Проектування привода стрічкового конвеєра

Вид работы:

Курсовая работа (т)
Предмет:

Другое
Язык:

Украинский
,
Формат файла:
MS Word

445,73 Кб
Опубликовано:

2015-12-27

Все курсовые работы по другим направлениям

Скачать курсовую работу Читать текст online Заказать курсовую
*Помощь в написании! Посмотреть все курсовые работы

Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.

Проектування привода стрічкового конвеєра

Зміст

Вступ

. Вибір електродвигуна

2. Кінематичні і силові параметри передач

.1 Передаточне число приводу

.2 Кутові швидкості валів приводу

.3 Потужності та крутні моменти валів

. Розрахунок передач на міцність

.1 Зубчасті передачі

.2 Черв’ячні передачі

.3 Пасові передачі

.4 Ланцюгові передачі

. Розрахунок валів. Підбір підшипників і шпонок

.1 Проектний розрахунок валів редуктора

.2 Підбір підшипників

.3 Компоновка валу

.4 Попередній розрахунок валів

.5 Розрахунок підшипників на довговічність

.6 Підбір шпонок та перевірка міцності з’єднання

.7 Перевірний розрахунок валів

. Змащування і ущільнення

.1 Змащування передач

.2 Змащування підшипникових вузлів

.3 Ущільнення валів

. Визначення основних розмірів редуктора

.1 Основні конструктивні розміри передач редуктора

.2 Розміри корпуса редуктора

. Розрахунок і конструювання муфт

.1 Розрахунок і конструювання зубчастої муфти

.2 Розрахунок і конструювання кулачкової муфти

.3 Розрахунок і конструювання втулково-пальцевої муфти

.4 Розрахунок і конструювання кулачково-дискової муфти

Рекомендована література

Додатки

Вступ

Метою виконання курсового проекту з дисципліни «Деталі машин» є набуття студентами практичних навиків з розрахунку і конструювання деталей, складальних одиниць, приводів технологічних, транспортних та інших машин, а також підготовка студентів до дипломного проектування і наступної самостійної інженерної діяльності.

1. Вибір електродвигуна

Двигун являється одним із основних елементів будь-якої машини чи механізму. Від типу двигуна, його потужності, частоти обертання та інших параметрів залежать конструктивні і експлуатаційні характеристики приводу.

Найчастіше рекомендують використовувати асинхронні електродвигуни - надійні і прості в експлуатації. Електродвигуни постійного струму рекомендують в тих випадках, коли необхідно плавно регулювати швидкість, а асинхронні двигуни не забезпечують вимоги технологічного режиму.

При потужності споживача 100кВт і більше і при потребі компенсації реактивної потужності (насоси, вентилятори, компресори і т.д.) рекомендують застосовувати синхронні електродвигуни.

Широке застосування в техніці знайшли електродвигуни серії А, АО, А2, А02, 4А. Буквенні позначення цих двигунів розшифровуються так: А, А2, 4АН - двигуни з чавунним корпусом, закритого виконання з охолодженням обдуванням корпуса ззовні; АОЛ, АОЛ2, 4АХ - двигуни з алюмінієвим корпусом, які обдуваються ззовні.

Серія електродвигунів А2, А02, АОЛ2 має ряд переваг перед серією А, АО, АОЛ: більш високий коефіцієнт корисної дії і коефіцієнт потужності, а отже меншу масу на одиницю потужності, менші габаритні розміри, використовуються більш високоміцні ізоляційні матеріали і лаки, які відповідають міжнародним вимогам.

Нова єдина серія асинхронних електродвигунів 4А загального призначення потужністю від 0,12 до 400 кВт відповідає за техніко-економічними показниками перспективному рівню світової техніки, передбачає всі необхідні народному господарству модифікації основного виконання за конструкцією, за умовами навколишнього середовища, вузькоспеціалізовані за виконанням, а також за способом монтажу.

В порівнянні з двигунами серії А2, двигуни серії 4А характеризуються меншими габаритами, установчими розмірами і масою, більшими пусковими моментами, пониженими рівнями шуму і вібрацій, підвищеною надійністю, зручностями при монтажі і експлуатації.

В позначеннях серії (типу) електродвигуна, крім буквенних символів, мають місце числові позначення, які означають типорозмір електродвигуна (габарити сердечника, довжину, число пар полюсів і т.д.

Крім вказаних вище типів електродвигунів загального призначення, промисловість випускає ряд модифікацій: АОП - з підвищеним пусковим моментом - для привода механізмів з великим стичним навантаженням в момент пуску (підіймальні механізми, транспортуючі машини); АОС - з підвищеним проковзуванням - для приводу механізмів, які характеризуються відносно великими маховими масами і ударним характером навантаження (поршневі компресори, ковальсько-пресові машини тощо); АОТ - з підвищеними енергетичними показниками для текстильно промисловості та інших підприємств, де неперервний характер роботи двигуна вимагає високих коефіцієнта корисної дії і коефіцієнта потужності.

Потужність двигуна залежить від потужності робочої машини, а його частота обертання - від частоти обертання привідного валу робочого органу.

При цьому розрахункову потужність двигуна визначають за залежністю

,(1.1)

де - розрахункова потужність двигуна; - потужність, яку передає тихохідний вал приводу; - загальний коефіцієнт корисної дії (к.к.д.) приводу.

Загальний к.к.д. визначається за формулою

, (1.2)

де - к.к.д. механічних передач приводу; - к.к.д. однієї пари підшипників; - к.к.д. муфти.

Значення к.к.д. для механічних передач приведені в табл. 1.1.

Таблиця 1.1. Значення к.к.д. для механічних передач

Тип передачі	Закрита	Відкрита
Зубчаста:
циліндрична	0,96…0,97	0,93…0,95
конічна	0,95…0,97	0,92…0,94
Черв’ячна
z₁ = 1	0,7…0,75	-
z₁ = 2	0,8…0,85	-
z₁ = 4	0,85…0,95	-
Ланцюгова	0,95…0,97	0,9…0,93
Пасова
з плоским пасом	-	0,96…0,98
з клиновим (поліклиновим)	-	0,95…0,97

Примітки:

1. Значення к.к.д. закритих передач в масляній ванні приведені для коліс, виконаних по 8-ій ступені точності, а для відкритих - по 9-ій; при більш точному виконанні к.к.д. підвищують на 1…1,5%.

2. Для черв’ячної передачі попереднє значення к.к.д. приймають . Після встановлення основних параметрів передачі значення к.к.д. необхідно уточнити.

. Втрати в підшипниках на тертя оцінюються наступними коефіцієнтами: для однієї пари підшипників кочення ; для однієї пари підшипників ковзання .

Втрати в муфті приймають в залежності від виду муфти.

За розрахунковою потужністю двигуна вибирають двигун за табл.1.2 таким чином, щоб виконувалась умова

, (1.3)

де - номінальне значення потужності вибраного двигуна.

При виборі номінального значення потужності двигуна допускається певна величина перевантаження (недовантаження), яка визначається за виразом

. (1.4)

Двигун може працювати з цим певним перевантаженням (недовантаженням). Недовантаження веде до пониження к.к.д. двигуна.

Таблиця 1.2. Електродвигуни асинхронні серії 4А, закриті продувні (ГОСТ 19523-81)

Потужність, кВт	Синхронна частота обертання, об/хв
	3000			1500			1000			750
	Типо-розмір	, %Типо-розмір, %Типо-розмір, %Типо-розмір, %
0,25	56В2	8,0	2,0	63А4	8,7	2,0	63В6	11,0	2,0	71B8	9,3	1,6
0,37	63А2	8,7		63В4	9,0		71А6	9,0		80A8	10,0
0,55	63В2	8,5		71А4	7,3		71В6	10,0		80B8	9,0
0,75	71А2	5,9		71В4	7,5		80А6	8,4		90LA8	8,4
1,1	71В2	6,3		80А4	5,4		80В6	8,0		90LB8	7,0
1,5	80А2	4,2		80В4	5,8		90L6	6,4		100L8	7,0
2,2	80В2	4,3		90L4	5,1		100L6	5,1		112MA8	6,0	1,8
3,0	90L2	4,3		100S4	4,4		12MA6	4,7		112M8	5,8
4,0	100S2	3,3		100L4	4,7		12MB6	5,1		132S8	4,1
5,5	100L2	3,4		112M4	3,7		132S6	3,3		132M8	4,1
7,5	112M2	2,5		132L4	3,0		132M6	3,2		160S8	2,5	1,4
11	132M2	2,3	1,6	132M4	2,8	1,4	160S6	2,7	1,2	160M8	2,5
15	160S2	2,1	1,4	160S4	2,3		160M6	2,6		180M8	2,5	1,2
18,5	160M2	2,1		160M4	2,2		180M6	2,7		200M8	2,3
22	180S2	2,0		180S4	2,0		200M6	2,8		200L8	2,7
30	180M2	1,9		180M4	1,9		200L6	2,1		225M8	1,8
37	200M2	1,9		200M4	1,7		225M6	1,8		250S8	1,5
45	200L2	1,8		200L4	1,6		250S6	1,4		250M8	1,4
55	225M2	1,8	1,2	225M4	1,4	1,2	250M6	1,3		280S8	2,2
75	250S2	1,4		250S4	1,2		280S6	2,0		280M8	2,2
90	250M2	1,4		250M4	1,3		280M6	2,0		315S8	2,0	1,0
110	280S2	2,0		280S4	2,3		315S6	2,0		315M8	2,0

Примітка: Структура позначення типорозміру електродвигуна 4A63B2: 4- порядковий номер серії; А - вид двигуна - асинхронний; 63 - висота осі обертання ротора; А, В - довжина сердечника статора; L, S, M - установочний розмір по довжині станини; 2, 4, 6, 8 - число полюсів.

Приклад 1. Підібрати електродвигун для привода стрічкового конвеєра (рис. 1.1), до складу якого входять електродвигун 1, пасова передача 2, конічний редуктор 3 і муфта 4. Потужність на тихохідному валі приводу 2,0 кВт.

Рис. 1.1. Схема привода стрічко-вого конвеєра

Розв’язок.

Визначаємо загальний к.к.д. за формулою (1.2)

де - к.к.д. пасової передачі приводу, ; - к.к.д. конічної передачі, ; - к.к.д. однієї пари підшипників кочення, ; - к.к.д. муфти, (див. табл. 1.1).

Визначаємо розрахункову потужність двигуна за залежністю (1.1)

кВт.

Отже, із табл. 1.2 вибираємо асинхронний електродвигун серії 4А100L6 з такими параметрами: номінальна потужність 2,2 кВт; синхронна частота обертання, об/хв; коефіцієнт ковзання %; кратність максимального обертового моменту .

Визначаємо недовантаження за формулою (1.4)

Отже, електродвигун вибрано вірно.

2. Кінематичні і силові параметри передач

.1 Передаточне число приводу

Загальне передаточне число приводу визначаємо за формулою

, (2.1)

де - номінальна частота обертання валу електродвигуна; - частота обертання тихохідного вала приводу.

Номінальну частоту обертання валу електродвигуна визначаємо через синхронну частоту обертання

. (2.2)

З іншої сторони загальне передаточне число приводу буде рівне

, (2.3)

де , ,… - передаточні числа механічних передач.

Значення передаточних чисел циліндричних, конічних і черв'ячних передач стандартизовані і тому відхилення дійсних значень передаточних чисел цих передач від стандартних повинні складати: для одиоступеневих циліндричних передач, при фактичних значеннях передаточних чисел не більш як 2,5%; при фактичних значеннях передаточних чисел > 4,5 не більш як 4%; для конічних 3%; для черв'ячних 4%; для двоступеневих циліндричних редукторів 4%.

Стандартні ряди передаточних чисел циліндричних, конічних та черв'ячних передач приведені в табл. 2.1 - 2.3.

Таблиця 2.1. Передаточні числа циліндричних зубчастих передач (ГОСТ2186-66)

1 ряд	1	1,25	1,6	2	2,25	3,15	5	6,3	8	10
2 ряд	1,12	1,4	1,8	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6	7,1	9	11,2

Таблиця 2.2. Передаточні числа конічних зубчастих передач (ГОСТ12289-76)

1 ряд	1	1,25	1,6	2	2,5	3,15	4	5	6,3
2 ряд	1,12	1,4	1,8	2,24	2,8	3,55	4,5	5,6	-

Таблиця 2.3. Передаточні числа черв’ячних зубчастих передач (ГОСТ2144-76)

1 ряд	8	10	16	20	25	31,5	40	50	63	80
2 ряд	9	11,2	14	18	22,4	28	35,5	45	56	71

Якщо привід складається з одноступеневого редуктора і відкритої передачі, то спочатку призначають передаточне число одноступеневого редуктора за табл. 2.1-2.3, а розрахункове передаточне число відкритої передачі визначають за формулою

. (2.4)

Якщо в якості відкритої передачі буде ланцюгова або пасова, то розрахункове значення має знаходитись в діапазоні передаточних чисел для даної передачі (для ланцюгової - ; для пасової - , в деяких випадках до 10). Коли відкритою передачею буде циліндрична або конічна, то для даної передачі (табл. 2.1 та 2.2) вибирається передаточне число, що є найближчим до і визначається відхилення, яке має бути меншим за допустиме (вказано вище). Якщо умови для не виконуються, підбирають інший двигун за частотою обертання або змінюють передаточне число редуктора.

.2 Кутові швидкості валів приводу

Кінематичні параметри приводу розраховують на валах, виходячи з номінальної частоти обертання вала двигуна при усталеному режимі роботи.

Кутову швидкість першого валу (вала двигуна) знаходимо за формулою

.(2.5)

Кутові швидкості наступних валів будуть рівні

. (2.6)

.3 Потужності та крутні моменти валів

Силові параметри приводу розраховують на валах, виходячи з розрахункової потужності двигуна при усталеному режимі роботи.

Потужність валів приводу визначаємо за формулою

, (2.7)

де - к.к.д. муфти, механічних передач, пар підшипників.

Крутні моменти валів приводу знаходимо за формулою

. (2.8)

Приклад 2. Визначити кінематичні і силові параметри приводу стрічкового конвеєра (див. рис.1.1), якщо частота обертання обертання тихохідного вала 150 об/хв, інші вихідні параметри для розрахунку див. приклад 1.

Розв’язок

. Знаходимо номінальну частоту обертання валу електродвигуна за формулою (2.2)

об/хв.

Визначаємо загальне передаточне число приводу за формулою (2.1)

З іншої сторони загальне передаточне число приводу буде рівне

де і - передаточні числа відповідно пасової та конічної передач.

Значення передаточного числа конічної передачі стандартизоване і тому за табл. 2.2 (за ГОСТ 12289-76) приймаємо .

Розрахункове передаточне число пасової передачі визначаємо за формулою (2.4)

. Визначаємо кутові швидкості валів.

Перший вал: рад/с; об/хв.

Другий вал: рад/с; об/хв.

Третій вал: рад/с; об/хв.

3. Визначаємо потужності та крутні моменти на валах приводу (рис. 1.1).

Перший вал:

кВт; Нм.

- Другий вал (швидкохідний редуктора):

кВт; Нм.

- Третій вал (тихохідний редуктора):

кВт; Нм.

Результати обчислень зводимо у табл. 2.4.

Таблиця 2.4. Результати розрахунку приводу

№ вала	, об/хв, рад/с, кВт, Нм
1	949	99,33	2,26	22,8
2	300	31,38	2,19	69,8
3	150	15,69	2,04	130

3. Розрахунок передач на міцність

3.1 Зубчасті передачі

Матеріали для виготовлення зубчастих коліс

Зубчасті колеса виготовляють із різноманітних матеріалів. Основним із них є сталь, яка допускає зміцнюючу термічну або хіміко-термічну обробку. Сталеві зубчасті колеса забезпечують високу несучу здатність та довговічність зубчастої передачі.

Для виготовлення зубчастих коліс найбільше застосування мають якісні вуглецеві сталі 40, 45, 50, сталі з підвищеним вмістом марганцю 40Г, 50Г, леговані сталі 40Х, 40ХН, 40ХНМА, 35ХГСА та ін.

