МЕТОДИЧНІ ВКАЗІВКИ до курсового проектування з дисципліни „ТЕХНІЧНА МЕХАНІКА”

Про матеріал

Дані методичні вказівки призначені для надання допомоги судентам при виконанні курсового проекту з дисципліни "Технічна механіка". Методичні вказівки містять матеріали, необхідні для виконання розрахункової і графічної частин курсового проекту, а також зміст завдань і порядок їх виконання. Під час виконання курсового проекту необхідно дотримуватися таких вказівок:  чітко формулювати вихідні дані і назви розділів розрахунково-пояснювальної записки;  усі розрахунки супроводжувати коротким пояснювальним текстом, де зазначається назва визначених величин, їх розмірність, посилаючись на джерело інформації;  усі обчислення виконувати в системі СІ;  усі креслення, специфікації, текст розрахунково-пяснювальної записки і список літератури повинні виконуватися з дотримуванням вимог до графічної і текстової конструкторської документації .

Перегляд файлу

Проектування одноступінчастого циліндричного редуктора прямозубими колесами.

Вибирання електродвигуна і кінематичний розрахунок.

Креслять кінематичну схему проектованого редуктора.
Визначення коефіцієнта корисної дії редуктора:

η = η²₁·η₂,

де, η₁- к.к.д для пари підшипників,

η₂- к.к.д для пари коліс.

Визначення потрібної потужності електродвигуна при з’єднанні муфтою швидкохідного вала редуктора з валом електродвигуна:

Р₁ = Р₂/ η,

де, Р₂– потужність на тихохідному валу, кВт,

η – загальний к.к.д.

Вибирання електродвигуна за таблицею 1.

Технічні дані асинхронних трифазних коротко замкнутих закритих обдув них двигунів з нормальним пусковим моментом.

Таблиця 1.

	Тип двигуна	Номінальна потужність Р, кВт				Асинхронна частота обертання n_е, хв..^{- 1}						Тип двигуна					Номінальна потужність Р, кВт				Асинхронна частота обертання n_е, хв..^{- 1}
	Закриті обдув ні двигуни з нормальним пусковим моментом ( ГОСТ 19523-81 )
	Синхронна частота обертання n_С = 3000 хв..^{- 1}								Синхронна частота обертання n_С = 1000 хв..^{- 1}
	4АА63В2У3			0,55		2840			4А71В6У3							0,55				900
	4А71АУ3			0,75		2840			4А80А6У3							0,75				915
	4А71В2У3			1,10		2810			4А80В6У3							1,10				920
	4А80А2У3			1,50		2850			4А90L6У3							1,50				935
	4А80В2У3			2,20		2850			4А100L6У3							2,20				950
	4А90L2У3			3,00		2840			4А112МА6У3							3,00				955
	4А100S2У3			4,00		2880			4А112МВ6У3							4,00				950
	4А100 S2У3			5,50		2880			4А132S6У3							5,50				965
4А112M2У3			7,50		2900					4А132М6У3			7,50						970
4А132М2У3			11,00		2900					4А160S6У3			11,00						975
4А160 S2У3			15,00		2940					4А160М6У3			15,00						975
4А160М2У3			18,50		2940					4А180М6У3			18,50						975
Синхронна частота обертання n_С = 1500 хв..^{- 1}										Синхронна частота обертання n_С = 750 хв..^{- 1}
4А71А4У3			0,55		1390					4А80В8У3			0,55						700
4А71В4У3			0,75		1390					4А90LА8У3			0,75						700
4А80А4У3			1,10		1420					4А90LВ8У3			1,10						700
4А80В4У3			1,50		1415					4А100L8У3			1,50						700
Тип двигуна			Номінальна потужність Р, кВт		Асинхронна частота обертання n_е, хв..^{- 1}					Тип двигуна			Номінальна потужність Р, кВт						Асинхронна частота обертання n_е, хв..^{- 1}
4А90L4У3			2,20		1425					4А112МА8У3			2,20						700
4А100S4У3			3,00				1435			4А112МВ8У3					3,00				700
4А100S4У3			4,00				1430			4А132S8У3					4,00				720
4А112М4У3			5,50				1455			4А132М8У3					5,50				720
4А132S4У3			7,50				1455			4А160S8У3					7,50				730
4А132М4У3			11,00				1460			4А160М8У3					11,00				730
4А160S4У3			15,00				1465			4А180М8У3					15,00				730
4А160М4У3			18,50				1465			4А200М8У3					18,50				735
Закриті обдув ні двигуни з підвищеним пусковим моментом (ГОСТ 20818-75 )
Синхронна частота обертання n_С = 1500 хв..^{- 1}										Синхронна частота обертання n_С = 750 хв..^{- 1}
4AP160S4У3			15,00				1440			4AP160S8У3					7,50				720
4AP160M4У3			18,50				1440			4AP160M8У3					11,00				720
	4AP180S4У3			22,00				1450			4AP180M8У3			15,00				730
	Синхронна частота обертання n_С = 1000 хв..^{- 1}
	4АР160S6У3			11,00				950
	4АР160М6У3			15,00				960
	4АР180М6У3			18,50				970

Визначення передаточного відношення редуктора:

ί=n₁ /n₂ = u,

де, n₁- розрахункова частота обертання, хв. ^-1,

n₂- частота обертання тихохідного вала, хв. ^–1.

Обчислюємо обертальний момент на швидкохідному (ведучому)валу редуктора:

Т₁= 9,55· Р₁ / n₁, Нм.

де, Р₁- потрібна потужність електродвигуна, кВт,

n₁- розрахункова частота обертання, хв. ^–1.

Вибирання марки матеріалу, призначення хіміко-термічної обробки зубів; визначення допустимих напружень.

За допомогою таблиць 2 і 3 вибираємо матеріал коліс і хіміко-термічну обробку зубів; допустимі напруження зубів.

Рекомендації для вибирання матеріалу зубчастих коліс і хіміко-термічної обробки зубів.

Таблиця 2

Сталь НВ< 350 - чавун	Тихохідні передачі великих габаритів і невисокої точності (8 і 9 степінь ). Менш чутливі до недостатнього мащення.
Сталь – сталь , поліпшення, НВ< 350	Мало серійне виробництво. Редуктори як спеціальні, так і загального призначення. Невеликі навантаження і швидкості, відсутність твердих вимог до габаритних розмірів.
Сталь – сталь, загартування об’ємне або поверхневе, НВ> 350	Колеса із середньою несучою здатністю і підвищеною швидкістю коробок передач і спеціальних редукторів загального машинобудування. Колеса коробок передач, що рідко переключаються , загального машинобудування. Переключання не на ходу.
Сталь – сталь , цементація, нітроцементація із загартуванням, НВ> 350	Відповідальні високо навантажені передачі з підвищеними вимогами до габаритних розмірів, що працюють на підвищених швидкостях, високої точності (5,6,7 ступінь). Потрібні додаткові обробні операції. Колеса, що часто переключаються, коробок передач.
Поліамід - сталь	Колеса які працюють з високими швидкостями і малими навантаженнями при недостатній жорсткості конструкції. Зменшують шум передачі. Спарене стальне колесо повинно бути досить твердим, з низькою шорсткістю поверхні. Значні габаритні розміри.

Допустимі напруження зубів при розрахунку зубчастих передач на витривалість.

Таблиця 3.

Матеріал	Термообробка	Твердість		σ^о_НР, МПа	N_НО · 10⁷	σ^о_FР, МПа		N_FО · 10⁶
		поверхні	серцевини			Вид навантаження
		поверхні	серцевини			нереверсивний	реверсивний
Сталь 45	Нормалізація Поліпшення Загартування СВЧ наскрізне з охопленням дна западини Загартування СВЧ поверхневе з охопленням дна западини	НВ 180...200 НВ 240...280 НRC 40...50 НRC 40...52	НВ 180...200 НВ 240...280 НRC 40...50 НВ 240...280	420 600 800 800	1 1,5 6 6	155 195 210 230	110 130 160 180	4 4 4 4
Сталь 50Г	Загартування об’ємне	НRC 45...50		800	6	220	165	4
Сталь 40 Х	Нормалізація Поліпшення Загартування СВЧ об’ємне з охопленням дна западини Загартування СВЧ поверхневе з охопленням дна западини	НВ 210..230 НВ 240...280 НRC 48...52 НRC 48...52	НВ 210..230 НВ 240...280 НRC 48...52 НВ 250...280	550 650 900 900	1 2,5 8 8	200 230 230 270	130 150 170 200	4 4 4 4
Сталь 40ХН	Загартування СВЧ наскрізне з охопленням дна западини Загартування СВЧ поверхневе з охопленням дна западини	НRC 48...55 НRC 52...56	НRC 48...55 НВ 260...300	1000 100	10 10	270 320	200 240	4 4
Сталь 20Х і 20ХФ	Цементація з загартуванням і наступним шліфуванням робочих поверхонь	НRC 52...56	НRC 26...35	1100	12	280	210	4
Сталь 12ХН3А	Цементація з загартуванням і наступним шліфуванням робочих поверхонь	НRC 56...62	НRC 30...40	1150	12	330	250	4
Сталь 18ХГТ	Цементація з загартуванням і наступним шліфуванням робочих поверхонь	НRC 52...56	НRC 30...40	1150	12	300	220	4
Сталь 20Х і 40Х	Нітроцементація з загартуванням і наступним шліфуванням робочих поверхонь	НRC 56...62	НRC 30...40	1100	12	300	220	4
Сталь 30ХГТ	Нітроцементація з загартуванням і наступним шліфуванням робочих поверхонь	НRC 56...62	НRC 35...45	1100	12	300	220	4
Сталь 40Х	Азотування (газове)	НRC 60...65	НRC 25...28	950	14	240	215	4
Сталь 40ХФА	Азотування (газове)	НRC 60...65	НRC 26...30	1050	14	290	260	4
Чавун СЧ 32-52	-----	НВ 187...255		550	1	115	80	1
Високоміцний чавун ВЧ 30-2	-----	НВ 19...265		600	1	120	85	1
Стальне литво 40ХЛ-40ГЛ	Загартування з високим відпусканням	НВ 190...255		600	1	135	90	4
Текстоліт ПТ і ПТК	-----	НВ 30...35		45...55	--	40	40	--
ДСП Б і В	-----	НВ 30...50		50...60	--	50	50	--
Поліамідкапролон	-----	НВ 14...15		42	--	30	30	--

Обчислюють кількість циклів зміни напружень:

N_HE = N_FE = 60 · t_год· n₂,

де, t_год – ресурс передачі ,тобто сумарна кількість годин її роботи за розрахунковий строк служби,

n₂- частота обертання тихохідного вала, хв. ^–1.

