расчет привода 2_28


МИНОБРНАУКИ РОССИИ
Нижнекамский химико-технологический институт (филиал)
федерального государственного бюджетного образовательного
учреждения высшего профессионального образования
«Казанский национальный исследовательский технологический университет»
(НХТИ ФГБОУ ВПО «КНИТУ»)
Б.С. Леонтьев
РАСЧЕТ ПРИВОДА
УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ
ЧАСТЬ 2
2-е издание, переработанное
Нижнекамск
2015
УДК 621.8
Л 47
Печатается по решению редакционно-издательского совета Нижнекамского химико-технологического института (филиала) ФБГОУ ВПО «КНИТУ».
Рецензенты:
Амирова С.С., доктор педагогических наук, профессор;
Насыйров М.Н., главный конструктор
проектно-конструкторского центра ОАО «Нижнекамскнефтехим».
Леонтьев, Б.С.
Л 47 Расчет привода: учебное пособие: в 2 частях. Часть 2 / Б.С. Леонтьев. – 2-е изд. перераб. – Нижнекамск: Нижнекамский химико-технологический институт (филиал) ФБГОУ ВПО «КНИТУ», 2015. – 80 с.
В 1й части пособия изложена методика расчета привода, которая включает в современной редакции кинематический расчет, расчеты цилиндрической зубча-той, червячной, цепной и клиноременной передач, приложения в виде таблиц и рисунков, необходимых для расчетов, а также схемы приводов для заданий 2.1, 2.3, 2.5 и 2.8 и исходные данные для расчетов.
Во 2й части пособия рассмотрены вопросы конструирования валов и других элементов одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора и одноступенчатого червячного редуктора, изложена методика расчета входного и выходного валов на статическую прочность и сопротивление усталости.
Предназначено для студентов технологического факультета всех форм обучения и студентов других факультетов НХТИ, выполняющих курсовой проект по дисциплине «Детали машин» по второму типу заданий.
Подготовлено на кафедре МАХП Нижнекамского химико-технологического института.
УДК 621.8
© Леонтьев Б. С., 2015
© Нижнекамский химико-технологический
институт (филиал)
ФБГОУ ВПО «КНИТУ», 2015.
ВВЕДЕНИЕ
После определения межосевых расстояний и размеров элементов передач приступают к разработке конструкции редуктора. Первым этапом конструирования является разработка конструктивной схемы редуктора: «Конструктивная схе-ма № 1» для одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора и «Конструктивная схема № 3» для одноступенчатого червячного редуктора. При этом оп-ределяют расположение деталей передачи, расстояния между ними, диаметры ступеней валов, выбирают типы подшипников и схемы их установки. Расстояния между деталями передач выбирают таким образом, чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса или червяка для всех типов редукторов должно быть: мм для зубчатых колес и для червяка.
В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин и механизмов для опор валов цилиндрических прямозубых колес при-меняют радиальные однорядные шарикоподшипники ГОСТ 8338-75, для опор ва-лов цилиндрических косозубых колес применяют радиально-упорные шарикоподшипники ГОСТ 831-75, для опор валов червяка и червячного колеса – радиально-упорные роликоподшипники ГОСТ 27365-87.В большинстве случаев валы должны быть зафиксированы в опорах от осевых перемещений. Чаще всего фиксирующей делают опору, расположенную вблизи выходного конца вала.
Для установки подшипников рекомендуется применять конструктивно более простую схему «враспор» [см. 1, рис. 7.4], для которой отношение длины вала к диаметру .
В одноступенчатых цилиндрических и червячных редукторах корпус редуктора обычно выполняют разъемным: по осям колес для цилиндрического зубчатого редуктора и по оси червячного колеса для червячного редуктора. Такое исполнение наиболее удобно для сборки, при этом каждый из валов редуктора с опорами и со всеми расположенными на нем деталями собирают независимо от другого вала и затем устанавливают в корпус.
При разработке конструкции редуктора важное значение имеет максимальное использование стандартных элементов конструкции и стандартных деталей (законцовки валов, крышки подшипниковых узлов, крепежные детали и др.).
Основной критерий работоспособности и порядок подбора подшипников зависит от частоты их вращения и условий работы. Подшипники, работающие при об/мин, выбирают по динамической грузоподъемности, рассчитывая их ре-сурс при требуемой надежности. В случае, если расчетный ресурс не меньше заданного , а максимальная динамическая радиальная нагрузка не превышает половины динамической грузоподъемности , подшипник считается пригодным.
Далее проводятся расчеты валов на прочность. Основными нагрузками на валы являются силы от передач, которые передаются через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колеса, звездочки, шкивы, полумуфты. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу. Основными материалами для валов служат термически обрабатываемые среднеуглеродистые и ле-гированные стали 45, 40Х, 40ХН, механические характеристики которых представлены в таблице 10.2 [1, стр. 183].
В заключительной части выполняют расчеты валов на статическую прочность и на сопротивление усталости. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести () и коэффициент запаса на усталостную прочность () в опасных сечениях вала должен быть не менее .
Конструктивная схема одноступенчатого цилиндрического редуктора (схема № 1 для заданий 2.1; 2.5; 2.8) – см. приложение 1.
Образец выполнения сборочного чертежа одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора – см. приложение 2.
Конструктивная схема одноступенчатого червячного редуктора (схема № 3 для задания 2.3) – см. приложение 3.
ГЛАВА 6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА
6.1. Конструктивные размеры элементов цилиндрического зубчатого редуктора
6.1.1. Зубчатая передача
Выписываем принятые значения параметров зубчатой передачи, мм:
– межосевое расстояние;
и – делительные диаметры шестерни и колеса;
и – диаметры вершин зубьев колес;
и – диаметры впадин зубьев колес;
– ширина зубчатого венца колеса;
– модуль зубчатой передачи.
Примечание. Вышеуказанные параметры – см. в соответствующих разделах расчета зубчатой передачи (глава 2, часть 1).
Рассчитываем остальные параметры:
– ширина зубчатого венца шестерни, мм:
(6.1)
Примечание. Значение конструктивной добавки рекомендуется выбрать так, чтобы величина получилась четным числом.
– длина ступицы зубчатого колеса. Для ступицы должны выдерживаться следующие соотношения:
= (0,8…1,5), (6.2)
где – диаметр вала под зубчатое колесо (см. раздел 6.1.3).
По конструктивной схеме №1, мм:
= +, (6.3)
где – см. ниже.
– диаметр ступицы зубчатого колеса. Для стальных колес, мм:
= (1,5…1,55). (6.4)
– радиальный зазор между зубьями колеса и внутренней поверхностью торцовой стенки корпуса: = 8…15 мм.
Уточненный расчетпроизводим по формуле, мм:
=+ 3. (6.5)
Здесь – расстояние между внешними поверхностями вращающихся деталей, мм:
. (6.6)
Полученное значениеокругляем в бóльшую сторону до целого числа, при этом значение должно быть в диапазоне (8…15) мм. Если < 8 мм, то прини-
маем = 8 мм. Параметры , , – см. выше.
– торцовый зазор между зубьями шестерни и поверхностями боковых стенок корпуса редуктора: принимаем = 10 мм.
– торцовый зазор между зубьями колеса и внутренними поверхностями боковых стенок корпуса, мм: =+(2…2,5). (6.7)
Примечание. Значение конструктивной добавки (2…2,5) мм равно половине конструктивной добавки, принятой при расчете (см. выше).
По формуле (6.3) рассчитываем длину ступицы .
6.1.2. Конструкция входного вала (индекс 1 по схеме №1)
На законцовке входного вала устанавливается: или ведомый шкив клиноременной передачи (задания 2.1 и 2.8), или муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) ГОСТ 21424-93 (задание 2.5). Предварительно оцениваем диаметр законцовки из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.
– диаметр концевой части вала, мм:
= , (6.8)
где – вращающий момент на входном валу редуктора, Н·м
(для задания 2.5; для заданий 2.1. и 2.8. Значения и – см. раздел 1.3, глава 1, часть 1;
– допускаемое касательное напряжение для входного вала:
= 12 МПа – для задания 2.5;
= 18 МПа – для заданий 2.1 и 2.8.
Значение диаметра округляем в бóльшую сторону до величины, кратной 5, так, чтобы принятое значение было больше рассчитанного не менее, чем на 3 мм. Для заданий 2.1 и 2.8 принятое значение считаем окончательным, а для задания 2.5 – предварительным. Далее для задания 2.5 предварительное зна-чение согласовываем с диаметром вала электродвигателя (см. раздел 1.1, глава 1, часть 1), соединенного с входным валом редуктора муфтой МУВП. Согласование производим по таблице 6.1 следующим образом: а) если диаметр соответствует диаметру (находится с ним в одной строке), то предварительное значение принимаем за окончательное; б) если диаметр меньше мини-мального значения диаметров законцовки, соответствующих диаметру , то за окончательное принимаем это минимальное значение . Из таблицы 6.1 выписываем номинальный крутящий момент , передаваемый муфтой, и допуска-емое ею радиальное смещение входного вала редуктора относительно вала электродвигателя.
Таблица 6.1.
Диаметр вала электродвигателя, ммДиаметр законцовки входного вала, ммНоминальный крутящий момент муфты , Н·м Допускаемое радиальное смещение валов , мм22;24 20 63 0,2
28 25;30 125 0,3
32;38;42 35;40;45 250 0,3
48;55 45;50;55 710 0,4
60;65 50;55;60;65 1000 Например: 1. = 38 мм, рассчитанное значение =31,35 мм; в первом приближении принимаем = 35 мм. Так как = 35 мм соответствует = 38 мм, то оставляем значение = 35 мм как окончательное.
2. = 48 мм, рассчитанное значение = 35,39 мм; в первом приближении принимаем = 40 мм. Так как это значение не соответствует = 48 мм, то за окончательное принимаем значение = 45 мм (минимальное значение из диаметров, соответствующих = 48 мм).
После определения принимаем решение о форме законцовки входного вала и выполняем ее эскиз: законцовку рекомендуется выбрать конусной (рис. 6.1, а) для диаметров = 25, 30, 35, 40, 45, 55, 70, 90 мм или цилиндрической (рис. 6.2) для диаметров = 16, 18, 19, 20, 50, 60, 65, 75, 80, 85, 95, 100, 105, 110 мм.
Рис. 6.1.
Для конусной законцовки из таблицы 6.2 выписываем следующие данные: . Проточка резьбы конусной законцовки должна быть выпол-нена по рис. 6.1,б, а из таблицы 6.3 для нее выписываются параметры: .
Таблица 6.2.
Размеры, мм

25 М161,5 60 42 55 3,0
30 М201,5 80 58 55 3,0
35 М201,5 80 58 66 3,5
40 М242,0 110 82 108 5,0
45 М302,0 110 82 128 5,0
55 М363,0 110 82 149 5,5
70 М483,0 140 105 1811 7,0
90 М644,0 170 130 2214 9,0
Примечания: 1. – ширина и высота шпонки.
2. Диаметр .
Таблица 6.3
Размеры, мм
Шаг резьбы f R R1 z
1,5 4,0 1,0 0,5 – 2,2 1,6
2 5,0 1,6 0,5 – 3 2,0
3 6,0 1,6 1,0 – 4,5 2,5
4 8,0 2,0 1,0 – 6,0 3,0
Примечание. Здесь – диаметр резьбы. Например, для = М201,5: шаг = 1,5 мм, = 20 – 2,2 = 17,8 мм; для = М363,0: шаг = 3,0 мм, = 36 – 4,5 = 31,5 мм.
Для законцовки цилиндрической формы из таблицы 6.4. выписываем следу-ющие данные, мм: ; ; ; ; .