Залежно від твердості після термообробки сталеві зубчасті колеса можна розділити на дві групи :

1) зубчасті колеса з твердістю Н350НВ після нормалізації та поліпшення;

) зубчасті колеса з твердістю Н>350НВ після об’ємного гартування, гартування СВЧ, цементації, азотування.

Твердість шестерні рекомендують назначати більшою від твердості колеса на 25…30 НВ одиниць.

Для виготовлення шестерні та колеса можна брати однакові або різні марки сталей.

У табл. 3.1 подані механічні характеристики сталей зубчастих коліс.

Таблиця 3.1. Механічні характеристики сталей зубчастих коліс

Марка сталі	Вид заготовки	Граничні розміри заготовки, мм		Термічна обробка	Твердість зубів	Границя міцності , МПаГраниця текучості , МПа
		діаметр	ширина
40Л	Литво	-	-	Нормалізація	163-207 НВ	550	320
45	Поковка	125	80	Поліпшення	235-262 НВ	780	540
		80	50	Поліпшення	269-302 НВ	890	650
40Х	Поковка	280	125	Поліпшення	235-262 НВ	790	640
		125	80	Поліпшення	269-302 НВ	900	750
		125	80	Поліпшення та гартування СВЧ	269-302 НВ	300	750
40ХН	Поковка	320	200	Поліпшення	235-262 НВ	800	630
35ХН	Поковка	200	125	Поліпшення	269-302 НВ	920	750
40ХНМА	Поковка	125	80	Поліпшення та азотування	269-302 НВ	980	780
20Х	Поковка	200	125	Поліпшення, цементація та гартування	300-400 НВ	1000	800
20ХМН

Крім сталей для виготовлення великогабаритних тихохідних зубчастих коліс використовують чавуни марок СЧ 18 - СЧ 35.

Останнім часом у малонавантажених передачах широко застосовуються зубчасті колеса з неметалевих матеріалів. Такі колеса виготовляють із шаруватих пластиків, текстоліту або поліамідів (капрон, нейлон). Вони здебільшого працюють у парі із сталевими зубчастими колесами. Передачі з пластмасовими колесами менш чутливі до неточностей виготовлення та монтажу, добре припрацьовуються, створюють менший шум, але поступаються металевим колесам за несучою здатністю та довговічністю. Поліамідні колеса достатньо стійкі при роботі в агресивному корозійному середовищі.

Визначення допустимих напружень

Допустимі контактні напруження. У розрахунках активних поверхонь зубів на контактну втому допустиме контактне напруження визначають за формулою

, (3.1)

де - границя контактної витривалості поверхонь зубів, що відповідає базі випробувань (знаходять залежно від виду термічної обробки зубів та їх твердості, і для твердості зубів та термічній обробці - нормалізація чи поліпшення - );

- коефіцієнт, який враховує шорсткість спряжених поверхонь (приймають при ; при ; при );

- коефіцієнт запасу міцності, приймають ;

- коефіцієнт довговічності, враховує можливі збільшення напружень при еквівалентному числі навантажень зубів за термін служби передачі меншому від бази випробувань :

, (3.2)

де база випробувань визначається за формулою;

еквівалентне число навантажень зубів рівне ,

де - коефіцієнт режиму навантаження (табл. 3.2);

- сумарне число циклів навантаження, визначають за формулою

,(3.3)

де - термін служби передачі в годинах;

- частота обертання шестерні або колеса в об/хв;

- число одночасних зубчастих зачеплень.

Існують такі обмеження коефіцієнта :

при брати ;

при і однорідній структурі матеріалу коліс , а для зубів з поверхневим зміцненням .

Таблиця 3.2. Значення коефіцієнтів та

Режим навантаження
Постійний	1,0	1,0
Важкий	0,5	0,3
Середній рівномірний	0,25	0,143
Середній нормальний	0,18	0,065
Легкий	0,125	0,038
Особливо легкий	0,063	0,013

У розрахунках прямозубих передач за розрахункове допустиме напруження беруть менше із двох значень для шестерні та колеса.

Для косозубих передач за розрахункове допустиме напруження беруть

(3.4)

з виконанням умов: для циліндричних ;

для конічних .

Граничне допустиме контактне напруження залежить від виду термічної або хіміко-термічної обробки зубчастих коліс.

Для зубів після нормалізації, поліпшення або об’ємного гартування з низьким відпуском (у тому числі і після нагрівання СВЧ)

. (3.5)

де - границя текучості при розтягу.

Допустимі напруження на згин. У розрахунках зубів на втому при згині допустиме напруження визначають за формулою

, (3.6)

де - границя витривалості при згині, що відповідає базі випробувань при коефіцієнті асиметрії (при термообробці зубів - нормалізація або поліпшення і твердості 180…300НВ );

- запас міцності, ;

- коефіцієнт, який враховує шорсткість поверхні (для шліфування і зубофрезерування при шорсткості мкм ; для полірування в залежності від виду термообробки приймають: при цементації чи азотуванню ; при нормалізації і поліпшенні, а також при гартуванні СВЧ );

- коефіцієнт довговічності, який знаходять за формулою

, (3.7)

де - показник степеня кривої втоми, який беруть для коліс з твердістю ; для коліс із не шліфованою перехідною поверхнею при ;

- еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі з врахуванням режиму навантаження, його визначають за формулою

Необхідно врахувати такі обмеження на : якщо , то ; якщо і , то ; якщо і , то .

Граничне допустиме напруження на згин , що використовують при розрахунках зубів на міцність при згині максимальним навантаженням, визначають за формулою

,(3.8)

де - граничне напруження, що не спричиняє залишкових деформацій, яке для легованих і вуглецевих сталей після нормалізації і поліпшення рівне , МПа.

Проектування циліндричної зубчастої передачі

. Основний геометричний параметр циліндричної зубчастої передачі - міжосьову відстань - визначають із умови міцності робочих поверхонь зубів на контактну втому за формулою

, мм, (3.9)

де - крутний момент на валу шестерні, Нм;

- допустиме контактне напруження, МПа;

- передаточне число передачі;

- розрахунковий коефіцієнт (для стальних прямозубих передач МПа^1/3, для косозубих - МПа^1/3);

- коефіцієнт ширини вінця колеса, який залежить від конструктивних особливостей передачі (табл. 3.3) і значення якого повинно бути таким, щоб виконувались умови: для прямозубих передач , для косозубих - ;

- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження (табл. 3.4).

Таблиця 3.3. Значення коефіцієнта для закритої передачі

Розміщення коліс	Симетричне	Несиметричне	Внутрішнє зачеплення	Консольне розміщення одного з коліс	Шевронна передача
0,315; 0,40,25; 0,3150,315; 0,40,2; 0,250,4; 0,5

Примітка: більше з пари значень приймають при постійному навантаженні; для відкритої передачі доцільно приймати .

Таблиця 3.4. Значення коефіцієнту для одноступінчастого зубчастого редуктора з центральним розміщенням коліс з твердістю

00,20,40,60,81,01,21,41,61,82,0
01,0051,011,0171,0291,0411,0581,0771,1011,1231,148

Примітка: проміжні значення параметрів визначаються інтерполяцією.

Обчислену міжосьову відстань необхідно округлити до найближчого більшого стандартного значення (табл. 3.5).

Таблиця 3.5. Значення міжосьової віддалі ГОСТ 1244-76

1 ряд	40	50	63	80	100	125	160	200	250	315	400	500
2 ряд	-	-	-	71	90	112	140	180	225	280	355	450

Примітка: перевагу надавати першому ряду

2. Модуль зубів зубчастих коліс визначають за формулами:

- для коліс з ; (3.10)

для коліс з ; (3.11)

Кінцеве значення модуля приймаємо згідно ГОСТ 9563-80 (табл. 3.6).

Таблиця 3.6. Значення модуля ГОСТ 9563-80

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

Примітка: перевагу надавати першому ряду

3. Для косозубої передачі попередньо задаються кутом нахилу зубів у межах , а для прямозубої приймають .

. Число зубів шестерні визначаємо за формулою

(3.12)

і результат заокруглюють до найближчого цілого числа.

Число зубів колеса рівне

. (3.13)

Отримане число слід заокруглити до найближчого цілого числа.

Якщо

то у зубах може виникати підрізання ніжки. Для уникнення цього явища слід взяти із стандартного ряду найближчий менший модуль (при умові, що він відповідає вимогам п.2 і є не меншим 1,5мм) або потрібно проектувати шестерню і колесо із зміщенням.

. Після остаточно визначених і уточнюють передаточне число

.(3.14)

Відхилення фактичного уточненого передаточного числа від попередньо визначеного не повинно перевищувати відхилень, вказаних у розділі 2, тобто

.(3.15)

. Після уточнення обчислених параметрів зубчастого зачеплення для прямозубої передачі визначаємо фактичну міжосьову відстань

, (3.16)

яку не коректуємо, навіть якщо вона не співпадає із стандартнми значенням.

Для косозубої передачі не уточнюють, а всі коректування компенсуються відповідним значенням кута , який уточнюємо за формулою (визначається з точністю до сотої долі)

. (3.17)

7. Визначення геометричних розмірів шестерні і колеса.

Базові параметри вихідного контуру передачі із зачепленням без зміщенняя: кут профілю ; коефіцієнт висоти головки зуба ; коефіцієнт висоти ніжки зуба ; коефіцієнт радіального зазору .

Визначаємо основні геометричні розміри зубчастих коліс:

- висота головки зуба

;(3.18)

- висота ніжки зуба

; (3.19)

- висота зуба

; (3.20)

- діаметр ділильного кола

;(3.21)

- діаметр кола вершин

;(3.22)

-
діаметр кола впадин

;(3.23)

Також визначають ширину зубчастого вінця колеса

. (3.24)

Після обчислення ширину колеса округлюють до найближчого цілого значення.

Ширина зубчастого вінця шестерні беруть більшою з метою компенсації можливого зміщення шестерні відносно колеса. Можна брати

(3.25)

з наступним заокругленням до цілого числа.

. Сили у зачепленні

- Колова сила

.(3.26)

- Осьова сила

.(3.27)

- Нормальна сила

.(3.28)

- Радіальна сила

. (3.29)

. Розрахунок поверхонь зубців на контактну витривалість.

Після визначення остаточних геометричних розмірів шестерні і колеса необхідно перевірити величину контактних напружень на робочих поверхнях зубів

, (3.30)

де - коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів (МПа^1/2 - для стальних коліс; МПа^1/2 - для чавунних);

- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубів, ;

- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній, який визначають :

- для прямозубих передач , (3.31)

для косозубих , (3.32)

де - коефіцієнт перекриття, що знаходять за рівністю

;(3.33)

- питома колова сила, яка визначається за формулою

, (3.34)

де - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, для прямозубої передачі , для косозубої визначають за табл.3.7 в залежності від швидкості передачі та ступені точності (табл.3.8);

- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині лінії контакту між зубами (табл. 3.7);

- коефіцієнт, що враховує внутрішні динамічні навантаження (табл. 3.8).

Таблиця 3.7. Значення коефіцієнта

Колова швидкість, м/с	Значення коефіцієнта для ступенів точності
	5	6	7	8	9
< 2,5	1	1,01	1,03	1,05	1,13
< 5	1	1,02	1,05	1,09	1,16
< 10	1,01	1,03	1,07	1,13	-
< 15	1,01	1,04	1,09	-	-
< 20	1,02	1,05	1,12	-	-
< 25	1,02	1,06	-	-	-

Таблиця 3.8. Ступені точності зубчастих передач по ГОСТ 1643-81

Ступінь точності, Гранична колова шидкість в зачепленні, м/с
	Циліндричні передачі		Конічні передачі
	прямозубі	косозубі	прямозубі	косозубі
6	20	30	9	18
7	12	20	6	12
8	6	10	4	6
9	3	5	2	4

Якщо умова (3.30) не виконується, то необхідно: підвищити твердість зубів, що підвищить допустимі контактні напруження ; збільшити , при цьому не виходячи за межі максимального ; збільшити до наступного числа у стандартному ряду.

. Перевірний розрахунок на втому при згині. Виконують за формулою

,(3.35)

де - коефіцієнт форми зубів (визначають за табл. 3.10 в залежності від числа зубів для прямозубої передачі і еквівалентного числа зубів для косозубої);

- коефіцієнт нахилу зубів ( для прямозубої передачі і для косозубої);

- коефіцієнт перекриття зубів, у розрахунках наближено можна брати для прямо- і косозубих передач ;

- питома колова сила, яка визначається за формулою

, (3.36)

де - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, для прямозубої передачі , для косозубої ;

- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині лінії контакту між зубами (табл. 3.11);

- коефіцієнт, що враховує внутрішні динамічні навантаження (табл. 3.9).

Таблиця 3.9. Значення коефіцієнтів динамічності і

Твердість зубівКоефіцієнтКолова швидкість зубів, м/с
			1	2	4	6	8	10

6 Н₁ і Н₂< 350 НВ 1,03

1,011,06

1,021,12

1,031,17

1,041,23

1,061,28

1,07

1,06

1,021,13

1,051,26

1,101,40

1,151,53

1,201,67

1,25

Н₁ і Н₂> 350 НВ 1,02

1,001,04

1,001,07

1,021,10

1,021,15

1,031,88

1,04

1,02

1,011,04

1,021,08

1,031,11

1,041,14

1,061,17

1,07

7 Н₁ і Н₂< 350 НВ 1,04

1,021,07

1,031,14

1,051,21

1,061,29

1,071,36

1,08

1,031,16

1,061,33

1,111,50

1,161,67

1,221,80

1,27

Н₁ і Н₂> 350 НВ 1,03

1,001,05

1,011,09

1,021,14

1,031,19

1,031,24

1,04

1,03

1,001,05

1,021,09

1,031,13

1,051,17

1,071,22

1,08

8 Н₁ і Н₂< 350 НВ 1,04

1,011,08

1,021,16

1,041,24

1,061,32

1,071,40

1,08

1,10

1,031,20

1,061,38

1,111,58

1,171,78

1,231,96

1,29

Н₁ і Н₂> 350 НВ 1,03

1,011,06

1,011,10

1,021,16

1,031,22

1,041,26

1,05

1,04

1,011,06

1,021,12

1,031,16

1,051,21

1,071,26

1,08

9 Н₁ і Н₂< 350 НВ 1,05

1,011,10

1,031,20

1,051,30

1,071,40

1,091,50

1,12

1,15

1,041,28

1,071,50

1,141,77

1,211,98

1,281,25

1,35

Н₁ і Н₂> 350 НВ 1,04

1,011,07

1,011,13

1,021,20

1,031,26

1,041,32

1,05

1,04

1,011,07

1,021,14

1,041,21

1,061,27

1,081,34

1,09

Примітка: у чисельнику - значення для прямозубої передачі, у знаменнику - для косозубої.

Таблиця 3.10. Коефіцієнт форми зубів

, Коефіцієнт зміщення вихідного контура
	-0,5	-0,2	0	0,2	0,5	0,8

10	-	-	-	-	-	2,96
12	-	-	-	-	3,55	3,08
14	-	-	-	4,05	3,56	3,14
16	-	-	4,47	3,99	3,57	3,17
17	-	-	4,3	3,97	3,58	3,21
20	-	-	4,12	3,90	3,59	3,25
25	-	4,39	3,96	3,81	3,60	3,33
30	4,67	4,14	3,85	3,75	3,61	3,37
40	4,24	3,90	3,75	3,68	3,62	3,44
50	4,02	3,83	3,66	3,62	3,48
60	3,93	3,82	3,73	3,68	3,63	3,52
80	3,89	3,81	3,74	-	-	-
100	3,87	3,80	3,75	-	-	-

Примітка: якщо число зубів колеса більше 100, то значення брати при = 100.

Таблиця 3.11. Значення коефіцієнту для одноступінчастого зубчастого редуктора з центральним розміщенням коліс з твердістю

00,20,40,60,81,01,21,41,61,82,0
01,01,0161,0451,0731,1141,1641,2231,2861,3541,432

Примітка: проміжні значення параметрів визначаються інтерполяцією.