Якщо добуте значення N_HE > N_Hо, то беруть N_HE= N_Hо і K_HL = 1. При N_FE > N_Fо приймають К_FL = 1.

Обчислюємо допустиме контактне напруження, МПа:

σ_НР= σ_НР^о · K_HL

де , σ_НР^о– допустиме контактне напруження, МПа, що відповідає базі випробувань N_Hоі залежить від твердості матеріалу ( див. табл.. 3),

K_HL – коефіцієнт циклічної довговічності.

Обчислюємо допустиме напруження на витривалість зубів при згинанні, МПа:

σ_FР= σ_FР^о · K_FL.

де , σ_FР^о – допустиме напруження на витривалість зубів при згинанні, МПа, що відповідає базі випробувань напружень N_Fо,

K_FL – коефіцієнт циклічної довговічності.

Визначення параметрів передачі.

Визначаємо між осьову відстань:

а_ω = К_а ( u + 1 ) √ ( K_Нβ ·Т₁ ) / (u · ψ_ва · σ_НР² ) , м,

де , К_{а –}коефіцієнт, який знаходять за допомогою таблиці 4.

Значення коефіцієнтів К_аі Z_М.

Таблиця 4

Коефіцієнт	Вид зубчастих коліс	Матеріал зубчастих коліс
Коефіцієнт	Вид зубчастих коліс	сталь-сталь	сталь-чавун	сталь-бронза	чавун-чавун	текстоліт-сталь	ДШП-сталь	поліамід-сталь
К_а, Па ^1/3	Прямозубі	4950	4450	4300	4150	2000	2250	1550
	Косо зубі і шевронні	4300	3900	3750	3600	1700	1950	1350
Z_М, Па ^1/2	Прямозубі і не прямозубі	274·10³	234·10³	225·10³	209·10³	69,5·10³	85·10³	47,5·10³

ψ_ва – коефіцієнт ширини колеса беруть у межах 0,2...0,8.

u – передаточне число,

Т₁ – обертальний момент на швидкохідному валу,

σ_НР – допустиме контактне напруження,

K_Нβ – беруть за допомогою таблиці 5.

Коефіцієнт ширини колеса для швидкохідного ступеня циліндричного багатоступінчастого редуктора при симетричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор ψ_ва= 0.315…0.5, при симетричному ψ_ва= 0.25…0.4 і консольному розташуванні коліс ψ_ва= 0.2…0.25, для пересувних зубчастих коліс коробок передач ψ_ва= 0,1…0,2.

ψ_вd= 0,5 ψ_ва( u +1) ;

де, u – передаточне відношення.

Коефіцієнти K_Нβі K_Fβ - коефіцієнти , які враховують нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця приймають за таблицею 5.

Значення коефіцієнтів K_НβіK_Fβ розподілу навантаження по ширині вінця циліндричного колеса при розрахунку на контактну і згинальну витривалість.

Таблиця 5.

Відносна ширина вінця	Симетричне розташування шестерні відносно опор				Несиметричне розташування шестерні відносно опор								Консольне розташування одного із коліс
Відносна ширина вінця	Симетричне розташування шестерні відносно опор				Дуже жорсткий вал L/d_оп ≤ 3...6				Менш жорсткий вал L/d_оп > 6				Консольне розташування одного із коліс
ψ_вd= b /d₁ = 0.5 ψ_ва	K_Нβ		K_Fβ		K_Нβ		K_Fβ		K_Нβ		K_Fβ		K_Нβ		K_Fβ
	При твердості робочих поверхонь зубів НВ
	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350
0,2	1,00	1,00	1,00	1,00	1,01	1,00	1,02	1,01	1,06	1,02	1,10	1,05	1,15	1,07	1,25	1,13
0,4	1,01	1,00	1,03	1,01	1,05	1,02	1,07	1,04	1,12	1,05	1,20	1,12	1,35	1,15	1,55	1,28
0,6	1,03	1,01	1,05	1,02	1,09	1,04	1,13	1,07	1,20	1,08	1,30	1,17	1,60	1,24	1,90	1,50
0,8	1,06	1,03	1,08	1,05	1,14	1,06	1,20	1,11	1,27	1,12	1,44	1,23	1,85	1,35	2,30	1,70
1,0	1,10	1,04	1,15	1,08	1,18	1,08	1,27	1,15	1,37	1,15	1,57	1,32	----	----	---	---
1,2	1,13	1,05	1,18	1,10	1,25	1,10	1,37	1,20	1,50	1,18	1,72	1,40	----	----	---	---
1,4	1,15	1,07	1,25	1,13	1,32	1,13	1,50	1,25	1,60	1,23	1,85	1,50	----	----	---	---
1,6	1,20	1,08	1,30	1,16	1,40	1,16	1,60	1,32	----	1,28	----	1,60	----	----	---	---

За ГОСТом 2185-66 приймають стандартизоване значення між осьової відстані а_ω(мм) : 40, 50, 63, (71), 80, (90), 100, (112), 125, (140), (160), (180), 200, (224), 250, (280), 315, (355), 400, (450), 500, (560), 630.

Визначаємо нормальний модуль:

m_n > , К_а√ К ∙ Y′_F ∙ K_Fβ ∙ T₁ / ( z₁²∙ ψ_bd ∙ σ′_FP ) , м

де, К_{т –}коефіцієнт, для прямозубих передач = 1,4,

К – коефіцієнт спрацювання, для відкритих передач = 1,8…2,2; для закритих = 1,

z₁– число зубів , для закритих передач = 20…35; для відкритих = 17…25; для передач з ручним приводом z_min = 12…15,

Т₁ – обертальний момент на швидкохідному валу,

K_Fβ - беруть за допомогою таблиці 5,

ψ_bd– коефіцієнт ширини колеса,

σ_FP - допустиме напруження на витривалість зубів при згинанні,

Y_F – коефіцієнт форми зуба, знаходять за допомогою таблиці 6 в залежності від кількості зубів Y_F1= z₁, Y_F2= z₂.

Коефіцієнт форми зубів Y′_F для не коригованого зубчастого і черв’ячного зачеплень.

Таблиця 6

Вид передачі	Кількість зубів z, z_v, z_vt , z_vn
Вид передачі	15	20	25	30	40	50	60	80	100	150	>300
Зубчаста	4,25	4,07	3,90	3,80	3,70	3,65	3,62	3,61	3,60	3,61	3,63
Черв’ячна	-----	1,98	1,87	1,76	1,55	1,45	1,40	1,34	1,30	1,27	1,24

За ГОСТом 9563 – 60 приймають стандартні значення за таблицею 7.

Нормальні модулі m_n евольвент них циліндричних зубчастих коліс і зовнішні колові модулі m_te конічних прямозубих коліс

Таблиця 7

1 ряд	0,6	0,8	1,00	1,25	1,5	2,00	2,5	3,0	4,0	5,0	6	8	10	12	16
2 ряд	0,7	0,9	1,125	1,375	1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5	7	9	11	14	18

Визначаємо кількість зубів колеса і шестерні за формулою:

z₁ = 2a_ω · / ( m_n (u + 1))

z₂ = u · z₁

де, a_ω – між осьова відстань,

m_n – нормальний модуль,

u – передаточне число,

z₁ – кількість зубів шестерні.

Уточнюємо передаточне число, частоту обертання, кутову швидкість тихохідного вала за формулами:

u = z₂/ z₁,

де, z₁і z₂ – відповідно кількість зубів шестерні і колеса,

n₂ = n₁ / u , хв. ^-1

де, n₁ – розрахункова частота обертання ,

u – передаточне число.

ω₂ = π· n₂ / 30, рад/с

де, n₂- частота обертання тихохідного вала.

Знаходимо ділильні діаметри, діаметри вершин зубів і западин шестерні і колеса за формулами:

d₁ = m_n · z₁,мм

де, m_n , z₁ – відповідно нормальний модуль і кількість зубів шестерні,

d_a1 = d₁+2 · m_n ,мм

де, d₁, m_n – відповідно ділильний діаметр шестерні і нормальний модуль,

d_f1= d₁ + 2.5 · m_n ,мм

де, d₁, m_n – відповідно ділильний діаметр шестерні і нормальний модуль.

d₂ = m_n · z₂ ,мм

де, m_n , z₂ – відповідно нормальний модуль і кількість зубів колеса,

d_a2 = d₂+2 · m_n ,мм

де, d₂, m_n – відповідно ділильний діаметр колеса і нормальний модуль,

d_f2= d₂ + 2.5 · m_n ,мм

де, d₂, m_n – відповідно ділильний діаметр колеса і нормальний модуль.