Рис. 6.2
Таблица 6.4
Размеры, мм

16 40 1,0 0,6 55
18,19 66
20 50 1,6 1,0 66
50 110 2,0 1,6 149
60;65 140 2,5 2,0 1811
75 2012
80;85 170 3,0 2,5 2214
95 2514
100;105;110 210 2816
Примечание. – ширина и высота шпонки.
Рассмотрим следующий после законцовки участок вала, с которым контактирует манжета.
– диаметр вала под манжету [см. 1, таблица 24.26, стр. 473, 474], мм:
= – для конусной законцовки вала;
= + (1…6) – для законцовки цилиндрической формы.
По выписываем параметры манжеты, выполняем эскиз и указываем обозначение манжеты по ГОСТ, при этом значение диаметра должно быть кратным 5.
Например: 1. Для цилиндрической законцовки, имеющей = 18 мм =18+2=20 мм. Условное обозначение манжеты типа 1, исполнения 1 (с механически обработанной кромкой) для вала диаметром 20 мм, с наружным диаметром 40 мм из резины 2 группы (на основе бутадиен-нитрилакрилового каучука): «Манжета 1.1–2040–2 ГОСТ 8752-79».
2. Для цилиндрической законцовки = 50 мм =50 + 5 = 55 мм: «Манжета 1.1–5580–2 ГОСТ 8752-79».
На следующем участке расположен опорный подшипник входного вала.
– диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника , мм:
= , при этом значение должно быть кратным 5.
По диаметру производим выбор шарикоподшипника серии диаметров 2 (легкой серии) или серии диаметров 3 (средней серии):
радиального, однорядного по ГОСТ 8338-75 [см. 1, таблица 24.10, стр. 459] – для прямозубой зубчатой передачи (задания 2.1 и 2.5);
радиально-упорного с по ГОСТ 831-75 [см. 1, таблица 24.15, стр. 464] – для косозубой зубчатой передачи (задание 2.8).При выборе серии подшипника следует руководствоваться следующей рекомендацией:
, (6.9)
где – динамическая нагрузка на подшипник, Н;
и – окружная и радиальная силы в зубчатом зацеплении, Н (см. раздел 2.13, глава 2, часть 1);
= 7665 ч – заданный ресурс работы привода в часах (см. раздел 2.2, глава 2, часть 1);
– частота вращения входного вала, об/мин (см. раздел 1.3, глава 1, часть 1, при этом для задания 2.5; для заданий 2.1 и 2.8);
– коэффицент, учитывающий конструктивные особенности редуктора при работе в составе привода, при этом:
= 0,024 для задания 2.1,
= 0,073 для задания 2.5,
= 0,038 для задания 2.8;
– динамическая грузоподъемность подшипника, Н [см. для диаметра сначала легкой, а потом средней серии, добиваясь выполнения соотношения (6.9). В случае невыполнения этого условия необходимо перейти на следующий типоразмер подшипника, т.е. увеличить на 5 мм].Выполняем эскиз выбранного подшипника и указываем его обозначение по ГОСТ.
Примечания: 1. При небольшом превышении над (не более 14 %) допускается вместо шарикоподшипников по ГОСТ 8338-75 применять роликоподшипники по ГОСТ 8328-75 тип 32000, имеющих те же габариты, но бóльшую грузоподъемность по сравнению с шарикоподшипниками. Это рекомендуется делать в тех случаях, когда необходимо выбрать подшипник легкой серии.
2. Для косозубой зубчатой передачи допускается применение радиально-упорного шарикоподшипника по ГОСТ 831-75 с .
3. Пример обозначения подшипника легкой серии с = 30 мм: радиального однорядного шарикоподшипника «Подшипник 206 ГОСТ 8338-75»; радиально-упорного () шарикоподшипника «Подшипник 46206 ГОСТ 831-75»; радиального роликоподшипника «Подшипник 32206 ГОСТ 8328-75».
Для выбранного подшипника выписываем следующие данные: .
Принимаем, что конструктивно вал выполняется заодно с шестерней.
– диаметр буртика для упора подшипника, для которого должно выдер-живаться следующее соотношение:
, (6.10)
где – диаметр впадин зубьев шестерни (см. раздел 6.1.1).
Значение необходимо принять равным целому числу, кратному 2 или 5 и ближайшим к значению (). При невыполнении соотношения (6.10), т.е. если , допускается выполнить буртик диаметром, удовлетворяющим только правой части соотношения (6.10), но разрешить при этом на поверхности буртика следы выхода инструмента для нарезания зубьев шестерни [см. 1, рис. 5.15, а или б]. – длина буртика. По конструктивной схеме №1: = = 10 мм.
– ширина мазеудерживающего кольца: = 8…14 мм.
Принимаем предварительно = 10 мм.
Посадки, применяемые при установке входного вала:
посадка внутреннего кольца подшипника на вал – ø40k6 (для = 40мм.)
посадка наружного кольца в отверстие корпуса – ø80H7 (для = 80мм).
6.1.3 Конструкция выходного вала (индекс 2 по схеме №1)
На законцовке выходного вала устанавливается: или звездочка конвейера (задание 2.1), или ведущая звездочка цепной передачи (задание 2.5), или муфта кулачково-дисковая (МКД) ГОСТ 20720-93 (задание 2.8). Предварительно оцениваем диаметр законцовки вала из расчета только на кручение.
– диаметр концевой части вала, мм:
, (6.11)
где – вращающий момент на выходном валу редуктора, Н·м (для задания 2.5, для задания 2.1 и для задания 2.8, см. раздел 1.3, глава 1, часть 1);
– допускаемое касательное напряжение для выходного вала:
= 18 МПа для задания 2.5;
= 30 МПа для заданий 2.1. и 2.8.
Значение диаметра округляем в большую сторону до величины, кратной 5, так, чтобы принятое значение было больше рассчитанного не менее, чем на 3 мм.
Форму концевой части вала рекомендуется принять конусной (рис. 6.1,), если входит в число диаметров таблицы 6.2., и цилиндрической (рис. 6.2), если входит в число диаметров таблицы 6.4. Для конусной законцовки необходимо выписать из таблицы 6.2 параметры:, ,,,,; а из таблицы 6.3 параметры проточки резьбы: Для цилиндрической закон-цовки из таблицы 6.4 необходимо выписать параметры: , ,,,.
Для герметизации выхода вала из корпуса редуктора в крышке подшипникового узла (поз. 3 на конструктивной схеме №1) выполнена канавка, в которую устанавливается пропитанное специальной смесью уплотнительное сальниковое кольцо (сальник) [см. 3, стр. 94].
– диаметр вала под сальник, мм:
= – для конусной законцовки вала;
= + 5 – для цилиндрической законцовки.
На следующем участке расположен опорный подшипник выходного вала.
– диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника, мм: = .
По диаметру производим выбор шарикоподшипника серии диаметров 2 (легкой серии) или серии диаметров 3 (средней серии):
радиального, однорядного по ГОСТ 8338-75 [см. 1, таблица 24.10, стр. 459] – для прямозубой зубчатой передачи (задания 2.1 и 2.5);
радиально-упорного с по ГОСТ 831-75 [см. 1, таблица 24.15, стр. 464] – для косозубой зубчатой передачи (задание 2.8).При выборе серии подшипника руководствуемся рекомендацией:
, (6.12)
где – динамическая нагрузка на подшипник, Н;
, и – см. расшифровку формулы (6.9) в разделе 6.1.2;
– частота вращения выходного вала, об/мин (см. раздел 1.3., глава 1, часть 1, при этом для задания 2.5, для заданий 2.1 и 2.8);
– коэффициент, учитывающий конструктивные особенности редуктора при работе в составе привода, при этом:
= 0,077 для задания 2.1,
= 0,093 для задания 2.5,
= 0,04 для задания 2.8;
– динамическая грузоподъемность подшипника, Н [см. для диаметра сначала легкой, а потом средней серии, добиваясь выполнения неравенства (6.12)].
Примечание. Для косозубой передачи допускается применение радиально-упорного шарикоподшипника с углом .
Для выбранного подшипника указываем обозначение по ГОСТ и выписываем следующие данные:; ; ; ; ; ; .По конструктивной схеме №1 на валу устанавливается зубчатое колесо, вра-щающий момент от которого передается валу с помощью шпоночного соединения (рис. 6.3).
У стандартных шпонок размеры сечения и зависят от диаметра вала и подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают напряжения смятия, возникающие на боковых гранях шпонки.
– диаметр вала под зубчатое колесо, мм:
,
при этом конструктивная добавка (5…15) мм варьируется в зависимости

Рис. 6.3
Таблица 6.5
Размеры, мм
Диаметр вала Сечение
шпонки
Шпоночный паз Допускаемая длина
шпонки

Глубина Радиус закругления вал втулка не более не менее Св.22 до30 87 4,0 3,3 0,25 0,16 18…90
» 30 » 38 108 5,0 3,3 0,4 0,25 22…110
» 38 » 44 128 5,0 3,3 28…140
» 44 » 50 149 5,5 3,8 36…160
» 50 » 58 1610 6,0 4,3 45…180
» 58 » 65 1811 7,0 4,4 50…200
» 65 » 75 2012 7,5 4,9 0,6 0,4 56…220
» 75 » 85 2214 9,0 5,4 63…250
» 85 » 95 2514 9,0 5,4 70…280
» 95 » 110 2816 10,0 6,4 80…320
Примечание. Размер брать из ряда:…32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160.
Обозначение шпонки, имеющей =16 мм, =10 мм, мм: «Шпонка ГОСТ 23360-78».
от значения , мм:
(5…7) для ≤ 55;
(8…12) для = 60…75;
(13…15) для ≥ 80.
Параметры призматических шпонок исполнения 1 (с закругленными концами: ) по ГОСТ 23360-78 приведены в таблице 6.5.
По диаметрупроизводим выбор призматической шпонки и из таблицы 6.5 выписываем следующие параметры: .
Определяем длину шпонки, используя соотношение:
мм, где – см. формулу (6.3) в разделе 6.1.1. Полученное значение округляем в большую сторону до ближайшей стандартной величины (см. примечание к таблице 6.5) и указываем обозначение шпонки по ГОСТ (там же).
Проверяем шпонку по напряжению смятия, для чего определяем рабочую длину шпонки, мм:
.
Находим действующее напряжение смятия, МПа:
, (6.13)
где – вращающий момент на валу зубчатого колеса, Н·м [см. выше расчет по формуле (6.11)];
= 100 МПа – допускаемое напряжение смятия.
Примечание. При невыполнении соотношения (6.13) необходимо увеличить на (5…12) мм, произвести заново выбор шпонки и проверку ее на смятие, добиваясь выполнения указанного соотношения.
Конструктивная схема зубчатого колеса представлена на рис. 6.4 [подробнее конструкцию цилиндрических зубчатых колес – см. 1, раздел 5.1].
Длину посадочного отверстия в ступице колеса, согласованную с длиной стандартной шпонки, см. выше. При этом для должны быть выдержаны соотношения (6.2), рекомендуемые в разделе 6.1.1: и = (0,8…1,5), т.е. значение должно быть больше ширины зубчатого венца колеса и должно входить в диапазон (0,8…1,5).
Диаметр назначают в зависимости от материала ступицы: так как зубчатое колесо выполнено из стали 40Х, то = (1,5…1,55), при этом значение округляют до величины, кратной 2 или 5 и входящей в рассчитанный диапазон.
Ширину торцов зубчатого венца колеса принимают: , где и – см. раздел 6.1.1. Толщина диска должна удовлетворять соотношению: , где . В случае невыполнения соот-ношения допускается принимать: , при этом значение должно быть кратным 2 или 5 и входить в рассчитанный диапазон.
На торцах зубчатого венца выполняют фаски = (0,5…0,6), округляя их до ближайшего стандартного значения по таблице 6.6. На торцах отверстия в сту-пице под диаметр также выполняют фаски , величину которых принимают по таблице 6.6 в зависимости от значения . На прямозубых зубчатых колесах, а также на косозубых колесах при твердости рабочих поверхностей ≤ 350 НВ, фаски и выполняют под углом .
– диаметр буртика на валу для упора зубчатого колеса (рис. 6.4), мм:
=+ (6…10).
– длина буртика, мм: = ( – см. раздел 6.1.1).

Рис. 6.4
Таблица 6.6.
,
мм 20…30 30…40 40…50 50…80 80…120 120…150 150…250 250…500
, мм1,0 1,2 1,6 2,0 2,5 3,0 4,0 5,0
Посадки, применяемые при установке выходного вала:
посадка внутреннего кольца подшипника на вал – ø50k6 (для = 50мм);
посадка наружного кольца подшипника в отверстие корпуса – ø90H7 (для = 90 мм);
посадка зубчатого колеса на вал – ø60 (для = 60 мм);
посадка шпонки в паз вала – 18 (для = 18 мм);
посадка шпонки в паз ступицы зубчатого колеса – 18.
6.2. Конструктивные размеры элементов червячного редуктора
6.2.1. Червячная передача
Выписываем размеры элементов червячной передачи, мм:
– межосевое расстояние;
– модуль червячной передачи;
и – делительные диаметры червяка и червячного колеса;
– диаметр вершин витков червяка;
– диаметр впадин червяка;
– длина нарезанной части червяка;
– диаметр вершин зубьев колеса;
– диаметр впадин зубьев колеса;
– диаметр колеса наибольший;
– ширина венца колеса;
Примечание. Вышеуказанные параметры – см. в соответствующих разделах расчета червячной передачи (глава 3, часть 1).
Рассчитываем остальные параметры, мм:
– длина ступицы червячного колеса. Для ступицы должны выдерживаться следующие соотношения: , где – диаметр вала под червячное колесо (см. раздел 6.2.3).
По конструктивной схеме №3: мм (– см. раздел 6.2.3).
– диаметр ступицы червячного колеса: червячное колесо выполняется составным, при этом центр – стальной, а зубчатый венец – из бронзы. Для стального центра: .
– радиальный зазор между зубьями червячного колеса по , а также витками червяка по и внутренними поверхностями стенок корпуса: . Уточненный расчет производим по формуле: , где – расстояние между внешними поверхностями вращающихся деталей: . Полученное значение округляем в большую сторону до целого числа. Параметры , и – см. выше.
6.2.2. Конструкция входного вала (индекс 1 по схеме №3)
На законцовке входного вала устанавливается муфта упругая втулочно-паль-цевая (МУВП) ГОСТ 21424-93. Предварительно оцениваем диаметр законцовки из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.
– диаметр концевой части вала, мм:
, (6.14)
где – вращающий момент на входном валу редуктора, Н·м
(, см. раздел 1.3, глава 1, часть 1);
=12 МПа – допускаемое касательное напряжение для входного вала.
Значение диаметра округляем в бóльшую сторону до величины, кратной 5, так, чтобы принятое значение было больше рассчитанного не менее, чем на 3 мм. Далее предварительное значение согласовываем с диаметром вала электродвигателя (см. раздел 1.1, глава 1, часть 1), соединенного с входным валом редуктора муфтой МУВП. Согласование производим по таблице 6.1 следу-ющим образом: а) если диаметр соответствует диаметру (находится с ним в одной строке), то предварительное значение принимаем за окончательное; б) если диаметр меньше минимального значения диаметров законцовки, соответствующих диаметру , то за окончательное принимаем это минимальное значение . Из таблицы 6.1 выписываем номинальный крутящий момент , передаваемый муфтой, и допускаемое ею радиальное смещение вход-ного вала редуктора относительно вала электродвигателя (см. пример в разделе 6.1.2).
Форму концевой части вала для диаметров = 25;30;35;40;45;55;70;90 мм рекомендуется выбрать конусной (рис. 6.1, ). Для конусной законцовки из таблицы 6.2 выписываем следующие данные: ; .
Проточка резьбы конусной законцовки должна быть выполнена по рис. 6.1, б. Из таблицы 6.3 для нее должны быть выписаны следующие параметры: .
Цилиндрическая форма законцовки рекомендуется для диаметров = 16; 18; 19; 20; 50; 60; 65; 75; 80; 85 мм. (см. рис. 6.2). Для нее из таблицы 6.4 выписываем следующие данные: .
Рассмотрим следующий после законцовки участок вала, с которым контактирует манжета.
– диаметр вала под манжету [см. 1, таблица 24.26, стр. 473, 474], мм:
= – для конусной законцовки вала;
= + (1…6) – для цилиндрической законцовки.
По выписываем параметры манжеты, выполняем эскиз и указываем
обозначение по ГОСТ, при этом значение диаметра должно быть кратным 5.
Например: 1. Для цилиндрической законцовки, имеющей =18 мм =18+2=20 мм. Условное обозначение манжеты типа 1, исполнения 1 (с механически обработанной кромкой) для вала диаметром 20 мм, с наружным диаметром 40 мм из резины 2 группы (на основе бутадиен-нитрилакрилового каучука): «Манжета 1.1–2040–2 ГОСТ 8752-79».
2. Для цилиндрической законцовки = 50 мм = 50+5 = 55 мм: «Манжета 1.1–5580–2 ГОСТ 8752-79».
Следующий участок входного вала по конструктивной схеме №3 выполнен с резьбой.
– диаметр резьбы круглой шлицевой гайки, предназначенной для поджа-тия подшипников правой опоры к буртику вала и законтренной стопорной шайбой [см. 1, таблица 24.22, 24.23, стр. 470, 471]. При выборе диаметра резьбы должны быть обеспечены следующие соотношения:
, где – см. ниже;
, где – внутренний диаметр резьбы по таблице 6.7.
Таблица 6.7
Размеры, мм