Перевірку міцності виконують для кожного зубчастого колеса окремо. Якщо умова (3.35) не виконується, то необхідно: змінити марку сталі і термообробку так, щоб підвищити ; збільшити модуль зачеплення; збільшити ширину зубчастого вінця, не виходячи за межі умови для .

. Перевірка міцності при короткочасних перевантаженнях.

Невраховані у розрахунках діючі пікові навантаження можуть спричинити появу недопустимо великих контактних або згинаючих напружень. Розрахунок за цими критеріями зводиться до перевірки виконання двох умов:

; (3.37)

, (3.38)

де - коефіцієнт перевантаження, який можна наближено приймати рівному (кратність максимального обертового моменту за табл. 1.2).

Приклад 3. Виконати розрахунок відкритої циліндричної прямозубої передачі, якщо передаточне число , частота обертання і кутова швидкість ведучого валу об/хв і рад/с, веденого об/хв і рад/с, крутні моменти на валах Нм і Нм, термін служби приводу років, режим навантаження - помірні коливання.

Розв’язок.

. Для виготовлення шестерні та колеса передачі вибираємо широко розповсюджену сталь 40Х з термообробкою - поліпшення (табл. 3.1).

Механічні характеристики вибраного матеріалу:

для шестерні твердість поверхні зубів 269-302 НВ (найбільш ймовірна твердість 285НВ), границі міцності МПа і текучості МПа, якщо діаметр заготовки до 125 мм;

для колеса твердість поверхні зубів 235-262 НВ (найбільш ймовірна твердість 255НВ), границі міцності МПа і текучості МПа, якщо діаметр заготовки до 280 мм;

2. Проводимо розрахунок активних поверхонь зубів на контактну втому, при цьому допустиме контактне напруження визначають за формулою (3.1)

Визначаємо границі контактної витривалості поверхонь зубів

МПа;

МПа.

Знаходимо бази випробувань для матеріалів зубчастиз коліс

;

Визначаємо еквівалентне число навантажень зубів шестерні та колеса

;

де - коефіцієнт режиму навантаження (табл. 3.2);

- сумарне число циклів навантаження, визначаємо за формулою (3.3)

;

де год або 5 років - термін служби передачі.

Оскільки і , то коефіцієнт довговічності

Приймаємо , якщо шорсткість спряжених поверхонь .

Коефіцієнт запасу міцності приймаємо .

Визначаємо допустиме контактне напруження для шестерні і колеса

МПа;

МПа.

За розрахункове допустиме напруження вибираємо МПа.

Визначаємо граничне допустиме контактне напруження

МПа;

МПа.

Проводимо розрахунок зубів на втому при згині, при цьому допустиме напруження визначають за формулою (3.6)

Визначаємо границі витривалості при згині для шестерні і колеса

МПа;

МПа.

Приймаємо при шорсткості поверхні мкм для зубофрезерування.

Запас міцності приймаємо .

Визначаємо еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі за формулою

;

де де - коефіцієнт режиму навантаження (табл. 3.2);

Оскільки , то і , тому коефіцієнт довговічності приймаємо .

Визначаємо допустиме напруження на втому при згині для шестерні і колеса

МПа;

МПа.

Визначаємо граничне напруження, що не спричиняє залишкових деформацій

МПа;

МПа.

Знаходимо граничне допустиме напруження на згин , що використовують при розрахунках зубів на міцність при згині максимальним навантаженням

МПа;

МПа.

3. Визначаємо із умови міцності робочих поверхонь зубів на контактну втому основний геометричний параметр циліндричної зубчастої передачі - міжосьову відстань

мм.

де Нм - крутний момент на валу шестерні; МПа - допустиме контактне напруження; - передаточне число передачі; МПа^1/3 - розрахунковий коефіцієнт; - коефіцієнт ширини вінця колеса, який залежить від конструктивних особливостей передачі (за табл. 3.3 приймаємо ), знаходимо при цьому ; - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження (за табл. 3.4).

Приймаємо за ГОСТ 1244-76 мм.

. Визначаємо модуль зубів зубчастих коліс за формулою (3.10):

Приймаємо значення модуля мм згідно ГОСТ 9563-80.

. Визначаємо число зубів шестерні визначаємо за формулою (3.12)

Приймаємо .

Число зубів колеса рівне

Приймаємо .

Уточнюємо передаточне число

Визначати відхилення фактичного уточненого передаточного числа немає потреби.

. Після уточнення обчислених параметрів зубчастого зачеплення визначаємо фактичну міжосьову відстань

мм.

7. Визначення геометричних розмірів шестерні і колеса.

Визначаємо основні геометричні розміри зубчастих коліс:

висота головки зуба мм;

висота ніжки зуба мм;

висота зуба мм;

діаметри ділильного кола

мм;

- діаметри кола вершин

мм;

- діаметр кола впадин

мм;

Також визначають ширину зубчастого вінця колеса мм.

Приймаємо ширину зубчастого вінця колеса мм.

Ширина зубчастого вінця шестерні мм.

. Сили у зачепленні

- Колова сила Н.

Нормальна сила Н.

Радіальна сила Н.

9. Розрахунок поверхонь зубців на контактну витривалість.

Після визначення остаточних геометричних розмірів шестерні і колеса необхідно перевірити величину контактних напружень на робочих поверхнях зубів за формулою (3.30)

де МПа^1/2 - коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів;

- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубів;

- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній, що визначаємо за формулою (3.31):

де - коефіцієнт перекриття, що знаходять за рівністю (3.33)

Визначаємо питому колову силу за формулою (3.34)

де - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження; - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині лінії контакту між зубами (за табл. 3.4); - коефіцієнт, що враховує внутрішні динамічні навантаження (табл. 3.9).

Визначаємо колову швидкість передачі

м/с.

За табл. 3.8 знаходимо ступінь точності передачі

Виконуємо перевірку на контактну витривалість

МПа МПа.

. Виконуємо перевірний розрахунок на втому при згині за формулою (3.35)

де - коефіцієнт форми зубів (за табл. 3.10 , ); - коефіцієнт нахилу зубів; - коефіцієнт перекриття зубів;

- питома колова сила, яка визначається за формулою (3.36)

де - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами; - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині лінії контакту між зубами (табл. 3.11); - коефіцієнт, що враховує внутрішні динамічні навантаження (табл. 3.9).

Виконуємо перевірку на втому при згині

МПа МПа.

. Виконуємо перевірку міцності при короткочасних перевантаженнях.

Здійснюємо перевірку виконання двох умов (3.37) і (3.38):

МПа МПа;

МПа МПа,

Приклад 4. Виконати розрахунок закритої циліндричної косозубої передачі, якщо передаточне число , частота обертання і кутова швидкість ведучого валу об/хв і рад/с, веденого об/хв і рад/с, крутні моменти на валах Нм і Нм, термін служби приводу років, режим навантаження - значні коливання.

Розв’язок.

. Для виготовлення шестерні та колеса передачі вибираємо сталь 45 з термообробкою - поліпшення (табл. 3.1).

Механічні характеристики вибраного матеріалу:

для шестерні твердість поверхні зубів 269-302 НВ (найбільш ймовірна твердість 280НВ), границі міцності МПа і текучості МПа, якщо діаметр заготовки до 80 мм;

для колеса твердість поверхні зубів 235-262 НВ (найбільш ймовірна твердість 250НВ), границі міцності МПа і текучості МПа, якщо діаметр заготовки до 125 мм;

Визначаємо границі контактної витривалості поверхонь зубів

МПа;

МПа.

Знаходимо бази випробувань для матеріалів зубчастиз коліс

;

Визначаємо еквівалентне число навантажень зубів шестерні та колеса

;

де - коефіцієнт режиму навантаження (табл. 3.2);

- сумарне число циклів навантаження, визначаємо за формулою (3.3)

;

де год або 2 років - термін служби передачі.

Оскільки , то коефіцієнт довговічності приймаємо , а , то .

Приймаємо , якщо шорсткість спряжених поверхонь .

Коефіцієнт запасу міцності приймаємо .

Визначаємо допустиме контактне напруження для шестерні і колеса

МПа;

МПа.

Визначаємо розрахункове допустиме напруження за формулою (3.4)

МПаМПа.

Визначаємо граничне допустиме контактне напруження

МПа;

МПа.

Проводимо розрахунок зубів на втому при згині, при цьому допустиме напруження визначають за формулою (3.6)

Визначаємо границі витривалості при згині для шестерні і колеса

МПа;

МПа.

Приймаємо при шорсткості поверхні мкм для зубофрезерування.

Запас міцності приймаємо .

Визначаємо еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі за формулою

;

де де - коефіцієнт режиму навантаження (табл. 3.2);

Оскільки , то і , тому коефіцієнт довговічності приймаємо .

Визначаємо допустиме напруження на втому при згині для шестерні і колеса

МПа;

МПа.

Визначаємо граничне напруження, що не спричиняє залишкових деформацій

МПа;

МПа.

МПа;

МПа.

мм.

Приймаємо за ГОСТ 1244-76 мм.

. Визначаємо модуль зубів зубчастих коліс за формулою (3.10):

Приймаємо значення модуля мм згідно ГОСТ 9563-80.

5. Попередньо приймаємо кут нахилу зубів .

. Визначаємо число зубів шестерні визначаємо за формулою (3.12)

Приймаємо .

Число зубів колеса рівне

Приймаємо .

Уточнюємо передаточне число

Визначаємо відхилення фактичного уточненого передаточного числа за формулою (3.15)

, що є допустимо.

7. Визначаємо кінцеве значення кута нахилу зубів

8. Визначення геометричних розмірів шестерні і колеса.

Базові параметри вихідного контуру передачі із зачепленням без зміщення: кут профілю ; коефіцієнт висоти головки зуба ; коефіцієнт висоти ніжки зуба ; коефіцієнт радіального зазору .

Визначаємо основні геометричні розміри зубчастих коліс:

висота головки зуба мм;

висота ніжки зуба мм;

висота зуба мм;

діаметри ділильного кола

мм;

-
діаметри кола вершин

мм;

- діаметр кола впадин

мм;

Також визначають ширину зубчастого вінця колеса мм.

Ширина зубчастого вінця шестерні мм.

. Сили у зачепленні

- Колова сила Н.

Нормальна сила Н.

Радіальна сила Н.

9. Розрахунок поверхонь зубців на контактну витривалість.

де МПа^1/2 - коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів;

- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубів;

- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній, що визначаємо за формулою (3.31):

де - коефіцієнт перекриття, що знаходять за рівністю (3.33)

Визначаємо питому колову силу за формулою (3.34)

де - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження (за табл. 3.7);

- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині лінії контакту (за табл. 3.4);

- коефіцієнт, що враховує внутрішні динамічні навантаження (табл. 3.9).

Визначаємо колову швидкість передачі м/с.

За табл. 3.8 знаходимо ступінь точності передачі

Виконуємо перевірку на контактну витривалість

МПа МПа.

. Виконуємо перевірний розрахунок на втому при згині за формулою (3.35)

де - коефіцієнт нахилу зубів;

- коефіцієнт перекриття зубів;

- коефіцієнт форми зубів;

Визначаємо еквівалентні числа зубів

- шестерні ;

колеса .

Отже, за табл. 3.10 коефіцієнти форми зубів , ;

- питома колова сила, яка визначається за формулою (3.36)

де - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, визначаємо за формулою

;

- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині лінії контакту між зубами (табл. 3.11);

- коефіцієнт, що враховує внутрішні динамічні навантаження (табл. 3.9).

Виконуємо перевірку на втому при згині

МПа МПа

МПа МПа.

. Виконуємо перевірку міцності при короткочасних перевантаженнях.

Здійснюємо перевірку виконання двох умов (3.37) і (3.38):

МПа МПа;

МПа МПа,

Проектування конічної зубчастої передачі

. Основним геометричним параметром конічної передачі, який визначає її габаритні розміри, є зовнішній ділильний діаметр. Його знаходять за виром

, мм, (3.39)

де - коефіцієнт для проектного розрахунку ( МПа^1/3 - для стальних коліс, МПа^1/3 - для чавунних коліс);

- крутний момент шестерні, Нм;

- коефіцієнт нерівномірного розподілу навантаження, значення якого визначають за табл. 3.12 (для цього визначають коефіцієнт ширини відносно діаметра колеса );

- коефіцієнт ширини зубчастого вінця, який беруть в межах .

Таблиця 3.12. Значення коефіцієнтів і для конічної передачі

0,10,20,30,40,50,60,70,8
1,021,041,0651,0881,1011,1331,1571,18
1,0551,1331,2121,2961,3841,4781,5651,663

Примітка: Значення показані лише для конічної передачі, в якої ведучий вал з консольним розміщенням, ведений - на двох опорах; опори валів - підшипники роликові.

2. Визначення чисел зубів шестерні та колеса.

Для загального випадку рекомендують брати число зубів шестерні із умови відсутності підрізання зубів.

Число зубів колеса - .

При цьому бажано виконувати умову .

Після остаточно визначених і уточнюють передаточне число

. (3.40)

Після цього визначають відхилення уточненого числа від визначеного у розд. 2 за формулою

. (3.41)

. Зовнішній коловий модуль зубів конічних зубчастих коліс визначають за формулою

. (3.42)

Після цього значення зовнішнього колового модуля узгоджують із стандартним за табл. 3.6.

. Визначення геометричних розмірів шестерні і колеса.

В ортогональній конічній передачі міжосьовий кут , де - кут при вершині ділильного конуса шестерні, а - кут при вершині ділильного конуса колеса. Вказані кути визначають за формулами

;(3.43)

.(3.44)

Згідно з названими параметрами вихідного контуру розміри зубів та вінців конічних зубчастих коліс визначають за формулами:

- зовнішня висота головки зуба

;(3.45)

- зовнішня висота ніжки зуба

;(3.46)

- зовнішня висота зуба

;(3.47)

- зовнішні ділильні діаметри

;(3.48)

- зовнішні діаметри вершин

; (3.49)

-
зовнішні діаметри впадин

; (3.49)

- зовнішня конусна відстань

;(3.50)

- ширина зубчастого вінця

,(3.51)

з наступним округленням до найближчого більшого цілого числа;

- середня конусна відстань

; (3.52)

- середній коловий модуль зубів

;(3.53)

- середні ділильні діаметри

;(3.54)

-
кути головки та ніжки зуба

; (3.55)

- кути конуса вершин зубів шестерні та колеса

- кути конуса впадин зубів шестерні та колеса

. (3.57)

Параметри еквівалентної циліндричної передачі визначають за формулами (модуль і ширина вінця еквівалентної передачі і конічної рівні між собою):

- ділильні діаметри еквівалентних циліндричних коліс

;(3.58)

- число зубів еквівалентних коліс

. (3.59)

5. Коефіцієнт перекриття у конічній передачі визначають за формулою

. (3.60)

6. Визначають колову швидкість за формулою

(3.61)

і за даними табл. 3.8 призначають ступінь точності передачі.

. Сили у зачепленні.

- Колова сила

.(3.62)

- Радіальна сила на колесі

.(3.63)

- Осьова сила на колесі

.(3.64)

Аналогічні складові діють збоку зубів конічного колеса на зуби шестерні, але в протилежному напрямку, тобто

8. Розрахунок поверхонь зубців на контактну витривалість.

, (3.65)

- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубів, ;

- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;

- питома колова сила, яка визначається за формулою

, (3.66)

де - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, приймають як і для прямозубої передачі ;

- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині лінії контакту між зубами (табл. 3.12);

- коефіцієнт, що враховує внутрішні динамічні навантаження (табл. 3.9).

Якщо умова (3.64) не виконується, то необхідно: підвищити твердість зубів, що підвищить допустимі контактні напруження ; збільшити , при цьому не виходячи за межі максимального ; збільшити .