Уточнюємо між осьову відстань за формулою:

a_ω, = 0,5 (d₁ + d₂), мм

де, d₁, d₂ – відповідно ділильний діаметр шестерні і колеса.

Визначаємо ширину вінця зубчастих коліс і шестерні за формулою:

b₂ = ψ_ва· a_ω, , мм

де, ψ_ва, a_ω, - відповідно коефіцієнт ширини колеса і між осьова відстань.

b₁= b₂+ 2…5 , мм

де, b₂- ширину вінця зубчастих коліс.

Обчислення колової швидкості і сил, які діють у зачепленні.

Визначаємо колову швидкість і призначаємо ступінь точності передачі за формулою:

v = d₁/2 · ω₁, м/с

де, ω₁, d₁ – відповідно кутова швидкість швидкохідного вала і ділильний діаметр шестерні.

ω₁= ω₂· i , рад/с

де, ω₂– кутова швидкість тихохідного вала ,

i – передаточне відношення.

За таблицею 8 призначаємо ступінь точності.

Ступінь точності за нормами плавності циліндричних, конічних і черв’ячних передач залежно від швидкості.

Таблиця 8.

Ступінь точності передачі	Колова швидкість v, v_m; швидкість ковзання v_s передачі, м/с
	циліндричної		конічної		черв’ячної
	прямозубої	непрямозубої	прямої	колової	черв’ячної
6-й – високоточні передачі	≤15	≤30	≤12	≤25	≤15
7-й – точні	≤10	≤15	≤8	≤16	≤10
8-й – середньої точності	≤6	≤10	≤4	≤8	≤5
9-й – зниженої точності	≤2	≤4	≤1,5	≤3	≤2

Обчислюємо сили, які діють у зачепленні за формулами:
- колова сила:

F_t = P₁/ v, Н

де, P₁ – потужність електродвигуна,

v – колова швидкість.

радіальна сила:

F_r = F_t∙tgα , Н

де, F_t - колова сила,

α- кут профілю в нормальній площині, α = 20˚.

Перевірний розрахунок на контактну і згинальну витривалість зубів.

Визначаємо коефіцієнти, що входять до рівняння на контактну витривалість зубів:

σ_Н = Z_H · Z_M· Z_ε√ K_H · F_t( u+1) \( d₁· b ·u) ≤ σ_НP,

де, Z_H – коефіцієнт, який враховує форму спряжених поверхонь зубів = 1,76,

Z_M– коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів спряжених зубчастих коліс, знаходять за допомогою таблиці 4.

Значення коефіцієнтів К_аі Z_М.

Таблиця 4.

Коефіцієнт	Вид зубчастих коліс	Матеріал зубчастих коліс
Коефіцієнт	Вид зубчастих коліс	сталь-сталь	сталь-чавун	сталь-бронза	чавун-чавун	текстоліт-сталь	ДШП-сталь	поліамід-сталь
К_а, Па ^1/3	Прямозубі	4950	4450	4300	4150	2000	2250	1550
	Косо зубі і шевронні	4300	3900	3750	3600	1700	1950	1350
Z_М, Па ^1/2	Прямозубі і не прямозубі	274·10³	234·10³	225·10³	209·10³	69,5·10³	85·10³	47,5·10³

Z_ε – коефіцієнт, який враховує сумарну довжину контактних ліній, знаходять за формулою:

Z_ε = √( 4 - ε_α,)/ 3,

де, ε_α – коефіцієнт торцевого перекриття, знаходять за формулою:

ε_α ≈ [ 1,88- 3,2 ( 1/z₁ + 1/z₂)] cosβ,

де, z₁ , z₂ – відповідно кількість зубів шестерні і колеса,

β – для прямозубих передач = 0,

ε_β – коефіцієнт осьового перекриття, знаходимо за формулою:

ε_β = b₂· sin β / ( π · m_n),

де, b₂, m_n – відповідно ширина вінця зубчастого колеса і нормальний модуль,

β – для прямозубих передач = 0.

Коефіцієнт навантаження:

К_Н = К_Нβ·К_Нv,

де, К_Нβ - коефіцієнт розподілу навантаження, знаходять за таблицею 5.

Таблиця 5.

Відносна ширина вінця	Симетричне розташування шестерні відносно опор				Несиметричне розташування шестерні відносно опор								Консольне розташування одного із коліс
Відносна ширина вінця	Симетричне розташування шестерні відносно опор				Дуже жорсткий вал L/d_оп ≤ 3...6				Менш жорсткий вал L/d_оп > 6				Консольне розташування одного із коліс
ψ_вd= b /d₁ = 0.5 ψ_ва	K_Нβ		K_Fβ		K_Нβ		K_Fβ		K_Нβ		K_Fβ		K_Нβ		K_Fβ
	При твердості робочих поверхонь зубів НВ
	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350
0,2	1,00	1,00	1,00	1,00	1,01	1,00	1,02	1,01	1,06	1,02	1,10	1,05	1,15	1,07	1,25	1,13
0,4	1,01	1,00	1,03	1,01	1,05	1,02	1,07	1,04	1,12	1,05	1,20	1,12	1,35	1,15	1,55	1,28
0,6	1,03	1,01	1,05	1,02	1,09	1,04	1,13	1,07	1,20	1,08	1,30	1,17	1,60	1,24	1,90	1,50
0,8	1,06	1,03	1,08	1,05	1,14	1,06	1,20	1,11	1,27	1,12	1,44	1,23	1,85	1,35	2,30	1,70
1,0	1,10	1,04	1,15	1,08	1,18	1,08	1,27	1,15	1,37	1,15	1,57	1,32	----	----	---	---
1,2	1,13	1,05	1,18	1,10	1,25	1,10	1,37	1,20	1,50	1,18	1,72	1,40	----	----	---	---
1,4	1,15	1,07	1,25	1,13	1,32	1,13	1,50	1,25	1,60	1,23	1,85	1,50	----	----	---	---
1,6	1,20	1,08	1,30	1,16	1,40	1,16	1,60	1,32	----	1,28	----	1,60	----	----	---	---

К_Нv,- коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, що виникає у зачепленні, знаходять за допомогою таблиці 11 залежно від ступеня точності колової швидкості, твердості зубів колеса z₂передачі.

Значення коефіцієнтів К_Нv і К_Fv.

Таблиця 11.

Ступінь точності

Твердість колеса z₂

Значення К_Нv при коловій швидкості v , м/с

≤ 350 НВ

≥ 45 HRC

1,03/1,01

1,02/1,00

1,06/1,02

1,04/1,00

1,12/1,03

1,07/1,02

1,17/1,04

1,10/1,02

1,23/1,06

1,15/1,03

1,28/1,07

1,18/1,04

≤ 350 НВ

≥ 45 HRC

1,04/1,01

1,03/1,00

1,07/1,02

1,05/1,01

1,14/1,03

1,09/1,02

1,21/1,06

1,14/1,03

1,29/1,07

1,19/1,03

1,36/1,08

1,24/1,04

≤ 350 НВ

≥ 45 HRC

1,04/1,01

1,03/1,01

1,08/1,02

1,06/1,01

1,16/1,04

1,10/1,02

1,24/1,06

1,16/1,03

1,32/1,07

1,22/1,04

1,40/1,08

1,26/1,05

≤ 350 НВ

≥ 45 HRC

1,05/1,01

1,04/1,01

1,10/1,03

1,07/1,01

1,20/1,05

1,13/1,02

1,30/1,07

1,21/1,03

1,40/1,07

1,26/1,04

1,50/1,12

1,32/1,05

Примітка: у чисельнику вказано значення К_Нv для прямозубих коліс, у знаменнику – для косозубих.

Отже, перевіряємо контактну витривалість зубів:

σ_Н = Z_H · Z_M· Z_ε√ K_H · F_t( u+1) \( d₁· b ·u) ≤ σ_НP.

Визначаємо коефіцієнти, що входять до рівняння на витривалість зубів при згині:

σ_F = Y_F· Y_β· K_F · F_t /(b· m_n) ≤ σ_FP,

де, K_F - коефіцієнт навантаження, знаходять за формулою:

K_F = K_Fβ · K_Fv

K_Fβ - коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця при розрахунку на контактну і згинальну витривалість, знаходять за таблицею 5.

Таблиця 5.

