Расчет и конструирование приводов: Справочно-методическое пособие по курсу ''Детали машин и основы конструирования''

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «ВОСТОЧНО-СИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Расчет и конструирование приводов. Справочно-методическое пособие по курсу «Детали машин и основы конструирования». Предназначено для студентов механических специальностей всех форм обучения, выполняющих курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования», «Детали машин». Данное справочно-методическое пособие издается в соответствии с рабочей программой по курсам «Детали машин и основы конструирования», «Детали машин». Рассмотрено и одобрено кафедрой «Детали машин, ТММ», методической комиссией машиностроительного факультета. Составители: Балдаев В.П., Битуев И.К., Павлов А.Н. Под редакцией Балбарова В.С.

Расчет и конструирование приводов Справочно-методическое пособие по курсу «Детали машин и основы конструирования»

Ключевые слова: курсовой проект, привод, зубчатая передача, цепная передача, ременная передача, контактная прочность, изгибная выносливость, компоновка, сборочный чертеж, рабочий чертеж, спецификация.

Подписано в печать 21.02.2006 г. Формат 60х84 1/16. Усл.печ.л. 3,49 Тираж 190 экз. Бумага писчая. Печать операт. Заказ 49.

Улан-Удэ 2006 Издательство ВСГТУ

Издательство ВСГТУ 670013 г.Улан-Удэ, ул. Ключевская, 40в

СОСТАВ КУРСОВОГО ПРОЕКТА

ВВЕДЕНИЕ Выполнением курсового проекта по «Деталям машин и основам конструирования» завершается общетехнический цикл подготовки студентов. Это первая самостоятельная творческая инженерная работа, при выполнении которой активно используются знания из ряда пройденных дисциплин: инженерной графики, теоретической механики (прикладной механики), сопротивления материалов, технологии конструкционных материалов, теории механизмов и машин, компьютерной графики и др. При выполнении этого курсового проекта студент осознает важность указанных дисциплин, так как ему приходится применять ранее полученные знания. По сути дела, выполнение этого курсового проекта является первой ступенькой в подготовке инженера-конструктора машиностроительного профиля. Объектами курсового проектирования являются, как правило, приводы различных машин и механизмов (ленточных и цепных конвейеров, индивидуальных приводов, коробок перемены передач и т.п.), использующие большинство деталей и узлов общего назначения. При выполнении курсового проекта студент последовательно проходит стадии конструкторской работы от расчетной части до воплощения механизма в рабочих чертежах. При выполнении чертежной работы студенты могут использовать методы активного игрового проектирования, последовательно осуществляя функции конструктора, технического контроля и нормоконтроля. В справочно-методическом указании весь материал расположен в том порядке, в котором следует работать при выполнении проекта. Настоящее справочно-методическое пособие предназначено студентам машиностроительных специальностей дневного и заочного обучения, выполняющих курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования», также может быть полезно студентам при выполнении курсовых и дипломных проектов других направлений.

Курсовой проект (КП) Графическая часть Чертежи. 4 листа формата А1

Расчетная часть Пояснительная записка (ПЗ). 25-40 листов формата А4

Сборочный чертеж редуктора (СБ) – А1

Титульный лист

Общий вид привода (ВО) – А1

Содержание (большой «штамп»), на1 листе

Рабочие чертежи 3-х деталей:

Задание на КП, 1 лист

Вал - А3 Зубчатое колесо - А3

Введение, 1-2 листа Основная часть (расчетно-графическая)

Корпусная деталь - А2 Кинематический расчет привода

Сборочный чертеж рамы (СБ) или рабочий чертеж плиты – А1

Расчет передач Разработка эскизного проекта на «мм»вой бумаге (компоновка) Конструирование зубчатых и червячных колес Расчет и конструирование валов Конструирование подшипниковых узлов

Смазочные устройства и уплотнения Подбор муфт Конструирование корпусных деталей

Список использованной литературы, 1 лист

Спецификации (СП): • на сборочный чертеж редуктора • на общий вид привода • на сборочный чертеж рамы

ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ Привод – устройство, приводящее в движение машину или механизм и имеющее в своем составе двигатель и передаточный механизм. ПМ – передаточный механизм (ременная, цепная, открытая зубчатая передача, редуктор, или их комбинация).

шаг тяговых цепей t (мм); число зубьев звездочки Z, то необходимо вычислить Рвщ и ωвщ по формулам:

P вщ = F t ⋅ V , кВт ;

V –1 ,с D

Диаметр звездочки определяется по формуле:

D=

Рис. 1.1. Схема привода М – источник движения (электродвигатель). РМ – рабочий механизм (приводной узел ленточного или цепного конвейера). Редуктор – механизм, как правило, одна или несколько зубчатых передач, выполненных в отдельном корпусе и служащий для передачи вращательного движения с уменьшением угловой скорости вращения и увеличением вращающего момента. Стрелками показано направление передачи вращательного движения. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ ВЫПОЛНЕНИЯ КУРСОВОГО ПРОЕКТА • Кинематическая схема привода (приводится в задании); • Мощность на ведущем валу конвейера Рвщ , кВт; • Угловая скорость вращения ведущего вала конвейера, ωвщ , рад/с (с–1); • Также должны быть заданы: срок службы привода, вид рабочей нагрузки – постоянная или переменная (график нагружения), коэффициенты суточного и годового использования Ксут, Кгод. В случае отсутствия этих данных следует принять: срок службы – 5 лет, рабочая нагрузка – постоянная, Ксут = 0,33 (1 смена), Кгод = 0,66 (с учетом выходных дней и праздников). Если заданы другие исходные данные, а именно: • для ленточного конвейера: окружное усилие Ft (кН) на барабане; окружная скорость V (м/с) барабана; диаметр барабана D (мм); • для цепного конвейера: окружное усилие Ft (кН) на тяговой звездочке; окружная скорость V (м/с) этой звездочки;

ω вщ = 2 ⋅ 10 3 ⋅

t , мм 180° sin Z

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 1.1. Подбор электродвигателя Требуемая мощность электродвигателя

Р эд .тр =

Р вщ

η

,

где η – коэффициент полезного действия (КПД) привода. Он равен произведению КПД всех ступеней привода: η = η1 ⋅ η 2 ⋅ ... ⋅ η n , где n – число ступеней, т.е. механических передач, в приводе. Обычно этих передач две и привод двухступенчатый. Эти две ступени могут располагаться внутри редуктора, который в этом случае будет двухступенчатым. В ином случае редуктор одноступенчатый, тогда вторая передача – открытая (ременная, цепная или зубчатая) располагается снаружи. КПД механической передачи определяется из таблицы 1.1: Таблица 1.1 Передаточное Тип передачи КПД η число u Зубчатая прямозубая 2..4 0,97 цилиндрическая косозубая 2..5 Зубчатая коническая 0,96 1..4 Червячная 0,75 16..50 Ременная 0,95 2..4 Цепная 0,94 1,5..4 Пр им еч а ние : КПД опор (подшипников), расположенных в редукторе учитывается в КПД зубчатых передач, в иных случае следует учитывать КПД опор (одна пара подшипников) η = 0,99.

Затем ориентировочно определяется требуемая частота вращения электродвигателя: n эд .тр = nвщ ⋅ uOP , мин–1, где nвщ =

30 ⋅ ω вщ

π

, мин–1 – частота вращения ведущего вала конвейера;

Двигатели закрытые обдуваемые единой серии 4А (АИР, RA) (тип/асинхронная частота вращения, мин–1) Таблица 1.2 Синхронная частота, мин–1 Мощность Рэд, кВт 3000 1500 1000 750

uOP – ориентировочное передаточное число привода. Оно равно произведению передаточных чисел всех ступеней привода:

uOP = u1 ⋅ u2 ⋅ ... ⋅ un Передаточное число отдельной механической передачи определяется из таблицы 1.1, где приведены рекомендуемые интервалы передаточных чисел для каждой передачи. Сначала берется среднее значение из интервала. После определения Рэд.тр и nэд.тр производится выбор электродвигателя из таблицы 1.2. При этом табличная мощность электродвигателя должна быть не меньше требуемой мощности:

Р эд ≥ Р эд .тр и частота вращения вала электродвигателя должна приблизительно равняться ориентировочной частоте вращения ведущего вала: n эд ≈ n эд .тр . 1.2. Определение фактических передаточных чисел ступеней привода Сначала определяется фактическое общее передаточное число привода:

uф =

nэд nвщ

Затем полученное общее передаточное число разбивается по отдельным ступеням, т.е. uф представляется в виде произведения передаточных чисел всех ступеней. Для двухступенчатого привода uф = u1 ⋅ u2 , где u1 и u2 не должны выходить за рекомендуемые интервалы (табл. 1.1).

