.03.00.007
КР ПМДМОК. 15.03.00.008
КР ПМДМОК. 15.03.00.009
КР ПМДМОК. 15.03.00.010
КР ПМДМОК. 15.03.00.011
КР ПМДМОК. 15.03.00.012
Прокладка маслоуказателя
КР ПМДМОК. 15.03.00.013
Кольцо проставочное
КР ПМДМОК. 15.03.00.014
КР ПМДМОК. 15.03.00.015
Кольцо уплотнительное
КР ПМДМОК. 15.03.00.016
Болт М8х25 ГОСТ 7796-70
Болт М10х85 ГОСТ 7796-70
Болт М6х20 ГОСТ 15591-70
Винт В.М4-6gx15 ГОСТ 17473-80
Кольцо 1-8 ОСТ 26-01-1257-75
-30х52-1 ГОСТ 8752-79
-35х62-1 ГОСТ8752-79
Подшипник 205 ГОСТ 8338-75
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75
Шайба 6Л ГОСТ 6402-70
Шайба 8Л ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шпонка 8х7х20 ГОСТ 23360-78
Шпонка 8х7х30 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х30 ГОСТ 23360-79

Редуктор цилиндрический _ КР ПМДМОК 17.03.00.000СБ.spw

КР ПМДМОК 17.03.00.000СБ
Редуктор цилиндрический
КР ПМДМОК 17.03.00.001
КР ПМДМОК 17.03.00.002
КР ПМДМОК 17.03.00.003
КР ПМДМОК 17.03.00.004
КР ПМДМОК 17.03.00.005
КР ПМДМОК 17.03.00.006
КР ПМДМОК 17.03.00.007
КР ПМДМОК 17.03.00.008
КР ПМДМОК 17.03.00.009
КР ПМДМОК 17.03.00.010
КР ПМДМОК 17.03.00.011
КР ПМДМОК 17.03.00.012
КР ПМДМОК 17.03.00.013
КР ПМДМОК 17.03.00.014
КР ПМДМОК 17.03.00.015
КР ПМДМОК 17.03.00.016
КР ПМДМОК 17.03.00.017
КР ПМДМОК 17.03.00.018
КР ПМДМОК 17.03.00.019
Прокладка регулировочная
КР ПМДМОК 17.03.00.020
КР ПМДМОК 17.03.00.021
Шайба уплотнительная
КР ПМДМОК 17.03.00.022
КР ПМДМОК 17.03.00.023
Болт М6х20 ГОСТ 7798-70
Винт М6х18 ГОСТ 17475-80
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ 8338-75
Шпонка ГОСТ 23360-78
Штифт 8х12 ГОСТ 3128-70
Штифт 8х32 ГОСТ 9464-79

Колесо зубчатое.cdw

Неуказанные радиусы скруглений не более 0
Острые кромки притупить радиусом или фаской 0
Коэффициент смещения
Сталь 45 ГОСТ 1055-88
КР ПМДМОК 15.03.00.000.

Сборка переделанная.cdw

Техническая характеристика
Передаточное отношение u = 5.
Крутящий момент на тихоходном валу Т = 94
Частота вращения быстроходного вала n =1410 обмин.
КР ПМДМОК 15.03.00.000СБ
Пятно контакта в зацеплении колес по длине и высоте зуба должно
Суммарный осевой зазор в подшипниках быстроходного вала
редуктора должен быть в пределах 0
уммарный осевой зазор в подшипниках тихоходного вала редуктора
должен быть в пределах 0
Размеры для справок.
В редуктор залить масло "Индустриальное И-Г-А-68" ГОСТ
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением от
горизонтального положения на угол 5
. При этом должен быть
обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацепления."

Спецификация переделанная1.spw

КР ПМДМОК 15.03.00.000
Редуктор цилиндрический
КР ПМДМОК. 15.03.00.000
КР ПМДМОК. 15.03.00.001
КР ПМДМОК. 15.03.00.002
КР ПМДМОК. 15.03.00.003
КР ПМДМОК. 15.03.00.004
КР ПМДМОК. 15.03.00.005
КР ПМДМОК. 15.03.00.006
КР ПМДМОК. 15.03.00.007
КР ПМДМОК. 15.03.00.008
КР ПМДМОК. 15.03.00.009
КР ПМДМОК. 15.03.00.010
КР ПМДМОК. 15.03.00.011
КР ПМДМОК. 15.03.00.012
Прокладка маслоуказателя
КР ПМДМОК. 15.03.00.013
Кольцо проставочное
КР ПМДМОК. 15.03.00.014
КР ПМДМОК. 15.03.00.015
Кольцо уплотнительное
КР ПМДМОК. 15.03.00.016
Болт М8х25 ГОСТ 7796-70
Болт М10х85 ГОСТ 7796-70
Болт М6х20 ГОСТ 15591-70
Винт В.М4-6gx15 ГОСТ 17473-80
Кольцо 1-8 ОСТ 26-01-1257-75
-30х52-1 ГОСТ 8752-79
-35х62-1 ГОСТ8752-79
Подшипник 205 ГОСТ 8338-75
Подшипник 206 ГОСТ 8338-75
Шайба 6Л ГОСТ 6402-70
Шайба 8Л ГОСТ 6402-70
Шайба 10 ГОСТ 6402-70
Шпонка 8х7х20 ГОСТ 23360-78
Шпонка 8х7х30 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х30 ГОСТ 23360-79

Вал.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров::
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71

ВЧ-125-16.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u = 16.
Крутящий момент на тихоходном
Скорость вращения быстроходного
Технические требования
Редуктор залить маслом: индустриальное И-Т-Д-220 ГОСТ 17479-87.
В подшипниковые узлы при сборке заложить консталин жировой УТ-1
Привод допускается эксплуатировать с отклонением от горизонтального
положения на угол до 5
. При этом должен быть обеспечен уровень масла
достаточный для смазки зацепления.

Кинематическая схема 10-3.cdw

Грузоподъемность лебедки F
Упругая муфта с торообразной
Клиноременная передача
Угол наклона ременной передачи
Допускаемое отклонение
Срок службы привода L
Привод электрической
Кинематическая схема

Колесо червячное.cdw

Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Нормальный исходный контур
Межосевое расстояние
сопряженного червяка
Уклоны формовочные 7
Радиусы скруглений 6 мм max.
Неуказанные предельные отклонения размеров:

Компоновка.cdw

Спецификация.spw

Шайба уплотнительная
Болт М6х20.48 ГОСТ7798-70
Винт М8х20.48 ГОСТ1491-80
Шайба 6.05 ГОСТ 6402-70
Шайба 12.05 ГОСТ6402-70
Манжета ГОСТ 8752-79
Подшипник ГОСТ 333-79
Шпонка ГОСТ 23360-78
Штифт 4х14 ГОСТ3128-70
Полумуфта 500-1-45-1

Схема нагружения.frw

эпюра 1.frw

эпюра 2.frw