Відносна ширина вінця	Симетричне розташування шестерні відносно опор				Несиметричне розташування шестерні відносно опор								Консольне розташування одного із коліс
Відносна ширина вінця	Симетричне розташування шестерні відносно опор				Дуже жорсткий вал L/d_оп ≤ 3...6				Менш жорсткий вал L/d_оп > 6				Консольне розташування одного із коліс
ψ_вd= b /d₁ = 0.5 ψ_ва	K_Нβ		K_Fβ		K_Нβ		K_Fβ		K_Нβ		K_Fβ		K_Нβ		K_Fβ
	При твердості робочих поверхонь зубів НВ
	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350	350
0,2	1,00	1,00	1,00	1,00	1,01	1,00	1,02	1,01	1,06	1,02	1,10	1,05	1,15	1,07	1,25	1,13
0,4	1,01	1,00	1,03	1,01	1,05	1,02	1,07	1,04	1,12	1,05	1,20	1,12	1,35	1,15	1,55	1,28
0,6	1,03	1,01	1,05	1,02	1,09	1,04	1,13	1,07	1,20	1,08	1,30	1,17	1,60	1,24	1,90	1,50
0,8	1,06	1,03	1,08	1,05	1,14	1,06	1,20	1,11	1,27	1,12	1,44	1,23	1,85	1,35	2,30	1,70
1,0	1,10	1,04	1,15	1,08	1,18	1,08	1,27	1,15	1,37	1,15	1,57	1,32	----	----	---	---
Відносна ширина вінця	Симетричне розташування шестерні відносно опор				Несиметричне розташування шестерні відносно опор								Консольне розташування одного із коліс
Відносна ширина вінця	Симетричне розташування шестерні відносно опор				Дуже жорсткий вал L/d_оп ≤ 3...6				Менш жорсткий вал L/d_оп > 6				Консольне розташування одного із коліс
1,2	1,13	1,05	1,18	1,10	1,25	1,10	1,37	1,20	1,50	1,18	1,72	1,40	----	----	---	---
1,4	1,15	1,07	1,25	1,13	1,32	1,13	1,50	1,25	1,60	1,23	1,85	1,50	----	----	---	---
1,6	1,20	1,08	1,30	1,16	1,40	1,16	1,60	1,32	----	1,28	----	1,60	----	----	---	---

K_Fv – коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, що виникає в зачепленні, знаходять за формулою:

при твердості робочої поверхні зубів колеса z₂≤ 350 НВ за формулою:

K_Fv = 2 ·К_Нv –1,

де, К_Нv – коефіцієнт динамічного навантаження,

при твердості робочої поверхні зубів колеса z₂> 45 НRC за формулою:

K_Fv = К_Нv .

Обчислюємо еквівалентні числа зубів шестерні і колеса за формулою:

z'_v = z₁ cos³β;

z"_v = z₂ cos³β;

де, z₁ , z₂– відповідно кількість зубів шестерні і колеса,

β =0

За таблицею 6 визначаємо коефіцієнт форми зуба шестерні. Y'_F при z'_v і Y"_F при z"_v .

Коефіцієнт форми зубів Y′_F для не коригованого зубчастого і черв’ячного зачеплень.

Таблиця 6

Вид передачі	Кількість зубів z, z_v, z_vt , z_vn
Вид передачі	15	20	25	30	40	50	60	80	100	150	>300
Зубчаста	4,25	4,07	3,90	3,80	3,70	3,65	3,62	3,61	3,60	3,61	3,63
Черв’ячна	-----	1,98	1,87	1,76	1,55	1,45	1,40	1,34	1,30	1,27	1,24

Порівняльна оцінка міцності зуба шестерні і колеса при згині за формулою:

σ'_FP / Y'_F , МПа

σ"_FP / Y"_F , МПа.

де, σ'_FP, σ"_FP - відповідно допустиме напруження на витривалість зубів шестерні і колеса при згині,

Y'_F Y"_F , - відповідно коефіцієнти форми зубів шестерні і колеса.

Якщо міцність зуба колеса виявилась нижчою ніж зубів шестерні, то перевірку роблять на витривалість за напруженням згину для зубів колеса і навпаки.

Отже, перевіряємо витривалість зубів при згині:

σ_F = Y_F· K_F · F_t /(b· m_n) ≤ σ_FP.

Орієнтовний розрахунок валів. Конструктивні розміри зубчастої пари.

Конструктивні розміри зубчастої пари, діаметр внутрішнього кільця і ширина підшипника залежить від діаметра вала. Спочатку визначають діаметр вихідного кінця вала, а потім, враховуючи конструктивні особливості, призначають діаметри посадочних місць для зубчастих коліс і підшипників. Для уточненого розрахунку вала треба встановити відстань між точками прикладання сил на осі вала, визначити реакції підшипників, побудувати епюри згинальних і крутних моментів.

Діаметр вихідного кінця вала визначаємо із розрахунку на міцність при крученні за зниженими допустимими дотичними напруженнями: [τ_к ] = 15…30 МПа.

Для ведучого ( швидкохідного ) вала редуктора з рівняння міцності:

τ_к = Т/W_Р = 16 Т₁ / ( π·d³) ≤ [τ_к ]'

дістанемо:

d ≥ ³√ 16 Т₁/ π·[τ_к ]' , м

де, Т₁– обертальний момент на швидкохідному валу;

[τ_к ]' – допустиме дотичне напруження для виготовлення швидкохідного вала.

Відповідно до ряду R_а40 приймаємо d_в1 :

… 10; 10.5; 11; 11.5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130; 140; 150; 160; 170; 180; 190; 200; 210; 220; 240; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400; 420; 450; 480; 500; 530; 560; 600; …

Призначаємо посадочні розміри під ущільнення і підшипники.

Приймаючи діаметр вала під манжетне ущільнення d'₁ залишаючи для висоти буртика приблизно 1…3 мм для опори торця втулки півмуфти. Приймаючи діаметр вала під підшипники d"₁. Приймаючи діаметр вала під посадку маточини d^ІІІ₁ – залишають висоту упорного буртика на 4…5 мм для посадки орієнтовно призначеного підшипника. Якщо діаметр западин шестерні перевищує діаметр вала під підшипники, то шестерню виготовляють з валом.

Для веденого ( тихохідного ) вала редуктора спочатку визначають обертальний момент на тихохідному валу без врахування к.к.д. передачі за формулою:

Т₂= i·Т₁, Нм

де, i – передаточне відношення;

Т₁– обертальний момент на швидкохідному валу.

Потім з рівняння міцності визначаємо діаметр:

d ≥ ³√ 16 Т₂/ π·[τ_к ]" , м

де, Т₂ – обертальний момент на тихохідному валу;

[τ_к ]" – допустиме дотичне напруження для виготовлення тихохідного вала.

Відповідно до ряду R_а40 приймаємо d_в2 :

Призначаємо посадочні розміри під ущільнення і підшипники.

Приймаючи діаметр вала під манжетне ущільнення d'₂ залишаючи для висоти буртика приблизно 1…3 мм для опори торця втулки півмуфти. Приймаючи діаметр вала під підшипники d"₂. Приймаючи діаметр вала під посадку маточини d^ІІІ₂ – залишають висоту упорного буртика на 4…5 мм для посадки орієнтовно призначеного підшипника.

Конструктивні розміри зубчастого колеса:
1. Діаметр маточини визначають за формулою:

d^IV₂ ≈ ( 1,5 …1,7 )∙ d^ІІІ₂, мм

де, d^ІІІ₂– діаметр вала під посадку маточини, мм.

Довжина маточини визначається за формулою:

l_мат≈ ( 0,7 …1,8 )∙ d^ІІІ₂, мм

де, d^ІІІ₂– діаметр вала під посадку маточини, мм.

Товщина обода визначається за формулою:

δ_О ≈ ( 2,5 …4 )∙m_n, мм

де, m_n – нормальний модуль, мм.

Товщина диска визначається за формулою:

l≈ ( 0,2 …0,3 )∙ b₂, мм

де, b₂ – ширина вінця зубчастого колеса.

Діаметр отворів у диску призначають, але неменше як 15…20 мм.

Конструктивні розміри елементів корпуса і кришки редуктора.

Товщина стінки корпуса визначається за формулою:

δ ≈ 0, 025 · а_ω + 1…5, мм

де, а_ω – міжосьова відстань.

Товщина стінки кришки корпуса редуктора визначається за формулою:

δ₁ ≈ 0, 02·а_ω + 1…5, мм

де, а_ω – міжосьова відстань.

Товщина верхнього пояса корпуса редуктора визначається за формулою:

s ≈ 1,5 · δ, мм

де, δ – товщина стінки корпуса.

Товщина верхнього пояса кришки редуктора визначається за формулою:

s₁≈1,5 · δ₁, мм

де, δ₁ – товщина стінки кришки корпуса.

Товщина верхнього пояса корпуса редуктора визначається за формулою:

t ≈ (2…2,5) · δ, мм

де, δ – товщина стінки корпуса.

Товщина ребер жорсткості корпуса редуктора визначається за формулою:

с ≈ 0,85 · δ, мм

де, δ – товщина стінки корпуса.

Діаметр фундаментних болтів визначається за формулою:

d_Ф≈ (1,5…2,5) · δ, мм

де, δ – товщина стінки корпуса.

Ширина нижнього пояса корпуса редуктора визначається за формулою:

К₂ ≥ 2,1 ∙ d_Ф, мм

де, d_Ф – діаметр фундаментних болтів.

Діаметр болтів, які з’єднують корпус з кришкою редуктора визначають за формулою:

d_К ≈ ( 0,5…0,6 ) ∙ d_Ф, мм

де, d_Ф – діаметр фундаментних болтів.

Ширина пояса з’єднання корпуса і кришки редуктора біля підшипників визначають за формулою:

К ≈ 3 · d_К, мм

де, d_К– ширина болтів, що з’єднує корпус із кришкою.

Ширину пояса К₁ призначають на 2…8 мм меншою від К.

Діаметр болтів, які з’єднують кришку і корпус редуктора біля підшипників визначають за формулою:

d_К.П. ≈ 0,75 ∙ d_Ф, мм

де, d_Ф – діаметр фундаментних болтів.

Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора визначають за формулою:

d_n≈ ( 0,7…1,4 ) · δ, мм

де, δ – товщина стінки корпуса.

Діаметр відтискних болтів беруть орієнтовно з діапазону 8…16 мм.
Діаметр болтів для кріплення кришки оглядового отвору визначають за формулою:

d_К.О.= 6…10, мм

Діаметр різьби пробки визначають за формулою:

d_{П. Р.}≥ ( 1,6…2,2 ) · δ, мм

де, δ – товщина стінки корпуса.

Конструктивні розміри валів, підшипникових вузлів і компонування редуктора.