1

2

3

4

5

0,25 0,37 0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3 4

– – – 71А2/2480 71B2/2810 80A2/2850 80B2/2850 90L2/2840 100S2/2880

– – 71А4/1390 71В4/1390 80A4/1420 80B4/1415 90L4/1425 100S4/1435 100L4/1430

– 71А6/910 71В6/900 80А6/915 80B6/920 90L6/935 100L6/950 112MA6/955 112MB6/950

71В8/680 80А8/675 80В8/700 90LA8/700 90LB8/700 100L8/700 112MA8/700 112MB8/700 132S8/720

5,5 100L2/2880 112M4/1445 132S6/965 132M8/720 7,5 112M2/2900 132S4/1455 132M6/970 160S8/730 11 132M2/2900 132M4/1460 160S6/975 160M8/730 15 160S2/2940 160S4/1465 160M6/975 180M8/730 18,5 160M2/2940 160M4/1465 180M6/975 – Пр им еч а ние : При подборе электродвигателя руководствоваться следующими положениями: следует выбирать двигатели с синхронной частотой вращения 1500, 1000 мин–1, как наиболее оптимальные по габаритам и массе двигателя и соотношению этих параметров с параметрами редуктора; при выборе мощности следует учитывать, что электродвигатели могут работать с незначительной перегрузкой (до 5…8%) длительное время. 1.3. Расчет частот вращения n (мин–1), угловых скоростей ω (с ) и вращающих моментов Т (Н·м) для всех валов привода Число валов в приводе на единицу больше числа передач. Например, если в приводе имеются три передачи, то число валов равно четырем. Рассчитаем для каждого вала такого привода величины n и ω, начиная от электродвигателя: Первый вал (вал электродвигателя): –1

n1 = nЭ/Д ;

ω1 =

π ⋅ n1 30

.

Второй вал:

n2 =

n1 ; u1

ω2 =

π ⋅ n2 . 30

Третий вал:

n1 ; n3 = u1 ⋅ u2

ω3 =

π ⋅ n3

.

30

Четвертый вал (ведущий вал конвейера):

n4 =

n1 ; u1 ⋅ u2 ⋅ u3

ω4 =

π ⋅ n4

.

30

Поскольку все передачи в приводе являются понижающими, то скорость вращения каждого последующего вала должна уменьшаться: n1 > n2 > n3 > n4 ; ω 1 > ω 2 > ω 3 > ω 4 . Определение вращающих моментов производится в обратном порядке, начиная от ведущего вала конвейера: Четвертый вал (ведущий вал конвейера): Третий вал:

T3 =

T4 u3 ⋅ η 3

Второй вал:

T2 =

T3 . u2 ⋅ η 2

Первый вал (вал электродвигателя): T1 =

T4 =

103 ⋅ Pвщ

ω вщ

.

T2 u1 ⋅ η1

Вращающий момент от первого вала к последнему должен увеличиваться: T1 < T2 < T3 < T4 . 2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ И ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ И сх о д ны е да нные: Т2 – вращающий момент на колесе, Н·м; u – передаточное число; 2.1. Выбор материала и способа термической обработки зубчатых колес Расчет любой зубчатой передачи (цилиндрической и конической) начинается с выбора материала и способа термической или химикотермической обработки (ТО, ХТО) зубчатых колес. В основном применяют следующие варианты ТО и ХТО: I – ТО колеса – улучшение, твердость 235...262 НВ; ТО шестерни – улучшение, твердость 269...302 НВ. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ и др. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не

подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо- и средненагруженных передачах. Область применения улучшенных зубчатых колес сокращается. II – ТО колеса - улучшение, твердость 269...302 НВ; ТО шестерни – улучшение и закалка токами высокой частоты (ТВЧ), твердость поверхности в зависимости от марки стали: 45...50 HRC, 48…53 HRC. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др. III – ТО колеса и шестерни одинаковая – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали: колеса – 45...50 HRC, шестерни – 48...53 HRC. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35ХМ и др. IV – ТО колеса - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали: 45...50 HRC, 48...53 HRC; ХТО шестерни – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56...63 HRC. Материал шестерни – стали марок 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХНЗА и др. V – ХТО колеса и шестерни одинаковая – улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности 56...63 HRC. Цементация (поверхностное насыщение углеродом) с последующей закалкой наряду с большой твердостью поверхностных слоев обеспечивает и высокую прочность зубьев на изгиб. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХНЗА, 25ХГМ и др. Нагрузочная способность зубчатых передач по контактной прочности тем выше, чем выше поверхностная твердость зубьев. Поэтому целесообразно применение поверхностного термического или химико-термического упрочнения. Эти виды упрочнения позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшаемыми сталями. Например, допускаемые контактные напряжения [σ]Н цементованных зубчатых колес в два раза превышают значения [σ]Н колес, подвергнутых термическому улучшению, что позволяет уменьшить массу колес в четыре раза. Однако при назначении твердости рабочих поверхностей зубьев следует иметь в виду, что большей твердости соответствует более сложная технология изготовления зубчатых колес и малые размеры передачи, что может привести к трудностям при конструктивной разработке опор валов зубчатых колес. Поэтому для редукторов, к размерам которых не предъявляют особых требований, следует применять дешевые марки сталей типа 45 и 40Х с ТО по варианту I или II.

2.1.1. Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения [σ]H и допускаемые напряжения изгиба [σ]F. определяются по таблице 2.1 в зависимости от материала и вида термической обработки: Таблица 2.1 ТО, ХТО Марка стали [σ]H, МПа [σ]F, МПа Улучшение 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ 1,8 · НВСР + 67 1,03 · НВСР Закалка 370 40Х, 40ХН, 35ХМ 14 · HRCCP + 170 ТВЧ 20Х, 20ХН2М, Цементация 19 · HRCCP 480 18ХГТ, 12ХН3А, и закалка 25ХГМ Пр им еч а ние : НВСР и HRCСР – средние значения твердости. 2.2. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Знак «+» в скобках относят к внешнему зацеплению, а знак «–» – к внутреннему. Найденное значение aW округляют в большую сторону до значения (мм) из ГОСТ 2185 – 66: 40 50 63 80 100 125 (140) 160 (180) 200 (225) 250 (280) 315 (355) 400 (450) 500 Пр им еч а ние : Размеры в скобках применять не рекомендуется. Предварительные основные размеры колеса Делительный диаметр колеса d 2 =

Ширина зубчатого венца: колеса b2 = ψ a ⋅ aW , шестерни b1 = b2 + 5…6 мм. Размеры b1 и b2 округляются до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров (Приложение 1). Модуль передачи:

m≥ а

б Рис. 2.1. Схема цилиндрической передачи: а - прямозубой; б – косозубой; 1 – шестерня; 2 – колесо П р име ча н ие : Далее в тексте все размеры, относящиеся к шестерне, обозначаются подстрочным индексом 1, а к колесу – индексом 2. 2.2.1. Определение основных геометрических размеров и характеристик зубчатых колес Межосевое расстояние:

aW ≥ K a ⋅ (u ± 1) ⋅ 3

T2

ψ a ⋅ u 2 ⋅ [σ ]H 2

, м,

Ka = 4950 – для прямозубых колес; Ka = 4300 – для косозубых и шевронных колес; [σ]H – в Па; ψa – коэффициент ширины колеса, ψa = 0,4…0,5 – при симметричном расположении опор относительно зубчатого колеса (одноступенчатый редуктор), ψa = 0,25…0,4 – при несимметричном, ψa = 0,2…0,25 – при консольном расположении одного или обоих колес, ψa = 0,1…0,2 – для коробок скоростей. где

2 ⋅ aW ⋅ u , мм. u+1

2 ⋅ K m ⋅ T2 , м, d 2 ⋅ b2 ⋅ [σ ]F

где Km = 6,6 – для прямозубых колес; Km = 5,8 – для косозубых и шевронных колес; [σ]F – в Па. Найденное значение модуля m округляется в большую сторону до величины из ряда (мм) по ГОСТ 9563-60**: 1 (1,125) 1,25 (1,375) 1,5 (1,75) 2 (2,25) 2,5 (2,75) 3 (3,5) 4 (4,5) 5 (5,5) 6 (7) 8 (9) 10. Пр им еч а ние : Размеры в скобках применять не рекомендуется. Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес: (для прямозубых колес β = 00 ):

β min = arcsin

3 ,5 ⋅ m b2

Суммарное число зубьев:

ZΣ =

2 ⋅ aW ⋅ cos β min m

Полученное значение ZΣ округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют фактическое значение угла наклона зубьев с точностью до десятых долей секунды:

β = arccos

ZΣ ⋅ m 2 ⋅ aW

Для косозубых колес β = 8…18°.

Число зубьев шестерни

Z Z1 = Σ ≥ Z1 min . u+1 Значение Z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа. Для прямозубых колес Z1min = 17, для косозубых и шевронных Z1min = 17 · cos3β. Если по расчету получается Z1 < Z1min, то принимают Z1 = Z1min. При Z1 < 17 передачу выполняют с высотной коррекцией для исключения подрезания ножек зубьев. Такая операция является не рекомендуемой и применяется в случае вписывания зубчатой передачи в известное межосевое расстояние. Коэффициент смещения:

х1 =

17 − Z 1 ≤ 0 ,6 . 17

Для колеса внешнего зацепления х2 = – х1; для колеса внутреннего зацепления х2 = х1. Число зубьев колеса внешнего зацепления Z 2 = Z Σ − Z1 ; Число зубьев колеса внутреннего зацепления Z 2 = Z Σ + Z 1 . Фактическое передаточное число

Z uФ = 2 . Z1 Допускаемое отклонение фактического передаточного числа от заданного не более 4%. Диаметры колес, мм (рис. 2.2): Делительные диаметры: шестерни d1 =

Z1 ⋅ m ; cos β

колеса внешнего зацепления d2 = 2 · aW – d1 (рис. 2.2, а) ; Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес: (для прямозубых колес β = 00 ):

β min

3 ,5 ⋅ m = arcsin b2

Суммарное число зубьев:

ZΣ =

2 ⋅ aW ⋅ cos β min m

Полученное значение ZΣ округляют в меньшую сторону до целого числа и определяют фактическое значение угла наклона зубьев с точностью до десятых долей секунды:

β = arccos

ZΣ ⋅ m 2 ⋅ aW

Для косозубых колес β = 8…18°. Число зубьев шестерни

Z1 =

ZΣ ≥ Z1 min . u+1

Значение Z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа. Для прямозубых колес Z1min = 17, для косозубых и шевронных Z1min = 17 · cos3β. Если по расчету получается Z1 < Z1min, то принимают Z1 = Z1min. При Z1 < 17 передачу выполняют с высотной коррекцией для исключения подрезания ножек зубьев. Такая операция является не рекомендуемой и применяется в случае вписывания зубчатой передачи в известное межосевое расстояние. Коэффициент смещения:

х1 =

17 − Z 1 ≤ 0 ,6 . 17

Для колеса внешнего зацепления х2 = – х1; для колеса внутреннего зацепления х2 = х1. Число зубьев колеса внешнего зацепления Z 2 = Z Σ − Z1 ; Число зубьев колеса внутреннего зацепления Z 2 = Z Σ + Z 1 . Фактическое передаточное число

uФ =

Z2 . Z1

Допускаемое отклонение фактического передаточного числа от заданного не более 4%. Диаметры колес, мм (рис. 2.2): Делительные диаметры: шестерни d1 =

Z1 ⋅ m ; cos β

колеса внешнего зацепления d2 = 2 · aW – d1 (рис. 2.2, а) ; колеса внутреннего зацепления d2 = 2 · aW + d1 (рис. 2.2, б) .

Fa = Ft ⋅ tgβ , Н .

осевая

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба Расчетное напряжение изгиба: в зубьях колеса σ F 2 =

K Fα ⋅ К FB .K FV ⋅ Yβ ⋅ YF 2 ⋅ Ft b2 ⋅ m

в зубьях шестерни σ F 1 =

а

б Рис. 2.2. Размеры колеса

Диаметры окружностей вершин колес внешнего зацепления: d a 1 = d 1 + 2 ⋅ m ⋅ (1 + х 1 − у ) ;

d f 2 = d 2 − 2 ⋅ m ⋅ (1 ,25 − x 2 ) .

Диаметры окружностей вершин колес внутреннего зацепления: d a 1 = d 1 + 2 ⋅ m ⋅ (1 + x1 ) ;

d a 2 = d 2 + 2 ⋅ m ⋅ (1 − x 2 − 0 ,2 ) .

Диаметры окружностей впадин колес внутреннего зацепления: d f 1 = d1 − 2 ⋅ m ⋅ (1 ,25 − x1 ) ;

d f 2 = d 2 − 2 ⋅ m ⋅ (1 ,25 − x 2 ) ,

х1 и х2 – коэффициенты смещения у шестерни и колеса; у = – (aW – a) / m – коэффициент воспринимаемого смещения, где a = 0,5 · m · (Z2 ± Z1) – делительное межосевое расстояние.

где

2.2.2. Проверка зубьев на прочность: Силы в зацеплении:

2 ⋅ 10 3 ⋅ T2 ,Н ; d2

окружная

Ft =

радиальная

Fr = Ft ⋅

tg 20° ,Н ; cos β

YF 2

≤ [σ ]F , Па,

где KFα = 1 – для прямозубых колес. Для косозубых и шевронных колес принимают: Степень ………… 6 7 8 точности …………. 0,72 0,81 0,91 KFα

9 1,0

Степень точности изготовления зубчатых колес принимают по таблице 2.2 в зависимости от окружной скорости колеса

d a 2 = d 2 + 2 ⋅ m ⋅ (1 + х 2 − у ) .

Диаметры окружностей впадин колес внешнего зацепления: d f 1 = d1 − 2 ⋅ m ⋅ (1 ,25 − x1 ) ;

σ F 2 ⋅ YF 1

≤ [σ ]F , Па;

V= Yβ = 1 −

β° 140

π ⋅ d 2 ⋅ n2 60

, м/с

– опытный коэффициент, учитывающий отличие

расчетной схемы от реальных условий; YF1 и YF2 – коэффициенты формы зуба, принимаются по табл. 2.3 в зависимости от числа зубьев шестерни Z1 или колеса Z2; KFβ – коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба. Таблица 2.2 Окружная скорость колеса V, м/с Степень точности прямозубых непрямозубых изготовлен цилиндри конических цилиндриче коническ ия ческих ских их до 15 до 12 до 30 до 20 6 до 10 до 8 до 15 до 10 7 до 6 до 4 до 10 до 7 8 до 2 до 1,5 до 4 до 3 9 Для прирабатывающихся колес (НВ 350) KFβ = K0Fβ.

-0,5 4,6 4,12 3,97 3,85 3,73 3,68

-0,4 4,6 4,32 4,02 3,88 3,79 3,70 3,67

-0,3 4,39 4,15 3,92 3,81 3,73 3,68 3,65

-0,2 4,55 4,20 4,05 3,84 3,76 3,70 3,65 3,62

-0,1 4,50 4,28 4,04 3,90 3,77 3,70 3,66 3,62 3,61

0 4,27 4,07 3,90 3,80 3,70 3,65 3,63 3,61 3,60

+0,1 4,24 4,03 3,89 3,77 3,70 3,64 3,61 3,59 3,58 3,58

+0,2 1,00 3,83 3,75 3,67 3,62 3,58 3,57 3,56 3,56 3,57

+0,3 +0,4 +0,5 3,90 3,67 3,46 3,78 3,59 3,42 3,67 3,53 3,40 3,61 3,50 3,39 3,57 3,48 3,39 3,55 3,47 3,40 3,53 3,48 3,42 3,53 3,49 3,44 3,53 3,50 3,46 3,54 3,52 3,50 3,55 3,53 3,52

Таблица 2.4 Коэффициент K Fβ для варианта размещения колеса вариант 5

4

5

6

7

вариант 8

Вариант 4

3

вариант 7

вариант 3

2

≤350 2,01 1,67 1,46 1,27 1,16 0,4 >350 1,53 1,34 1,23 1,13 1,08 ≤350 2,47 2,01 1,74 1,46 1,26 0,6 >350 1,75 1,53 1,38 1,23 1,14 ≤350 2,01 1,62 1,41 0,8 >350 1,53 1,32 1,21 ≤350 2,28 1,82 1,6 1,0 >350 1,67 1,42 1,31 ≤350 2,54 2,04 1,8 1,2 >350 1,81 1,53 1,42 ≤350 2,28 2,01 1,4 >350 1,67 1,53 ≤350 2,23 1,6 >350 1,67 Пр им еч а ние : Коэффициент ψd = 0,5 · ψa · (u ± 1).

вариант 6

вариант 2

1

вариант 1

ψd

Твердость зубьев колеса, НВ

0

8

9

10

1,09 1,05 1,16 1,08 1,31 1,16 1,46 1,23 1,6 1,31 1,74 1,4 2,01 1,53

1,08 1,06 1,21 1,08 1,31 1,16 1,46 1,23 1,6 1,31 1,74 1,38

1,08 1.04 1,16 1,08 1,23 1,11 1,32 1,16 1,46 1,23

Вариант 1 – консольное расположение колеса, опоры вала колеса – шариковые подшипники.

Вариант 2 – консольное расположение конического колеса, опоры вала – конические роликоподшипники. Вариант 3 – раздвоенная быстроходная ступень. Вариант 4 – несимметричное расположение колеса в быстроходной ступени. Вариант 5 – расположение колес в 2-ступенчатом соосном редукторе. Вариант 6 – несимметричное расположение колеса в тихоходной ступени. Вариант 7 – симметричное расположение колеса в 1-ступенчатом редукторе. Вариант 8 – симметричное расположение колеса в тихоходной ступени 2-ступенчатого редуктора с раздвоенной быстроходной ступенью. KFV – коэффициент динамической нагрузки, принимается по таблице 2.5: Таблица 2.5 Коэффициент KFV при окружной скорости V, м/с Твердость зубьев колеса, НВ

12 14 17 20 25 30 40 50 60 80 100

YF при коэффициенте смещения инструмента х

Степень точности

Таблица 2.3 Z или Zv

Зубья

1

2

4

6

8

≥10

Прямые – – – 1,4 1,58 1,67 Косые – – – 1,15 1,20 1,25 6 Прямые – – – 1,11 1,14 1,17 > 350 Косые – – – 1,04 1,06 1,07 Прямые – – 1,33 1,50 1,67 1,80 7 ≤ 350 Косые – – 1,11 1,16 1,22 1,27 Прямые – – 1,09 1,13 1,17 1,22 > 350 Косые – – 1,03 1,05 1,07 1,08 Прямые – 1,2 1,38 1,58 1,78 1,96 ≤ 350 Косые – 1,06 1,11 1,17 1,23 1,29 8 Прямые – 1,06 1,12 1,16 1,21 1,26 > 350 Косые – 1,02 1,03 1,05 1,07 1,08 Прямые 1,13 1,28 1,50 – – – ≤ 350 Косые 1,04 1,07 1,14 – – – 9 Прямые 1,04 1,07 1,14 – – – > 350 Косые 1,01 1,02 1,04 – – – Пр им еч а ние : Для колес, подвергающихся закалке, твердость > 350 НВ. ≤ 350

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям Расчетное контактное напряжение:

σH =

KH ⋅ aW ⋅ u

2.3. Расчет зубчатой конической передачи

(u + 1)3 ⋅ K Hα ⋅ K HV ⋅ T2 ≤ [σ ] , H b2

где KHα = 1,0; KH = 3,2 · 10 – для прямозубых колес; KHα = 1,1; KH = 2,7 · 105 – для косозубых. Значения коэффициента KHV принимают по таблице 2.6: Таблица 2.6 Коэффициент KНV при окружной скорости V, м/с

Твердость зубьев колеса, НВ

Степень точности

5

Зубья 1

2

4

6

8

≥10

Прямые – – – 1,17 1,23 1,28 ≤350 Косые – – – 1,04 1,06 1,07 6 Прямые – – – 1,10 1,15 1,18 >350 Косые – – – 1,02 1,03 1,04 Прямые – – 1,14 1,21 1,29 1,36 ≤350 Косые – – 1,05 1,06 1,07 1,08 7 Прямые – – 1,09 1,14 1,19 1,24 >350 Косые – – 1,02 1,03 1,03 1,04 Прямые – 1,08 1,16 1,24 1,32 1,40 ≤350 Косые – 1,02 1,04 1,06 1,07 1,08 8 Прямые – 1,06 1,10 1,16 1,22 1,26 >350 Косые – 1,01 1,02 1,03 1,04 1,05 Прямые 1,05 1,10 1,20 – – – ≤350 Косые 1,01 1,03 1,05 – – – 9 Прямые 1,04 1,07 1,13 – – – >350 Косые 1,01 1,01 1,02 – – – Пр им еч а ние : Для колес, подвергающихся закалке, твердость > 350 НВ.

Рис. 2.3. Схема конической передачи: 1 – шестерня, 2 – колесо Пр им еч а ние : Для упрощения расчетов рассматриваются только колеса с прямыми зубьями. 2.3.1. Выбор материала и термической обработки зубчатых колес Для изготовления конических зубчатых колес применяются аналогичные материалы и виды ТО и ХТО, что и для изготовления цилиндрических зубчатых колес. 2.3.2. Определение основных геометрических размеров и характеристик зубчатых колес Диаметр внешней делительной окружности колеса:

d e 2 ≥ 1 ,75 ⋅ 104 ⋅ 3

u ⋅ T2 , м, θ H ⋅ [σ ]2H

θН = 0,85; [σ]Н – в Па; Определенный диаметр de2 округляется в большую сторону до значения из ряда по ГОСТ 12289-76 (мм): 50 (56) 63 (71) 80 (90) 100 (112) 125 (140) 160 (180) 200 (225) 250 280 315 355 400 450 500 560 630 710 800 900 1000. Примечание: Размеры в скобках по возможности не применять.

где

Угол делительного конуса колеса: δ2 = arctg u. Конусное расстояние:

Re =

de2 . 2 ⋅ sin δ 2

Ширина зубчатого венца: b = 0,285 · Re. Внешний торцовый модуль передачи:

me ≥

14 ⋅ T2

θ F ⋅ d e 2 ⋅ b ⋅ [σ ]F

, м,

где θF = 0,85. Округление модуля до стандартной величины можно не производить, т.к. величина модуля в конических передачах является произвольной величиной (точность определения значения модуля в мм до третьего знака). Числа зубьев колеса и шестерни:

Z2 =

de2 me

; Z1 =

Z2 u

Полученные значения округляют в большую сторону до целого числа и уточняют внешний торцовый модуль передачи

me =

de2 . Z2

Фактическое передаточное число: Z uФ = 2 . Z1 Допускаемое отклонение от заданного передаточного числа не должно быть более 4%.

где Z1 15 16 18 20 25 30 40

Окончательные размеры колес (рис. 2.4): Углы делительных конусов: колеса δ2 = arctg uФ ; шестерни δ1 = 90° – δ2 . Делительные диаметры: шестерни de1 = me · Z1 ; колеса de2 = me · Z2 . Внешние диаметры: шестерни dae1 = de1 + 2 · (1 + xe1) · me · cos δ1 ; колеса dae2 = de2 + 2 · (1 + xe2) · me · cos δ2 . коэффициент смещения для шестерни xe1 принимают из таблицы 2.7: Таблица 2.7 Коэффициент xe1 при передаточном числе u 1,0 1,25 1,6 2,0 2,5 3,15 4,0 5,0 – 0,18 0,31 0,40 0,45 0,48 0,50 0,51 – 0,17 0,30 0,38 0,43 0,46 0,48 0,49 0 0,15 0,28 0,36 0,40 0,43 0,45 0,46 0 0,14 0,26 0,34 0,37 0,40 0,42 0,43 0 0,13 0,23 0,29 0,33 0,36 0,38 0,39 0 0,11 0,19 0,25 0,28 0,31 0,33 0,34 0 0,09 0,15 0,20 0,22 0,24 0,26 0,27 Коэффициент смещения для колеса xe2 = – xe1. 2.3.3. Проверка на прочность зубьев Силы в зацеплении: окружная сила

Ft =

2 ⋅ T2 ⋅ 103 , Н; dm2

где dm2 = 0,857 · de2. осевая сила на шестерне Fa1 = Ft · tg 20° · sin δ1, Н, радиальная сила на шестерне Fr1 = Ft · tg 20° · cos δ1, Н, осевая сила на колесе Fa2 = Fr1, Н, радиальная сила на колесе Fr2 = Fa1, Н. Рис. 2.4. Коническая передача

σ F1 =

σ F 2 ⋅ YF 1 YF 2

≤ [σ ]F ,

где коэффициент KFV выбирают для прямозубых колес по таблице 2.5, условно принимая их точность на одну степень грубее фактической. Окружную скорость для определения KFV вычисляют на среднем диаметре колеса dm2. Коэффициенты YF1 и YF2 принимают по таблице 1.5 по эквивалентным числам зубьев:

ZV 2 =

Z2 ; cos β m ⋅ cos δ 2 3

ZV 1 =

Z1 ; cos β m ⋅ cos δ 1

I

3

где ΒM = 35°.

II

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям: Расчетное контактное напряжение:

σ H = 1,9 ⋅ 106 ⋅

K HV ⋅ u ⋅ T2 ≤ [σ ]H , θ H ⋅ d e32

где коэффициент KHV выбирают для прямозубых колес по таблице 1.5, условно принимая их точность на одну степень грубее фактической. Окружную скорость для определения KHV вычисляют на среднем диаметре колеса dm2. 2.4. Расчет червячных передач 2.4.1. Выбор материалов червяка и червячного колеса Для червяка применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес (варианты III, IV, V). Материалы для червячных колес выбираются из таблицы 2.8 в зависимости от скорости скольжения:

VS ≈

4 ,5 ⋅ n2 ⋅ u ⋅ 3 T2 , м/с . 10 4

Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения определяют по формулам, приведенным в таблице 2.8.

III

оловянные бронзы

в зубьях шестерни

Группа

безоловянные бронзы и латуни

1 ,17 ⋅ K FV ⋅ YF 2 ⋅ Ft ≤ [σ ]F b ⋅ me ⋅ θ F

серые чугуны

σF2 =

Материалы БрОНФ 10-1-1 VS ≤ 25 м/с БрОФ 10-1 VS ≤ 12 м/с БрОЦС 5-5-5 VS ≤ 8 м/с БрАЖН 10-4-4 VS ≤ 5 м/с БрАЖМц 10-3-1,5 VS ≤ 5 м/с БрАЖМц 9-4 VS ≤ 5 м/с ЛАЖМц 66-6-3-2 VS ≤ 4 м/с СЧ18 СЧ15

   VS ≤ 2 м/с  

Способ отливки

Таблица 2.8

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба: Расчетное напряжение изгиба: в зубьях колеса

Механ ические свойства, МПа σВ σТ

ц

285

165

к з к з ц к к з ц к з ц к з

275 230 200 145 700 650 550 450 530 500 425 500 450 400

200 140 90 80 460 430 360 300 245 230 195 330 295 260

Допускаемые контактные напряжения [σ]H, МПа CV · 0,9 · σВ CV · 0,9 · σВ

300 – 25 · VS

275 – 25 · VS

σВ = 355 МПа 200 – 35 · VS σВ = 315 МПа

Пр им еч а ние : Способы отливки венца: ц – центробежный, к – в кокиль, з – в землю (при единичном производстве). Коэффициент CV учитывает интенсивность изнашивания материала. Его принимают в зависимости от скорости скольжения: VS , м/с ……… 5 6 7 ≥8 ……… 0,95 0,88 0,83 0,8 CV Допускаемые напряжения на изгибную прочность [σ]F (МПа) определяют для материалов: I и II групп [σ]F = 0,25 · σТ + 0,08 · σВ ; III группы [σ]F = 0,22 · σВ .