35 35 М391,5 37,376 40
40 40 М421,5 40,376 45
45 45 М481,5 46,376 50
50 55 М602,0 57,835 60
55 55 М602,0 57,835 60
60 65 М682,0 65,835 70
Для выбранной резьбы выполняем эскиз гайки, шайбы и паза на валу под язычок стопорной шайбы, выписываем их параметры и указываем обозначение гайки и шайбы по ГОСТ.
Параметры гайки, мм: [см. 1, таблица 24.22, стр. 470]; параметры шайбы, мм: [см. 1, таблица 24.23, стр.471].
Примечание. Обозначение гайки и шайбы для М391,5:
«Гайка М391,5 – 7Н.05.05 ГОСТ 11871-88»;
«Шайба Н.39.01.05 ГОСТ 11872-89».
Параметры паза на валу под язычок стопорной шайбы, мм: [см. 1, таблица 24.24, стр. 471, 472].
Для обеспечения надежного завинчивания гайки по диаметру в конце резьбового участка выполняем проточку резьбы (см. рис. 6.1, б), для которой из таблицы 6.3 в зависимости от шага резьбы выписываем следующие параметры, мм:
На следующем участке входного вала в специальном стакане установлены два роликоподшипника, являющиеся правой опорой вала.
– диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника, значение которого должно быть кратным 5 (рекомендуемые значения – по таблице 6.7).
По диаметру для правой опоры производим выбор конического роликоподшипника ГОСТ 27365-87 в количестве 2 шт. серии диаметров 2 (легкой серии) или серии диаметров 3 (средней серии) [см. 1, таблица 24.16, стр. 465]. Для выбора серии подшипника руководствуемся следующей рекомендацией:
, (6.15)
где – динамическая нагрузка на подшипник, Н;
= 0,058 – коэффициент, учитывающий конструктивные особенности редуктора при работе в составе привода;
и – окружная, радиальная и осевая силы на червяке, Н (см. раздел 3.8, глава 3, часть 1);
= 7665 ч – заданный ресурс работы привода в часах (см. раздел 3.2.1, глава 3, часть 1);
– частота вращения входного вала, об/мин (см. итоговую таблицу ме-ханических параметров в разделе 1.3, глава 1, часть 1);
= 10/3 – показатель степени для роликоподшипников;
– параметр роликоподшипника;
– динамическая грузоподъемность подшипника, Н.
Примечания: 1. Параметры , и берем сначала для подшипника легкой, потом средней серии с углом контакта α = 12…1, а затем средней серии с углом α = , последовательно добиваясь выполнения соотношения (6.15).
2. Для принятой конструкции правой опоры входного вала в соотношении (6.15) допускается вместо одного подшипника принять комплекта из двух специально подобранных под-шипников легкой или средней серии с углом α = 12…1. В этом случае = 1,714 [см. 1, стр. 118].
Для выбранного роликоподшипника указываем обозначение по ГОСТ и выписываем следующие данные:. Для обеспечения построения подшипника на чертеже выполняем по рис. 6.5 расчет элементов внутренней конструкции роликоподшипника:.
Размеры и определяем при построении.
Примечание. Обозначение роликоподшипника легкой серии при мм: «Подшипник 7208 ГОСТ 27365-87».
Рассмотрим участок вала, где находится червяк, имеющий эвольвентный профиль (ZI) и выполненный заодно с валом: нарезанная часть червяка расположена симметрично относительно оси червячного колеса; между червяком и опорными подшипниками на валу выполнены буртики, служащие для подшипников упорами.
– диаметр буртика справа и слева от червяка, для которого должно выдерживаться следующее соотношение:
, (6.16)
где – диаметр впадин червяка (см. раздел 6.2.1.); – параметр роли-коподшипника (см. выше). Значение выбираем так, чтобы оно было ближе к правой части соотношения и было кратно 2 или 5.
Примечание. В случае, если , то длину буртика следует разбить на два участка: участок, граничащий с червяком, выполняем диаметром , обеспечивающим выход инструмента при обработке витков червяка [см. 1, рис. 5.20, б]; участок служащий упором для подшипника, выполняем в виде заплечика длиной не менее 10 мм и диаметром .
Допускается выполнить буртик диаметром, удовлетворяющим только правой части соотношения (6.16), но разрешить при этом на поверхности буртика следы выхода инструмента для обработки витков червяка [см. 1, рис. 5.20, в].
– длина буртика справа от червяка, т.е. расстояние от торца нарезанной части червяка до торца внутреннего кольца роликоподшипника, мм:
, (6.17)
где и – параметры роликоподшипника и (см. выше);
– параметр червяка (см. раздел 6.2.1);
– толщина буртика стакана для упора подшипников (см. рис. 6.6).
– расстояние от оси симметрии червячной передачи до торца прилива на корпусе редуктора для правого подшипникового узла (см. конструктивную схему №3), мм: . (6.18)
Здесь – расстояние от оси червячного колеса до прилива на корпусе (гипотенуза прямоугольного треугольника с катетами и ), мм:
, (6.19)
где и – см. раздел 6.2.1.
– расстояние от плоскости разъема корпуса редуктора до поверхности прилива по диаметру, мм:
, (6.20)
где – межосевое расстояние червячной передачи (см. раздел 6.2.1).

– диаметр прилива, приравниваемый наружному диаметру крышки подшипникового узла [см. 3, стр. 68, параметр ]. Значение параметра опре-деляем по величине наружного диаметра подшипника, за который условно принимаем посадочный диаметр стакана . Для определения воспользуемся рис. 6.6 и таблицей 6.8:
Таблица 6.8
Наружный диаметр подшипника мм50…62 63…95 100…145
Толщина стенки
стакана мм5…7 7…9 9…11
. (6.21)
Значение из рекомендуемого таблицей 6.8 диапазона выбираем таким, чтобы величина получилась кратной 5.
Например: = 72 мм, диапазон значений : 7…9 мм. Принимаем = 9 мм, тогда = 72 + 2 · 9 = 90 мм. Принимаем за наружный диаметр подшипника = 90 мм и для него по справочнику [3, стр. 70] находим параметры и : = 110 мм; = 130 мм.
Кроме того, для стакана определяем толщину буртика и толщину фланца , мм: ; . Значения и округляем до целых чисел.

Рис. 6.6
Находим значение по формуле (6.20), затем рассчитываем значение по формуле (6.18) и округляем его в бόльшую сторону до целого числа. Далее оп-ределяем по формуле (6.17).
По для левой опоры входного вала производим выбор радиального однорядного шарикоподшипника ГОСТ 8338-75 [см. 1, таблица 24.10, стр. 459] такой же серии, что и для роликоподшипников правой опоры. Для установки подшипника используем стакан, аналогичный по габаритным размерам стакану правой опоры с той разницей, что у него не должно быть буртика для упора подшипника, но положение подшипника от края стакана должно быть выполнено по размеру, равному .
Для выбранного подшипника выполняем эскиз, указываем обозначение по ГОСТ и выписываем следующие данные: .
Примечание. Обозначение шарикоподшипника легкой серии при = 35 мм: «Подшипник 207 ГОСТ 8338-75».
– длина буртика слева от червяка, т.е. расстояние от торца нарезанной части червяка до торца внутреннего кольца шарикоподшипника:
, (6.22)
где ; и – см. выше.
Посадки, применяемые при установке входного вала:
посадка внутреннего кольца подшипника на вал – ø35k6 (для = 35 мм);
посадка наружного кольца в отверстие стакана – ø72H7 (для = 72 мм);
посадка стакана в отверстие прилива на корпусе – ø90(для = 90 мм).
6.2.3. Конструкция выходного вала (индекс 2 по схеме № 3)
На законцовке выходного вала устанавливается ведущая звездочка горизонтально расположенной цепной передачи (см. рис. 7.2, а). Предварительно оцениваем диаметр законцовки вала из расчета только на кручение.
– диаметр концевой части вала, мм:
, (6.23)
где – вращающий момент на выходном валу редуктора, Н·м , см. раздел 1.3, глава 1, часть 1);
=18 МПа – допускаемое касательное напряжение для выходного вала.
Значение округляем в бόльшую сторону до ближайшей величины, крат-ной 5, так, чтобы принятое значение было больше рассчитанного не менее, чем на 3 мм.
Форму концевой части вала для диаметров = 40;45;55;70;90 мм рекомендуется выбрать конусной (см. рис. 6.1, ). Для нее из таблицы 6.2 выписываем следующие данные: .Проточка резьбы конусной законцовки должна быть выполнена по рис. 6.1, б с параметрами по таблице 6.3:
Цилиндрическая форма законцовки (см. рис. 6.2) рекомендуется для диаметров =50;60;65;75;80;85;95;100;105;110 мм. Для нее по таблице 6.4 выписываем следующие данные: .
Для герметизации выхода вала из корпуса редуктора в крышке подшипникового узла (поз. 3 на конструктивной схеме №3) выполнена канавка, в которую устанавливается пропитанное специальной смесью уплотнительное сальниковое кольцо (сальник) [см. 3, стр. 94].
– диаметр вала под сальник, мм:
– для конусной законцовки вала;
– для цилиндрической законцовки.
На следующем участке расположен опорный подшипник выходного вала.
– диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника (d), мм:
.
По диаметру производим выбор конического роликоподшипника ГОСТ 27365-87 серии диаметров 2 (легкой серии) или серии диаметров 3 (средней серии) [см. 1, таблица 24.16, стр. 465 или 4, стр. 218, 219]. При выборе серии подшипника руководствуемся следующей рекомендацией:
, (6.24)
где – динамическая нагрузка на подшипник, Н;
= 0,185 – коэффициент, учитывающий конструктивные особенности редуктора при работе в составе привода;
и – окружная, радиальная и осевая силы на червячном колесе, Н (см. раздел 3.8, глава 3, часть 1);
= 7665 ч – заданный ресурс работы привода в часах (см. раздел 3.2.1, глава 3, часть 1);
– частота вращения выходного вала, об/мин (см. раздел 1.3, глава 1, часть 1);
=10/3 – показатель степени для роликоподшипников;
– параметр роликоподшипника (сначала легкой, а затем средней серии);
– динамическая грузоподъемность подшипника, Н [см. для сначала легкой, а потом средней серии, добиваясь выполнения соотношения (6.24)].
Для выбранного роликоподшипника указываем обозначение по ГОСТ и выписываем следующие данные:. Для обеспечения построения подшипника на чертеже выполняем по рис. 6.5. расчет элементов внутренней конструкции роликоподшипника: . Размеры и определяем при построении.
Примечание. Обозначение роликоподшипника легкой серии при = 80 мм: «Подшипник 7216А ГОСТ 27365-87».
По конструктивной схеме №3 на валу устанавливается червячное колесо, вращающий момент от которого передается валу с помощью шпоночного соединения (рис. 6.3).
– диаметр вала под червячное колесо:
мм (значение должно быть кратным 2 или 5).
Примечание. Конструктивная добавка варьируется в зависимости от значения :
5…7 мм для ;
8…12 мм для ;
13…15 мм для .
По диаметру производим выбор призматической шпонки с закругленными краями и из таблицы 6.5 выписываем следующие параметры:
Определяем длину шпонки, используя соотношение:
мм. Полученное значение округляем в меньшую сторону до ближайшей стандартной величины (см. примечание к таблице 6.5) и указываем обозначение шпонки по ГОСТ (там же).
Проверяем шпонку по напряжению смятия, для чего определяем рабочую длину шпонки, мм:
. (6.25)
Находим действующее напряжение смятия, МПа:
, (6.26)
где – вращающий момент на валу червячного колеса, Н·м [см. выше расчет по формуле (6.23)];
= 100 МПа – допускаемое напряжение смятия.
Примечание. При невыполнении соотношения (6.26) необходимо увеличить на (5…12) мм, произвести заново выбор шпонки и проверку ее на смятие, добиваясь выполнения указанного соотношения.
Конструкция червячного колеса представлена на конструктивной схеме №3 [подробнее конструкцию червячных колес – см. 1, раздел 5.6]. Чаще всего червячные колеса изготовляют составными: центр – из стали, зубчатый венец – из бронзы. При малых окружных скоростях (2 м/с) червячные колеса изготовля-ют цельными из серого чугуна СЧ15 или СЧ20 ГОСТ 1412-85. Длину посадочного отверстия центра колеса, согласованную с длиной стандартной шпонки , вычисляем по формуле: , при этом проверяем выполнение соотно-шения: – значение должно входить в заданный диапазон.
Диаметр ступицы колеса назначают в зависимости от материала ступицы: – для стальных центров; – для цельных колес из чугуна, при этом значение округляют до величины, кратной 2 или 5 и входящей в рассчитанный диапазон. Остальные конструктивные элементы червячных колес рекомендуется принимать по учебному пособию [см. 1, рис. 5.17].
Далее на валу между червячным колесом и опорным подшипником располо-жен буртик, который служит упором для червячного колеса.
– диаметр буртика, мм:
. (6.27)
Величину рекомендуется принимать кратной 2 или 5.
– длина буртика для упора червячного колеса (расчет см. в разделе 6.4).
– расстояние между внутренними поверхностями боковых стенок корпуса:
или или , (6.28)
где – диаметр прилива корпуса, приравниваемый наружному диаметру крышки подшипникового узла входного вала (см. раздел 6.2.2);
– длина ступицы червячного колеса (см. выше);
– диаметр вершин витков червяка (см. раздел 6.2.1);
– радиальный зазор (там же).
Из трех значений выбирается наибольшее.
Посадки, применяемые при установке выходного вала:
посадка внутреннего кольца подшипника на вал – ø50k6 (для =50 мм);
посадка наружного кольца подшипника в отверстие корпуса – ø90H7 (для =90 мм);
посадка червячного колеса на вал – ø60 (для =60 мм);
посадка шпонки в паз вала – 18 (для =18 мм);
посадка шпонки в паз ступицы червячного колеса – 18.
6.3. Крышки подшипниковых узлов

Крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения (см. рис. 6.7) предназначена для герметизации законцовки входного вала редуктора (см. поз. 1 на конструктивной схеме №1 или №3). Крышка подбирается по наружному диаметру подшипника входного вала (см. раздел 6.1.2 для заданий 2.1, 2.5 и 2.8 или раздел 6.2.2 для задания 2.3). Для нее выписываются следующие данные с учетом [см. 3, стр. 68…74]: ;.
Примечания: 1. Для задания 2.3. диаметры и выписывают-ся из раздела 6.2.2 [см. расчет диаметра по формуле (6.21)].
2. Количество болтов крепления крышки к корпусу:= 4 для = 40…75; = 6 для = 80…225.
Крышка торцовая глухая (см. рис. 6.8) предназначена для герметизации под-шипникового узла входного вала, не имеющего выхода из корпуса редуктора (см. поз. 2 на конструктивной схеме №1 или №3). Крышка подбирается по наружному диаметру подшипника входного вала, и для нее выписываются следующие данные [см. 3, стр. 66, 67]: (для типа 2); .
Примечания: 1. Для задания 2.3 диаметрыи принимаются такими же, как для крышки поз. 1.
2. Количество болтов одинаково с крышкой поз.1.
Крышка торцовая с канавкой для уплотнительного кольца (сальника) (см. рис 6.9.) предназначена для герметизации законцовки выходного вала редуктора (см. поз. 3 на конструктивной схеме №1 или №3). Крышка подбирается по наруж-ному диаметру подшипника выходного вала (см. раздел 6.1.3 для заданий 2.1, 2.5 и 2.8 или раздел 6.2.3 для задания 2.3). Для нее выписываются следующие данные с учетом [см. 3, стр. 75…86]: .
Примечание. Количество болтов крепления крышки к корпусу: = 4 для = 40…75; = 6 для = 80…225.
Крышка поз. 4 по конструктивной схеме №1 или №3 аналогична крышке поз. 2 (см. рис. 6.8), но подбирается по наружному диаметру подшипника выходного вала. Для нее выписываются следующие данные [см. 3, стр. 66, 67]: ;(для типа 2); .
Примечания: 1. Количество болтов крепления крышки поз. 4 к корпусу такое же, как для крышки поз. 3.
2. Для всех крышек диаметр отверстия для болта крепления крышки к корпусу задается на 1 мм больше диаметра болта. Таким образом, . Например: если мм, то резьба болта будет М10, т.е. = 11(М10).
6.4. Конструктивные элементы корпуса редуктора
Корпус предназначен для размещения в нем деталей редуктора, для обеспечения смазки передач и подшипников, а также для предохранения деталей от загрязнения и для восприятия усилий, возникающих при работе передач. Корпус должен быть достаточно прочным и жестким, чтобы предотвратить перекос осей валов под действием внутренних и внешних сил.
Все корпуса состоят из стенок, бобышек и фланцев, объединенных в единое целое и для повышения жесткости усиленных ребрами. Рассмотрим корпус редуктора, выполненный литьем из чугуна марки СЧ15 ГОСТ 1412-85 [см. 6, рис. 13.17].
Толщину стенки корпуса редуктора, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости, вычисляем по формуле, мм:
, (6.29)
где – вращающий момент на выходном (тихоходном) валу редуктора, Н·м ( для заданий 2.3 и 2.5, для задания 2.1 и для задания 2.8, см. раздел 1.3, глава 1, часть 1).
Полученное значение округляем в бóльшую сторону до целого числа из ряда: 6, 7, 8, 9, 10, 12, 15 мм.
Толщина стенки крышки корпуса, мм:
.
Примечания: Для толщин δ ≤ 10 рекомендуется принимать δ1 = δ.
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: .
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: .
Толщина нижнего пояса (основания) корпуса при наличии бобышек под фундаментные болты: .
Толщина ребер корпуса и крышки корпуса: .
Расстояние между дном корпуса и поверхностями вращающихся элементов , но не менее 30 мм для зубчатого колеса (задания 2.1, 2.5, 2.8) и не менее 20 мм для червяка (задание 2.3).
Диаметр фундаментных болтов, мм:
, (6.30)
где – межосевое расстояние зубчатой передачи (для заданий 2.1, 2.5 и 2.8) или червячной передачи (для задания 2.3).
Рассчитанный диапазон диаметров болта сравниваем с ближайшим стандартным значением из ряда: М6, М8, М10, М12, М16, М20, М24…
Например, , принимаем ;
, принимаем .
Диаметр отверстия в основании корпуса должен быть на (2…3) мм больше диаметра фундаментного болта для обеспечения бесподгоночной установки редуктора на ответную раму. Количество фундаментальных болтов должно быть: при мм, при мм.
Диаметры стяжных болтов, мм:
у подшипников – ; в соединении фланцев корпуса и крышки корпуса – ,
где – принятое значение диаметра фундаментного болта.
Рассчитанные диаметры и округляем до ближайших значений из стандартного ряда (см. выше).
Рис. 6.10
1600207105015Размеры, определяющие положение болтов :
, где – диаметр болта крепления крышки подшипникового узла на выходном валу (см. раздел 6.3, крышка поз. 3 или 4);
.
Высота бобышки на корпусе и крышке корпуса под болт (см. рис. 6.10) рассчитывается так, чтобы на поверхности бобышки образовалась опорная площадка под головку болта или гайку.
– диаметр головки болта – (см. таблицу 6.9); .
– расстояние от оси крышки подшипникового узла до оси болта :
. (6.31)
Здесь – диаметр осей болтов на выходном валу (параметр для поз. 3, раздел 6.3); – см. выше; – угол, определяющий положение болта , град: , где – число болтов (см. раздел 6.3, параметр для поз. 3 или 4).
, (6.32)
где – наружный диаметр крышки подшипникового узла на выходном валу (см. раздел 6.3, параметр для поз. 3 или 4).
Полученное значение округляем в большую сторону до целого числа.
Диаметр прилива на корпусе и крышке корпуса редуктора для подшипникового узла:
– на входном валу (см. раздел 6.3, параметр для поз. 1 или 2);
– на выходном валу (см. формулу 6.32).
Высота прилива на корпусе и крышке корпуса для гнезда подшипника на выходном валу редуктора, мм:
а) для заданий 2.1, 2.5 и 2.8:
, (6.33)
где – ширина мазеудерживающего кольца: ; – ширина кольца подшипника на выходном валу (см. параметры подшипника в разделе 6.1.3);
– высота выступа крышки подшипникового узла на выходном валу (см. раздел 6.3, крышка поз. 3 или 4, параметр h).
Примечание. Для упрощения конструкции корпуса редуктора высота прилива на входном валу приравнивается высоте прилива на выходном валу: .
– длина распорной втулки между подшипником и крышкой подшипникового узла на входном валу:
, (6.34)
где – ширина кольца подшипника на входном валу (см. параметры подшипника в разделе 6.1.2);
– высота выступа крышки подшипникового узла на входном валу (см. раздел 6.3, крышка поз. 1 или 2, параметр h);
и – см. выше.
Примечание. В случае, если или имеет отрицательное значение, распорную втулку на входном валу не выполняют, а конструктивно варьируют шириной мазеудерживающих колец, выполняя их разными по длине для входного и выходного валов, но так, чтобы находилось в диапазоне 10...15 мм. Например:
= 2 мм, тогда = 12 мм и = 10 мм;
= –3 мм, тогда = 10 мм и = 13 мм.
В этом случае = 0.
– расстояние от оси входного вала до проекционного положения оси болта крепления крышки подшипника (см. конструктивную схему № 1), мм:
, (6.35)
где – см. раздел 6.3., поз. 1 или 2, параметр ;
– количество болтов крепления крышки подшипникового узла (там же).
– расстояние от наружного кольца подшипника входного вала до внутренней поверхности торцовой стенки корпуса редуктора, мм:
, (6.36)
где – см. выше;
– диаметр наружного кольца подшипника входного вала (см. раз-дел 6.1.2).
Полученное значение округляем в большую сторону до целого числа.
б) для задания 2.3:
для случая, если , (6.37)
где – рекомендуемое расстояние от торцовой поверхности прилива для подшипникового узла до наружной поверхности стенки корпуса: подбирается по табл. 6.9 в зависимости от диаметра болта (см. вы-ше);
– толщина стенки корпуса (см. выше);
– параметр роликоподшипника на выходном валу (см. пара-метры подшипника в разделе 6.2.3);
– высота выступа крышки подшипникового узла на выходном валу (см. раздел 6.3, крышка поз. 3 или 4, параметр ).
Примечание. Если , то высота прилива: .
– длина буртика на выходном валу для упора червячного колеса, мм:
, (6.38)
где – см. раздел 6.2.3;
– там же;
, и – см. выше.
Таблица 6.9.
Размеры в мм
Параметры Болты
М6 М8 М10 М12 М16 М20 М24
22 24 28 33 39 48 54
12 13 16 18 21 25 34
10,9 14,2 17,6 19,9 26,2 33 39,6
4 5,5 7 8 10 13 15
10 13 16 18 24 30 36
Примечания: 1. Параметры и – см. на рис. 13.17 [6].
2. Параметры головки болта по ГОСТ 7798-70:
– диаметр головки болта; – высота головки;
– размер под ключ.
Радиусы сопряжений переходных поверхностей корпуса – см. учебное посо-бие [1, рис. 17.9].
Рекомендуется принимать: для внутренних поверхностей и для наружных поверхностей, где – принятое значение толщины стен-ки корпуса (см.выше).
ГЛАВА 7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, НАГРУЖАЮЩИХ ПОДШИПНИКИ ВХОДНОГО ВАЛА
7.1. Условия работы входного вала
Подшипники качения для опор входного вала – см. раздел 6.1.2 для заданий 2.1, 2.5 и 2.8 или раздел 6.2.2 для задания 2.3.
Частота вращения об/мин (см. раздел 1.3, глава 1, часть 1: для заданий 2.3 и 2.5; для заданий 2.1 и 2.8).
Вероятность безотказной работы привода 90%.
Требуемый ресурс = 7665 часов (см. раздел 2.2, глава 2 или раздел 3.2, глава 3, часть 1).
Вал выполнен из стали 40Х ГОСТ 4543-71. Шестерня зубчатой передачи (для заданий 2.1, 2.5 и 2.8) и червяк (для задания 2.3) выполнены заодно с валом.
Вал подвергается термообработке:
а) вал – шестерня: улучшение, твердость 269…302 HB;
б) вал – червяк: улучшение, твердость 269…302 НВ в сердцевине и закалка ТВЧ поверхностного слоя витков червяка до твердости 45…58 HRC. Механичес-кая обработка витков червяка – шлифование чистовое до 0,8…1,6 мкм.
Делительный диаметр шестерни или червяка – = мм, (см. раздел 6.1.1 для заданий 2.1, 2.5 и 2.8 или раздел 6.2.1 для задания 2.3).
Максимальный (из длительно действующих) момент = (см. раздел 1.3, глава 1, часть 1: для заданий 2.3 и 2.5; для заданий 2.1 и 2.8).
Силы в зацеплении при передаче максимального момента:
а) зубчатая передача:
окружная сила = H;
радиальная сила = H;
осевая сила = Н (только для косозубой передачи, см. раздел 2.13, глава 2, часть 1);
б) червячная передача:
окружная сила на червяке = Н;
осевая сила на червяке = Н;
радиальная сила = Н (см. раздел 3.8, глава 3, часть 1).
Типовой режим нагружения – II (средний равновероятностный); возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки. Условия работы подшипников – обычные. Ожидаемая рабочая температура C.
На законцовке входного вала устанавливается:
а) ведомый шкив клиноременной передачи (для заданий 2.1 и 2.8);
б) муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) ГОСТ 21424-93 (для заданий 2.3 и 2.5).
7.2. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении
7.2.1 Расчетная схема для задания 2.1 выполнена на основании схемы привода на рис. 7.1, и должна соответствовать схеме на рис. 7.1, б.
По конструктивной схеме № 1 цилиндрического зубчатого редуктора определяем плечи сил для расчетной схемы входного вала, при этом считаем, что реакции опор направлены по оси симметрии шарикоподшипников.
Расстояние между опорами 1 и 2, мм:
, (7.1)
где – ширина кольца подшипника на входном валу (см. параметры подшипника в разделе 6.1.2);
– ширина мазеудерживающего кольца (см. раздел 6.4, примечание к );
– торцовый зазор между зубьями шестерни и боковыми стенками корпуса (см. раздел 6.1.1);
– ширина зубчатого венца шестерни (там же).
– расстояние между опорой 2 (ближней к законцовке вала) и точкой приложения сил в зацеплении (посредине зубчатого венца шестерни):
– для симметричного расположения опор относительно точки приложения сил.
Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости ():; . (7.2)
; . (7.3)
Проверка: . (7.4)
Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости ():
; . (7.5)
; . (7.6)
Проверка:. (7.7)
Суммарные реакции опор см. в разделе 7.4.
7.2.2. Расчетная схема для задания 2.3 выполнена на основании схемы привода на рис. 7.2, и должна соответствовать схеме на рис. 7.2, б.
По конструктивной схеме №3 одноступенчатого червячного редуктора опре-деляем плечи сил для расчетной схемы входного вала. Точка приложения сил в червячной паре находится в полюсе зацепления. Длина нарезанной части червяка () расположена симметрично относительно полюса. Для опоры 2 (ближайшей к законцовке вала) принимаем, что вектор опорной реакции расположен в плоскости соприкосновения роликоподшипников. Для опоры 1 опорная реакция направ-лена по оси симметрии радиального однорядного шарикоподшипника.
Расстояние между опорой 2 и точкой приложения сил в зацеплении, мм:
,
(7.8)
где – расстояние от плоскости симметрии червячной передачи до торцовой поверхности прилива на корпусе для правого подшипниково-го узла (см. раздел 6.2.2);
– толщина буртика стакана для упора подшипников правой опоры (конструкцию стакана – см. там же);
– параметр роликоподшипника правой опоры (см. параметры подшипника в разделе 6.2.2).
Расстояние между опорами 1 и 2, мм:
, (7.9)
где – параметр шарикоподшипника левой опоры (см. параметры подшипника в разделе 6.2.2);
остальные параметры – см. выше.
Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости ():; . (7.10)
; . (7.11)
Проверка: . (7.12)
Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости ():; . (7.13)
; . (7.14)
Проверка: . (7.15)
Реакции опор от сил в зацеплении:
; . (7.16)
Суммарные реакции опор см. в разделе 7.4.
7.2.3. Расчетная схема для задания 2.5 выполнена на основании схемы привода на рис. 7.3, и должна соответствовать схеме на рис. 7.3, б.
По конструктивной схеме №1 цилиндрического зубчатого редуктора опреде-ляем плечи сил для расчетной схемы входного вала, при этом считаем, что реак-ции опор направлены по оси симметрии шарикоподшипников.
Расстояние между опорами 1 и 2, мм:
. (7.17)
Расшифровку параметров – см. раздел 7.2.1.
– расстояние между опорой 2 (ближней к законцовке вала) и точкой при-ложения сил в зацеплении (посредине зубчатого венца шестерни), мм:
.
Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости ():; . (7.18)
; . (7.19)
Проверка: . (7.20)
Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости ():; . (7.21)
; . (7.22)
Проверка: . (7.23)
Реакции опор от сил в зацеплении:
; . (7.24)
Суммарные реакции опор см. в разделе 7.4.
7.2.4. Расчетная схема для задания 2.8 выполнена на основании схемы привода на рис. 7.4, и должна соответствовать схеме на рис. 7.4, б.
По конструктивной схеме №1 цилиндрического зубчатого редуктора с косозубыми колесами определяем плечи сил для расчетной схемы входного вала. В опорах 1 и 2 установлены радиально-упорные шарикоподшипники по схеме «враспор», поэтому точки приложения опорных реакций смещены от наружных торцов подшипников на величину внутрь схемы.
Расстояние между опорами 1 и 2, мм:
, (7.25)
где – ширина кольца подшипника на входном валу (см. параметры подшипника в разделе 6.1.2);
– ширина мазеудерживающего кольца (см. раздел 6.4, примечание к );
– торцовый зазор (см. раздел 6.1.1);
– ширина зубчатого венца шестерни (там же).
– смещение точки приложения опорной реакции от торца радиально-упор-ного шарикоподшипника [см. 1, рис. 7.1], мм:
, (7.26)
где – сумма значений внутреннего и наружного диаметров под-шипника входного вала (см. раздел 6.1.2);
– угол контакта радиально-упорного шарикоподшипника (там же).
Примечание. Значение округляем в меньшую сторону до целого числа или величины кратной 0,5 мм. Например:
1) = 0,5; принимаем =19 мм;
2) = 0,5; принимаем =31,5 мм.
– расстояние между опорой 2 (ближней к законцовке вала) и точкой приложения сил в зацеплении (посредине зубчатого венца шестерни):
– для симметричного расположения опор относительно точки приложения сил.
Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости ():;
. (7.27)
;
. (7.28)
Проверка: . (7.29)
Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости (): . (7.30)
. (7.31)
Проверка: . (7.32)
Суммарные реакции опор см. в разделе 7.4.
7.3. Радиальные реакции опор от действия силы на консольной законцовке вала
7.3.1 Плечо радиальной консольной силы Fк
а) При установке на входном валу соединительной муфты МУВП (см. рис. 7.2, для задания 2.3 и рис. 7.3, для задания 2.5) плечо консольной силы определяется как расстояние от опоры 2 до конца консольной законцовки вала:
для задания 2.3 по конструктивной схеме № 3, мм:
, (7.33)
где – параметр роликоподшипника правой опоры вала (см. параметры подшипника в разделе 6.2.2);
– длина распорной втулки между подшипником и крышкой подшип-никового узла: = 10 мм для ;
= 12 мм для (– см. раздел 6.2.2);
– высота крышки подшипникового узла (см. раздел 6.3, параметр для поз. 1);