Щоб накреслити компоновку редуктора, перевірити міцність і жорсткість валів, треба орієнтовно знайти решту конструктивних розмірів його деталей і складальних одиниць.

Зазор між внутрішньою бічною стінкою корпуса і торцем шестерні визначають із співвідношення:

y ≈ ( 0,5…1,5 ) ∙ δ, мм

де, δ – товщина стінки корпуса.

Якщо l_мат> b₁ , то розмір y беруть від торця маточини; якщо l_мат= b₁, то розмір y беруть від торця шестерні той самий.

Відстань між внутрішньою стінкою корпуса редуктора і колом вершин зубів колеса і шестерні визначають за формулою:

y₁ ≈ ( 1,5…3 ) ∙ δ, мм

де, δ – товщина стінки корпуса.

Для забезпечення достатньої місткості масляної ванни картера редуктора відстань від кола d_a2 до внутрішньої стінки картера орієнтовно призначають із співвідношення:

y'₁ ≈ ( 3…4 ) ∙ δ, мм

де, δ – товщина стінки корпуса.

Довжини вихідних кінців швидкохідного l₁і тихохідного валів l₂ визначають із співвідношення:

l ≈ ( 1,5…2 ) ∙ d_В , мм

де, d_В - діаметри ведучого і веденого валів.

Потім уточнюють виходячи із довжин маточин деталей складальних одиниць, які насаджують на ці кінці:

l₁ ≈ ( 1,5…2 ) ∙ d_В1, мм

l₂ ≈ ( 1,5…2 ) ∙ d_В2, мм

де, d_В1 - діаметр ведучого вала,

d_В2 - діаметр веденого вала.

Призначаємо тип підшипників кочення для швидкохідного і тихохідного валів і визначаємо конструктивні розміри підшипникових вузлів.

Швидкохідний вал – роликові (циліндричні) підшипники середньої вузької серії, тихохідний вал – роликові легкої вузької серії за таблицею П 12.

d = d₁" , мм, D₁ , мм, В₁ , мм.

d = d₂" , мм, D₂, мм, В₂ , мм.

Роликопідшипники радіальні з короткими циліндричними роликами.

Таблиця 12.

Умовне позначення	Розмір, мм			Вантажопідйомність, кН
Умовне позначення	d	D	В	Динамічна С	Статична С_о
Легка вузька серія
32204	20	35	11	11,6	7,20
----	25	52	15	13,1	8,41
32206	30	62	16	16,9	11,12
----	35	72	17	25,0	17,10
32208	40	80	18	32,9	23,40
32209	45	85	19	34,5	25,10
32210	50	90	20	37,8	28,45
32211	55	100	21	42,8	32,30
32212	60	110	22	53,8	42,10
n_гран = (16…6,3) • 10 ³ хв ^-1
Середня вузька серія
----	25	62	17	22,2	14,5
32306	30	72	19	29,6	20,2
----	35	80	21	33,4	22,8
32308	40	90	23	40,2	28,0
32309	45	100	25	55,4	40,0
32310	50	110	27	63,8	46,6
32311	55	120	29	82,4	61,7
32312	60	130	31	98,1	75,7
n_гран = (10…5) • 10 ³ хв ^-1

Розмір Х ≈ 2 d_П приймаємо :

Х' ≈ 2 d'_П , мм для швидкохідного вала;

Х" ≈ 2 d"_П , м для тихохідного вала,

де, d'_П і d"_П діаметри болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора.

Орієнтовно приймають, що розміри l'₁ і l'₂ дорівнюють 1,5В:

l'₁ ≈ 1,5 В₁ ,

l'₂ ≈1,5В₂ ,

де, В₁, В₂– дані беруть із таблиці 12.

Відстань від торця підшипника швидкохідного вала до торця шестерні:

l"₁ ≈ 8…18 мм

та розмір:

l^ІІІ₁ ≈ 8…18 мм.

Осьовий розмір глухої кришки підшипника тихохідного вала:

l"₂ ≈ 8…25 мм.

Визначаємо відстані а₁ і а₂ за довжиною осі вала від точки прикладання сил, що виникають у зубчастому зчепленні, до точок прикладання опорних реакцій, які орієнтовно приймають на рівні внутрішніх торців підшипників осі вала:

тихохідний вал:

а₂ ≈ у + 0,5l_мат , мм

де, у – зазор між внутрішньою бічною стінкою корпуса і торцем шестерні,

l_мат – довжина маточини.

швидкохідний вал:

а₁ ≈ l″₁ + 0,5b₁ , мм

де, l″₁ – відстань від торця підшипника швидкохідного вала до торця шестерні,

b₁ – ширина вінця зубчастих коліс для шестерні.

Визначаємо габаритні розміри редуктора.

Визначаємо ширину редуктора:

B_P ≈ l₂ + l′₂ + В₂+ y + l_cm + y + T″_max + l″₂ + 0.5 В₂+ l₁ , мм

де, l₂ – довжина вихідних кінців тихохідного вала,

l′₂ – довжина для упора торця втулки півмуфти,

В₂– розмір, який беруть з таблиці 12,

y – зазор між внутрішньою бічною стінкою корпуса і торцем шестерні,

l_cm = b₁ – ширина вінця зубчастих коліс для шестерні ,

l″₂ - осьовий розмір глухої кришки підшипника тихохідного вала,

l₁ – довжина вихідних кінців швидкохідного вала.

Визначаємо довжину редуктора:

L_P ≈ K₁ + δ+ y₁+ a_ω+ 0.5d_a2+ 0.5d_a1+ y₁+ δ+ K₁ = 2(K₁ + δ+ y₁) + 0.5(5d_a2+ d_a1)+ a_ω,, мм

де, K₁– ширина пояса,

δ – товщина стінки корпуса,

y₁ – відстань між внутрішньою стінкою корпуса редуктора і колом вершин зубів колеса і шестерні,

d_a2 – діаметр вершин зубів колеса,

d_a1 – діаметр вершин зубів шестерні,

a_ω – міжосьова відстань.

Визначаємо висоту редуктора:

Н_Р ≈ δ₁+ y₁ + d_a2 + y'₁ + t, мм

де, δ₁– товщина стінки кришки корпуса редуктора,

y₁ – відстань між внутрішньою стінкою корпуса редуктора і колом вершин зубів колеса і шестерні,

d_a2 – діаметр вершин зубів колеса,

y'₁ – відстань від вершин зубів колеса до внутрішньої стінки картера,

t – товщина нижнього пояса корпуса редуктора.

Креслять редуктор за добутими розмірами.

9. Перевірка міцності валів.

Швидкохідний вал.

Границя витривалості при симетричному циклі напружень визначають за формулою:

σ_-1 ≈ 0,43σ_В , МПа

де, σ_В- границя міцності, знаходять за допомогою таблиці 13.

Механічні характеристики деяких марок сталей і чавуну.

Таблиця 13.

Марка сталі

Товщина листа або діаметр заготовки, мм

Границя міцності, σ_В , МПа

Границя текучості, σ_т , МПа

Твердість за Брінеллем, НВ

Термообробка

Орієнтовне призначення

Сталь вуглецева звичайної якості (ГОСТ 380 – 71)

Ст.. 2

До 250

412…333

216…186

133

---

Димогарні і жарові труби, заклепки, болти, валики, осі

Ст.. 3

До 250

61…373

235…216

132

---

Деталі металоконструкційні, болти, гайки, тяги, гаки, шатуни, клини, осі, валики

Ст.. 4

До 250

509…412

255…235

152

---

Деталі металоконструкційні, болти, тяги, гаки, клини, осі, валики

Ст.. 5

До 100

100…300

300…500

530

490

451

265

255

226

165…140

---

Відповідальні болти, тяги, клини, шатуни, осі, вали, пальці, зубчасті колеса

Сталь вуглецева якісна конструкційна (ГОСТ 1050 – 74)

Сталь 30

---

490

294

179

Нормалізація

Деталі, що виготовляються куванням і штампуванням: осі, вали, тяги, циліндри, маховики

Сталь 35

До 100

100…300

300…500

510

490

471

265

255

235

187…140

Тяги, осі, болти, гайки, шайби, балансири, діафрагми, зубчасті колеса

Сталь 40

До 100

100…300

300…500

550

530

510

274

365

255

207…152

Осі, штоки, колінчасті вали, диски, зубчасті колеса

Сталь 45

До 100

100…300

300…500

500…700

589

569

550

530

294

284

274

265

220…170

Теж саме

Плунжери, зубчасті колеса, рейки, муфти, втулки, осі, фрикційні диски, болти, гайки

Сталь 45

40…60

60…90

90…120

180…250

883…785

835…736

785…686

736…637

540

440

392

343

250…223

236…207

222…194

207…180

Поліпшення

Осі, вали, зубчасті колеса, штоки

Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень обчислюємо за формулою:

[ σ_ЗГ ] = [ σ_-1 / ( [ n ]К_σ k_P.ЗГ) ], МПа

де, σ_-1 - границя витривалості,

[ n ] – потрібний коефіцієнт запасу міцності, [ n ] ≈ 1,3…3,

К_σ - ефективний коефіцієнт концентрації напружень, К_σ ≈ 1,2…2,5,

k_P.ЗГ– коефіцієнт режиму навантаження при розрахунку на згин, k_P.ЗГ ≈ 1…1,65.