. Перевірний розрахунок на втому при згині. Виконують за формулою

,(3.67)

де - коефіцієнт форми зубів (визначають за табл. 3.10 в залежності від числа зубів для еквівалентної прямозубої передачі);

- коефіцієнт нахилу зубів, приймають ;

- коефіцієнт перекриття зубів, у розрахунках наближено беруть ;

- питома колова сила, яка визначається за формулою

, (3.68)

де - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, ;

- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині лінії контакту між зубами (табл. 3.12);

- коефіцієнт, що враховує внутрішні динамічні навантаження (табл. 3.9).

Перевірку міцності виконують для кожного зубчастого колеса окремо. Якщо умова (3.66) не виконується, то необхідно: змінити марку сталі і термообробку так, щоб підвищити або збільшити модуль зачеплення.

. Перевірка міцності при короткочасних перевантаженнях.

; (3.69)

, (3.70)

Приклад 5. Виконати розрахунок закритої конічної передачі, якщо передаточне число , частота обертання і кутова швидкість ведучого валу об/хв і рад/с, веденого об/хв і рад/с, крутні моменти на валах Нм і Нм, термін служби приводу років, режим навантаження - спокійне.

Розв’язок.

. Для виготовлення шестерні та колеса передачі вибираємо матеріал за табл. 3.1.

Механічні характеристики вибраних матеріалів:

для шестерні - сталь 45, термообробка - поліпшення, твердість поверхні зубів 235-262 НВ (найбільш ймовірна твердість 240НВ), границі міцності МПа і текучості МПа;

для колеса - сталь 40Л, термообробка - нормалізація твердість поверхні зубів 163-207 НВ (найбільш ймовірна твердість 185НВ), границі міцності МПа і текучості МПа;

Визначаємо границі контактної витривалості поверхонь зубів

МПа;

МПа.

Знаходимо бази випробувань для матеріалів зубчастих коліс

;

Визначаємо еквівалентне число навантажень зубів шестерні та колеса

;

де - коефіцієнт режиму навантаження (табл. 3.2);

- сумарне число циклів навантаження, визначаємо за формулою (3.3)

;

де год або 7 років - термін служби передачі.

Оскільки і , то коефіцієнт довговічності приймаємо .

Приймаємо , якщо шорсткість спряжених поверхонь .

Коефіцієнт запасу міцності приймаємо .

Визначаємо допустиме контактне напруження для шестерні і колеса

МПа;

МПа.

За розрахункове допустиме напруження приймаємо менше зачення МПа

Визначаємо граничне допустиме контактне напруження

МПа;

МПа.

Проводимо розрахунок зубів на втому при згині, при цьому допустиме напруження визначають за формулою (3.6)

Визначаємо границі витривалості при згині для шестерні і колеса

МПа;

МПа.

Приймаємо при шорсткості поверхні мкм для зубофрезерування.

Запас міцності приймаємо .

Визначаємо еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі за формулою

;

де де - коефіцієнт режиму навантаження (табл. 3.2);

Оскільки , то і , тому коефіцієнт довговічності приймаємо .

Визначаємо допустиме напруження на втому при згині для шестерні і колеса

МПа;

МПа.

Визначаємо граничне напруження, що не спричиняє залишкових деформацій

МПа;

МПа.

МПа;

МПа.

3. Визначаємо основний геометричний параметр конічної передачі - зовнішній ділильний діаметр - за формулою (3.39)

де - коефіцієнт для проектного розрахунку ( приймаємо МПа^1/3); - крутний момент шестерні, Нм; - коефіцієнт нерівномірного розподілу навантаження (за табл. 3.12); - коефіцієнт ширини зубчастого вінця.

Визначаємо коефіцієнт ширини відносно діаметра колеса за формулою

Отже, мм.

. Приймаємо число зубів шестерні . Число зубів колеса - .

При цьому умова виконується .

Після остаточно визначених і уточнюю передаточне число за формулою (3.40)

Визначати відхилення уточненого числа від заданого немає потреби.

. Визначаємо зовнішній коловий модуль зубів конічних зубчастих коліс

Приймаємо згідно ГОСТ 2144-76 за табл. 3.6 мм.

. Визначення геометричних розмірів шестерні і колеса.

Визначаємо кути при вершині ділильного конуса шестерні та колеса

;

Отже, міжосьовий кут .

Визначаємо розміри зубів та вінців конічних зубчастих коліс:

зовнішня висота головки зуба мм;

зовнішня висота ніжки зуба мм;

зовнішня висота зуба мм;

зовнішні ділильні діаметри

мм;

- зовнішні діаметри вершин

мм;

-
зовнішні діаметри впадин

мм;

- зовнішня конусна відстань

мм;

- ширина зубчастого вінця

мм;

приймаємо мм;

середня конусна відстань мм;

середній коловий модуль зубів мм;

середні ділильні діаметри

мм;

- кути головки та ніжки зуба

;

-
кути конуса вершин зубів шестерні та колеса

;

- кути конуса впадин зубів шестерні та колеса

;

Визначаємо параметри еквівалентної циліндричної передачі визначають за формулами (модуль і ширина вінця еквівалентної передачі і конічної рівні між собою):

- ділильні діаметри еквівалентних циліндричних коліс

мм;

- число зубів еквівалентних коліс

; .

7. Коефіцієнт перекриття у конічній передачі визначаємо за формулою (3.60)

8. Визначаємо колову швидкість за формулою (3.61)

м/с

і за даними табл. 3.8 приймаємо ступінь точності передачі .

. Визначаємо сили у зачепленні.

Колова сила Нм.

Радіальна сила на колесі Нм.

Осьова сила на колесі Нм.

Аналогічні складові діють збоку зубів конічного колеса на зуби шестерні, але в протилежному напрямку, тобто

Нм; Нм.

. Розрахунок поверхонь зубців на контактну витривалість.

Після визначення остаточних геометричних розмірів шестерні і колеса необхідно перевірити величину контактних напружень на робочих поверхнях зубів за формулою (3.65)

де МПа^1/2 - коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів;

- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубів;

- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;

- питома колова сила, яка визначається за формулою (3.66)

де - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами;

- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині лінії контакту між зубами (табл. 3.12);

- коефіцієнт, що враховує внутрішні динамічні навантаження (табл. 3.9).

Отже, МПа МПа.

. Перевірний розрахунок на втому при згині виконують за формулою (3.67)

де - коефіцієнт форми зубів (визначають за табл. 3.10 і );

- коефіцієнт нахилу зубів;

- коефіцієнт перекриття зубів;

- питома колова сила, яка визначається за формулою (3.68)

де - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами;

- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині лінії контакту між зубами (табл. 3.12);

- коефіцієнт, що враховує внутрішні динамічні навантаження (табл. 3.9).

Отже, МПа МПа;

МПа МПа

. Перевірка міцності при короткочасних перевантаженнях.

Даний розрахунок зводиться до перевірки виконання двох умов (3.69) і (3.70):

МПа МПа;

МПа МПа,

.2 Черв’ячні передачі

Матеріали черв’яка та черв’ячного колеса

Наявність високих швидкостей ковзання у зачепленні вимагають від матеріалів черв’ячної передачі антифрикційні властивості і стійкість до заїдання.

Черв’яки найчастіше виготовляють із якісних вуглецевих сталей (45, 50, 40Г2), а у передачах відповідального призначення - із легованих сталей (40Х, 40ХН, 35ХГСА та інші). Термообробка до твердості з подальшим шліфуванням та поліруванням робочих поверхонь витків, що суттєво підвищує несучу здатність і довговічність.

Вінці черв’ячниз коліс виготовляють переважно із бронзи, а інколи з латуні та чавуну.

Рекомендації щодо вибору матеріалу черв’яка і черв’ячного колеса залежно від швидкості ковзання наведені у табл. 3.13. Механічні характеристики матеріалів для зубів черв’яка подано у табл. 3.1, а для черв’ячного колеса - у табл. 3.14.

Таблиця 3.13. Матеріали черв’яка і черв’ячного колеса

Швидкість ковзання, , м/сМатеріал черв’яка, вид термообробки і твердість поверхні витків	Матеріал вінця черв’ячного колеса
Сталі марок 20, 40, 45, 50 Поліпшення СЧ10, СЧ15, СЧ18, СЧ28
Сталі 40Х, 40ХН, 30ХГН, 35ХГС2 Об’ємне гартування або гартування СВЧ, ЛАЖМЦ66-6-3-2

Сталі 40Х, 40ХН, 30ХГН, 35ХГС2 Об’ємне гартування або гартування СВЧ, БрА9Ж3Л, БрА10Ж4Н4,

БрА10Ж3Мц1,5
Сталі 12ХН3А, 18ХГТ, 20ХН3А, 20ХГС Цементація, БрО5Ц5С5
Сталі 12ХН3А, 18ХГТ, 20ХН3А, 20ХГС Цементація, БрО10Ф1, БрО10Н1Ф1

Таблиця 3.14. Механічні характеристики матеріалів для зубів черв’ячного колеса

Матеріал вінця черв’ячного колеса	Спосіб відливання	Границя витривалості, у_В, МПа	Границя текучості, у_Т, МПа	при твердості черв’яка при навантаженні, МПа, МПа
				реверсивному	нереверсивному
БрО10Н1Ф1	в	285	165
БрО10Ф1	к	275	200
	з	230	140
БрО5Ц5С5	к з	200 145	90 80
БрА10Ж4Н4	в	700	460
	к	650	430
БрА10Ж3Мц1,5	к	550	360
	з	450	300
БрА9Ж3Л	в	530	245
	к	500	230
	з	425	195
ЛАЖМЦ66-6-3-2	в	500	330
	к	450	295
	з	400	260
СЧ15	з	355	-	-
СЧ18	з	315	-	-

Примітка: в - відцентрове відливання; к - виливання у кокіль; з - виливання у землю.

Визначення допустимих напружень

Контактні напруження. При розрахунках на контактну втому зубів черв’ячних коліс, виготовлених із олов’яної бронзи, допустиме контактне напруження визначають за формулою

, (3.71)

де - допустиме контактне напруження для бази випробувань , залежить від границі міцності (табл. 3.14) та коефіцієнта інтенсивності спрацювання зубів (табл. 3.15);

- коефіцієнт довговічності, який визначають із співвідношення

, (3.72)

де - еквівалентне число циклів навантаження зубів за строк служби передачі, визначається за формулою

, (3.73)

де - коефіцієнт інтенсивності режиму навантаження (табл. 3.16);

- сумарне число циклів навантаження, визначають за формулою

,(3.74)

де - термін служби передачі в годинах; - частота обертання колеса в об/хв.

Коефіцієнт довговічності обмежується значеннями .

Таблиця 3.15. Значення коефіцієнта інтенсивності спрацювання зубів

, м/с567≥8
0,950,880,830,80

Таблиця 3.16. Значення коефіцієнтів режиму навантаження і

Режим навантаження
Постійний	1,0	1,0
Важкий	0,416	0,2
Середній рівномірний	0,2	0,1
Середній нормальний	0,171	0,04
Легкий	0,034	0,004

Допустиме контактне напруження для черв’ячних коліс, виготовлених із неолов’яної бронзи, вибирають із умови опору заїданню

. (3.75)

Допустиме напруження залежить від швидкості ковзання (табл. 3.14)

,(3.76)

де - кутова швидкість черв’яка; - крутний момент на валу черв’ячного колеса, Нм;

Допустимі напруження на згин. Для зубів черв’ячних коліс, виготовлених із бронзи, допустимі напруження для розрахунку на втому при згині визначають за формулою

, (3.77)

де - допустиме контактне напруження для бази випробувань , залежить від границо міцності і текучості бронзи (табл. 3.14);

- коефіцієнт довговічності, який визначають із співвідношення

, (3.78)

де - еквівалентне число циклів навантаження зубів за строк служби передачі, визначається за формулою

, (3.79)

де - коефіцієнт інтенсивності режиму навантаження (табл. 3.16);

- сумарне число циклів навантаження, визначають за формулою (3.74).

Коефіцієнт довговічності обмежується значеннями .

Допустиме напруження на втомну міцність при згині для черв’ячних коліс, виготовлених із чавуну, вибирають із умови

. (3.80)

Проектування черв’ячної передачі

. Для визначення міжосьової відстані попередньо треба вибрати число зубів черв’ячного колеса та число витків черв’яка так, щоб виконувалась умова . Мінімальне число зубів черв’ячного колеса - обмежується умовою не підрізання зубів, а максимальне число - умовою габаритних розмірів передачі та забезпечення міцності зубів на згин, для окремих випадків .

Обчислене значення округлюють до цілого числа і уточнюють передаточне число .

Після цього обчислюють відхилення фактичного значення від стандартного за формулою

.(3.81)

Попередньо коефіцієнт діаметра черв’яка приймають за співвідношенням

.(3.82)

Більші значення беруть при великих передаточних числах, щоб забезпечити жорсткість черв’яка. Попередньо прийнятий коефіцієнт діаметра черв’яка заокруглюють до більшого стандартного значення (табл. 3.17).

Таблиця 3.17. Відповідність модулів і коефіцієнтів

, мм, мм
2	8; 10; 12; 12,5; 16; 20	9; 10
2,5	8; 10; 12; 12,5; 16; 20	6,3	8; 10; 12,5; 14; 16; 20
3	10; 12	7	12
3,15	8; 10; 12,5; 16; 20	8	8; 10; 12,5; 16; 20
3,5	10; 12; 14	10	8; 10; 12,5; 16; 20
4	8; 9; 10; 12*; 12,5; 16; 20	12,5	8; 10; 12,5; 16; 20
5	8; 10; 12,5; 16; 20	16	8; 10; 12,5; 16

Примітка: * тільки для числа витків

Визначають основний геометричний параметр черв’ячної передачі - міжосьову відстань за формулою

,(3.83)

де - розрахунковий коефіцієнт ( МПа^1/3 для матеріалів колеса сталь-бронза, МПа^1/3 для матеріалів колеса сталь-чавун);

- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця колеса, визначається за формулою

, (3.84)

де - коефіцієнт деформації черв’яка, визначається за табл. 3. 18;

- коефіцієнт, що враховує вплив режиму роботи передачі на припрацювання зубів (табл. 3.19).

Таблиця 3.18. Значення коефіцієнта деформації черв’яка

Число витків черв’яка Коефіцієнт деформації при коефіцієнті діаметра
	8	9	10	12	12,5	14	16
1	72	89	108	138	127	179	194
2	57	71	86	112	125	149	163
4	47	58	70	93	101	120	131

Таблиця 3.19. Значення коефіцієнта

Режим навантаження
Постійний	1,0
Важкий	0,77
Середній рівномірний	0,6
Середній нормальний	0,5
Легкий	0,31

. Після цього визначають модуль передачі за формулою

. (3.85)

Значення модуля узгоджують із стандартним (табл. 3.17). Заокруглення модуля до стандартного значення змінить величину міжосьової відстані. Після вибору стандартних та необхідно обчислити дійсне значення .

. Визначення геометричних розмірів передачі.

Базові параметри вихідного контуру передачі із зачепленням без зміщенняя: кут профілю (для архімедових черв’яків у осьовому перерізі, для конволютних і евольвентних у нормальному); коефіцієнт висоти головки зуба ; коефіцієнт висоти ніжки зуба ; коефіцієнт радіального зазору ; коефіцієнт розрахункової товщини .

Розміри черв’яка визначаємо за формулами:

- висота головки витка

;(3.86)

- висота ніжки витка

;(3.87)

- діаметр витка

;(3.88)

- діаметр вершин витків

;(3.89)

- діаметр впадин витків

;(3.90)

-
довжина нарізуваної частини черв’яка

(3.91)

з наступним заокругленням до цілого більшого числа;

- кут підйому витка

.(3.92)

Розміри черв’ячного колеса визначаємо за формулами:

- діаметр ділильного кола

;(3.93)

- діаметр кола вершин

;(3.94)

- діаметр кола впадин

;(3.95)

- довжина нарізуваної частини черв’яка

(3.96)

з наступним заокругленням до цілого меншого числа.

. Сили в зачепленні.

Колова сила на черв’ячному колесі

. (3.97)

- Осьова сила на черв’ячному колесі

. (3.98)

- Радіальна сила на черв’ячному колесі

. (3.99)

- Колова сила на черв’яку дорівнює осьовій силі на колесі .