для поз. 1);
мм – конструктивный размер выхода участка вала диаметром за пределы крышки подшипникового узла. Рекомендуется принимать таким, чтобы значение получилось целым числом;
– полная длина законцовки входного вала (см. раздел 6.2.2, параметр l на рис. 6.1, а или 6.2);
для задания 2.5 по конструктивной схеме № 1, мм:
, (7.34)
где – ширина кольца радиального однорядного шарикоподшипника (см. параметры подшипника в разделе 6.1.2);
– длина распорной втулки между подшипником и крышкой подшипникового узла (см. раздел 6.4, а);
, мм – см. расшифровку параметров для задания 2.3;
– полная длина законцовки входного вала (см. раздел 6.1.2, параметр l на рис. 6.1, а или 6.2);
б) При установке на входном валу ведомого шкива клиноременной передачи плечо консольной силы определяется как расстояние от опоры 2 до середины консольной законцовки вала:
для задания 2.1 по конструктивной схеме №1, мм:
(7.35)
(расшифровку параметров – см. раздел 7.3.1, а, для задания 2.5);
для задания 2.8 по конструктивной схеме №1, мм:
, (7.36)
где – смещение точки приложения опорной реакции от торца радиально-упорного шарикоподшипника (см. раздел 7.2.4).
Расшифровку остальных параметров – см. раздел, 7.3.1, а, для задания 2.5.
7.3.2 Определение радиальной консольной силы Fк
а) При установке на входном валу соединительной муфты МУВП (для заданий 2.3 и 2.5), Н:
; , (7.37)
где и – номинальный крутящий момент муфты и допускаемое радиальное смещение валов по таблице 6.1 в зависимости от диаметра вала электродвигателя (см. раздел 1.1, глава 1, часть 1).
Значение округляем в большую сторону до целого числа.
б) При установке на входном валу ведомого шкива клиноременной передачи (для заданий 2.1 и 2.8), Н:
(см. раздел 5.8, глава 5, часть 1). (7.38)
7.3.3 Реакции опор от силы Fк
а) При установке на входном валу муфты МУВП: расчетная схема по рис. 7.2, для задания 2.3 и по рис. 7.3, в для задания 2.5.
Реакции от силы Fк, Н:
; ; (7.39)
; . (7.40)
Проверка: . (7.41)
В дальнейших расчетах направления векторов реакций опор от действия консольной силы условно принимаем совпадающими с направлениями векторов реакций от сил в зацеплении.
б) При установке на входном валу ведомого шкива клиноременной передачи: расчетная схема по рис. 7.1, в для задания 2.1 и по рис. 7.4, в для задания 2.8:
для задания 2.1 направление консольной силы противоположно направлению радиальной силы на шестерне .
Реакции от силы Fк, Н:
; ; (7.42)
; . (7.43)
Проверка: . (7.44)
для задания 2.8 направление консольной силы совпадает с направлением радиальной силы на шестерне .
Реакции от силы Fк, Н:
; ; (7.45)
; . (7.46)
Проверка: . (7.47)
7.4. Реакции опор для расчета подшипников:
Суммарные реакции опор:
для задания 2.1:
; ; (7.48)
внешняя осевая сила ;
для задания 2.3:
; ; внешняя осевая сила ; (7.49)
для задания 2.5:
; ; внешняя осевая сила ; (7.50)
для задания 2.8:
; ; (7.51)
внешняя осевая сила .
Примечание. Силы для червячной передачи и для косозу-бой зубчатой передачи – см. в разделе 7.1.
7.5. Эквивалентные нагрузки на подшипники:
; ; (7.52)
(для заданий 2.3 и 2.8);
(для заданий 2.1 и 2.5),
где – коэффициент эквивалентности для типового режима нагружения II [см. 1, стр. 116].
Для задания 2.3 по конструктивной схеме №3 в опоре 1 установлен радиальный однорядный шарикоподшипник, который не воспринимает осевую нагрузку. Фиксирующей опорой вала является опора 2, в которой установлено два симметрично расположенных конических роликоподшипника. Так как при сборке узла подшипники специально не подбирают и не подгоняют, а при необходимости они могут быть заменены независимо друг от друга, то можно предположить, что только один подшипник будет воспринимать всю нагрузку, приходящуюся на опору. Принимаем .
Для задания 2.8 по конструктивной схеме №1 применены радиально-упор-ные шарикоподшипники, которые установлены по схеме «враспор», при этом внешняя осевая нагрузка направлена в сторону опоры 2. Поэтому .
Дальнейший расчет выполняется для более нагруженного подшипника опоры 2 для заданий 2.3, 2.5, 2.8 и опоры 1 для задания 2.1.
7.6. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Расчетная формула записывается в виде, Н:
, (7.53)
где – коэффициент вращения кольца:
при вращении внутреннего кольца подшипника.
и − коэффициенты радиальной () и осевой () нагрузок, для определения которых рассмотрим величину отношения по сравнению с коэф-фициентом осевого нагружения :
а) если отношение (для прямозубой зубчатой передачи, задания 2.1 и 2.5), то принимаем =1 и =0;
б) если отношение (для косозубой зубчатой передачи, задание 2.8), то принимаем =1 и =0, при этом
для радиально-упорных шарикоподшипников с углом контакта (тип 46000) коэффициент [см. 1, таблица 7.2];
для радиально-упорных шарикоподшипников с углом контакта (тип 36000) коэффициент определяется следующим образом:
(7.54)
где − осевая сила в зубчатом зацеплении (см.раздел 7.1);
− статическая радиальная грузоподъемность подшипника (см. раздел 6.1.2, параметр выбранного подшипника);
– коэффициент, который зависит от геометрии деталей подшипника и который находят по таблице 7.3 [см. 1, стр. 112] в зависимости от отношения . Здесь – диаметр шарика, – средний диаметр подшипника ( и – см. параметры подшипника в разделе 6.1.2);
в) если отношение , то принимаем:
для радиально-упорных шарикоподшипников с углом контакта (тип 46000): =0,41, =0,87;
для радиально-упорных шарикоподшипников с углом контакта (тип 36000): =0,45, =0,55, где – см. формулу (7.54);
для радиально-упорных конических роликоподшипников (ГОСТ 27365-87): =0,4, – берем из данных выбранного подшипника (см. раздел 6.2.2), значение – там же.
– коэффициент динамичности нагрузки:
для редукторов всех типов при характере нагрузки – кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки [см. 1, таблица 7.6].
– температурный коэффициент:
при [см. 1, стр. 115].
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на наиболее нагруженную опору, Н:
для задания 2.1:;
для задания 2.5: ;
для задания 2.8: .
Для задания 2.3 эвивалентную динамическую нагрузку определяем для обеих опор:
;
;
где коэффициенты и – см. выше;
, и – см. раздел 7.5.
7.7. Расчетный скорректированный ресурс
Скорректированный по уровню надежности и условиям применения расчетный ресурс (долговечность) подшипников определяем по общей зависимости в виде, ч:
, (7.55)
где – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности: при вероятности безотказной работы 90% [см. 1, табли-ца 7.7];
– коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника [см. 1, раздел 7.2, расчет подшипников на заданный ресурс, стр. 117, п. 7]:
– для шарикоподшипников (рекомендуется принять );
– для конических роликоподшипников (рекомендуется принять );
– динамическая грузоподъемность подшипника, Н;
– эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н;
– показатель степени [см. 1 стр. 117, п. 7]: – для шарикоподшип-ников; – для роликоподшипников,
– частота вращения входного вала, об/мин (см. раздел 7.1);
– заданный ресурс работы привода (см. раздел 2.2, глава 2, часть 1 для зубчатой передачи или раздел 3.2, глава 3, часть1 для червячной передачи).
Для задания 2.1 расчетный скорректированный ресурс подшипника опоры 1:
.
Для задания 2.5 расчетный скорректированный ресурс подшипника опоры 2:

Для задания 2.8 расчетный скорректированный ресурс подшипника опоры 2:
.
Для задания 2.3 расчетный скорректированный ресурс подшипников обеих опор 1 и 2:
;
.
Здесь – динамическая грузоподъемность шарикоподшипников, установленных в опорах входного вала, (см. раздел 6.1.2 для заданий 2.1, 2.5 и 2.8); – динамическая грузоподъемность шарикоподшипника, установленного в опоре 1, (см. раздел 6.2.2 для задания 2.3); – динамическая грузоподъемность конического роликоподшипника, установленного в опоре 2, (см. раздел 6.2.2 для задания 2.3); или – эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на подшипник в опоре 1 или 2 (см. раздел 7.6).
7.8 Проверка выполнения условия
С этой целью для подшипников наиболее нагруженных опор определяется эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при наибольших значениях заданных сил переменного режима нагружения, Н:
для задания 2.1: ;
для задания 2.5: ;
для задания 2.3:
;
;
для задания 2.8: .
Здесь , и см. в разделе 7.4, значения коэффициентов и см. в разделе 7.6.
При выполнении условий и предварительно выбранные подшипники считаются пригодными.
Примечание. При невыполнении одного из условий необходимо перейти на подшипник следующей серии (например, применить вместо легкой среднюю серию) или на следующий типоразмер подшипника. Кроме того, для сдвоенных роликоподшипников (задание 2.3, конструктивная схема №3) допускается вместо одного подшипника применять при условии, что два подшипника будут специально подбираться и подгоняться, в результате чего два подшипника будут работать как один узел (т.е. двухрядный подшипник).
ГЛАВА 8. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ, НАГРУЖАЮЩИХ ПОДШИПНИКИ ВЫХОДНОГО ВАЛА
8.1. Условия работы выходного вала
Подшипники качения для опор выходного вала – см. раздел 6.1.3 для заданий 2.1, 2.5 и 2.8 или раздел 6.2.3 для задания 2.3.
Частота вращения об/мин (см. раздел 1.3, глава 1, часть 1: для заданий 2.3 и 2.5; для заданий 2.1 и 2.8).
Вероятность безотказной работы, требуемый ресурс, режим нагружения, условия эксплуатации подшипников аналогичны входному валу.
Вал выполнен из стали 40Х ГОСТ 4543-71 и подвергается термообработке: улучшение, твердость 269…302 НВ.
Делительный диаметр зубчатого колеса (для заданий 2.1, 2.5 и 2.8) или червячного колеса (для задания 2.3): = мм, (см. раздел 6.1.1 или 6.2.1 соответственно).
Максимальный (из длительно действующих) момент (см. раздел 1.3, глава 1, часть 1): для заданий 2.3 и 2.5; для задания 2.1 и для задания 2.8).
Силы в зацеплении при передаче максимального момента:
а) зубчатая передача (задания 2.1, 2.5, 2.8):
окружная сила = H;
радиальная сила = H;
осевая сила = Н (только для косозубой передачи, см. раздел 2.13, глава 2, часть 1);
б) червячная передача (задание 2.3):
окружная сила на колесе = Н;
осевая сила на колесе = Н;
радиальная сила = Н (см. раздел 3.8, глава 3, часть 1).
Вращающий момент от зубчатого или червячного колеса передается выходному валу с помощью шпоночного соединения. Диаметр вала под зубчатое или червячное колесо: мм (см. раздел 6.1.3 для зубчатой или 6.2.3 для червячной передач).
На законцовке выходного вала устанавливается:
1) звездочка конвейера (для задания 2.1);
2) ведущая звездочка цепной передачи (для заданий 2.3 и 2.5);
3) муфта кулачково-дисковая (МКД) ГОСТ 20720-93 (для задания 2.8).
8.2. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении
8.2.1 Расчетная схема для задания 2.1 выполнена на основании схемы привода на рис. 7.1, и должна соответствовать схеме на рис. 7.1, г.
По конструктивной схеме № 1 цилиндрического зубчатого редуктора определяем плечи сил для расчетной схемы выходного вала, при этом считаем, что ре-акции опор направлены по оси симметрии шарикоподшипников.
Расстояние между опорами 1 и 2, мм:
, (8.1)
где – ширина кольца подшипника на выходном валу (см. раздел 6.1.3);
– ширина мазеудерживающего кольца (см. раздел 6.4, примечание к формуле 6.34);
– торцовый зазор между зубьями колеса и внутренними поверхностями боковых стенок корпуса (см. раздел 6.1.1);
– ширина зубчатого венца колеса (там же).
– расстояние между опорой 2 (ближней к законцовке вала) и точкой приложения сил в зацеплении (посредине зубчатого венца колеса):
– для симметричного расположения опор относительно точки приложения сил.
Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости ():; ; (8.2)
; . (8.3)
Проверка: . (8.4)
Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости ():; ; (8.5)
; . (8.6)
Проверка: . (8.7)
Суммарные реакции опор см. в разделе 8.4.
8.2.2 Расчетная схема для задания 2.3 выполнена на основании схемы привода на рис.7.2, и должна соответствовать схеме на рис. 7.2, г.
По конструктивной схеме № 3 одноступенчатого червячного редуктора определяем плечи сил для расчетной схемы выходного вала. Точка приложения сил в червячной паре находится в полюсе зацепления, т.е. на расстоянии половины делительного диаметра червячного колеса от оси. В опорах 1 и 2 установлены ко-нические роликоподшипники по схеме «враспор», поэтому точки приложения опорных реакций смещены от наружных торцов подшипников на величину внутрь схемы.
Расстояние между опорами 1 и 2:
, (8.8)
где – длина ступицы червячного колеса (см. раздел 6.2.3);
– длина буртика на выходном валу для упора червячного колеса (см. раздел 6.4, б, формула 6.38).
– параметр роликоподшипника выходного вала (см. параметры подшипника в разделе 6.2.3).
– смещение точки приложения опорной реакции от торца конического роликоподшипника [см. 1, рис. 7.1], мм:
, (8.9)
где – сумма значений внутреннего и наружного диаметров подшипника выходного вала (см. раздел 6.2.3);
– коэффициент осевого нагружения подшипника (там же).
Примечание. Значение округляем в меньшую сторону до целого числа или величины, кратной 0,5 мм. Например:
1) ; принимаем =19 мм;
2) ; принимаем =24,5 мм.
– расстояние между опорой 2 (ближней к законцовке вала) и точкой приложения сил в зацеплении (посредине зубчатого венца червячного колеса):
– для симметричного расположения опор относительно точки прило-жения сил.
Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости ():;
; (8.10)
;
. (8.11)
Примечание. Отрицательный знак реакции означает, что действительное направление вектора противоположно пред-варительно заданному. В этом случае расчетную схему вала менять не следует, а отрицательный знак учесть при определении суммарной нагрузки на подшипник опоры 1 в разделе 8.4.
Проверка: .
Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости ():; . (8.12)
; . (8.13)
Проверка: . (8.14)
Суммарные реакции опор см. в разделе 8.4.
8.2.3. Расчетная схема для задания 2.5 выполнена на основании схемы привода на рис. 7.3, и должна соответствовать схеме на рис. 7.3, г.
По конструктивной схеме №1 цилиндрического зубчатого редуктора опреде-ляем плечи сил для расчетной схемы выходного вала, при этом считаем, что реак-ции опор направлены по оси симметрии шарикоподшипников.
Расстояние между опорами 1 и 2, мм:
; (8.15)
расшифровку параметров – см. формулу (8.1) в разделе 8.2.1.
– для симметричного расположения опор относительно точки приложения сил.
Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости ():; . (8.16)
; . (8.17)
Проверка: . (8.18)
Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости ():; . (8.19)
; . (8.20)
Проверка: . (8.21)
Суммарные реакции опор см. в разделе 8.4.
8.2.4. Расчетная схема для задания 2.8 выполнена на основании схемы привода на рис. 7.4, и должна соответствовать схеме на рис 7.4, г.
По конструктивной схеме №1 цилиндрического зубчатого редуктора с косозубыми колесами определяем плечи сил для расчетной схемы выходного вала. В опорах 1 и 2 установлены радиально-упорные шарикоподшипники по схеме «враспор», поэтому точки приложения опорных реакций смещены от наружных торцов подшипников на величину внутрь схемы.
Расстояние между опорами 1 и 2, мм:
, (8.22)
где – смещение точки приложения опорной реакции от торца радиально-упорного шарикоподшипника [см. 1, рис. 7.1], мм:
, (8.23)
где – сумма значений внутреннего и наружного диаметров под-шипника выходного вала (см. параметры подшипника в разделе 6.1.3);
– угол контакта радиально-упорного шарикоподшипника.
Примечание. Значение округляем в меньшую сторону до целого числа или величины, кратной 0,5 мм. Пример см. в примечании раздела 7.2.4.
Расшифровку остальных параметров – см. формулу (8.1) в разделе 8.2.1.
– для симметричного расположения опор относительно точки приложения сил.
Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости ():; . (8.24)
; . (8.25)
Примечание. Отрицательный знак реакции означает, что действительное направление вектора противоположно пред-варительно заданному. В этом случае расчетную схему вала менять не следует, а отрицательный знак учесть при определении суммарной нагрузки на подшипник опоры 1 в разделе 8.4.
Проверка: . (8.26)
Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости ():; ; (8.27)
; . (8.28)
Проверка: . (8.29)
Реакции опор от сил в зацеплении:
; . (8.30)
Суммарные реакции опор см. в разделе 8.4.
8.3. Радиальные реакции опор от действия силы на консольной законцовке вала
8.3.1. Плечо радиальной консольной силы Fк
а) При установке на выходном валу звездочки конвейера или ведущей звездочки цепной передачи (см. рис. 7.1, для задания 2.1, рис. 7.2, для зада-ния 2.3, рис. 7.3, для задания 2.5) плечо консольной силы определяется как расстояние от опоры 2 до середины консольной законцовки вала:
для заданий 2.1 и 2.5 по конструктивной схеме №1, мм:
, (8.31)
где – ширина кольца подшипника на выходном валу (см. раздел 6.1.3);
– высота крышки подшипникового узла (см. раздел 6.3, параметр для поз. 3);
мм – конструктивный размер выхода участка вала диаметром за пределы крышки подшипникового узла. Рекомендуется принимать таким, чтобы значение получилось целым числом;
– полная длина законцовки выходного вала (см. раздел 6.1.3, параметр на рис. 6.1, а или 6.2);
для задания 2.3 по конструктивной схеме №3, мм:
, (8.32)
где – см. формулу (8.9) в разделе 8.2.2;
расшифровку остальных параметров см. выше.
б) При установке на выходном валу муфты МКД (см. рис. 7.4, для зада-ния 2.8) плечо консольной силы определяется как расстояние от опоры 2 до конца консольной законцовки вала, мм:
, (8.33)
где – см. формулу (8.23) в разделе 8.2.4.
Расшифровку остальных параметров см. в разделе 8.3.1, а.
8.3.2 Определение радиальной консольной силы Fк
а) При установке на законцовке выходного вала звездочки конвейера (для задания 2.1) расчетную нагрузку определяем следующим образом:
задаемся числом зубьев звездочки =27;
задаемся, что приводная цепь будет роликовой однорядной с шагом:
t = 25,4 мм для P6,5 кВт и 620 Н∙м;
t = 31,75 мм для 6,5P9 кВт и 1000 Н∙м;
t = 38,1 мм для 9P11 кВт и 1550 Н∙м;
задаемся межосевым расстоянием цепной передачи а = 40 ∙ t:
а = 40∙25,4 = 1016 мм = 1,016м для t = 25,4 мм;
а = 40∙31,75 = 1270 мм = 1,27м для t = 31,75 мм;
а = 40∙38,1 = 1524 мм = 1,524м для t = 38,1 мм;
находим окружную силу на звездочке, Н:
=, (8.34)
где – мощность на выходном валу, кВт (см. раздел 1.3, глава 1, часть 1);
– частота вращения выходного вала, об/мин (там же);
определяем силу от провисания цепи, Н:
Ff = g∙ Кf ∙q∙а, (8.35)
где g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения;
Кf = 6 – коэффициент, учитывающий горизонтальное положение цепи;
а – межосевое расстояние, м (см. выше в зависимости от шага цепи).
q – масса одного погонного метра однорядной цепи с шагом:
q = 2,6 кг/м для t = 25,4 мм;
q = 3,8 кг/м для t = 31,75 мм;
q = 5,5 кг/м для t = 38,1 мм.
Таким образом,
Ff = 9,81∙ 6 ∙ 2,6 ∙ 1,016 = 155,5 Н для t = 25,4 мм;
Ff = 9,81∙ 6 ∙ 3,8 ∙ 1,27 = 284 Н для t = 31,75 мм;
Ff = 9,81∙ 6 ∙ 5,5 ∙ 1,524 = 493,5 Н для t = 38,1 мм;
Расчетная нагрузка на вал, Н:
+ 2Ff. (8.36)
Полученное значение округляем в большую сторону до целого числа.
Таким образом.
б) При установке на законцовке выходного вала ведущей звездочки цеп-ной передачи (для заданий 2.3 и 2.5):
– см. раздел 4.7, глава 4, часть 1.
в) При установке на законцовке выходного вала соединительной муфты МКД ГОСТ 20720-93 (для задания 2.8) расчетная нагрузка, Н:
, (8.37)
где – радиальная жесткость компенсирующей муфты при радиальном смещении валов, Н/мм [см. 1, таблица 7.1]: ; (8.38)
– допускаемое радиальное смещение валов, мм (см. таблицу 8.1);
– номинальный крутящий момент, передаваемый муфтой, который определяется по таблице 8.1 в зависимости от диаметра концевой части выходного вала (см. раздел 6.1.3). Значение округляем в бόль-шую сторону до целого числа.
Таблица 8.1
, Н·м , мм, мм, Н·м , мм, мм400 0,5 40,45,50 1600 0,75 60,65,70,75,80,85
630 0,5 45,50,55,60 2500 0,9 70,75,80,85,90,95,100
1000 0,65 50,55,60,65,70 4000 0,9 80,85,90,95,100,105,110
Примечание. При выборе момента , т.е. выборе муфты МКД, должно быть выдержано соотношение: , где – враща-ющий момент на выходном валу (см. раздел 1.3, глава 1, часть 1).
8.3.3. Реакции опор от силы Fк
а) При установке на выходном валу звездочки конвейера расчетная схема выполняется по рис. 7.1, для задания 2.1. Направление консольной силы совпадает с направлением радиальной силы на зубчатом колесе.
Реакции от силы , Н:
; ; (8.39)
; . (8.40)
Проверка: . (8.41)
б) При установке на выходном валу ведущей звездочки цепной передачи расчетная схема выполняется по рис. 7.2, д для задания 2.3 и по рис. 7.3, д для задания 2.5:
для задания 2.3 направление консольной силы совпадает с направле-нием окружной силы на червячном колесе.
Реакции от силы , Н:
; ; (8.42)
; . (8.43)
Проверка: . (8.44)
для задания 2.5 направление консольной силы совпадает с направлением радиальной силы на зубчатом колесе.
Реакции от силы , Н:
; ; (8.45)
; . (8.46)
Проверка: . (8.47)
в) При установке на выходном валу муфты МКД расчетная схема выполняется по рис. 7.4, д для задания 2.8. В дальнейших расчетах направления векторов реакций опор от действия консольной силы условно принимаем совпадающи-ми с направлениями векторов реакций от сил в зацеплении.
Реакции от силы , Н:
; ; (8.48)
; . (8.49)
Проверка: . (8.50)
8.4. Реакции опор для расчета подшипников:
Для задания 2.1 суммарные реакции опор:
; ; . (8.51)
Для задания 2.3 суммарные реакции опор:
; ; . (8.52)
Для задания 2.5 суммарные реакции опор:
; ; . (8.53)
Для задания 2.8 суммарные реакции опор:
; ; . (8.54)
Примечание. Силы для червячной передачи и для косозубой зубчатой передачи см. в разделе 8.1.
8.5. Эквивалентные нагрузки на подшипники:
(8.55)
где – коэффициент эквивалентности для типового режима нагружения II.
Для задания 2.3 по конструктивной схеме №3 и для задания 2.8 по конструктивной схеме №1 подшипники в опорах 1 и 2 установлены по схеме «враспор», при этом внешняя осевая сила направлена в сторону опоры 2. Поэтому .
Дальнейший расчет выполняется для более нагруженного подшипника опоры 2.
8.6. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
Расчетная формула аналогична формуле (7.53), Н:

Расшифровку параметров и методику определения коэффициентов – см. в разделе 7.6, при этом данные подшипников необходимо брать в разделе 6.1.3 (для заданий 2.1, 2.5 и 2.8) или в разделе 6.2.3 (для задания 2.3).
В окончательном виде формула для расчета эквивалентной динамической радиальной нагрузки подшипника наиболее нагруженной опоры выглядит так:
для заданий 2.1 и 2.5: ;
для заданий 2.3 и 2.8: ,
где и – см. раздел 8.5;
и – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, определяемые по методике раздела 7.6, – см. выше.8.7. Расчетный скорректированный ресурс
Расчетная формула аналогична формуле (7.55):
,
где – частота вращения выходного вала, об/мин (см. раздел 8.1);
расшифровку остальных параметров см. в разделе 7.7.
Для заданий 2.1 и 2.8 расчетный скорректированный ресурс подшипника опоры 2:
.
Для задания 2.5 расчетный скорректированный ресурс подшипника опоры 2:
.
Для задания 2.3 расчетный скорректированный ресурс подшипника опоры 2:
.
Здесь – динамическая грузоподъемность шарикоподшипников, установленных в опорах выходного вала, (см. раздел 6.1.3 для заданий 2.1, 2.5 и 2.8) или динамическая грузоподъемность конического роликоподшипника (см. раздел 6.2.3 для задания 2.3); – эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на подшипник в опоре 2 (см. раздел 8.6).
8.8. Проверка выполнения условия Pr max<0,5Cr
C этой целью для подшипников наиболее нагруженных опор определяется эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при наибольших значениях заданных сил переменного режима нагружения, Н:
для заданий 2.1 и 2.5: ;
для заданий 2.3 и 2.8: .
Здесь и – см. в разделе 8.4, значения коэффициентови – см. в разделе 8.6.
При выполнении условий и предварительно выбранные подшипники считаются пригодными.
ГЛАВА 9. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ПРОЧНОСТЬ
9.1. Входной вал
Эпюры внутренних и внешних силовых факторов для задания 2.1 приведены на рис. 9.1, для задания 2.3 – на рис. 9.2, для задания 2.5 – на рис. 9.3 и для задания 2.8 – на рис. 9.4, при этом крутящий момент численно равен вращающему: для заданий 2.1 и 2.8, для заданий 2.3 и 2.5 (см. раздел 1.3, глава 1, часть 1).

Из рассмотрения эпюр внутренних и внешних силовых факторов и конструк-ции входного вала следует, что опасными являются сечения:
I-I – диаметр впадин зубьев шестерни (для заданий 2.1, 2.5 и 2.8) или диаметр впадин витков червяка (для задания 2.3): сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами (для всех заданий), а также осевой силой (для заданий 2.3 и 2.8); концентратор напряжений – галтельные переходы от поверхности зубьев шестерни или витков червяка к поверхности впадин;
II-II – место установки на вал подшипника в опоре 2: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами (для всех заданий), а также осевой силой (для заданий 2.3 и 2.8); концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.
9.1.1 Определение силовых факторов
Сечение I – I
Изгибающие моменты, Н·м:
в горизонтальной плоскости ():,
в вертикальной плоскости ():,
момент от консольной силы:
.
Суммарный изгибающий момент, Н·м:
– для задания 2.1; (9.1)
– для заданий 2.3 и 2.5; (9.2)
– для задания 2.8. (9.3)
Крутящий момент, Н·м:
.
Осевая сила (для заданий 2.3 и 2.8), Н:
– для задания 2.3;
– для задания 2.8.
Сечение II-II
Изгибающий момент, Н·м:
. (9.4)
Крутящий момент, Н·м:
.
Осевая сила (для заданий 2.3 и 2.8), Н:
для задания 2.3;
для задания 2.8.
Здесь и – реакции в опорах от сил в передаче (зубчатой для заданий 2.1, 2.5 и 2.8 или червячной для задания 2.3 – см.раздел 7.2); и – плечи сил (там же); – консольная сила (см. раздел 7.3); – плечо консольной силы (там же); – реакция в опоре 1 от консольной силы (там же); – осевая сила на червяке (см. раздел 7.1); – осевая сила в зубчатом зацеплении (там же); – крутящий момент (см. пояснения в начале раздела 8.1).
9.1.2 Геометрические характеристики опасных сечений вала
Сечение I-I
– момент сопротивления сечения на изгиб;
– момент сопротивления сечения на кручение;
– площадь сечения.
Здесь – диаметр впадин зубьев шестерни или впадин витков червяка (см. раздел 7.1).
Сечение II-II
; ;
Здесь – диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника (см. раздел 6.1.2 для заданий 2.1, 2.5 и 2.8 или раздел 6.2.2 для задания 2.3).
Расшифровку остальных параметров – см. сечение I–I.
9.1.3. Расчет вала на статическую прочность
Сечение I-I
Напряжения изгиба с растяжением (сжатием) и напряжения кручения , МПа:
, (9.5)
, (9.6)
где – коэффициент перегрузки (см. характеристику электродвигателя в разделе 1.1, глава 1, часть 1).
и – см. в разделе 9.1.1, сечение I-I;
и – см. в разделе 9.1.2, сечение I-I.
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
; , (9.7)
где – предел текучести по нормальным напряжениям для материала шестерни или червяка;
– предел текучести по касательным напряжениям:
= 780 МПа, = 450 МПа [см. 1, таблица 10.2, для стали 40Х и = 980 МПа].
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
. (9.8)
Сечение II-II
Напряжения изгиба с растяжением (сжатием) и напряжение кручения , МПа:
; (9.9)
, (9.10)
где – см. сечение I–I;
, и – см. в разделе 9.1.1, сечение II-II;
, и – см. в разделе 9.1.2, сечение II-II.
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
; , (9.11)
где и – см. сечение I-I.
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
. (9.12)
9.1.4. Расчет вала на сопротивление усталости
Сечение I-I
Определяем амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла, МПа:
(9.13); ; . (9.14)
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении, МПа:
; (9.15)
, (9.16)
где и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения:
410 МПа, =240 МПа [см. 1, таблица 10.2, для стали 40Х и = 980 МПа].
и – коэффициенты снижения пределов выносливости:
; (9.17)
, (9.18)
где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений:
=1,7 [см. 1, таблица 10.12 – для шлицев и =900 МПа); =1,55 [там же – для эвольвентных шлицев и =900 МПа] (для заданий 2.1, 2.5 и 2.8);=2,45 [см. 1, таблица 10.12 – для резьбы и = 900 МПа]; =2,1 [там же – для резьбы и = 900 МПа] (для задания 2.3);
и – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Значения коэффициентов находим по таблице 10.7 [см. 1, стр. 189] в графе «Кручение для всех сталей и изгиб для легированной стали», в зависимости от диаметра (см. раздел 9.1.2);
Примечание. При несовпадении значения с табличными значениями диаметра вала применяем формулу интерполяции:
, (9.19)
где и – значения коэффициента для меньшего и бόльшего табличных значений диаметра вала;
и – меньшее и большее табличные значения диаметра вала, в диапазоне которых находится . Значения коэффициентов определяем с точностью до третьего знака.
и – коэффициенты влияния качества поверхности:
= 0,91…0,86 и = 0,95…0,92 [см. 1, таблица 10.8 для чистового шлифования с шероховатостью =0,8…1,6 мкм и при > 700 МПа];
Примечание. Рекомендуется из предлагаемого диапазона значений коэффициентов и принимать средние значения: = 0,885 и = 0,935.
– коэффициент влияния поверхностного упрочнения [см. 1, таблица 10.9]:
= 1,0 – при отсутствии упрочнения (для заданий 2.1, 2.5 и 2.8);
= 2,4…2,8 – при закалке поверхности ТВЧ и при ≥ 1,8 (для задания 2.3). Так как витки червяка подвергаются закалке ТВЧ до твердости 45…58 HRC, принимаем = 2,6.
По формулам (9.17) и (9.18) рассчитываем коэффициенты снижения пределов выносливости, а затем по формулам (9.15) и (9.16) вычисляем пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении и с точностью до второго знака.
Далее определяем коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
, , (9.20)
где – коэффициент чувствительности к асимметрии цикла касатель-ных напряжений:
, при этом = 0,1 [см. 1, таблица 10.2 для стали 40Х и = 980 МПа].
Общий коэффициент запаса на сопротивление усталости вала в рассматрива-емом сечении:
. (9.21)
Сечение II-II
Определяем амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла, МПа:
(9.22); ; . (9.23)
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении, МПа:
; (9.24)
, (9.25)
где = 410 МПа; = 240 МПа (см. пояснения к формулам 9.15 и 9.16);
Коэффициенты снижения пределов выносливости:
; (9.26)
. (9.27)
Для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом используем отношения и [см. 1, таблица 10.13 для = 900 МПа] в зависимости от диаметра вала под подшипник :
=… , =… .
Примечание. Поскольку в таблице 10.13 диаметры вала под под-шипник чередуются через 10 мм, то в случаях, когда величина диаметра оканчивается на 5 мм, необходимо брать средние значения отношений.
Например: = 45 мм (среднее значение между диаметрами 40 и 50 мм). Для = 40 мм = 4,3 и = 2,6; для = 50 мм = 4,5 и = 2,7. Для = 45 мм и .
Коэффициенты влияния качества поверхности при применении чистового шлифования с шероховатостью :
0,91…0,86, 0,95…0,92. (Принимаем средние значения: 0,885 и 0,935).
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения:
= 1 – поверхность без упрочнения [см. 1, таблица 10.9].
Примечание. При необходимости повышения пределов выносли-вости вала рекомендуется участки вала под подшипники повергнуть накатке роликами или дробеструйному наклепу и принимать = 2,0.
По формулам (9.26) и (9.27) рассчитываем коэффициенты снижения пределов выносливости, а затем по формулам (9.24) и (9.25) вычисляем пределы выносливости и с точностью до второго знака.
Далее определяем коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
, , (9.28)
где – коэффициент чувствительности к асимметрии цикла касательных напряжений, при этом 0,1 [см. 1, таблица 10.2, для стали 40Х и = 980 МПа].
Общий коэффициент запаса на сопротивление усталости в рассматриваемом сечении:
. (9.29)
Вывод: при выполнении условий (9.8) и (9.12), (9.21) и (9.29) статическая прочность входного вала и сопротивление усталости в обоих опасных сечениях обеспечены:
, .
9.2. Выходной вал
Эпюры внутренних и внешних силовых факторов для задания 2.1 приведены на рис. 9.5, для задания 2.3 – на рис. 9.6, для задания 2.5 – на рис. 9.7 и для задания 2.8 – на рис. 9.8, при этом крутящий момент численно равен вращающему: для задания 2.1, для заданий 2.3 и 2.5, для задания 2.8 (см. раздел 1.3, глава 1, часть 1).