Креслять схему навантаження вала і будують епюри згинальних і крутних моментів:

визначають реакції опор:

а) у площині уОZ від сили F_r:

Y_А=Y_B = 0,5 F_r, Н

де, F_r – радіальна сила;

б) у площині хОZ від сили F_t

Х_А= Х_В = 0,5 ∙ F_t , Н

де, F_t – колова сила;

в) для побудови епюр визначають розмір згинальних моментів у характерних точках:

у площині yOz:

М_А= М_В = 0; М^лів_С = Y_А ∙ a₁, Нм

де, Y_А – реакція опори у вертикальній площині;

a₁ – відстань швидкохідного вала.

М^справ_С = Y_В ∙ a₁, Нм

де, Y_В – реакція опори у вертикальній площині;

a₁ – відстань швидкохідного вала.

Приймають максимальний згинальний момент, М_max

у площині хOz:

М_А= М_В = 0; М_С = Х_А ∙ a₁, Нм

де, Х_А – реакція опори у горизонтальній площині;

a₁ – відстань швидкохідного вала.

Приймають згинальний момент у характерній точці, М_Ft= М_с

г) крутний момент:

Т = Т₁ , Нм

де, Т₁ – обертальний момент на швидкохідному валу редуктора.

вибирають масштаб і будують епюри.

Обчислюють найбільші напруження згину і кручення для небезпечного перерізу:

сумарний згинальний момент:

М_ЗГ = √ М²_FrFa + M²_Ft , Нм

де, М_FrFa – згинальний момент від сил F_r , F_a,

M_Ft – згинальний момент від сили F_t .

Отже, нормальна напруга при згині обчислюється:

σ_ЗГ = М_ЗГ/W_Х= 32 ∙ М_ЗГ/π∙ d³_f1 , Па

де, М_ЗГ – згинальний момент у небезпечному перерізі;

d_f1 – діаметр западин шестерні.

Дотична напруга при згині обчислюється:

τ_К = Т / W_Р= 16 ∙ Т₁/π∙ d³_f1 , Па

де, Т₁– крутний момент швидкохідного вала,

d_f1 – діаметр западин шестерні.

Визначають еквівалентне напруження за гіпотезою найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з доступними:

σ_еІІІ = √ σ²_ЗГ + τ²_К , Па

де, σ_ЗГ – нормальна напруга при згині,

τ_К – дотична напруга при згині.

Тихохідний вал.

Границя витривалості при симетричному циклі напружень визначають за формулою:

σ_-1 ≈ 0,43σ_В , МПа

де, σ_В- границя міцності, знаходять за допомогою таблиці 13.

Механічні характеристики деяких марок сталей і чавуну.

Таблиця 13.

Марка сталі

Товщина листа або діаметр заготовки, мм

Границя міцності, σ_В , МПа

Границя текучості, σ_т , МПа

Твердість за Брінеллем, НВ

Термообробка

Орієнтовне призначення

Сталь вуглецева звичайної якості (ГОСТ 380 – 71)

Ст.. 2

До 250

412…333

216…186

133

---

Димогарні і жарові труби, заклепки, болти, валики, осі

Ст.. 3

До 250

61…373

235…216

132

---

Деталі металоконструкційні, болти, гайки, тяги, гаки, шатуни, клини, осі, валики

Ст.. 4

До 250

509…412

255…235

152

---

Деталі металоконструкційні, болти, тяги, гаки, клини, осі, валики

Марка сталі

Товщина листа або діаметр заготовки, мм

Границя міцності, σ_В , МПа

Границя текучості, σ_т , МПа

Твердість за Брінеллем, НВ

Термообробка

Орієнтовне призначення

Ст.. 5

До 100

100…300

300…500

530

490

451

265

255

226

165…140

---

Відповідальні болти, тяги, клини, шатуни, осі, вали, пальці, зубчасті колеса

Сталь вуглецева якісна конструкційна (ГОСТ 1050 – 74)

Сталь 30

---

490

294

179

Нормалізація

Деталі, що виготовляються куванням і штампуванням: осі, вали, тяги, циліндри, маховики

Сталь 35

До 100

100…300

300…500

510

490

471

265

255

235

187…140

Тяги, осі, болти, гайки, шайби, балансири, діафрагми, зубчасті колеса

Сталь 40

До 100

100…300

300…500

550

530

510

274

365

255

207…152

Осі, штоки, колінчасті вали, диски, зубчасті колеса

Сталь 45

До 100

100…300

300…500

500…700

589

569

550

530

294

284

274

265

220…170

Теж саме

Плунжери, зубчасті колеса, рейки, муфти, втулки, осі, фрикційні диски, болти, гайки

Сталь 45

40…60

60…90

90…120

180…250

883…785

835…736

785…686

736…637

540

440

392

343

250…223

236…207

222…194

207…180

Поліпшення

Осі, вали, зубчасті колеса, штоки

Допустиме напруження згину при симетричному циклі напружень обчислюємо за формулою:

[ σ_ЗГ ] = [ σ_-1 / ( [ n ]К_σ k_P.ЗГ) ], МПа

де, σ_-1 - границя витривалості,

[ n ] – потрібний коефіцієнт запасу міцності, [ n ] ≈ 1,3…3,

К_σ - ефективний коефіцієнт концентрації напружень, К_σ ≈ 1,2…2,5,

k_P.ЗГ– коефіцієнт режиму навантаження при розрахунку на згин, k_P.ЗГ ≈ 1…1,65.

Креслять схему навантаження вала і будують епюри згинальних і крутних моментів:

визначають реакції опор:

а) у площині уОZ від сили F_r:

Y_А=Y_B = 0,5 F_r, Н

де, F_r – радіальна сила;

б) у площині хОZ від сили F_t

Х_А= Х_В = 0,5 ∙ F_t , Н

де, F_t – колова сила;

для побудови епюр визначають розмір згинальних моментів у характерних точках:

у площині yOz:

М_А= М_В = 0; М^лів_С = Y_А ∙ a₂, Нм

де, Y_А – реакція опори у вертикальній площині;

a₂ – відстань тихохідного вала.

М^справ_С = Y_В ∙ a₂, Нм

де, Y_В – реакція опори у вертикальній площині;

a₂ – відстань тихохідного вала.

Приймають максимальний згинальний момент.

у площині хOz:

М_А= М_В = 0; М_С = Х_А ∙ a₂, Нм

де, Х_А – реакція опори у горизонтальній площині;

a₂ – відстань тихохідного вала.

Приймають згинальний момент у характерній точці.

крутний момент:

Т = Т₂ , Нм

де, Т₂ – обертальний момент на тихохідному валу редуктора.

вибирають масштаб і будують епюри.

Обчислюють найбільші напруження згину і кручення для небезпечного перерізу:

сумарний згинальний момент:

М_ЗГ = √ М²_FrFa + M²_Ft , Нм

де, М_FrFa – згинальний момент від сил F_r , F_a,

M_Ft – згинальний момент від сили F_t .

Отже, обчислюють найбільші напруження згину і кручення в небезпечному перерізі. Для розрахунку значення діаметра вала в небезпечному перерізі потрібно брати меншим на 8…10% - діаметр вала під посадку маточини зубчастого колеса.

Отже, нормальна напруга при згині обчислюється:

σ_ЗГ = М_ЗГ/W_Х= 32 ∙ М_ЗГ/π∙ d³ , Па

де, М_ЗГ – згинальний момент у небезпечному перерізі;

d– розрахунковий діаметр вала в перерізі.

Дотична напруга при згині обчислюється:

τ_К = Т / W_Р= 16 ∙ Т₁/π∙ d³ , Па

де, Т₁– крутний момент швидкохідного вала,

d– розрахунковий діаметр вала в перерізі.

Визначають еквівалентне напруження за гіпотезою найбільших дотичних напружень і порівнюємо його значення з доступними:

σ_еІІІ = √ σ²_ЗГ + τ²_К , Па

де, σ_ЗГ – нормальна напруга при згині,

τ_К – дотична напруга при згині.

10 . Підбирання шпонок і перевірний розрахунок шпонкових з’єднань.

Шпонки підбирають за таблицями стандарту залежно від діаметра вала і перевіряють розрахунком з’єднання на зминання.

Швидкохідний вал.

Для консольної частини вала при d_В1 – діаметр вихідного кінця швидкохідного вала за таблицею 14 добирають призматичну шпонку b x h мм. Довжину шпонки беруть з ряду стандартних довжин так, щоб вона була меншою від довжини посадочного місця вала l₁ на 3…10 мм і була в межах граничних розмірів довжин шпонок ( див. останні два стовпчики табл.. 14).

Шпонки призматичні ГОСТ 13360 – 78. Розміри – в мм.

Таблиця 14.

Діаметр вала d	Розміри перерізів шпонок		Глибина паза		Радіус закруглення пазів r		Граничні розміри довжин l шпонок
	Розміри перерізів шпонок		вала	втулки	Радіус закруглення пазів r		Граничні розміри довжин l шпонок
	b	h	t₁	t₂	min	max	min	max
12…17	5	5	3,0	2,3			10	56
17…22	6	6	3,5	2,8	0,16	0,25	14	70
22…30	8	7	4,0				18	90
30…38	10	8		3,3			22	110
			5,0
38…44	12	8					28	140
44…50	14	9	5,5	3,8	0,25	0,40	36	160
50…58	16	10	6,0	4,3			45	180
58…65	18	11	7,0	4,4			50	200
65…75	20	12	7,5	4,9			56	220
			9,0		0,40	0,60
75…85	22	14					63	250
85…95	25	14					70	280
95…110	28	16	10,20	6,4			80	320
110…130	32	18	11,0	7,4			90	360

Розрахункова довжина шпонки:

l_Р = l – b, мм

де, l – довжина шпонки , яка береться із таблиці 14,

b – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

Обчислюють розрахункове напруження зминання за формулою:

σ_ЗМ ≈ 4,4 ∙ Т₁ / d ∙ l_Р ∙h, Па

де, Т₁ – крутний момент швидкохідного вала,

d – діаметр вихідного кінця швидкохідного вала,

l_Р – розрахункова довжина шпонки,

h – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

Тихохідний вал.