2.4.2. Определение основных геометрических размеров и характеристик червячной передачи Межосевое расстояние:

aW ≥ 6100 ⋅ 3

T2 , м,

………. 8…14 16…30 ………. 4 2 Предварительные значения: модуля передачи (получают интервал значений):

u Z1

m = (1 ,4...1 ,7 ) ⋅

≥31,5 1

aW Z2

коэффициента диаметра червяка:

2 ⋅ aW − Z2 m

В формулу для q подставляют ближайшее к расчетному стандартное значение модуля (табл. 2.9): Таблица 2.9 m, мм 2,5 3,15 4 5 6,3 8 10 12,5 16 8 10 12,5 16 8 10 12,5 14 8 10 12,5 16 q 20 16 20 Полученное значение q округляется до ближайшего стандартного (табл. 2.9). Минимально допустимое значение q из условия жесткости червяка qmin = 0,212 · Z2. Коэффициент смещения:

х=

 Z1   ;  q 

[σ ]2H

где [σ]Н – в Па. Полученное межосевое расстояние переводят в миллиметры и округляют в большую сторону до значения (мм) из ряда по ГОСТ 214476: 40 50 63 80 100 125 (140) 160 (180) 200 (225) 250 (280) 315 (355) 400 (450) 500 Пр им еч а ние : Значения в скобках рекомендуется не применять. Основные параметры передачи Число зубьев колеса Z2 = Z1 · u, где Z1 – число заходов червяка, определяется в зависимости от передаточного числа:

q=

Если по расчету коэффициент смещения │х │ > 1, то изменяют aW, q, Z2, m. Угол подъема линии витка червяка: на делительном цилиндре

aW − 0 ,5 ⋅ ( Z 2 + q ) . m

γ = arctg на начальном цилиндре



Z1  .   q + 2⋅ x 

γ W = arctg

Фактическое передаточное число:

uФ =

Z2 Z1

Отклонение от заданного передаточного числа не более 4%. Размеры червяка и колеса, мм (рис. 2.5): Червяк: делительный диаметр d1 = q ⋅ m ; диаметр вершин витков d a1 = d 1 + 2 ⋅ m ;

d f 1 = d 1 − 2 ,4 ⋅ m ;

диаметр впадин

d W 1 = m ⋅ (q + 2 ⋅ x ) ;

начальный диаметр

при x = 0 начальный диаметр совпадает с делительным, т.е. dW1 = d1. Длина b1 нарезанной части червяка определяется по таблице 2.10 Таблица 2.10 Расчетные формулы при числе заходов червяка Z1 Коэффициент смещения х –1,0 –0,5 0 +0,5 +1,0

1и2

4

b1 ≥ (10,5 + 0,06 · Z2) · m b1 ≥ (8 + 0,06 · Z2) · m b1 ≥ (11 + 0,06 · Z2) · m b1 ≥ (11 + 0,1 · Z2) · m b1 ≥ (12 + 0,1 · Z2) · m

b1 ≥ (10,5 + 0,09 · Z2) · m b1 ≥ (9,5 + 0,09 · Z2) · m b1 ≥ (12,5 + 0,09 · Z2) · m b1 ≥ (12,5 + 0,1 · Z2) · m b1 ≥ (13 + 0,1 · Z2) · m

Расчетное значение b1 увеличивают на 25 мм при m < 10 мм, на 35 мм при m = 10…16 мм и округляют в большую сторону до числа из ряда нормальных линейных размеров (приложение 1). Червячное колесо: диаметр делительной окружности колеса d2 = Z2 ⋅ m ;

диаметр окружности вершин зубьев

d a 2 = d 2 + 2 ⋅ (1 + X ) ⋅ m ;

диаметр колеса наибольший

d aM 2 ≤ d a 2 + диаметр впадин

6⋅ m ; Z1 + 2

d f 2 = d 2 − 2 ⋅ m ⋅ (1 ,2 − X ) ;

ширина венца

где KV – скоростной коэффициент. При V2 ≤ 3 м/с KV = 1. При V2 > 3 м/с коэффициент KV принимают равным коэффициенту KНV (табл. 2.6) для цилиндрических прямозубых колес твердостью НВ 60°); КР – коэффициент режима работы (при односменной работе КР =1, при двухсменной КР = 1,25, при трехсменной КР = 1,5); КРЕГ – коэффициент регулирования натяжения (при регулировании передвигающимися опорами КРЕГ = 1, при регулировании нажимными роликами или оттяжными звездочками КРЕГ = 1,1, для нерегулируемой цепи КРЕГ = 1,25).

2 ⋅ T1 , Н, D1

где dД1 – делительный диаметр ведущей звездочки:

–1

n1, мин 2500 1250 1000 900 800 630 500 400 300 t, мм 9,525 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75 38,1 44,45 50,8 Допускаемое давление [p] в шарнирах цепи определяется по таблице 4.1: Таблица 4.1 Значения [p] (МПа) при частоте вращения малой звездочки n1, мин–1 t 50 200 400 600 800 1000 1200 1600 2000 12,7-15,88 31 28 26 24 22 21 18 16 19,05-25,4 30 26 23 21 19 17 15 – 35 31,75-38,1 29 24 21 18 16 15 – – 44,45-80,8 26 21 17 15 – – – –

К ⋅ Т 1 , м, где [p] – в Па. ν ⋅ Z1 ⋅ [ p]

ПР-8–460 ПР-9,525–910 ПР-12,7–900–2 ПР-15,875–2300–1 ПР-19,05–3180

11 40 22 51 105

0,20 0,45 0,35 0,80 1,9

ПР-25,4–6000 ПР-31,75–8900 ПР-38,1–12700 ПР-44,45–17240 ПР-50,8–22700

179 262 394 472 645

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

Пр им еч а ния : 1. Перед обозначением многорядной цепи ставится цифра, равная числу рядов, например, 2ПР-19,05–6400 ГОСТ 13568-75* – цепь приводная роликовая двухрядная с шагом 19,05 мм и с разрушающей нагрузкой 6400 Н, по ГОСТ 13568-75* . 2. Опорная поверхность шарнира многорядной цепи равна произведению опорной поверхности шарнира однорядной цепи на число рядов в цепи. 3. В спецификации и других нормативных документах указывают не длину, а массу цепи в кг. Если p > [p], то увеличивают шаг t до следующего стандартного значения. Предварительное межосевое расстояние а = (30…50) · t, где числовой множитель перед t принимают тем больше, чем больше передаточное число u. Длина цепи в шагах

2 ⋅ a Z1 + Z 2 ( Z 2 − Z1 ) t + + ⋅ . t 2 4⋅π 2 a

5.1. Размеры валов Определяются диаметры и длины различных участков валов редуктора: − быстроходный вал: Цилиндрический и червячный редуктор:

2

lt =

Рассчитанное значение lt округляют до целого четного числа и затем определяют необходимую длину цепи в м. Фактическое межосевое расстояние:

t  a = ⋅  2 ⋅ l t − ( Z1 + Z 2 ) + 8  

[2 ⋅ lt − (Z1 + Z 2 )]2 − 8 ⋅ (Z 2 −2 Z1 )

2

π

  . 

Для обеспечения необходимого провисания расчетное межосевое расстояние уменьшают на (0,002…0,004) · а. Диаметр ведомой звездочки:

dД2 =

t , мм.  180°   sin  Z2 

5. РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА После определения межосевых расстояний, размеров колес и червяков приступают к разработке конструкции редуктора. Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют диаметры валов, расстояния между опорами валов и расстояние между деталями передач, выбирают типы подшипников и схемы их установки.

Рис. 5.1. Быстроходный вал цилиндрической или червячной передачи Диаметр выходного конца вала: d ≥ (7...8) ⋅ 3 TБ , мм , где ТБ – вращающий момент на быстроходном валу, Н·м. Расчетный диаметр d округляется до ближайшего стандартного значения, которое определяется по приложению 2, если выбран конический конец вала, или по приложению 3 для цилиндрического конца вала. Из приложений также определяются остальные размеры конца вала. Диаметр вала в месте установки подшипника dП ≥ d + 2 · t, мм, где t – высота заплечика (табл. 5.1). Расчетный диаметр dП округляется в большую сторону до числа, кратного 5. Диаметр буртика (заплечика) для упора подшипника dБП ≥ dП + 3 · r, мм, где r – координата фаски подшипника (табл. 5.1). Расчетный диаметр dБП округляется в большую сторону до стандартного числа (приложение 1). Длина промежуточного участка вала: для цилиндрической передачи lКБ = 1,4 · dП; для червячной передачи lКБ = 2 · dП.

Конический редуктор:

Рис. 5.3. Промежуточный вал

Рис. 5.2. Быстроходный вал конической передачи Диаметр выходного конца вала: d ≥ 8 ⋅ 3 TБ , мм, где ТБ – вращающий момент на быстроходном валу, Н·м. Расчетный диаметр d округляется до ближайшего стандартного значения, которое определяется по приложению 2, если выбран конический конец вала, или по приложению 3 для цилиндрического конца вала. Из приложений также определяются остальные размеры конца вала. Диаметр d1 = d + 2 · r, мм, округляется до стандартного числа (приложение 1). Диаметр резьбы d2 = d1 + (2…4) мм, округляется до наружного диаметра стандартной резьбы с мелким шагом. Диаметр вала в месте установки подшипника dП ≥ d2, мм Диаметр dП округляется в большую сторону до числа, кратного 5. Диаметр буртика (заплечика) для упора подшипника: dБП ≥ dП + 3 · r, мм где r – координата фаски подшипника (табл. 5.1). Расчетный диаметр dБП округляется в большую сторону до стандартного числа. Длина промежуточного участка вала lКБ = 0,8 · dП. промежуточный вал (для многоступенчатого редуктора)

Диаметр вала в месте установки колеса: d K ≥ (6...7 ) ⋅ 3 TПР , мм , где ТПР – вращающий момент на промежуточном валу, Н·м. Расчетный диаметр dК округляется в большую сторону до стандартного числа. Диаметр буртика для упора колеса: dБК ≥ dК + 3 · f, мм, где f – размер фаски колеса (табл. 5.1). Диаметр вала в месте установки подшипника: dП = dК – 3 · r, мм , где r – координата фаски подшипника (табл. 5.1). Расчетный диаметр dП округляется в большую сторону до числа, кратного 5. Диаметр буртика для упора подшипника: dБП ≥ dП + 3 · r, мм, где r – координата фаски подшипника (табл. 5.1). тихоходный вал (для всех редукторов)