Из рассмотрения эпюр внутренних и внешних силовых факторов и конструк-ции выходного вала следует, что опасными являются сечения:
I-I – место установки на вал зубчатого колеса (для заданий 2.1, 2.5 и 2.8) или червячного колеса (для задания 2.3). Установка выполнена на вал диаметром …мм с применением шпоночного соединения. Сечение нагружено изгибаю-щим и крутящим моментами (для всех заданий), а также осевой силой (для заданий 2.3 и 2.8); концентратор напряжений – паз на валу под шпонку;
II-II – место установки на вал подшипника в опоре 2: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами (для всех заданий), а также осевой силой (для заданий 2.3 и 2.8); концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.
9.2.1. Определение силовых факторов
Сечение I-I
Изгибающие моменты, Н·м:
в горизонтальной плоскости ():;
в вертикальной плоскости ():;
момент от консольной силы:
.
Суммарный изгибающий момент, Н·м:
– для заданий 2.1 и 2.5; (9.30)
– для задания 2.3; (9.31)
– для задания 2.8. (9.32)
Крутящий момент, Н·м:
.
Осевая сила (для заданий 2.3 и 2.8), Н:
– для задания 2.3;
– для задания 2.8.
Сечение II-II
Изгибающий момент, Н·м:
. (9.33)
Крутящий момент, Н·м:
.
Осевая сила (для заданий 2.3 и 2.8), Н:
– для задания 2.3;
– для задания 2.8.
Здесь , – реакции в опорах от сил в передаче (зубчатой для заданий 2.1, 2.5 и 2.8 или червячной для задания 2.3 – см. раздел 8.2); и – плечи сил (там же); – консольная сила (см. раздел 8.3); – плечо консольной силы (там же); – реакция в опоре 1 от консольной силы (там же); – осевая сила на червячном колесе (см. раздел 8.1); – осевая сила на зубчатом колесе (там же); – крутящий момент (см. пояснения в начале раздела 9.1).
9.2.2. Геометрические характеристики опасных сечений вала
Сечение I-I
, мм3 – момент сопротивления сечения на изгиб;
, мм3 – момент сопротивления сечения на кручение;
, мм2 – площадь сечения.
Здесь – диаметр вала под зубчатое или червячное колесо (см. раздел 8.1).
Сечение II-II
, мм3; , мм3; , мм2.
Здесь – диаметр вала под внутреннее кольцо подшипника (см. раздел 6.1.3 для заданий 2.1, 2.5 и 2.8 или раздел 6.2.3 для задания 2.3).
Расшифровку остальных параметров – см. сечение I–I.
9.2.3. Расчет вала на статическую прочность
Сечение I-I
Напряжения изгиба с растяжением (сжатием) и напряжения кручения , МПа:
; (9.34)
, (9.35)
где – коэффициент перегрузки (см. характеристику электродвигателя в разделе 1.1, глава 1, часть 1 или раздел 9.1.3: ).
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
; , (9.36)
где = 780 МПа – предел текучести по нормальным напряжениям;
= 450 МПа – предел текучести по касательным напряжениям [см. 1, таблица 10.2 для стали 40Х и = 980 МПа].
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
. (9.37)
Сечение II-II
Напряжения изгиба с растяжением (сжатием) и напряжения кручения , МПа:
; (9.38)
. (9.39)
Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
; , (9.40)
где и – см. выше.
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
. (9.41)
9.2.4. Расчет вала на сопротивление усталости
Сечение I-I
Определяем амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла, МПа:
(9.42); ; . (9.43)
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении, МПа:
(9.44)
, (9.45)
где и – пределы выносливости гладких образцов при симметрич-ном цикле изгиба и кручения:
= 410 МПа, = 240 МПа [см. 1, таблица 10.2 для стали 40Х и = 980 МПа].
и – коэффициенты снижения пределов выносливости:
; (9.46)
, (9.47)
где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений:
= 2,2 при выполнении шпоночного паза концевой фрезой [см. 1, таблица 10.11 для = 900 МПа];
= 2,05 [там же];
и – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Значения коэффициентов находим по таблице 10.7. [см.1, стр. 189 в графе «Кручение для всех сталей и изгиб для легированной стали»] в зависимости от диаметра .
Примечание. При несовпадении значения с табличными значениями диаметра вала применяем формулу интерполяции:
Расшифровку см. в разделе 9.1.4 при определении аналогичных коэффициентов.
и – коэффициенты влияния качества поверхности. По таблице 10.8[1] для шлифования чистового с шероховатостью =0,8…1,6 мкм и при 700 МПа: = 0,91 …0,86; = 0,95…0,92. Из предлагаемых диапазонов принимаем средние значения коэффициентов: = 0,885 и = 0,935.
= 1 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
По формулам (9.46) и (9.47) рассчитываем коэффициенты снижения пределов выносливости, а затем по формулам (9.44) и (9.45) вычисляем пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении и с точностью до второго знака.
Далее определяем коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
, , (9.48)
где – коэффициент чувствительности к асимметрии цикла касательных напряжений, при этом = 0,1 [см. 1, таблица 10.2 для стали 40Х и = 980 МПа].
Общий коэффициент запаса на сопротивление усталости вала в рассматрива-емом сечении:
. (9.49)
Сечение II-II
Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла, МПа:
(9.50)
; . (9.51)
Пределы выносливости вала, МПа:
(9.52)
, (9.53)
где = 410 МПа, = 240 МПа (см. пояснения к формулам 9.44 и 9.45).
Коэффициенты снижения пределов выносливости:
; (9.54)
. (9.55)
Для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом используем отношения и [см. 1, таблица 10.13 для = 900 МПа] в зависимости от диаметра вала под подшипник (в случае, если значение диаметра оканчивается цифрой 5, то для определения нижеприведенных отношений применяем рекомендации к формулам 9.26 и 9.27):
=… ; =… .
Коэффициенты влияния качества поверхности:
= 0,91…0,86 , = 0,95…0,92. (Принимаем средние значения: 0,885 и 0,935).
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения:
= 1 – поверхность без упрочнения.
Примечание. При необходимости повышения пределов выносливости вала рекомендуется участки вала под подшипники повергнуть накатке роликами или дробеструйному наклепу и принимать = 2,0.
По формулам (9.54) и (9.55) рассчитываем коэффициенты снижения пределов выносливости, а затем по формулам (9.52) и (9.53) вычисляем пределы выносливости и с точностью до второго знака.
Определяем коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
, , (9.56)
где – коэффициент чувствительности к асимметрии цикла касательных напряжений, при этом = 0,1 (см. 1, таблица 10.2 для стали 40Х и = 980 МПа).
Общий коэффициент запаса на сопротивление усталости вала в рассматрива-емом сечении:
. (9.57)
Вывод: при выполнении условий (9.36) и (9.41), (9.49) и (9.57) статическая прочность выходного вала и сопротивление усталости в обоих опасных сечениях обеспечены: , .
Приложение 1

Приложение 2

Приложение 3

Приложение 3

Список литературы
Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учебное пособие для студ. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – 9-е изд. – М.: Издательский центр «Академия», 2006. – 496 с.
Иванов, М.Н. Детали машин: учебник для машиностроительных специальностей вузов / М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. – 12-е изд. – М.: высш. шк., 2008. – 408 с.
Анурьев В. И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3 т. – 8-е изд. перераб. и доп. Под редакцией И.Н. Жестковой. М.: Машиностроение, 1999 (подборка справочных данных).
Подшипники качения: справочник-каталог / под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. – М.: Машиностроение, 1984. – 280 с.
Чернилевский Д. В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования: Учебное пособие для студентов вузов. 3-е изд., исправл. – М.: Машиностроение, 2003 – 560 с.
Редукторы цилиндрические: каталог.
Детали машин и основы конструирования / Под ред. М. Н. Ерохина. –
М.: КолосС, 2004. – 462 с.
Двигатели асинхронные
АИР71-АИР100 : 01.40.06-89;
АИР112, АИР132 : 01.40.112-88
АИР160, АИР180 : 01.40.113-95
АИР200,225,250: 01.40.92-95.
Муфты упругие втулочно-пальцевые
ГОСТ 21424-93.
Муфты кулачково-дисковые
ГОСТ 20720-93.
Леонтьев Б.С. Оформление курсовых проектов по дисциплине «Детали машин». Памятка №2. Второй тип заданий: методические указания / Б.С. Леонтьев. – Нижнекамский химико-технологический институт (филиал) КГТУ, 2011. – 23 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение 3
Глава 6. Конструктивные размеры элементов редуктора 5
6.1. Конструктивные размеры элементов цилиндрическо-го зубчатого редуктора 5
6.1.1 Зубчатая передача 5
6.1.2 Конструкция входного вала (индекс 1 по схеме №1) 6
6.1.3 Конструкция выходного вала (индекс 2 по схеме №1) 11
6.2. Конструктивные размеры элементов червячного редуктора 16
6.2.1 Червячная передача 16
6.2.2 Конструкция входного вала (индекс 1 по схеме № 3) 17
6.2.3 Конструкция выходного вала (индекс 2 по схеме №3) 23
6.3. Крышки подшипниковых узлов 26
6.4 Конструктивные элементы корпуса редуктора 27
Глава 7. Определение сил, нагружающих подшипники входного вала 32
7.1. Условия работы входного вала 32
7.2. Радиальные реакции опор от сил в зацеплении 33
7.2.1. Расчетная схема для задания 2.1 33
7.2.2 Расчетная схема для задания 2.3 33
7.2.3 Расчетная схема для задания 2.5 34
7.2.4 Расчетная схема для задания 2.8 35
7.3 Радиальные реакции опор от действия силы на консольной законцовке вала 36
7.3.1 Плечо радиальной консольной силы Fк 36
7.3.2 Определение радиальной консольной силы Fк 41
7.3.3 Реакции опор от силы Fк 42
7.4 Реакции опор для расчета подшипников 42
7.5 Эквивалентные нагрузки на подшипники 43
7.6 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка 43
7.7 Расчетный скорректированный ресурс 45
7.8 Проверка выполнения условия 46
Глава 8. Определение сил, нагружающих подшипники выходного вала 47
8.1. Условия работы выходного вала 47
8.2 Радиальные реакции опор от сил в зацеплении 47
8.2.1 Расчетная схема для задания 2.1 47
8.2.2 Расчетная схема для задания 2.3 48
8.2.3 Расчетная схема для задания 2.5 50
8.2.4 Расчетная схема для задания 2.8 50
8.3 Радиальные реакции опор от действия силы на консольной законцовке вала 51
8.3.1 Плечо радиальной консольной силы Fк 51
8.3.2 Определение радиальной консольной силы Fк 52
8.3.3 Реакции опор от силы Fк 53
8.4 Реакции опор для расчета подшипников 54
8.5 Эквивалентные нагрузки на подшипники 55
8.6 Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка 55
8.7 Расчетный скорректированный ресурс 55
8.8 Проверка выполнения условия 56
Глава 9. Расчет валов на прочность 57
9.1. Входной вал 57
9.1.1 Определение силовых факторов 59
9.1.2 Геометрические характеристики опасных сечений
вала 60
9.1.3 Расчет вала на статическую прочность 60
9.1.4 Расчет вала на сопротивление усталости 61
9.2 Выходной вал 65
9.2.1 Определение силовых факторов 67
9.2.2 Геометрические характеристики опасных сечений
вала 68
9.2.3 Расчет вала на статическую прочность 68
9.2.4 Расчет вала на сопротивление усталости 69
Приложение 1 73
Приложение 2 74
Приложение 3 75
Список литературы 77
Учебное издание
Леонтьев
Борис Сергеевич
РАСЧЕТ ПРИВОДА
УЧЕБНОЕ ПОСОБИЕ
ЧАСТЬ 2
2-е издание, переработанное
Корректор
Худ. редактор Федорова Л.Г.
Сдано в набор
Подписано в печать
Бумага офсетная. Гарнитура Таймс.
Тираж 100.
Заказ №63.
НХТИ ФГБОУ ВПО КНИТУ г. Нижнекамск, 423570,
ул. 30 лет Победы, д. 5а.

Приложенные файлы

  • docx 23688451
    Размер файла: 6 MB Загрузок: 0

Добавить комментарий