Осьова сила на черв’яку дорівнює коловій силі на колесі .

Радіальна сила на черв’яку дорівнює радіальній силі на колесі .

. Уточнюють швидкість ковзання передачі

.(3.100)

Після цього згідно табл. 3.20 вибираємо степінь точності передачі.

Таблиця 3.20. Степінь точності виготовлення черв’ячних передач

Швидкість ковзання , м/с≤2≥2…3>3…6>6
Степінь точності 9876

. Перевірка міцності черв’ячної передачі на контактну втому.

, (3.101)

де - коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів черв’яка і черв’ячного колеса (МПа^1/2 - для поєднання матеріалів сталь-бронза; МПа^1/2 - для матеріалів сталь-чавун);

- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній, беруть ;

- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубів,

, де ;

- питома колова сила, яка визначається за формулою

, (3.102)

де - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині лінії контакту між зубами (визначається за виразом (3.84));

- коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 3.21).

Таблиця 3.21. Значення коефіцієнта

Степінь точності Значення коефіцієнта при швидкості ковзання , м/с
	≥1,5	1,5…3	3…7,5	7,5…12
6	-	-	1,0	1,1
7	1,0	1,0	1,1	1,2
8	1,15	1,25	1,4	-
9	1,25	-	-	-

Якщо умова (3.101) не виконується, то необхідно: збільшити міжосьову відстань , змінити матеріал черв’ячного колеса; назначити інший спосіб отримання відливки колеса з метою збільшення .

. Перевірний розрахунок на втому при згині. Виконують за формулою

,(3.103)

де - коефіцієнт форми зубів (визначають за табл. 3.22), який залежить від числа зубів від еквівалентного числа зубів

;

- коефіцієнт нахилу зубів колеса, визначають за формулою

; (3.104)

- коефіцієнт перекриття зубів, наближено приймають ;

- питома колова сила, яку приймають .

Таблиця 3.22. Значення коефіцієнта

28303235374045506080100150

1,81,761,711,641,611,551,481,451,401,341,301,27

Якщо умова (3.35) не виконується, то необхідно: змінити матеріал колеса або збільшити модуль зачеплення.

. Уточнення коефіцієнта корисної дії передачі. Виконують за формулою

, (3.105)

де - кут тертя, який визначається за табл. 3.23.

Таблиця 3.23. Значення кута тертя

, м/с0,51,01,52,02,53,04,05,07,010,015,0
5є43'5є09'4є34'4є00'2є17'2є00'1є43'1є38'1є02'0є55'0є48'

. Перевірка черв’яка на жорстість.

Для виконання цієї перевірки знаходимо рівнодійну колової та радіальної сил черв’яка за формулою

.(3.106)

Визначаємо осьовий момент інерції перерізу черв’яка

. (3.107)

Знаходимо наближену відстань між опорами черв’яка

. (3.108)

Розрахункова стріла прогину осі черв’яка рівна

, (3.109)

де - модуль пружності першого роду, для сталі МПа.

Жорсткість черв’яка забезпечується при виконанні умови

. (3.110)

Приклад 6. Виконати розрахунок черв’ячної передачі, якщо передаточне число , частота обертання і кутова швидкість ведучого валу об/хв і рад/с, веденого об/хв і рад/с, крутні моменти на валах Нм і Нм, термін служби приводу років, режим навантаження - значні коливання.

Розв’язок.

. Визначаємо орієнтоване значення швидкості ковзання за формулою (3.76)

м/с.

Згідно табл. 3.13 за швидкістю ковзання м/с для виготовлення черв’яка та черв’ячного колеса передачі вибираємо такі матеріали:

для черв’яка - сталь 40Х, термообробка - об’ємне гартування до твердості ;

для черв’ячного колеса (його вінця) - безолов’яна бронза марки ЛАЖМЦ66-5-3-2, спосіб отримання відливки для вінця черв’ячного колеса - виливання у кокіль.

Механічні характеристики відливки (табл. 3.14):

- границі витривалості МПа і текучості МПа;

допустиме контактне напруження для бази випробувань МПа;

допустиме напруження на втому від згину для бази випробувань МПа;

максимальне контактне напруження МПа;

максимальне напруження на втому від згину МПа.

2. Виконуємо розрахунок на контактну міцність і втому на згин зубів черв’ячних коліс.

Допустиме контактне напруження для черв’ячних коліс, виготовлених із неолов’яної бронзи, вибирають із умови опору заїданню (3.75)

МПа.

Допустимі напруження для розрахунку на втому при згині визначають за виразом (3.77)

МПа,

де МПа - допустиме контактне напруження для бази випробувань ;

- коефіцієнт довговічності, який визначаємо із співвідношення (3.78)

де - еквівалентне число циклів навантаження зубів за строк служби передачі, визначається за формулою (3.79)

де - коефіцієнт інтенсивності режиму навантаження (табл. 3.16);

- сумарне число циклів навантаження, визначають за формулою (3.74).

де год або 4 роки - термін служби передачі.

Отже, коефіцієнт довговічності задовольняє умову .

. Для визначення міжосьової відстані попередньо вибираємо число зубів черв’ячного колеса та число витків черв’яка .

Уточнюємо передаточне число .

Обчислювати відхилення фактичного значення передаточного числа від стандартного немає потреби.

Попередньо приймаємо коефіцієнт діаметра черв’яка за співвідношенням (3.82)

Приймаємо за табл. 3.17 .

Визначаємо розрахункову міжосьову відстань за формулою (3.83)

мм,

де МПа^1/3 - розрахунковий коефіцієнт для матеріалів колеса сталь-бронза;

- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця колеса, визначаємо за формулою (3.84)

де - коефіцієнт деформації черв’яка, визначається за табл. 3. 18; - коефіцієнт, що враховує вплив режиму роботи передачі на припрацювання зубів (табл. 3.19).

. Після цього визначають модуль передачі за формулою (3.85)

мм.

Приймаємо значення модуля мм (табл. 3.17) та коефіцієнт діаметра черв’яка .

Обчислюємо дійсне значення

мм.

5. Визначення геометричних розмірів передачі.

Розміри черв’яка визначаємо за формулами:

висота головки витка мм;

висота ніжки витка мм;

діаметр витка мм;

діаметр вершин витків мм;

діаметр впадин витків мм;

довжина нарізуваної частини черв’яка

мм;

приймаємо мм.

кут підйому витка .

Розміри черв’ячного колеса визначаємо за формулами:

- діаметр ділильного кола мм;

діаметр кола вершин мм;

діаметр кола впадин мм;

довжина нарізуваної частини черв’яка мм;

приймаємо мм.

. Сили в зачепленні.

Колова сила на черв’ячному колесі Н.

Осьова сила на черв’ячному колесі Н.

Радіальна сила на черв’ячному колесі Н.

Колова сила на черв’яку дорівнює осьовій силі на колесі Н.

Осьова сила на черв’яку дорівнює коловій силі на колесі Н.

Радіальна сила на черв’яку дорівнює радіальній силі на колесі Н.

. Уточнюємо швидкість ковзання передачі

м/с.

Згідно табл. 3.20 вибираємо степінь точності передачі .

. Виконуємо перевірку міцності черв’ячної передачі на контактну втому за формулою (3.101)

де МПа^1/2 - коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів черв’яка і черв’ячного колеса;

- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній;

- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубів,

де ;

- питома колова сила, яка визначається за формулою (3.102)

- коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 3.21).

Отже, МПа МПа.

. Перевірний розрахунок на втому при згині виконуємо за формулою (3.103)

де - коефіцієнт форми зубів (за табл. 3.22);

Визначаємо еквівалентне число зубів ;

- коефіцієнт нахилу зубів колеса, визначають за формулою (3.104)

;

- коефіцієнт перекриття зубів;

- питома колова сила, яку приймають .

Отже, МПа МПа.

. Виконуємо уточнення коефіцієнта корисної дії передачі за формулою (3.105)

де - кут тертя.

. Перевірка черв’яка на жорстість.

Для виконання цієї перевірки знаходимо рівнодійну колової та радіальної сил черв’яка за формулою (3.106)

Н.

Визначаємо осьовий момент інерції перерізу черв’яка за формулою (3.107)

мм⁴.

Знаходимо наближену відстань між опорами черв’яка

мм.

Розрахункова стріла прогину осі черв’яка рівна

мм мм.

де МПа - модуль пружності першого роду.

Отже, жорсткість черв’яка забезпечується.

.3 Пасові передачі

Проектування плоскопасової передачі

. Визначають діаметри шківів

.(3.111)

Остаточний розмір узгоджується із стандартом ГОСТ 20889-88 (табл. 3.24).

Таблиця 3.24. Стандартний ряд діаметрів шківів

ГОСТ 20889-88

40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000

Діаметр більшого шківа визначають за передаточним числом і результат заокруглюють до стандартного значення.

Встановивши діаметри шківів, уточнюють передаточне число з врахуванням проковзування паса на шківі () за формулою . Після цього визначають відхилення фактичного передаточного числа від розрахункового за формулою

. (3.112)

2. Визначають швидкість пробігу паса за формулою

. (3.113)

3. Попередньо визначають міжосьову відстань за формулою

. (3.114)

4.
Визначають довжину паса

. (3.115)

5. Обчислюють кута обхвату пасом шківів за формулами

; (3.116)

. (3.117)

6. Визначають колову силу за формулою

.(3.118)

7. Попередньо визначаємо товщину паса у залежності від діаметра шківа:

.(3.119)

Остаточний розмір узгоджується із стандартом ГОСТ 2383-79 (табл. 3.25). Із табл. 3.25 виписуємо число прокладок , оптимальне питоме корисне навантаження при наперед вибраному .

. Визначають допустиме питоме навантаження за формулою

,(3.120)

Таблиця 3.25. Гумотканинні паси з бельтінга БКНЛ-65 та Б-820 (ГОСТ 23831-79)

Число прокладок паса Товщина паса , ммСтандартна ширина , ммДіаметр малого шківа, , ммОптимальне питоме корисне навантаження при , Н/мм
				2	2,25	2,5
2	3	20; 25; 30; 40; 45	80	5,0	5,4	5,8
			100	5,2	5,6	6,0
			125	5,3	5,7	6,1
3	4,5	125	7,1	8,3	8,8
			160	7,3	8,5	9,1
			200	7,5	8,7	9,3
4	6		180	10,2	11,1	12,0
			224	10,5	11,4	12,3
			280	10,7	11,6	12,5
5	7,5		250	12,7	14,0	15,1
			315	13,0	14,4	15,5
			400	13,2	14,6	15,8

де - коефіцієнт, що враховує нахил лінії центрів передачі до горизонту ( для горизонтальної передачі; - для вертикальної);

- коефіцієнт, що враховує обхват пасом шківа, визначається за формулою

; (3.121)

- коефіцієнт, що враховує вплив сил інерції, визначається за формулою

; (3.122)

- коефіцієнт, що враховує режим роботи передачі (табл. 3.26).

Таблиця 3.26. Значення коефіцієнта для пасових передач

Кількість змін роботи	Режим навантаження
	Постійний	Помірні коливання	Значні коливання
Однозмінна	1,0	0,9…0,8	0,8…0,7
Двозмінна	0,9	0,81…0,72	0,72…0,63
Тризмінна	0,8	0,72…0,64	0,64…0,56

9. Визначають ширину паса за формулою

.(3.123)

Результат заокруглюють до найближчого стандартного значення (табл. 3.25).

. Визначають силу попереднього натягу за формулою

.(3.124)

11. Визначають максимальні напруження у поперечному перерізі паса

, (3.125)

де - напруження від попереднього натягу;

- напруження від дії відцентрової сили інерції ( - густина матеріалу паса, кг/м³, табл. 3.27);

- максимальне напруження згину ( - модуль пружності матеріалу паса, МПа, табл. 3.27);

- напруження від корисного навантаження паса.

Таблиця 3.27. Параметри для розрахунку плоскопасової передачі

Параметри	Матеріали паса
	Гумотканинний	Бавовняний	шкіряний
Границя міцності паса , МПа453522
Модуль пружності , МПа10080140
Густина матеріалу паса , г/см³1,150,951,05
Обмежена границя витривалості , МПа при 7410
Показник степеня кривої втоми657
Напруження від попереднього натягу , МПа1,6…21,6…21,6…2

. Визначають число пробігів паса за одну секунду

с^-1.(3.126)

13. Розраховують довговічність паса за формулою

годин,(3.127)

де - обмежена границя витривалості (табл. 3.27); - число шківів у передачі; - коефіцієнт, що враховує ступінь впливу напружень в пасі на шківах (табл. 3. 28).

Таблиця 3.28. Коефіцієнт впливу напружень в пасі на шківах

Передаточне число 11,52≤3
Коефіцієнт 10,80,60,5

14. Визначають рівнодійну сил натягу віток за формулою

. (3.128)

Приклад 7. Виконати розрахунок плоскопасової передачі, якщо передаточне число , кутова швидкість ведучого валу рад/с, крутний момент на ведучому шківі Нм, передача розташована вертикально, режим навантаження - помірні коливання.

Розв’язок.

. Визначаємо діаметр ведучого шківа за формулою (3.111)

мм.

За табл. 3.24 вибираємо мм.

Діаметр більшого шківа визначаємо за передаточним числом

мм.

Це і є стандартний діаметр.

Уточнюємо передаточне число

Після цього визначаємо відхилення фактичного передаточного числа від заданого

2. Визначаємо швидкість пробігу паса за формулою (3.113)

м/с.

3. Попередньо визначаємо міжосьову відстань за формулою (3.114)

мм.

4. Визначаємо довжину паса за формулою (3.115)

мм.

5. Обчислюємо кути обхвату пасом шківів за формулами (3.116) і (3.117)

;

6. Визначаємо колову силу за формулою (3.118)

Н.

7. Попередньо визначаємо товщину паса у залежності від діаметра шківа:

мм.

Остаточний розмір приймаємо за табл. 3.25 мм.

Із табл. 3.25 виписуємо: число прокладок , оптимальне питоме корисне навантаження Н/мм при .

. Визначаємо допустиме питоме навантаження за формулою (3.120)

Н/мм,

де - коефіцієнт, що враховує нахил лінії центрів передачі догоризонту;

- коефіцієнт, що враховує обхват пасом шківа, визначається за формулою (3.121)

;

- коефіцієнт, що враховує вплив сил інерції, визначається за формулою (3.122)

;

- коефіцієнт, що враховує режим роботи передачі (табл. 3.26).

. Визначаємо ширину паса за формулою (3.125)

мм.

Приймаємо стандартне значення мм (табл. 3.25).

. Визначаємо силу попереднього натягу за формулою (3.124)

Н.

11. Визначаємо максимальні напруження у поперечному перерізі за формулою (3.125)

МПа,

де МПа - напруження від попереднього натягу;

МПа - напруження від дії відцентрової сили інерції ( г/см³ - густина матеріалу паса, табл. 3.27);

МПа - максимальне напруження згину ( МПа - модуль пружності матеріалу паса, табл. 3.27);

МПа - напруження від корисного навантаження паса.

. Визначаємо число пробігів паса за одну секунду

с^-1 с^-1.

13. Розраховуємо довговічність паса за формулою (3.127)

годин годин,

де МПа - обмежена границя витривалості (табл. 3.27); - число шківів у передачі; - коефіцієнт, що враховує вплив напружень в пасі на шківах (табл. 3. 28); - показник степеня кривої втоми.

. Визначаємо рівнодійну сил натягу віток за формулою (3.128)

Н.

Проектування клинопасової передачі

. Визначають діаметри шківів

.(3.129)

Остаточний розмір узгоджується із стандартом ГОСТ 20889-88 (табл. 3.24).

. (3.130)

2. Визначають швидкість пробігу паса за формулою

. (3.131)

3. Вибирають тип паса від потужності і швидкості паса за табл. 3.29. Після цього виписують геометричні розміри поперечного перерізу (табл. 3.30).