1. Для вихідного кінця вала при d_В2 – діаметр тихохідного вала за таблицею 14 добирають призматичну шпонку b x h мм. Довжину шпонки беруть з ряду стандартних довжин так, щоб вона була меншою від довжини посадочного місця вала l₂ на 3…10 мм і була в межах граничних розмірів довжин шпонок ( див. останні два стовпчики табл.. 14).

Шпонки призматичні ГОСТ 13360 – 78. Розміри – в мм.

Таблиця 14.

Діаметр вала d	Розміри перерізів шпонок		Глибина паза		Радіус закруглення пазів r		Граничні розміри довжин l шпонок
	Розміри перерізів шпонок		вала	втулки	Радіус закруглення пазів r		Граничні розміри довжин l шпонок
	b	h	t₁	t₂	min	max	min	max
12…17	5	5	3,0	2,3			10	56
17…22	6	6	3,5	2,8	0,16	0,25	14	70
22…30	8	7	4,0				18	90
30…38	10	8		3,3			22	110
			5,0
38…44	12	8					28	140
44…50	14	9	5,5	3,8	0,25	0,40	36	160
50…58	16	10	6,0	4,3			45	180
58…65	18	11	7,0	4,4			50	200
65…75	20	12	7,5	4,9			56	220
			9,0		0,40	0,60
75…85	22	14					63	250
85…95	25	14					70	280
95…110	28	16	10,20	6,4			80	320
110…130	32	18	11,0	7,4			90	360

Розрахункова довжина шпонки:

l_Р = l – b, мм

де, l – довжина шпонки , яка береться із таблиці 14,

b – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

Обчислюють розрахункове напруження зминання за формулою:

σ_ЗМ ≈ 4,4 ∙ Т₂ / d ∙ l_Р ∙h, Па

де, Т₂ – крутний момент тихохідного вала,

d – діаметр тихохідного вала,

l_Р – розрахункова довжина шпонки,

h – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

2. Для вала під маточину зубчастого колеса при d^ІІІ₂ – діаметр вала під посадку маточини зубчастого колеса за таблицею 14 добирають призматичну шпонку b x h мм. Довжину шпонки беруть з ряду стандартних довжин так, щоб вона була меншою від довжини маточини l_мат на 3…10 мм і була в межах граничних розмірів довжин шпонок ( див. останні два стовпчики табл.. 14).

Шпонки призматичні ГОСТ 13360 – 78. Розміри – в мм.

Таблиця 14.

Діаметр вала d	Розміри перерізів шпонок		Глибина паза		Радіус закруглення пазів r		Граничні розміри довжин l шпонок
	Розміри перерізів шпонок		вала	втулки	Радіус закруглення пазів r		Граничні розміри довжин l шпонок
	b	h	t₁	t₂	min	max	min	max
12…17	5	5	3,0	2,3			10	56
17…22	6	6	3,5	2,8	0,16	0,25	14	70
22…30	8	7	4,0				18	90
30…38	10	8		3,3			22	110
			5,0
38…44	12	8					28	140
44…50	14	9	5,5	3,8	0,25	0,40	36	160
50…58	16	10	6,0	4,3			45	180
58…65	18	11	7,0	4,4			50	200
65…75	20	12	7,5	4,9			56	220
			9,0		0,40	0,60
75…85	22	14					63	250
85…95	25	14					70	280
95…110	28	16	10,20	6,4			80	320
110…130	32	18	11,0	7,4			90	360

Розрахункова довжина шпонки:

l_Р = l – b, мм

де, l – довжина шпонки , яка береться із таблиці 14,

b – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

Обчислюють розрахункове напруження зминання за формулою:

σ_ЗМ ≈ 4,4 ∙ Т₂ / d ∙ l_Р ∙h, Па

де, Т₂ – крутний момент тихохідного вала,

d – діаметр вала під посадку маточини зубчастого колеса,

l_Р – розрахункова довжина шпонки,

h – переріз шпонки, який беруть із таблиці 14.

Добирання підшипників.

Підшипники кочення добирають за таблицями стандарту залежно від розміру та напряму діючих на підшипник навантажень, діаметра цапфи, на яку насаджують підшипник, характеру навантаження, кутової швидкості обертового кільця підшипника, бажаного строку служби підшипника і його найменшої вартості.

Швидкохідний вал.

Визначаємо навантаження, що діють на підшипники:
- осьова сила: F_а = 0 , Н.
- радіальна сила:

F_r = F_A = F_B = √ X²_А + Y²_А, Н

де, X_A – реакція опор у горизонтальній площині швидкохідного вала,

Y_A – реакція опор у вертикальній площині швидкохідного вала.

Оскільки осьового навантаження немає то слід застосувати роликові ( циліндричні) підшипники

С_ПОТР = ( Х ∙ V ∙ F_rB + Y ∙ F_aB ) ∙ K_σ∙ K_T∙ ( 6 ∙ 10^-5 ∙ n ∙ L_h )^1/p , кН.

де, Х – коефіцієнт радіального навантаження, для підшипників з циліндричними роликами дорівнює 1;

V – коефіцієнт обертання, який беруть за допомогою таблиці 16

Значення коефіцієнта обертання.

Таблиця 16.

Положення внутрішнього кільця відносно навантаження	V
Кільце обертається	1
Кільце нерухоме	1,2

F_rB – фактичне радіальне навантаження підшипника,

Y – коефіцієнт осьового навантаження дорівнює 0 при F_a = 0,

F_aB - осьове навантаження підшипника,

K_σ - коефіцієнт безпеки, що залежить від типу механізму, в якому підшипник встановлений і характеру навантаження на нього знаходять за допомогою таблиці 17,

Значення коефіцієнта безпеки навантаження.

Таблиця 17.

Характер навантаження на підшипник	K_σ	Приклади застосування
Спокійне навантаження, поштовхів немає	1,0	Малі водяні насоси, стрічкові транспортери, конвеєри
Легкі поштовхи, короткочасні перевантаження до 125% нормального навантаження	1,0…1,2	Вентилятори і повітродувки, елеватори і відвідні рольганги дрібно сортових прокатних станів, конвеєри і вантажні транспортери, машини для обробки льону, бавовни, вовни
Помірні поштовхи, вібраційні навантаження, короткочасне перевантаження до 150% нормального навантаження	1,3…1,8	Букси рейкового рухомого складу, центрифуги, компресори, валки дрібно сортових станів, візки кранів, редуктори, енергетичне устаткування
Навантаження із значними поштовхами і вібрацією, короткочасні перевантаження до 200% нормального навантаження	1,8…2,5	Грохоти, тіпальні машини, робочі рольганги середньосортних станів, барабани для очищення окалини, дробарки для руди, машини для обробки глини, дробарки для каменю
Навантаженнями із сильними ударами і короткочасними перевантаженнями до 300% нормального навантаження	2,3…3,0	Важкі кувальні машини, діркопробивні преси, ножиці для різання металу, валки крупно сортних станів, блюмінгів і слябінгів, рольганги у ножиці і маніпуляторів, лісопильні рами ( дишла )

K_T - температурний коефіцієнт, що залежить від температури підшипника, знаходять за допомогою таблиці 18,

Значення температурного коефіцієнта.

Таблиця 18.

Робоча температура підшипника, °С	До 100	125	155	175	200	225	250	300	350
K_T	1,00	1,05	1,10	1,15	1,25	1,35	1,40	1,60	2,00

n – частота обертання швидкохідного вала ,

L_h - бажана або потрібна довговічність підшипника , для механізмів загального машинобудування беруть ( 2…20 ) 10³ год., для підшипників редукторів – ( 12…25 ) 10³ год.,

р – величина, яка залежить від форми кривої контактної втомленості: для кулькових підшипників р = 3, для роликових підшипників р = ¹⁰/₃.

Обчислюють потрібну динамічну вантажопідйомність за формулою:

С_ПОТР = ( Х ∙ V ∙ F_rB + Y ∙ F_aB ) ∙ K_σ∙ K_T∙ ( 6 ∙ 10^-5 ∙ n ∙ L_h )^1/p , кН.

За таблицею 12 остаточно приймають підшипник потрібної серії, для якого d, мм; D, мм; T_max , мм; C, кН.; n_гран , хв.^-1.

Тихохідний вал.

1. Визначаємо навантаження, що діють на підшипники:

осьова сила: F_а =0, Н.
радіальна сила:

F_r = F_A = F_B = √ X²_А + Y²_А, Н

де, X_A – реакції опор у горизонтальній площині тихохідного вала,

Y_A – реакції опор у вертикальній площині тихохідного вала.

2. Оскільки осьового навантаження немає то слід застосувати роликові ( циліндричні) підшипники

С_ПОТР = ( Х ∙ V ∙ F_rB + Y ∙ F_aB ) ∙ K_σ∙ K_T∙ ( 6 ∙ 10^-5 ∙ n ∙ L_h )^1/p , кН.

де, Х – коефіцієнт радіального навантаження, для підшипників з циліндричними роликами дорівнює 1;

V – коефіцієнт обертання, який беруть за допомогою таблиці 16

Значення коефіцієнта обертання.

Таблиця 16.