Рис. 5.4. Тихоходный вал

Таблица 5.1 d, мм 17-22 24-30 32-38 40-44 45-50 52-58 60-65 67-75 80-85 90-95 tЦИЛ, мм 3 3,5 3,5 3,5 4 4,5 4,6 5,1 5,6 5,6 tКОН, мм 1,5 1,8 2 2,3 2,3 2,5 2,7 2,7 2,7 2,9 r, мм 1,5 2 2,5 2,5 3 3 3,5 3,5 3,5 4 f, мм 1 1 1,2 1,2 1,6 2 2 2,5 2,5 3 Пр им еч а ние : Координата фаски r дана приближенно, точное значение см. в соответствующем ГОСТе. Диаметр выходного конца вала:

d ≥ (5...6 ) ⋅ 3 TТ , мм,

где ТТ – вращающий момент на тихоходном валу, Н·м. Расчетный диаметр d округляется до ближайшего стандартного значения, которое определяется по приложению 2, если выбран конический конец вала, или по приложению 3 для цилиндрического конца вала. Из приложений также определяются остальные размеры конца вала. Диаметр вала в месте установки подшипника: dП ≥ d + 2 · t, мм, где t – высота заплечика (табл. 5.1). Расчетный диаметр dП округляется в большую сторону до числа, кратного 5. Диаметр буртика (заплечика) для упора подшипника: dБП ≥ dП + 3 · r, мм, где r – координата фаски подшипника (табл. 5.1). Расчетный диаметр dБП округляется в большую сторону до стандартного числа (приложение 1). Диаметр вала в месте установки колеса: dК ≥ dБП, мм. Длина промежуточного участка вала: lКТ = 1,2 · dК. 5.2. Расстояния между деталями передач Чтобы вращающиеся колеса не задевали за внутренние стенки корпуса (рис. 5.5), между ними оставляют зазор а, который определяют по формуле: a = 3 L + 4 , мм, где L – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

Рис. 5.5. Схема цилиндрического двухступенчатого редуктора Вычисленное значение а округляется в большую сторону до целого числа. Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов принимают b0 ≥ 3 · a. Расстояние между торцовыми поверхностями колес c = (0,3…0,5) · a. 5.3. Выбор типа подшипника

а

б в Рис. 5.6. Подшипники, применяемые в редукторах В соответствии с установившейся практикой проектирования тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям: для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники (рис. 5.6, а); для опор валов конических и червячных колес, а также червяков применяют конические роликовые подшипники (рис. 5.6, б), которые

хорошо воспринимают осевые нагрузки, возникающие в конических и червячных передачах; для опор вала конической шестерни применяют также конические роликовые подшипники (рис. 5.6, б), но при очень высокой частоте вращения конической шестерни (n > 1500 мин–1) применяют подшипники шариковые радиально-упорные (рис. 5.6, в). Первоначально принимают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника легкой серии окажется недостаточной, то принимают подшипники средней серии. 5.4. Вычерчивание эскизной компоновки редуктора Эскизная компоновка выполняется в масштабе 1 : 1 на миллиметровой бумаге и должна содержать эскизное изображение редуктора в двух проекциях. Эскизную компоновку рекомендуется выполнять в такой последовательности: • наметить расположение проекций на листе. • провести осевые линии валов. В цилиндрическом и червячном редукторах оси валов провести на межосевом расстоянии aW друг от друга. При этом в цилиндрическом редукторе оси параллельны, а в червячном – скрещиваются под углом 90°. В коническом редукторе оси пересекаются под углом 90°. • вычертить элементы передачи в соответствии с размерами, полученными в результате расчета: для цилиндрического колеса и шестерни это размеры d1, d2, df1, df2, da1, da2, b1, b2; для конического колеса и шестерни – de1, de2, dae1, dae2, δ1, δ2, b; для червячного колеса и червяка – d1, d2, df1, df2, da1, da2, daM2, b1, b 2. • провести на расстоянии a от элементов передачи контуры внутренних стенок корпуса и на расстоянии b0 – дно корпуса. В коническом одноступенчатом редукторе корпус симметричен относительно оси быстроходного вала. • вычертить валы по размерам, полученным в разделе 5.1. • на ступенях валов диаметром dП вычертить схематически подшипники по размерам d, D, B, (T, c), взятым из соответствующего ГОСТа. Эскизная компоновка завершена. На основе ее производится дальнейшая разработка конструкции редуктора. Примеры эскизных компоновок для различных типов редукторов приведены на рис. 5.7 – 5.9.

6. ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ Исходные данные: Fr – радиальная нагрузка, воспринимаемая подшипником (реакции в опорах); Fa – осевая нагрузка, воспринимаемая подшипником; n – частота вращения вала, мин–1. Подшипники качения, подобранные конструктивно в п. 5.3, необходимо проверить на работоспособность. Методика проверки подшипника качения зависит от частоты вращения его колец. Если частота вращения n < 10 мин–1, то подшипники выбирают по статической грузоподъемности. Подшипники, работающие при n ≥ 10 мин–1, выбирают по динамической грузоподъемности. Последний случай более часто встречается в практике конструирования, поэтому он и будет здесь рассмотрен. При подборе по динамической грузоподъемности определяется расчетный ресурс подшипника: m

10 6  C  Lh = ⋅  , ч , 60 ⋅ n  F  где n – частота вращения внутреннего кольца (как правило, частота вращения вала), мин–1; m – показатель степени, для шариковых подшипников m = 3, для роликовых m = 3,33; C – паспортная динамическая грузоподъемность подшипника (кН), выбирается из соответствующего ГОСТа в зависимости от типа подшипника; F – эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, кН. Для радиальных шариковых подшипников и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников:

F = ( X ⋅ V ⋅ Fr + Y ⋅ Fa ) ⋅ К Б ⋅ К Т

где КБ – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (табл.6.1); КТ – температурный коэффициент, зависит от рабочей температуры tРАБ подшипника: tРАБ, °С ≤ 100 125 150 175 200 225 250 1,0 1,05 1,10 1,15 1,25 1,35 1,4 КТ V – коэффициент вращения кольца: V = 1 при вращении внутреннего кольца; V = 1,2 при вращении наружного;

Рис. 5.8. Эскизная компоновка конического одноступенчатого редуктора (H = (D – dП) / 2; a1 ≈ 0,6 · l)

Рис. 5.7. Эскизная компоновка цилиндрического одноступенчатого редуктора

Нагрузка Спокойная без толчков

1,0

С легкими толчками (кратковременные перегрузки до 125% номинальной нагрузки)

1,0 – 1,2

С умеренными толчками (вибрационные перегрузки до 150% номинальной нагрузки)

1,3 – 1,8

Со значительными толчками и вибрацией (кратковременные перегрузки до 200% номинальной нагрузки) С сильными ударами (кратковременные перегрузки до 300% номинальной нагрузки)

Рис. 5.9. Эскизная компоновка червячного одноступенчатого редуктора S = (0,1…0,2) · D

КБ

Таблица. 6.1 Область применения Маломощные кинематические редукторы и приводы. Механизмы ручных кранов, блоков. Тали, кошки, ручные лебедки. Приводы управления Прецизионные зубчатые передачи. Металлорежущие станки (кроме строгальных, долбежных и шлифовальных). Гироскопы. Механизмы подъема кранов. Лебедки с механическим приводом. Зубчатые передачи. Редукторы всех типов. Механизмы передвижения крановых тележек и поворота кранов. Шпиндели шлифовальных станков. Электрошпиндели.

1,8 – 2,5

Дробилки и копры. Кривошипно-шатунные механизмы. Валки прокатных станов. Мощные вентиляторы.

2,5 – 3,0

Тяжелые ковочные машины. Лесопильные рамы. Рабочие роликовые конвейеры крупносортных станов, блюмингов и слябингов. Холодильное оборудование.

Fr и Fa – соответственно радиальная и осевая нагрузка, воспринимаемая подшипником; X и Y – коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузки. Для подшипников роликовых конических однорядных определяется коэффициент осевого нагружения e =1,5 · tg α, где α – угол контакта. Если

Fa ≤ e , то коэффициенты X = 1 и Y = 0; V ⋅ Fr

если

Fa > e , то X = 0,4 и Y = 0,4 · ctg α. V ⋅ Fr

Для подшипников шариковых однорядных значения X и Y приведены в таблице 6.2. Таблица 6.2 Fa / (V · Fr) > e Тип подшипника α, ° Fa / C0 e X Y 0,19 2,30 0,014 0,028 0,22 1,99 0,056 0,26 1,71 0,084 0,28 1,55 Радиальный 0 0,56 0,30 1,45 0,110 шариковый 0,170 0,34 1,31 0,280 0,38 1,15 0,42 1,04 0,420 0,44 1,00 0,560 0,014 0,30 1,81 0,029 0,34 1,62 0,057 0,37 1,46 0,086 0,41 1,34 Радиально-упорный 12 0,45 0,110 0,45 1,22 шариковый 0,170 0,48 1,13 0,290 0,52 1,14 0,430 0,54 1,01 0,570 0,54 1,00 Пр им еч а ния : 1. При Fa / (V · Fr) ≤ e коэффициенты X = 1 и Y = 0 для подшипника любых параметров. 2. С0 – паспортная статическая грузоподъемность подшипника (кН), определяется из справочника. Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен требуемому ресурсу: Lh ≥ Lh ТР. 7. КОНСТРУИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА И ПРИВОДА 7.1. Конструирование валов На основании диаметров вала, полученных в разделе 5.1, на основании ширины венцов зубчатых колес, полученных в главе 2 и расстояний между деталями передач, полученных в разделе 5.2, производится вычерчивание валов, с целью получения рабочего чертежа вала. При определении указанных размеров следует производить их округление до нормальных линейных размеров (приложение 1). Длина