Таблиця 3.29. Підбір типу клинового паса

Потужність , кВтТип паса при швидкості V, м/c
	<5	5…10	>10
<1	Z; A	Z; A	Z
1-2	Z; A; B	Z; A	Z;A
2-4	A; B	Z; A; B	Z; A
4-7,5	C	A; B	A; B
7,5-15	-	B; C	B; C
15-30	-	C	C
30-60	-	D;E	C
60-120	-	E	D;E
120-200	-	E; EO	D; E
>200	-	-	E; EO

Таблиця 3.30. Клинові паси

Основні розміри, мм	Нормальний перетин по ГОСТ 1284.1-80
	Z	A	B	C	D	E	EO
10131722323850
8,5111419273242
6810,513,51923,530
2,12,84,04,86,99,612,5
Площа перерізу , мм²47811382304766921172
Граничне значення , мм400-2500560-4000800-63001800-100003150-140004500-180006300-18000

4. Попередньо визначають міжосьову відстань за формулою

. (3.132)

5. Визначають довжину паса

. (3.133)

Результат округлюють до найближчого стандартного значення (табл. 3.31).

Таблиця 3.31. Стандартний ряд довжин клинових пасів

ГОСТ 1284.1-89

400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150; 3550; 4000; 4500; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200; 12500; 14000; 16000; 18000.

. Уточнюють міжосьову відстань

. (3.134)

7. Обчислюють кута обхвату пасом шківів за формулами

; (3.135)

. (3.136)

8. Визначають оптимальну потужність, яка передається одним клиновим пасом за табл. 3.32.

9. Визначають допустиме питоме навантаження за формулою

,(3.137)

де - коефіцієнт фактичної довжини, визначається за формулою

, (3.138)

де - базова довжина;

- коефіцієнт кута обхвату пасом шківа, визначається за формулою (3.121);

- коефіцієнт, що враховує режим роботи передачі (табл. 3.26);

- коефіцієнт кількості пасів ( при ; при ; при ).

. Визначають число клинових пасів за формулою

.(3.139)

Визначене число пасів округлити до більшого цілого числа. Рекомендують брати , через відхилення пасів у довжині.

. Визначають силу попереднього натягу паса за формулою

. (3.140)

Таблиця 3.32. Оптимальна потужність , кВт, що передається одним клиновим пасом

Переріз паса та базова довжина , ммДіаметр меншого шківа , ммШвидкість паса , м/с
		3	5	10	15	20	25
Z 1320	63	0,33	0,49	0,82	1,03	1,11	-
	71	0,37	0,56	0,95	1,22	1,37	1,40
	80	0,43	0,62	1,07	1,41	1,60	1,65
	90	0,49	0,67	1,16	1,56	1,73	1,90
	100	0,51	0,75	1,25	1,69	1,92	2,11
	112	0,54	0,80	1,33	1,79	2,11	2,28
A 1700	90	0,71	0,84	1,39	1,75	1,88	-
	100	0,72	0,95	1,60	2,07	2,31	2,29
	112	0,74	1,05	1,82	2,39	2,74	2,82
	125	0,80	1,15	2,00	2,66	3,10	3,27
	140	0,87	1,26	2,17	2,91	3,42	3,67
	160	0,97	1,37	2,34	3,20	3,78	4,11
B 2240	125	0,95	1,39	2,26	2,80	-
	140	1,04	1,61	2,70	3,45	3,83	-
	160	1,16	1,83	3,15	4,13	4,73	4,88
	180	1,28	2,01	3,51	4,66	5,44	5,76
	200	1,40	2,10	3,73	4,95	5,95	6,32
	224	1,55	2,21	4,00	5,29	6,57	7,00
C 3750	200	1,85	2,77	4,59	5,80	6,33	-
	224	2,08	3,15	5,35	6,95	7,86	7,95
	250	2,28	3,48	6,02	7,94	9,18	9,60
	280	2,46	3,78	6,63	8,86	10,4	11,1
D 6000	355	4,46	6,74	11,4	14,8	16,8	17,1
	400	4,94	7,54	13,0	17,2	20,0	21,1
	450	5,36	8,24	14,4	19,3	22,8	24,6
	500	5,70	8,80	15,5	21,0	25,0	27,5
E 7100	500	-	9,79	18,58	25,41	29,80	31,28
	560	-	11,41	20,00	29,00	33,75	36,90
	630	-	13,61	23,96	32,33	38,49	42,03
	710	-	14,04	24,56	35,17	40,71	46,32
	800	-	14,49	25,76	46,37	44,19	49,31
	900	-	16,34	30,32	50,54	46,95	56,88
EO 8500	1000	-	19,43	35,03	47,32	52,99	66,17
	1120	-	22,45	40,53	54,68	59,91	71,39
	1250	-	25,76	46,00	55,57	61,82	72,57

. Визначають максимальні напруження у поперечному перерізі паса

, (3.141)

де - напруження від попереднього натягу;

- напруження від дії відцентрової сили інерції ( - густина матеріалу паса, кг/м³, табл. 3.33);

- максимальне напруження згину ( - модуль пружності матеріалу паса, МПа, табл. 3.33; - відстань зовнішньої точки перерізу паса до нейтрального шару, табл. 3.30; - коефіцієнт, який враховує зменшення деформації при вулканізації паса у круглу форму, );

- напруження від корисного навантаження паса.

Таблиця 3.33. Параметри для розрахунку плоскопасової передачі

Параметри	Переріз кллинового паса
	Z	A	B	C	D	E	EO
Модуль пружності , МПа100110120170200200200
Границя міцності паса , МПа60
Густина матеріалу паса , г/см³1,15
Обмежена границя витривалості , МПа при 9
Показник степеня кривої втоми8
Напруження від попереднього натягу , МПа1,2…1,6

13. Визначають число пробігів паса за одну секунду

с^-1.(3.142)

13. Розраховують довговічність паса за формулою

годин,(3.143)

. Визначають рівнодійну сил натягу віток за формулою

. (3.144)

Приклад 7. Виконати розрахунок клинопасової передачі, якщо передаточне число , потужність на ведучому валу кВт, кутова швидкість ведучого валу рад/с, крутний момент на ведучому шківі Нм, , режим навантаження - значні коливання.

Розв’язок.

. Визначаємо діаметр ведучого шківа за формулою (3.129)

мм.

За табл. 3.24 вибираємо мм.

Діаметр більшого шківа визначаємо за передаточним числом

мм.

Приймаємо стандартне значення мм.

Уточнюємо передаточне число з врахуванням проковзування паса на шківі () за формулою

Визначаємо відхилення фактичного передаточного числа від розрахункового за формулою

2. Визначаємо швидкість пробігу паса за формулою (3.131)

м/с.

3. Вибираємо за табл. 3.29 клиновий пас з типом перерізу В.

Геометричні розміри поперечного перерізу (табл. 3.30) мм; мм; мм; мм; мм².

. Попередньо визначаємо міжосьову відстань за формулою (3.132)

мм.

5. Визначаємо довжину паса за формулою (3.133)

мм.

Результат округлюють до найближчого стандартного значення (табл. 3.31), отже мм.

. Уточнюємо міжосьову відстань за формулою (3.134)

. Обчислюємо кути обхвату пасом шківів за формулами (3.135) і (3.136)

;

8. Визначаємо оптимальну потужність, яка передається одним клиновим пасом за табл. 3.32. Отже, кВт при базовій довжині паса мм.

9. Визначаємо допустиме питоме навантаження за формулою (3.137)

кВт,

де - коефіцієнт фактичної довжини, визначається за формулою (3.138)

;

- коефіцієнт кута обхвату пасом шківа, визначається за формулою (3.121)

;

- коефіцієнт, що враховує режим роботи передачі (табл. 3.26), ;

- коефіцієнт кількості пасів ( при ).

. Визначають число клинових пасів за формулою (3.139)

Приймаємо .

. Визначаємо силу попереднього натягу паса за формулою (3.140)

Н.

12. Визначаємо максимальні напруження у поперечному перерізі за виразом (3.141)

МПа,

де МПа - напруження від попереднього натягу;

МПа - напруження від дії відцентрової сили інерції ( г/см³ - густина матеріалу паса, табл. 3.33);

МПа - максимальне напруження згину ( МПа - модуль пружності матеріалу паса, табл. 3.33; мм - відстань зовнішньої точки перерізу паса до нейтрального шару, табл. 3.30; - коефіцієнт, який враховує зменшення деформації при вулканізації паса у круглу форму,

;

МПа - напруження від корисного навантаження паса.

13. Визначаємо число пробігів паса за одну секунду за формулою (3.142)

с^-1 с^-1.

13. Розраховуємо довговічність паса за формулою (3.143)

годин годин,

де МПа - обмежена границя витривалості (табл. 3.33); - число шківів у передачі; - коефіцієнт, що враховує вплив напружень в пасі на шківах (табл. 3. 28).

. Визначаємо рівнодійну сил натягу віток за формулою (3.144)

Н.

.4 Ланцюгові передачі

. Визначають мінімальне число зубів ведучої зірочки. Для роликових ланцюгів рекомендують вибирати за емпіричною формулою

.(3.145)

При швидкості ланцюга м/с значення може бути зменшене до , а при м/с .

За значенням визначають число зубів веденої зірочки .

Розрахункове число зубів більшої зірочки не повинно перевищувати граничне значення для передач з роликовими ланцюгами.

Розрахункове число зубів зірочок бажано заокруглювати до найближчого непарного числа.

. Уточнюють передаточне число

.(3.146)

3. Визначають відхилення між уточненим і розрахунковим значенням

.(3.147)

4. Визначають орієнтовне значення кроку ланцюга за формулою

,(3.148)

де - крутний момент на валу ведучої зірочки.

За табл. 3.34 виписуємо параметри ланцюга.

Таблиця 3.34. Параметри приводних роликових ланцюгів (ГОСТ 13568-75)

Позначення ланцюга	Крок ланцюга, t, мм	Відстань між рядами, H, мм	Відстань між пластинам	Діаметр ролика D, мм	Ширина внутрішньої пластини h	Площа опорної поверхні шарніра , мм²Руйнівне навантаження , кНМаса 1м ланцюга q, кг/м
ПР-8	8,0	-	3,0	5,0	7,5	11,0	4,6	0,2
ПР-9,525	9,525	-	5,72	6,35	8,5	28,1	9,1	0,45
ПР-12,7	12,7	-	7,75	8,51	11,8	39,6	18,2	0,75
2ПР-12,7		13,92				105,0	31,8	1,4
ПР-15,875	15,875	-	9,65	10,16	14,8	54,8	22,7	1,0
2ПР-15,875		16,59				140,0	45,4	1,9
ПР-19,05	19,05	-	12,7	11,91	18,2	105,8	31,8	1,9
2ПР-19,05		25,5				211,0	72,0	3,6
ПР-25,4	25,4	-	15,88	15,88	24,2	179,7	60,0	2,6
2ПР-25,4		29,29				359,0	113,4	5,0
ПР-31,75	31,75	-	19,05	19,05	30,2	262,0	88,5	3,8
2ПР-31,75		35,76				524,0	7,3
ПР-38,1	38,1	-	25,4	22,23	36,2	334,0	127,0	5,5
2ПР-38,1		45,44				788,0	254,0	11,0
ПР-44,45	44,45	-	25,4	25,4	42,4	473,0	172,4	7,5
2ПР-44,45		48,87				946,0	344,8	14,4
ПР-50,8	50,8	-	31,75	28,58	48,3	646,0	226,8	9,7
2ПР-50,8		56,55				1292	453,6	19,1

. Визначають швидкість ланцюга за формулою

.(3.149)

6. Визначають орієнтовне значення міжосьової відстані за формулою

.(3.150)

7. Визначають число ланок ланцюга за формулою

.(3.151)

Отримане значення слід заокруглити до найближчого цілого парного числа.

. Визначають розрахункову міжосьову відстань

. (3.152)

9. Визначають фактичну міжосьову відстань з умови провисання веденої вітки ланцюга за формулою

.(3.153)

10. Визначають довжину ланцюга

.(3.154)

11. Діаметр ділильного кола зірочок визначають за формулою

.(3.155)

12. Діаметр кола вершин зубів зірочок визначають за формулою

. (3.156)

13. Корисне навантаження

.(3.157)

14. Розрахункове навантаження ланцюга

,(3.158)

де - коефіцієнт експлуатації, визначається за формулою

(3.159)

де - коефіцієнт динамічності навантаження (при спокійному - , з поштовхами - , з сильними ударами );

- коефіцієнт впливу довжини ланцюга ( при ; при ; при );

- коефіцієнт нахилу міжосьової лінії до горизонту (для горизонтальних передач , для вертикальних );

- коефіцієнт умови змащування (при розбрискувальній і струминній системі ; при крапельній системі );

- коефіцієнт режиму роботи (при однозмінній - , при двозмінній - , при тризмінній - ).

. Розрахунок ланцюга на стійкість проти спрацювання виконують за умовою

,(3.160)

де - коефіцієнт, що враховує число рядів ланцюга ( - для однорядного ланцюга, - для дворядного, - для трирядного);

- коефіцієнт інтенсивності навантаження (за табл. 3.35);

- допустимий тиск у шарнірах за умови стійкості проти спрацювання, визначають за табл. 3.36 методом інтерполяції.

Таблиця 3.35. Значення коефіцієнтів і

Коефіцієнт	Режим навантаження
	постійний	Помірні коливання	Значні коливання
1,00,60,4
1,00,70,65

Таблиця 3.36. Допустимий тиск у шарнірах роликового ланцюга

Кутова швидкість , м/сДопустимий тиск , МПа, при кроці ланцюга , мм
	12,7; 15,875	19,05; 25,4	31,75; 38,1	44,45; 50,8
5,2	34,3	34,3	34,3	34,3
21	29,4	30,9	28,1	25,7
42	25,7	28,1	23,7	20,6
63	22,9	25,7	20,6	17,2
84	20,6	23,7	18,1	14,7
105	18,6	22,0	16,3	-
128	17,2	20,6	14,7	-
167	14,7	18,1	-	-

Якщо умова (3.160) не виконується, то необхідно перерахувати варіанти з ланцюгом більшого кроку або з дворядним ланцюгом.

. Розрахунок пластин ланцюга на втомну міцність виконують за умовою

, (3.161)

де - коефіцієнт інтенсивності навантаження (за табл. 3.29);

- допустимий тиск у шарнірах за умови втомної міцності пластин, визначають за формулою

, (3.162)

де - коефіцієнт, який враховує вплив на втомну міцність пластин числа зубів ведучої зірочки;

- коефіцієнт, який враховує вплив на втомну міцність пластин строку служби у годинах;

- коефіцієнт, який враховує вплив кутової швидкості ведучої зірочки на втомну міцність пластин;

- коефіцієнт, який враховує вплив кроку ланцюга на втомну міцність пластин (показник степеня кореня беруть: для ланцюгів з кроком мм і : для ланцюгів з кроком мм)

. Розрахунок ланцюга на міцність при дії максимального навантаження виконують за формулою

,(3.163)

де - запас міцності ланцюга;

- максимальне короткочасно діюче навантаження, яке визначають за формулою

, (3.164)

. Визначають силу, яка діє на вали передачі за формулою

.(3.165)

Приклад 8. Виконати розрахунок ланцюгової роликової передачі, якщо передаточне число , кутова швидкість ведучого валу рад/с, крутний момент на ведучому шківі Нм, режим навантаження - спокійний, передача горизонтальна, термін служби - 6 років, (кратність максимального обертового моменту).

Розв’язок.

. Визначаємо мінімальне число зубів ведучої зірочки за формулою (3.145)

Приймаємо .

Визначаємо число зубів веденої зірочки .

Приймаємо .

. Уточнюємо передаточне число за формулою (3.146)

3. Визначаємо відхилення між уточненим і розрахунковим значенням

4. Визначаємо орієнтовне значення кроку ланцюга за формулою (3.148)

мм.

За табл. 3.34 виписуємо параметри вибраного ланцюга ПР-31,75: Крок ланцюга, мм; площа опорної поверхні шарніра мм²; руйнівне навантаження табл. 34; маса 1м ланцюга кг/м.