Положення внутрішнього кільця відносно навантаження	V
Кільце обертається	1
Кільце нерухоме	1,2

F_rB – фактичне радіальне навантаження підшипника,

Y – коефіцієнт осьового навантаження дорівнює 0 при F_a = 0,

F_aB - осьове навантаження підшипника,

Значення коефіцієнта безпеки навантаження.

Таблиця 17.

Характер навантаження на підшипник	K_σ	Приклади застосування
Спокійне навантаження, поштовхів немає	1,0	Малі водяні насоси, стрічкові транспортери, конвеєри
Легкі поштовхи, короткочасні перевантаження до 125% нормального навантаження	1,0…1,2	Вентилятори і повітродувки, елеватори і відвідні рольганги дрібно сортових прокатних станів, конвеєри і вантажні транспортери, машини для обробки льону, бавовни, вовни
Помірні поштовхи, вібраційні навантаження, короткочасне перевантаження до 150% нормального навантаження	1,3…1,8	Букси рейкового рухомого складу, центрифуги, компресори, валки дрібно сортових станів, візки кранів, редуктори, енергетичне устаткування
Навантаження із значними поштовхами і вібрацією, короткочасні перевантаження до 200% нормального навантаження	1,8…2,5	Грохоти, тіпальні машини, робочі рольганги середньосортних станів, барабани для очищення окалини, дробарки для руди, машини для обробки глини, дробарки для каменю
Навантаженнями із сильними ударами і короткочасними перевантаженнями до 300% нормального навантаження	2,3…3,0	Важкі кувальні машини, діркопробивні преси, ножиці для різання металу, валки крупно сортних станів, блюмінгів і слябінгів, рольганги у ножиці і маніпуляторів, лісопильні рами ( дишла )

K_T - температурний коефіцієнт, що залежить від температури підшипника, знаходять за допомогою таблиці 18,

Значення температурного коефіцієнта.

Таблиця 18.

Робоча температура підшипника, °С	До 100	125	155	175	200	225	250	300	350
K_T	1,00	1,05	1,10	1,15	1,25	1,35	1,40	1,60	2,00

n – частота обертання тихохідного вала ,

Обчислюють потрібну динамічну вантажопідйомність за формулою:

С_ПОТР = ( Х ∙ V ∙ F_rB + Y ∙ F_aB ) ∙ K_σ∙ K_T∙ ( 6 ∙ 10^-5 ∙ n ∙ L_h )^1/p , кН.

За таблицею 12 остаточно приймають підшипник потрібної серії, для якого d, мм; D, мм; T_max , мм; C, кН.; n_гран , хв.^-1..

Роликопідшипники радіальні з короткими циліндричними роликами.

Таблиця № 12.

Умовне позначення	Розмір, мм			Вантажопідйомність, кН
Умовне позначення	d	D	В	Динамічна С	Статична С_О
Легка вузька серія
32204	20	35	11	11,6	7,20
----	25	52	15	13,1	8,41
32206	30	62	16	16,9	11,12
----	35	72	17	25,0	17,10
32208	40	80	18	32,9	23,40
32209	45	85	19	34,5	25,10
32210	50	90	20	37,8	28,45
32211	55	100	21	42,8	32,30
32212	60	110	22	53,8	42,10
n_гран = ( 16…6,3 ) · 10³ хв^-1
Середня вузька серія
----	25	62	17	22,2	14,5
32306	30	72	19	29,6	20,2
----	35	80	21	33,4	22,8
32308	40	90	23	40,2	28,0
32309	45	100	25	55,4	40,0
32310	50	110	27	63,8	46,6
32311	55	120	29	82,4	61,7
32312	60	130	31	98,1	75,7
n_гран = ( 10…5 ) · 10³ хв^-1

Перевіряють орієнтовно призначені відстані а₁ і а₂ .

Визначають відстань від точки прикладання реакцій до площини зовнішніх торців підшипників за формулою:

для швидкохідного вала:

а₁ = 0,5 ∙ Т_max + ( е/3) ∙ ( d + D ), мм

де, Т_max – розмір для швидкохідного вала, що беруть із таблиці 12,

е – коефіцієнт для швидкохідного вала, який беруть із таблиці 12,

d – діаметр вала під підшипник для швидкохідного вала,

D – розмір для швидкохідного вала, який беруть із таблиці 12.

для тихохідного вала:

а₂ = 0,5 ∙ Т_max + ( е/3) ∙ ( d + D ), мм

де, Т_max – розмір для тихохідного вала, що беруть із таблиці 12,

е – коефіцієнт для тихохідного вала, який беруть із таблиці 12,

d – діаметр вала під підшипник для тихохідного вала,

D – розмір для тихохідного вала, який беруть із таблиці 12.

Посадки деталей і складальних одиниць редуктора.

Конструкція складальних одиниць з підшипниками кочення залежить від характеру діючих на підшипники навантажень, зручності складання й розбирання складальної одиниці, способу мащення підшипника та інших факторів. При виборі типу підшипника і конструювання складальних одиниць з підшипниками кочення треба враховувати економічні показники. Так, по можливості бажано застосовувати найбільш масові і дешеві радіальні кулькові підшипники. Їх зокрема застосовують у редукторах з циліндричними прямозубими і косозубими колесами.

При великих радіальних навантаженнях доцільно застосовувати роликові підшипники.

При комбінованих навантаженнях у тих випадках, коли не вдається дібрати кулькових радіальних підшипників, переходять на радіально – упорні підшипники кулькові або роликові конічні.

При осьовому або осьовому і незначному радіальному навантаженнях застосовують упорні кулькові або роликові підшипники в парі з радіальними кульковими або роликовими підшипниками.

Якщо за умовами складання та експлуатації можливий значний постійний або тимчасовий перекіс вала внаслідок його малої жорсткості або не співвісності підшипникових гнізд, то застосовують самоустановні кулькові або роликові сферичні підшипники.

Для з’єднання кулькових і роликових підшипників з валами і корпусами механізмів та машин установлено поля допусків посадочних місць. Поля допусків забезпечують за внутрішнім і зовнішнім діаметрами підшипника відповідні посадки , які вибирають за допомогою таблиці 19. Вибір посадок на вал і в корпус залежить від типу, розміру та класу точності підшипника; розміру, напряму й характеру навантажень, що діють на підшипник; режиму роботи та інших умов експлуатації складальної одиниці або машини.

Рекомендовані посадки підшипників кочення.

Таблиця 19.

Умови, що визначають вибір посадок		Вид навантаження кілець		Режим роботи	Посадки на вал	Посадки на корпус	Застосування і характеристика з’єднання
на вал	у корпус	внутрішніх	зовнішніх
Обертається	Не обертається	Циркуляційне	Місцеве	Легкий або нормальний	j_S 6 (j_S 5) k6 (k5)	J_S 7 (J_S5) H7	Сільгоспмашини, електродвигуни, редуктори, коробки швидкостей. Підшипники ставлять без нагрівання, зовнішнє кільце не гальмується
				Нормальний або важкий	k6 (k5) m6 (m5)	H7 K6 M7	Двигуни, машини загального машинобудування, верстати, редуктори. При посадці m6 і k6 внутрішнє кільце нагрівають при монтажі. Зовнішнє кільце при посадках К6 і М7 не переміщується уздовж осі
				Нормальний або важкий (ударне навантаження)	m6 (m5) n6 (n5)	K6; M7	Колінчасті вали двигунів, дробильні машини, ходові колеса мостових кранів, ролики рольгангів преса. Підшипники нагрівають при монтажі до 80°. Зовнішнє кільце не переміщується вздовж осі
Не обертається	Обертається	Місцеве	Циркуляційне	Легкий або нормальний	g6	K6 M7	Ролики стрічкових транспортерів, конвеєрів, натяжні ролики пасових передач. Шківи і зірочки в конструкціях, які розвантажують вал. Сільгоспмашини. Зовнішнє кільце при монтажі не охолоджують
				Нормальний або важкий	h6	N7	Натяжні ролики, блоки ПТУ, ролики рольгангів, шківи і зірочки в конструкціях, які розвантажують вал. Зовнішнє кільце при монтажі охолоджують

Мащення зубчастих коліс і підшипників.

Для тихохідних і середньо швидкохідних редукторів мащення зубчастого зачеплення здійснюється зануренням зубчастого колеса в масляну ванну картера. Підшипники кочення змащуються з загальної масляної ванни редуктора розбризкуванням масла обертовим зубчастим колесом.

За допомогою таблиці 20 приймають масло відповідної марки при відповідній швидкості, яке заливається в картер редуктора з таким розрахунком, щоб зубчасте колесо занурювалось у масло не менше ніж на висоту зуба.

Рекомендовані марки залежно від колової швидкості v, v_m, або швидкості ковзання v_s.

Таблиця 20.

Передача	Швидкість v, v_m , v_s
Передача	До 1	1…2	2…5	5…12
Зубчаста	Циліндрове 52,38 (ГОСТ 6411 – 76 )	И – 100А	И – 100А; И – 70А	И – 70А; И – 50А
Черв’ячна	Те саме	Циліндрове 52,38 (ГОСТ 6411 – 76 )	И – 100А	И – 100А; И – 70А

Креслення загального вигляду редуктора.

На аркуші креслярського паперу креслять рамку формату А1 : 594 Х 841 мм – для обрамляючої лінії рамки.
У нижньому правому куті креслять основний напис.
У масштабі 1 : 1 креслять загальний вигляд редуктора за даними, добутими з розрахунку.

doc

Завантажити

Зберегти на потім

Додав(-ла)

Лоїк Оксана Анатоліївна

Пов’язані теми

Технології, Матеріали до уроків

Додано

8 жовтня 2022

Переглядів

880

Оцінка розробки

Відгуки відсутні