вылета вала (участок вала, выходящий за пределы корпуса редуктора) определяется в зависимости от выбранной муфты или деталей, насаженных на конец вала (шкив, звездочка и т.п.). В случае универсального привода длина вылета тихоходного вала редуктора принимается равной (1,5…2) диаметра вала, если нет других указаний. Детали, находящиеся на валах (зубчатые колеса, подшипники качения, звездочки, шкивы и др.), устанавливаются как правило с натягом (посадка Н7/n6; H7/k6; H7/j6), а эти же детали (кроме подшипников качения), которые устанавливаются на концах валов, с промежуточными посадками (H7/h6; H7/g6; H7/f7). Поскольку подшипники качения являются стандартными изделиями, имеющими свои поля допусков на изготовление, то при обозначении посадки опускаются поля допусков стандартных изделий. Например, при посадке подшипника качения на вал диаметром 30 мм, следует указывать только поле допуска вала, т.е. Ø30k6, а при посадке подшипника качения в отверстие диаметром 52 мм, следует указывать поле допуска отверстия Ø52Н7. Передача вращающего момента с вала на деталь или обратно производится при помощи шпоночного соединения. Для неподвижных в осевом направлении деталей, устанавливаемых на цилиндрическом участке вала, подбор шпонок производится на основании ГОСТ2336078, для конического участка вала подбор шпонок по ГОСТ 12081-72. Шпонки в шпоночных соединениях устанавливаются в пазах вала и отверстия по посадке P9/h9 (P9 – поле допуска ширины шпонки, h9 – поле допуска ширины паза вала и ширины паза в отверстии). Для шлицевого (зубчатого) соединения вала с деталью при их подвижном соединении размеры поперечного сечения вала и отверстия в детали определяются по ГОСТ 1139-58. Шпоночные пазы на валу образуются фрезерованием (Ra2,5…1,25 мкм), а в отверстии долблением или протягиванием (Ra2,5 мкм). Поверхности валов под вышеуказанные посадки, как правило, шлифуются, т.е. Ra2,5…0,63 мкм, в случае отсутствия шлифовальных операций эти поверхности протачиваются с шероховатостью Ra1,25 мкм. С целью повышения износостойкости участки вала, предназначенные по установку манжет по ГОСТ 8752-79, должны подвергаться закалке ТВЧ до твердости HRC40…50 на глубину h0,8…1,0мм и дальнейшему полированию Ra0,16…0,04 мкм. Свободные участки валов и торцы валов обрабатываются черновым или получерновым точением Ra40…20 мкм. Валы, которые в процессе изготовления подвергаются шлифованию, должны иметь центровые отверстия по ГОСТ 14034-82.

С целью повышения механической прочности валы, как правило, подвергаются улучшению до твердости НВ260…285. При установке подшипников качения, зубчатых колес, шкивов на вал их базирование должно осуществляться по внутреннему диаметру и торцевой поверхности подшипника. С этой целью торцевая поверхность буртика (заплечика) вала должна иметь ограничение по допуску перпендикулярности от базовой поверхности (оси вала). При шлифовании посадочных мест под подшипники, зубчатые колеса, шкивы эти поверхности должны иметь канавки для выхода шлифовального круга по ГОСТ 8820-69. В правом верхнем углу располагаются указания по шероховатости остальных поверхностей, не указанных на чертеже, или об отсутствии механической обработки. При наличии участков вала, имеющих резьбу, эти участки в конце резьбы должны иметь канавку по ГОСТ 10549-63. Участки вала, на которые насаживаются зубчатые колеса, шкивы ременных передач и имеющие высокие частоты вращения, для предотвращения радиального биения должны иметь допуск на концентричность относительно базы (оси вала). В технических требованиях на изготовление вала должны располагаться: значение твердости материала вала, неуказанные предельные отклонения размеров отверстий и наружных диаметров, размеры фасок и скруглений, неуказанные на чертеже, тип центровых отверстий по ГОСТ 14034-82, их количество (при их наличии) и другие требования, необходимые для изготовления вала. Концы валов оформляются согласно приложения 2 или приложения 3. 7.2. Конструирование зубчатых колес, червяков, звездочек, шкивов На основании размеров, полученных в ходе выполнения эскизной компоновки, вычерчиваются рабочие чертежи требуемых деталей. На рабочих чертежах деталей, имеющих зубья, в правом верхнем углу располагается таблица параметров, в первой части которой размещают данные для нарезания зубьев колес или звездочек, витков червяка, во второй части данные для контроля (в учебных проектах эту часть не заполняют) и в третьей - справочные данные. Для изготовления и контроля деталей типа диска (зубчатые колеса, звездочки, шкивы и т.п.) принимаются базовые поверхности в виде посадочного отверстия и одной торцевой поверхности ступицы, которые должны быть соответствующим способом обозначены. Получение зубьев на колесах и звездочках, как правило, производится зубофрезерованием (Ra2,5…0,63 мкм),

для получения качественных поверхностей применяется зубошевингование (Ra1,25…0,32 мкм). Витки червяка получают точением (Ra1,25…0,32 мкм), для уменьшения потерь на трение скольжения витки червяка иногда подвергают полированию (Ra0,16…0,04 мкм). На рабочих чертежах звездочек вычерчивается профиль зубьев звездочки с геометрическим построением этого профиля. Размеры профиля канавок под клиновые ремни принимается по таблицам в зависимости от сечения ремня. 7.3. Конструирование корпусных деталей, плит и сварных рам Корпусные детали, литые рамы обеспечивают взаимное расположение деталей и агрегатов и воспринимают основные силы, возникающие в механизмах. Корпусные детали и плиты обычно имеют сложную форму и их, как правило получают методом литья (крупносерийное и массовое производство), или сваркой (единичное и мелкосерийное). Основной материал корпусов и плит – серый чугун марки не ниже СЧ15. Толщина стенок корпуса принимается 8…14 мм в зависимости от размера корпуса или плиты. Толщина ребер жесткости принимается равной толщине стенок, радиусы сопряжений плоскостей стенок: большие радиусы – 1,5 толщины стенки, малые – 0,5 толщины. Формовочные уклоны принимаются 10…60 в зависимости от высоты. В местах расположения платиков, приливов, бобышек толщина стенок корпуса увеличивается на 20%...50%. Для предохранения поломок сверл поверхности корпуса в начале сверления и на выходе сверла должны быть перпендикулярны оси вращения сверла. Все резьбовые отверстия в корпусе должны быть равными или более М6. Корпуса, как правило, бывают разъемными, поэтому позиционирование крышки относительно корпуса производится при помощи двух конических штифтов с внутренней резьбой. Растачивание посадочных мест под опоры, сверление крепежных отверстий в корпусе производится в собранном корпусе, при установленных штифтах. Сварные корпуса и рамы изготавливаются из деталей, выполненных из сортового проката (лист, полоса, уголок, швеллер), соединенных между собой электродуговой сваркой (обозначение сварки по ГОСТ 2.312-72). При одинаковых сварных швах требования к ним указываются в технических требованиях. В технических требованиях также указываются требования по контролю качества сварного шва

Места под установку агрегатов (двигателя, редуктора и пр.) платики обрабатываются фрезерованием или строганием (Ra20…10 мкм). 8. ОФОРМЛЕНИЕ ПРОЕКТА 8.1. Оформление пояснительной записки: Пояснительная записка и спецификации выполняется на писчей бумаге формата А4 (297х210). Титульный лист должен содержать следующую информацию согласно СТП ВСГТУ 10–99 На первом листе пояснительной записки располагается задание на курсовое проектирование – расчетная схема и задание на выполнение расчетов и чертежей с исходными данными, заверенная подписью руководителя проекта. В нижней части листа располагается основная надпись – «угловой штамп» размерами 40х185 мм. Все последующие листы должны иметь «штамп» размерами 15х185 мм. На втором листе размещается оглавление с указанием разделов и номеров листов. На последнем листе приводится перечень использованной литературы с указанием автора, полного наименования учебника, места издания, названия издательства, года издания и количества страниц. Например: Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высш. шк., 1985. – 416 с. В качестве исключения разрешается в конце пояснительной записки размещать спецификации на чертежи общего вида и сборочные чертежи. Пояснительная записка выполняется в рукописном варианте пастой черного или синего цвета. Разрешается выполнение пояснительной записки в машинописном виде. 8.2. Оформление чертежей Чертежи выполняются на листах ватмана формата А1 (841х594 мм). Следует иметь в виду, что листы ватмана имеют потребительский размер, т.е. больший размер, следовательно необходимо на листе вычертить границы формата А1 и после этого начертить рамку формата. На листе А1 может располагаться два листа А2, или четыре листа А3, или их комбинация. На отдельные листы формат А1 разрешается не разрезать. Расположение формата может быть произвольным, т.е. вертикальным или горизонтальным, за исключением формата А4, у которого расположение может быть только вертикальным. Каждый чертеж должен иметь основную надпись «угловой штамп», размером 185х55 мм – в правом нижнем углу, которая заполняется согласно ГОСТ 2.104-68. В левом верхнем углу, в рамке размером 70х14 должно располагаться обозначение документа повернутое на 1800.