. Визначаємо швидкість ланцюга за формулою (3.149)

м/с.

4. Визначаємо орієнтовне значення міжосьової відстані за формулою (3.150)

мм.

Приймаємо мм.

4. Визначаємо число ланок ланцюга за формулою (3.151)

Приймаємо .

. Визначаємо розрахункову міжосьову відстань за формулою (3.152)

9. Визначаємо фактичну міжосьову відстань з умови провисання веденої вітки ланцюга за формулою (3.153)

мм.

10. Визначають довжину ланцюга за формулою (3.154)

мм.

11. Діаметр ділильного кола зірочок визначаємо за формулою (3.155)

мм;

мм.

12. Діаметр кола вершин зубів зірочок визначаємо за формулою (3.156)

мм;

мм.

13. Корисне навантаження визначаємо за формулою (3.157)

Н.

14. Розрахункове навантаження ланцюга рівне

Н,

де - коефіцієнт експлуатації, визначається за формулою (3.159)

де - коефіцієнт динамічності навантаження (при спокійному навантаженні);

- коефіцієнт впливу довжини ланцюга (при );

- коефіцієнт нахилу міжосьової лінії до горизонту;

- коефіцієнт умови змащування (при крапельній системі);

- коефіцієнт режиму роботи (при однозмінній роботі).

. Розрахунок ланцюга на стійкість проти спрацювання виконують за умовою (3.160)

МПа МПа,

де - коефіцієнт, що враховує число рядів ланцюга (для однорядного ланцюга);

- коефіцієнт інтенсивності навантаження (за табл. 3.35);

МПа - допустимий тиск у шарнірах за умови стійкості проти спрацювання, (за табл. 3.36).

. Розрахунок пластин ланцюга на втомну міцність виконують за умовою (3.161)

МПа МПа,

де - коефіцієнт інтенсивності навантаження (за табл. 3.36);

- допустимий тиск у шарнірах за умови втомної міцності пластин, визначають за формулою (3.162)

де - коефіцієнт, який враховує вплив на втомну міцність пластин числа зубів ведучої зірочки;

- коефіцієнт, який враховує вплив на втомну міцність пластин строку служби годин або 6 років;

- коефіцієнт, який враховує вплив кутової швидкості ведучої зірочки на втомну міцність пластин;

- коефіцієнт, який враховує вплив кроку ланцюга на втомну міцність пластин (показник степеня кореня беремо для ланцюгів з кроком мм)

. Розрахунок ланцюга на міцність при дії максимального навантаження виконуємо за формулою (3.163)

де - запас міцності ланцюга;

- максимальне короткочасно діюче навантаження, яке визначають за формулою (3.164)

Н,

де - коефіцієнт перевантаження, який можна наближено приймати рівному (кратність максимального обертового моменту).

. Визначають силу, яка діє на вали передачі за формулою (3.165)

Н.

4. Розрахунок валів. підбір підшипників і шпонок

.1 Проектний розрахунок валів редуктора

Під час виконання проектного розрахунку на початковому етапі відомі лише деталі, що розміщуються на валу, та діючі зовнішні навантаження. Виходячи з умов роботи вала та деяких вимог, що ставляться до конструкції вала, вибирають матеріал для його виготовлення. Для цього рекомендують застосовувати термічно оброблені середньо вуглецеві та леговані сталі. У більшості випадків використовують сталі 45, 50, 40Х, 40ХН та інші. Вали з цих сталей піддають нормалізації, поліпшенню або гартуванню з нагрівом СВЧ з низьким відпуском (шліцьові вали, вали, що працюють у підшипниках ковзання).

Спочатку орієнтовно визначають діаметр вихідного кінця вала

,(4.1)

де - крутний момент на проектованому валу; - допустиме напруження, беруть = 25...40 МПа (менші значення - для швидкохідних валів, більші - для тихохідних).

Отриманий результат заокруглюють до найближчого більшого значення із стандартного ряду : 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 115; 120; 125; 130 і далі через 10 мм.

У випадку необхідності допускаються діаметри: в інтервалі 12…26 мм - кратні 0,5; 26…50 мм - цілі числа; 50…110 мм - розміри, що закінчуються на 2 та 8; дальше - розміри кратні 5.

Маючи розміри деталей, що розміщуються на валу, та враховуючи зручність їхнього монтажу і способи їхньої фіксації, надалі розробляють усю конструкцію вала. При цьому слід забезпечувати мінімальні перепади діаметрів сусідніх ступенів вала, але достатні для створення упорних буртиків, потрібних для осьової фіксації деталей. Радіуси галтелей слід брати достатньо великими для зменшення концентрації напружень. їхнє значення повинно бути однаковим, бо при цьому зменшується номенклатура різців для обробки вала. Якщо для вала передбачено кілька шпонкових пазів, то їх слід розміщувати на одній лінії

.2 Підбір підшипників

В опорах валів необхідно ставити такі підшипники, які здатні сприймати навантаження, що виникають у зоні зачеплення передач.

Для опор валів циліндричних зубчастих передач перевагу слід надавати радіальним кульковим підшипникам як найдешевшим та простим в експлуатації. Їх успішно застосовують для опор валів, де осьове навантаження становить менше 35% від сумарного радіального, а в іншому випадку рекомендують використовувати кулькові радіально - упорні підшипники.

Початково слід орієнтуватись на підшипники легкої серії. Якщо ж розрахункова довговічність виявиться недостатньою, то беруть підшипники середньої серії.

Для опор валів конічних та черв’ячних коліс використовують роликові конічні підшипники. Для опор черв’яка в силовій передачі застосовують конічні роликові підшипники або кулькові радіально - упорні середньої і важкої серій.

Розміри підшипників вибирають із таблиць каталогів за діаметром вала у місці встановлення підшипників.

4.3 Компоновка валу

Ескізна компоновка валу необхідна для визначення положення коліс відносно опор, довжин ділянок валів, реакцій в опорах і розрахунку підшипників.

. Довжина вихідного кінця валу :

під зірочку ;

під шків ;

під шестерню ;

під півмуфту .

. Довжина валу під ущільнення визначають графічно.

. Довжина валу під маточиною

зубчастого колеса ;

черв’ячного колеса .

.4 Попередній розрахунок валів

Перевірку статичної міцності валів виконують із метою запобігання появі пластичних деформацій під час дії короткочасних перевантажень. Щоб виконати розрахунок, слід мати всі розміри вала та його форму, які потрібні для правильного складання розрахункової схеми.

Умову статичної міцності вала беруть у вигляді

,(4.2)

де - максимальне еквівалентне напруження у небезпечному перерізі вала;

- еквівалентне напруження, яке обчислюють за номінальним розрахунковим навантаженням; - коефіцієнт, що враховує короткочасні перевантаження;

- допустиме еквівалентне напруження.

Опорні реакції визначаються із рівнянь рівноваги.

Сумарні реакції опор визначають за допомогою геометричної суми складових.

Результуючий максимальний згинальний момент визначається як геометрична сума окремих складових:

. (4.3)

У валі будуть виникати нормальні напруження згину , дотичне напруження кручення та напруження стиску , яке обумовлене осьовою силою. Тому еквівалентне напруження можна визначити за формулою

, (4.4)

де складові напруження рівні

; ; .

Отже, визначивши еквівалентне напруження для небезпечного перерізу вала та маючи коефіцієнт короткочасних перевантажень, можна перевірити за умовою (4.2) статичну міцність вала при його перевантаженнях.

4.5 Розрахунок підшипників на довговічність

На основі результатів багатьох експериментальних досліджень була встановлена залежність між навантаженням на підшипник та його довговічністю:

, (4.5)

де - довговічність підшипника до появи ознак втоми, млн об;

- коефіцієнт, враховується у випадку необхідності мати підшипники підвищеної надійності ( при 90%-й надійності; при 95%-й; при 97%-й; при 98 %-й).

- коефіцієнт, враховує якість матеріалу деталей підшипника та умови експлуатації (для звичайних умов роботи серійних підшипників: кулькових, крім сферичних, ; кулькових сферичних і роликових із циліндричними роликами ; роликових конічних );

- базова динамічна вантажність, наводиться в каталогах;

- розрахункове еквівалентне навантаження на підшипник;

- показник степеня, який згідно з результатами експериментів для кулькових підшипників , а для роликових підшипників - .

Отже, підбір підшипників кочення за динамічною вантажністю фактично зводиться до визначення їхньої довговічності в конкретних умовах роботи.

Якщо відома кутова швидкість щ, рад/с, рухомого кільця підшипника, то за добутим із формули (4.5) значенням довговічність , год, можна визначити за співвідношенням

. (4.6)

Потрібна довговічність підшипників визначається строком служби машини між капітальними ремонтами. В загальному машинобудуванні беруть = (3000...50000) год.

Стандарти запроваджують довговічність підшипників: = 10 000 год для зубчастих редукторів; = 5000 год для черв'ячних редукторів.

Якщо довговічність підшипників, що розрахована за базовою динамічною вантажністю, незадовільна, то слід підібрати підшипник більшого типорозміру.

Розрахунковим еквівалентним навантаженнями для радіальних та радіально-упорних підшипників називається така постійна радіальна сила, яка при її дії на підшипник (зовнішнє кільце нерухоме, а внутрішнє обертається) забезпечує довговічність, що даний підшипник буде мати при дійсних умовах навантаження і обертання. Для упорних та упорно-радіальних підшипників - це постійна центральна осьова сила при обертанні кільця, закріпленого на валу, і нерухомому кільці у корпусі.

Розрахункове еквівалентне навантаження на радіальні кулькові та радіально-упорні кулькові і роликові підшипники визначається за залежністю

. (4.7)

В інших частинних випадках розрахункове еквівалентне навантаження знаходять за більш простими формулами:

для радіальних кулькових та роликових підшипників, не навантажених осьовою силою ( і ),

; (4.8)

- для упорних кулькових та роликових підшипників ( і )

; (4.9)

- для упорно-радіальних кулькових та роликових підшипників

. (4.10)

У формулах (4.7)...(4.10) взяті такі позначення:

, - радіальне та осьове зовнішні навантаження на підшипник відповідно;

і - коефіцієнти радіального та осьового навантаження відповідно;

- коефіцієнт обертання ( - якщо відносно до вектора навантаження внутрішнє кільце обертається і - якщо не обертається);

- коефіцієнт безпеки ( - при спокійному навантаженні; - при легких поштовхах і короткочасних перевантаженнях до 125 %; - при помірних поштовхах і перевантаженнях до 150 %; - при значних поштовхах та вібраціях і перевантаженнях до 200 %; - при ударному навантаженні та перевантаженнях до 300 %);

- температурний коефіцієнт (якщо робоча температура опори t ≤ 100 °С, то = 1; якщо t = 125 °С, то = 1,05; якщо t = 150 °С, то = 1,1).

Значення коефіцієнтів і вибирають на основі порівняння відношення і параметра осьового навантаження (табл. 4.1). Це пов'язано з тим, що через наявність радіального зазору в підшипнику при відсутності осьового навантаження має місце підвищена нерівномірність навантаження тіл кочення. Зі збільшенням осьового навантаження при постійному радіальному відбувається зменшення, зазору і навантаження на тіла кочення розподіляється більш рівномірно. Для деякого значення це компенсує у однорядних підшипниках збільшення загального навантаження на підшипник із ростом осьової сили R_a. Тому значення і різні при і . В однорядних підшипниках при розрахунок ведеться на дію як би одного радіального навантаження, тобто беруть і .

Таблиця 4.1. Коефіцієнти радіальних (Х і Х₀) і осьових (Y і Y₀) навантажень.

Тип підципників

Радіальні кулькові однорядні, тип 0000	0,014	0,19	1	0	0,56	2,30	0,6	0,5
	0,028	0,22				1,99
	0,056	0,26				1,71
	0,084	0,28				1,55
	0,110	0,30				1,45
	0,170	0,34				1,31
	0,280	0,38				1,15
	0,420	0,42				1,04
	0,560	0,44				1,00
Радіально-упорні кулькові однорядні: тип 36000, б = 12°0,0140,30100,451,810,50,46
	0,029	0,34				1,62
	0,059	0,37				1,46
	0,086	0,41				1,34
	0,110	0,45				1,22
	0,170	0,48				1,13
	0,290	0,52				1,04
	0,430	0,54				1,01
	0,570	0,54
тип 46000, б = 26°	-	0,68	1	0	0,41	1,87	0,5	0,37
тип 66000, б = 36°	-	0,95	1	0	0,37	1,66	0,5	0,28
Радіально-упорні роликові конічні однорядні, тип 7000	-	1.5	1	0	0,40	0.4	0,5	0.22
Радіальні з циліндричними роликами однорядні, тип 2000; 12000; 32000; 42000	-	-	1	0	1	0	1	0

Параметр осьового навантаження для кулькових (радіальних і радіально-упорних типу 36000) підшипників вибирають залежно від відношення (табл. 4.1 і каталоги підшипників). Для інших типів підшипників параметр безпосередньо беруть у каталозі.

Осьові навантаження на радіальні кулькові підшипники беруть рівними зовнішнім осьовим силам , що діють на вал.

Осьові навантаження на радіально-упорні підшипники визначають за зовнішньою осьовою силою , що діє на вал, і осьовими складовими та , що виникають у двох опорах вала при радіальному навантаженні їх.

Осьову складову силу , що виникає при радіальному навантаженні радіально-упорного підшипника, знаходять із залежностей: - для кулькових підшипників; - для роликових конічних підшипників.

Оскільки для підшипників типу 36000 параметр залежить від відношення , для визначення параметр попередньо можна обчислити за такою емпіричною формулою:

.(4.11)

Розрахункові осьові навантаження і на радіально-упорні підшипники двох опор вала визначають залежно від схеми розміщення радіально-упорних підшипників та напряму зовнішньої осьової сили .

4.6 Підбір шпонок та перевірка міцності з’єднання

Для з’єднання вала з деталями, що передають обертання, часто використовують призматичні шпонки із сталі.

Довжину шпонки призначають із стандартного ряду таким чином, щоб вона була меншою від довжини маточини (приблизно на 5…10 мм). Напруження зминання вузьких граней шпонки не повинно перевищувати допустимого, тобто повинна виконуватись умова

, (4.12)

де ; - крутний момент; - діаметр вала в місці встановлення шпонки; - площа зминання, ; - робоча довжина шпонки: для шпонки з плоскими торцями , для шпонки із заокругленими торцями ; МПа - допустиме напруження при зминанні.

Якщо при перевірці шпонки більшим від , то допускається встановлення двох і більше шпонок під кутом (передбачають, що кожна шпонка сприймає половина навантаження), однак раціонально перейти до шліцьового з’єднання.

Також шпонку перевіряють на зріз за формулу

,(4.13)

де - допустиме дотичне напруження на зріз.

Таблиця 4.2. Шпонки призматичні (ГОСТ 23360-78), Розміри, мм

Діаметр вала Переріз шпонки Глибина пазаФаска
		вала втулки
Більше 10 до 12	2,51,80,08…0,16
Більше 12 до 17	3,02,30,16…0,25
Більше 17 до 22	3,52,8
Більше 22 до 30	4,03,3
Більше 30 до 38	5,03,30,25…0,4
Більше 38 до 44	5,03,3
Більше 44 до 50	5,53,8
Більше 50 до 58	6,04,3
Більше 58 до 65	7,04,4
Більше 65 до 75	7,54,90,4…0,6
Більше 75 до 85	9,05,4
Більше 85 до 95	9,05,4
Більше 95 до 110	10,06,4

Примітки: 1. Довжину шпонки вибирають із ряду: 6; 8; 10; 12; 14; 16; 18; 20; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200…до 500 мм.

. Матеріал шпонки - сталь з границею міцності не менше 590 МПа.

Рис. 4.1

4.7 Перевірний розрахунок валів

Перевірний розрахунок валів на втомну міцність є основним і обов'язковим. У ньому враховуються характер зміни напружень, характеристики витривалості матеріалів, фактори концентрації напружень тощо. Розрахунок на втомну міцність у більшості випадків виконують у вигляді перевірки коефіцієнтів запасу міцності в певних перерізах валів за умовою .