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Восточно-Сибирский государственный технологический университет Кафедра «Детали машин, теории механизмов и машин» Допущен к защите: Руководитель проекта к.т.н., доцент _______И.И.Иванов «____» _________________ 2006 г.

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО (ЦЕПНОГО) КОНВЕЙЕРА Пояснительная записка к курсовому проекту По дисциплине «Детали машин и ОК» (Д/З.Х40.03.101.ХХ.0000 ПЗ) (Д – дневное обучение, З – заочное обучение, Х40 – Х - № факультета, на котором обучается студент, 1 – ФСТД, 2 – ИПИБ,3 – СФ, 4 – МФ, 6 – ЭТФ, 40 – кафедра «Детали машин, ТММ», ХХ – две последние цифры зачетной книжки студента, которые обозначают № задания и № темы)

Студент _________ П.П.Петров Группа _________ Улан-Удэ 2006

Чертеж вычерчиваемого привода или другого механизма (чертеж общего вида, сборочный чертеж) должен иметь минимум две проекции, которые должны полностью выявить конструкцию механизма. На этих чертежах должны проставляться 5 групп размеров: габаритные (длина, ширина, высота); размеры отражающие техническую характеристику механизма (межосевые расстояния, расстояния от плоскостей крепления до осей приводных валов); присоединительные размеры (диаметры и вылеты валов, к которым в дальнейшем могут быть присоединены детали других механизмов, с указанием полей допусков, сечения концов валов с указанием размеров шпонок и шпоночных пазов, следует иметь в виду, что шпонки на «свободных» концах валов входят в комплект механизма, размеры крепежных отверстий – диаметр, толщина лапки, которыми механизм крепится к раме или плите); посадочные размеры (диаметры валов, на которых устанавливаются зубчатые колеса, шкивы, звездочки, полумуфты, подшипники и т.п., с указанием посадок – поле допуска отверстия/поле допуска вала, для стандартных изделий поля допусков не указываются); регулировочные размеры (размеры, при помощи которых производится регулирование натяжения ремня или цепи, размеры, при помощи которых производится регулирование муфт и т.п.). Все детали, включая и стандартные изделия, сборочные узлы на сборочных чертежах должны на выносных линиях иметь номер позиции. Нумерация позиций может производиться двумя методами, первый – по важности деталей, начиная с корпусных и заканчивая мелкими деталями и второй – «вкруговую», по порядку, по часовой стрелке. Согласно номеров позиций, все детали и узлы вписываются в спецификации, которые являются неотъемлемой частью сборочных чертежей. На чертежах общего вида и сборочных чертежах должна размещаться текстовая часть: техническая характеристика и технические требования. Она должна располагаться над «нижним» штампом, не выходя за левую границу. Техническая характеристика должна включать в себя следующие пункты: передаваемая мощность (кВт); передаточное число привода и передаточные числа открытых передач; крутящий момент (Н·м) или окружную силу (Н) с указанием плеча действия (м) на выходном валу механизма; частоту вращения (мин–1), или угловую скорость (с–1), на быстроходном валу, тип или марку электродвигателя с указанием мощности и частоты вращения или другого стандартного агрегата с указанием его характеристики; тип ремня или цепи с указанием ГОСТа. Технические условия должны включать в себя все указания на монтаж механизма (смещения и перекос осей валов), регулировку узлов

и агрегатов механизма (регулировку конических роликоподшипников и т.п.), техническое обслуживание и эксплуатацию (виды обслуживания, сроки обслуживания, перечень мероприятий при обслуживании). Также особо должен указываться способ смазки, марка смазочного материала с указанием ГОСТа, периодичность смазки, периодичность контроля уровня смазки, количество заливаемого масла (кг). В технических условиях обязательно указывается цвет всего механизма или цвет его агрегатов, способ окраски, количество слоев краски. При наличии движущихся частей или агрегатов они окрашиваются в сигнальные цвета согласно требований Гостехнадзора. На чертежах общего вида должен приводиться план фундаментных отверстий для крепления всего механизма на полу или фундаменте с указанием диаметра, глубины, координат отверстий и привязки координат отверстий к оси выходного вала всего механизма. На рабочих чертежах деталей, кроме простановки размеров с указанием полей допусков, требований на механическую и иную обработку, должна иметься текстовая часть, в которую, как правило, входят: указания по термической или химико-термической обработке, гальваническим покрытиям или шпаклевке и окраске деталей; литейные или штамповочные радиусы и уклоны (для литых или горячештампованных деталей); радиусы скруглений или размеры фасок, если они не проставлены в виде размеров; неуказанные предельные отклонения размеров и другие сведения, необходимые для изготовления и контроля деталей. В правом верхнем углу рабочего чертежа должны располагаться требования по остальной шероховатости поверхностей или об отсутствии механической обработки. 8.3 Оформление спецификаций Спецификация выполняется на листах писчей бумаги формата А4. На первом листе спецификации в нижней части располагается основная надпись –«угловой штамп» размером 40х185 мм, на последующих листах – размером 15х185мм. Форма спецификации выполняется согласно ГОСТ 2.108-68*. В графе «Обозначение» приводится буквенно-цифровое обозначение документа, в графе «Наименование» - наименование механизма, сборочной единицы, детали в именительном падеже, единственном числе, где вначале располагается имя существительное, затем имя прилагательное. Заполнение спецификации производится в следующем порядке: вид конструкторской документации (чертеж общего вида, пояснительная записка, сборочный чертеж с указанием формата документа);

перечень чертежей сборочных узлов, единиц (с указанием формата имеющегося чертежа); перечень рабочих чертежей деталей (с указанием имеющихся чертежей); перечень стандартных и нормализованных деталей и агрегатов, выполняемых в алфавитном порядке, по мере возрастания размера с указанием соответствующего ГОСТа или иного нормативного документа; перечень покупных материалов, узлов и агрегатов. В графе «Кол.» указывается количество деталей в штуках, в ином случае в графе «Примечание» указывается единица измерения (комплект, м, кг, и т.п.).

ПРИЛОЖЕНИЕ 1 Нормальные линейные размеры, мм (из ГОСТ 6636-69) 3,2

5,6

10

18

3,4

6,0

10,5

19

3,6

6,3

11

20

3,8

6,7

11,5

4,0

7,1

4,2

32

56

100

180

320

560

105

190

340

600

36

63/65 110

200

360

630

21

38

67/70 120

210

380

670

12

22

40

71/72 125

220

400

710

7,5

13

24

42

75

130

240

420

750

4,5

8,0

14

25

45/47

80

140

250

450

800

4,8

8,5

15

26

48

85

150

260

480

850

5,0

9,0

16

28

50/52

90

160

280

500

900

5,3

9,5

17

30

95

170

300

530

950

34/35 60/62

53/55

Пр им еч а ние : Под косой чертой приведены размеры посадочных мест для подшипников качения.

ПРИЛОЖЕНИЕ 3

ПРИЛОЖЕНИЕ 2

Концы валов цилиндрические (из ГОСТ 12080–66), мм

Концы валов конические (из ГОСТ 12081–72), мм

Номинальный диаметр d

Тип 1

20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 71 80 90

l1

l2

50

36

60

42

80

58

110 82 140 105 170 130

dCP

18,2 20,2 22,9 25,9 29,1 33,1 35,9 40,9 45,9 51,9 57,75 65,75 73,75 83,75

Тип 2

b

h

t1

d1

d2

l3

l4

4

4

2,5

М12х1,5

М6

9

11,3

5

5

3

М16х1,5

М8

14 15,7

6

6

3,5

М20х1,5

10 12 12 14 16 18 20 22

8

5

М24х2 М30х2

5,5

М36х3

6 7 7,5 9

М42х3 М48х3 М56х4 М64х4

М10 М12 М12 М16 М16 М20 М20 М24

17 20 20 26 26 32 32 36

19 22,3 22,3 28,5 28,5 35 35 39,3

М30

44

47,9

8 10 11 12 14

d l R c

20 22 36 36 1,6 1,6 1 1

25 28 42 42 1,6 1,6 1 1

32 58 2 1,6

36 58 2 1,6

40 45 82 82 2 2 1,6 1,6

50 82 2,5 2

55 60 70 80 90 82 105 105 130 130 2,5 2,5 2,5 3 3 2 2 2 2,5 2,5

СПИСОК РЕКОМЕНДУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ По курсовому проектированию: 1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высш. шк., 1985. – 416 с., (2001 – 447 с., 2003 – 496 с.). 2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Машиностроение, 2004. – 560 с. 3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с. 4. Чернавский С.А., Ицкович Г.М. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Машиностроение, 1979. – 454 с. 5. Чернилевский Д.В. Детали машин: проектирование приводов технологического оборудования. – М.: Машиностроение, 2001. – 560 с. 6. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование.– М.: Высш. шк., 2002. – 296 с. 7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. – М.: Машиностроение, 2001. 8. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. Детали машин: Атлас. – М., 1983. – 164 с. Общие вопросы: 1. Ряховский О.А. Детали машин. – М.: Дрофа, 2002. – 288 с. 2. Гузенков П.Г. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1982. – 351 с. 3. Романов М.Я. и др. Сборник задач по деталям машин. – М.: Машиностроение, 1984. – 240 с.