Розрахунковий коефіцієнт запасу міцності визначають у загальному випадку за формулою

, (4.14)

де коефіцієнти запасу міцності за нормальними і дотичними напруженнями відповідно (без урахування поверхневого зміцнення) рівні

; (4.15)

, (4.16)

де і - границі витривалості матеріалу валів для необмеженого строку служби можна брати: при симетричному циклі згину ; при симетричному циклі кручення (значення див. табл. 4.3);

- амплітуда середніх значень нормальних напружень, визначають за формулою

,(4.17)

де - максимальний згинальний момент; - осьовий момент опору перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою

; (4.18)

- середнє зачення нормальних напружень, визначають за формулою

,(4.19)

де - площа перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою

; (4.20)

і - відповідно амплітуда і середнє зачення дотичних напружень, у випадку їх зміни за пульсуючим законом для валів, що обертаються в одну сторону дані напруження визначають за формулою

, (4.21)

де - крутний момент; - полярний момент опору перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою

; (4.22)

- коефіцієнт, що враховує вплив абсолютних розмірів перерізу вала, залежить від його матеріалу та діаметра перерізу і може бути визначеним за табл. 4.4;

і - ефективні коефіцієнти концентрації напружень, вибирають залежно від механічних характеристик матеріалу вала та форми концентратора напружень у перерізі вала, де визначають коефіцієнт запасу міцності (табл. 4.5). Концентраторами напружень для валів можуть бути галтелі, кільцеві рівці, поперечні отвори, різьба, шпонкові пази, напресовка на вал інших деталей тощо. Якщо у перерізі вала є кілька концентраторів напружень, то у розрахунках беруть той, для якого і більші;

- коефіцієнт стану поверхні, визначають за табл. 4.6;

і - коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу вала до асиметрії циклу напружень, можна брати для сталевих валів:

;

Таблиця 4.3. Значення границь витривалості і текучості для деяких сталей

Сталь	Границя витривалості , МПаГраниця текучості , МПа
Вуглецева звичайної якості: Ст. 2	320…410	215
Ст. 3	360…460	235
Ст. 4	400…510	255
Ст. 5	490…630	285
Вуглецева якісна: сталь 30	490	294
сталь 35	529	314
сталь 40	568	321
сталь 45	598	363
сталь 50	627	373
сталь 55	647	382
Легована термооброблена: 50Г	648	392
45Г2	686	402
40Х	980	786
40ХН	980	588
40ХС	1225	1080
35ХГСА	1616	1280

Рис. 4.2

Таблиця 4.4. Коефіцієнти впливу абсолютних розмірів перерізу вала.

Матеріал валу	Діаметр валу , мм
	10	20	30	40	50	70	100	200
Вуглецева сталь МПа 0,98 0,92 0,88 0,85 0,82 0,76 0,70 0,63
Вуглецева сталь МПа 0,97 0,89 0,85 0,81 0,78 0,73 0,68 0,61
Легована сталь МПа 0,95 0,86 0,81 0,77 0,74 0,69 0,65 0,59

Таблиця 4.5. Ефективні коефіцієнти концентрації напружень і для валів із галтелями.

для валів із , МПа для валів із , МПа
		500	800	1000	500	800	1000
1,05	0,02	1,70	1,88	2,05	1,24	1,29	1,33
	0,05	1,48	1,57	1,63	1,15	1,18	1,20
	0,10	1,28	1,33	1,36	1,08	1,10	1,12
	0,15	1,20	1,23	1,25	1,06	1,08	1,09
	0,20	1,16	1,20	1,22	1,05	1,06	1,07
1,10	0,02	2,0	2,24	2,47	1,40	1,52	1,62
	0,05	1,64	1,70	1,75	1,25	1,28	1,30
	0,10	1,37	1,42	1,45	1,12	1,16	1,18
	0,15	1,27	1,31	1,34	1,09	1,12	1,14
	0,20	1,20	1,24	1,27	1,06	1,08	1,10
1,25	0,02	2,12	2,68	3,10	1,64	1,73	1,80
	0,05	1,81	1,97	2,10	1,40	1,45	1,48
	0,10	1,47	1,54	1,60	1,20	1,27	1,32
	0,15	1,35	1,40	1,43	1,15	1,20	1,24
	0,20	1,30	1,32	1,34	1,09	1,13	1,16

Таблиця 4.6. Значення коефіцієнта стану поверхні

Вид обробки поверхні	Границя витривалості , МПа
	400	600	800	1000	1200	1400
Полірування	1,0	1,0	1,0	1,0	1,0	1,0
Шліфування	0,97	0,95	0,93	0,90	0,87	0,85
Тонке точіння	0,94	0,90	0,86	0,80	0,75	0,70
Грубе точіння	0,90	0,84	0,78	0,72	0,65	0,60

Виконуючи розрахунок вала на втомну міцність, для визначення коефіцієнтів запасу міцності потрібно вибирати перерізи, де виникають максимальні напруження і розміщені концентратори напружень. У деяких випадках наявність фактора концентрації напружень у будь-якому перерізі вала є достатньою умовою потреби виконання розрахунку на втомну міцність навіть при незначних номінальних напруженнях у цьому перерізі.

Розрахунок валів на втомну міцність доцільно виконувати з урахуванням змінних режимів навантаження машин протягом строку їх служби з метою більш повного використання ресурсів міцності матеріалу. Однак через відсутність достатньої кількості вірогідних експериментальних відомостей із цього питання останнім часом обмежуються розрахунками валів, що працюють із постійним режимом навантаження, тобто виходять із найнесприятливіших умов навантаження валів.

Приклад 9. Розрахувати і сконструювати ведучий вал зубчастого редуктора (косозуба передача) за такими даними: крутний момент Нм; сили Н, Н, Н; ділильний діаметр колеса мм; консольна сила від муфти Н; коефіцієнт перевантаження ; рад/с.

Розв’язок

. Проектний розрахунок вала.

Для виготовлення вала вибираємо сталь 45 з термообробкою - нормалізація. Допустиме напруження на кручення приймаємо = 25 МПа.

Спочатку орієнтовно визначаємо діаметр вихідного кінця вала за формулою (4.1)

мм.

Приймаємо мм.

Приймаємо діаметри інших ділянок вала:

для ущільнення під фланець мм;

для підшипників кочення мм;

під шестерню мм.

2. Підбір підшипників

При передачі навантаження, у зоні зачеплення косозубої циліндричної передачі діє сила, яка розкладається на колову, радіальну і осьову складові. Тому в опорах валів необхідно поставити підшипники, які здатні сприймати такі навантаження. Отже, вибираємо кулькові радіально-упорні однорядні підшипники легкої серії. Розміри підшипників вибираємо із каталогів за діаметром вала у місці встановлення підшипників

Таблиця 4.7. Характеристика підшипників

Умовне позначення	, мм, мм, мм, ммВантажність, кН
					Динамічна Статична
36207	35	72	2	24	18,1

. Компоновка валу

. Довжина вихідного кінця валу під півмуфту

мм.

Приймаємо мм.

. Довжина валу під ущільнення приймаємо мм.

. Довжину валу під підшипник приймаємо мм.

. Довжина валу під маточиною зубчастого колеса

мм.

Приймаємо мм.

. Попередній розрахунок валів

Викреслюємо схему вала (рис. 4.1, а). При цьому вважають сили від зачеплення прикладеними посередині шестерні, а реакції опор прикладеними по центрі підшипника.

Отже, мм; мм.

На вал діють радіальна, колова і осьова сили від шестерні та консольна сила від муфти. Реакції опор розкладаємо на дві складові: вертикальні та горизонтальні.

Розглядаємо вертикальну площину (рис. 4.1, б).

Визначаємо опорні реакції із рівнянь статики.

Н.

Виконуємо перевірку:

; .

Отже, опорні реакції визначено вірно.

Для побудови епюри згинальних моментів використовуємо метод перерізів.

Ділянка 1 (зліва)

; ; Нм.

Ділянка 2 (зліва)

; Нм;

Нм.

Ділянка 3 (справа)

; ; Нм.

Будуємо епюру (рис. 4.1, в).

Розглядаємо горизонтальну площину (рис. 4.1, г).

Визначаємо опорні реакції із рівнянь статики.

; Н.

Виконуємо перевірку: ; .

Отже, опорні реакції визначено вірно.

Для побудови епюри згинальних моментів використовуємо метод перерізів.

Ділянка 1 (зліва)

; .

Ділянка 2 (зліва)

; ; Нм.

Ділянка 3 (справа)

; ; Нм.

Будуємо епюру (рис. 4.1, д).

Визначаємо значення сумарних згинальних моментів в кожній точці вала.

;

Нм;

Будуємо сумарну епюру згинальних моментів (рис. 4.1, ж).

Будуємо епюру крутних моментів (рис. 4.1, з).

Умову статичної міцності вала розраховують за формулою (4.2)

де - максимальне еквівалентне напруження у небезпечному перерізі вала; знаходимо за формулою (4.4), де складові напруження рівні

Рис. 4.1. Розрахункові схеми та епюри моментів для заданого валу

МПа;

МПа.

Отже, МПа,

МПа - допустиме еквівалентне напруження.

Отже, МПа МПа.

Умова статичної міцності виконується

5. Розрахунок підшипників на довговічність

Визначаємо значення опорних реакцій

Н;

Н.

Отже, перевіряємо більш навантажену опору А.

Довговічність підшипника до появи ознак втоми визначають за формулою (4.5)

- коефіцієнт, враховується у випадку необхідності мати підшипники підвищеної надійності;

- коефіцієнт, враховує якість матеріалу деталей підшипника та умови експлуатації;

- розрахункове еквівалентне навантаження на підшипник;

- показник степеня.

Розрахункове еквівалентне навантаження на радіальні кулькові та радіально-упорні кулькові і роликові підшипники визначається за залежністю (4.7)

де , - радіальне та осьове зовнішні навантаження на підшипник відповідно;

і - коефіцієнти радіального та осьового навантаження відповідно;

- коефіцієнт обертання;

- коефіцієнт безпеки;

- температурний коефіцієнт.

Радіальне навантаження Н.

Параметр осьового навантаження обчислюємо за формулою (4.11):

; .

Визначаємо осьові складаві сили у підшипників опор А і В від радіальних навантажень

Н і Н.

Визначаємо осьове навантаження на підшипник за рівнянням

Н Н.

Визначаємо еквівалентне навантаження на підшипник за допомогою відношення . Отже, за табл. 4.1 і .

Отже, розрахункове еквівалентне навантаження рівне

Н.

Визначаємо довговічність підшипника до появи ознак

млн. об.

Довговічність , год, визначаємо за співвідношенням (4.6)

год.

Довговічність підшипника знаходиться у допустимих межах.

. Підбір шпонок та перевірка міцності з’єднання

Вибираємо шпонки призматичні із плоскими торцями:

шпонка під півмуфтою має такі розміри мм; мм; мм; мм; мм; мм.

шпонка під шестернею має такі розміри мм; мм; мм; мм; мм; мм.

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована. Допустимі напруження зминання МПа.

Перевіряємо міцність більш навантаженої шпонки під півмуфтою (крутний момент Нм) за формулою (4.12)

МПа МПа,

де Н;

площа зминання, мм²;

де - робоча довжина шпонки: для шпонки з плоскими торцями мм.

Також шпонку перевіряємо на зріз за формулою (4.13)

МПа МПа,

де МПа - допустиме дотичне напруження на зріз.

. Перевірний розрахунок валів

Матеріал вала - сталь 45 з термообробкою - нормалізація, МПа.

Границі витривалості матеріалу валу

за нормальними напруженнями МПа;

за дотичними напруженнями МПа

Перевіряємо більш навантажену шпонку ( Нм).

Амплітуда середніх значень нормальних напружень, визначаємо за формулою (4.17)

МПа,

де - осьовий момент опору перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою (4.18)

мм³;

Середнє зачення нормальних напружень, визначають за формулою (4.19)

МПа,

де - площа перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою (4.20)

мм²;

Амплітуду і середнє зачення дотичних напружень визначаємо за формулою (4.21)

МПа,

де - полярний момент опору перерізу із шпонковим пазом, визначають за формулою

мм³.

Визначаємо коефіцієнти запасу міцності за нормальними і дотичними напруженнями відповідно за формулами (4.15) і (4.16)

;

де - коефіцієнт, що враховує вплив абсолютних розмірів перерізу вала, залежить від його матеріалу та діаметра перерізу, визначають за табл. 4.4;

- коефіцієнт стану поверхні, визначають за табл. 4.6;

;

Розрахунковий коефіцієнт запасу міцності визначають у загальному випадку за формулою (4.14)

електродвигун привод зубчастий редуктор

5. Змащування і ущільнення

.1 Змащування передач

Зубчасті передачі редукторів змащують рідкими мінеральними і синтетичними мастилами. Основне використання мають такі мастила: індустріальні (И-12А, И-1000А), трансмісійні (ТАП-15В), авіаційні (МС-14, МС-20). Застосовують також нові леговані індустріальні мастила, в яких за рахунок використання високоякісної мастильної основи і раціональних композицій добавок поліпшені протизадирні, антиокислювальні і антикорозійні властивості (АСЗ-6, АСЗп-10, ИГП-114, ИГП-152 та ін.). Усі перелічені мастила можна застосовувати в широкому діапазоні температур навколишнього середовища - від -15 до +50 °С.

Основне призначення змащування - зменшення сил тертя, підвищення стійкості проти спрацювання та заїдання і відведення теплоти із зони контакту зубців. Потрібна кінематична в'язкість мастила повинна бути тим більшою, чим вищі контактні напруження у зачепленні зубців. Однак при цьому погіршується тепловідведення із зони контакту і збільшуються втрати потужності на перемішування мастила зубчастими колесами.

З урахуванням таких факторів, як контактне напруження , МПа, і колова швидкість , м/с, зубчастих коліс (або швидкість ковзання , м/с, у черв'ячній передачі), потрібна кінематична в'язкість v₅₀, мм²/с, повинна мати значення, що наведені у табл. 5.1.

Таблиця 5.1. Рекомендації щодо вибору в'язкості мастила для редукторів

Зубчасті редуктори		Черв'ячні редуктори		Зубчасті редуктори		Черв'ячні редуктори
_°
10	34	1,25	8,5	500	120	12,50	21
20	38	2,00	10	1000	160	20,00	26
50	50	3,20	12	2000	220	32,00	33
100	67	5,00	14	5000	350	50,00	42
200	85	8,00	17	-	-	-	-

Для багатоступінчастих редукторів потрібна кінематична в'язкість мастила вибирається за середньою коловою швидкістю зубчастих коліс швидко- та тихохідного ступенів.

Кінематичні в'язкості рідких мастил деяких марок для зубчастих і черв'ячних редукторів наведені у табл. 5.2.

Таблиця 5.2. Мастила для редукторів та їхня кінематична в'язкість

Марка мастила	Кінематична в’язкість v, мм²/с, при температурі, єС
	50	100
Зубчасті редуктори:
ИРП-75 (ТУ 38-101451-78)	72…80	11…13
ИРП-150 (ТУ 38-101451-78)	140…160	18…20
И-12А (ГОСТ 20799-88)	10…14	-
И-20А (ГОСТ 20799-88)	17…23	-
И-25А (ГОСТ 20799-88)	24…27	-
И-30А (ГОСТ 20799-88)	28…33	-
И-40А (ГОСТ 20799-88)	35…45	-
И-50А (ГОСТ 20799-88)	47…55	-
И-70А (ГОСТ 20799-88)	65…75	-
И-100А (ГОСТ 20799-88)	90…118	7
ТАП-15В (ГОСТ 23652-79)	120	15
ИТП-200 (ТУ 38-101292-79)	220…240	-
Черв'ячні редуктори:
ИГП-114 (ТУ 38-101413-78)	110…120	15
ИГП-152 (ТУ 38-101413-78)	147…158	20
АСЗп-6 (ТУ 38-10111-75)	-	6
АСЗп-10 (ТУ 38-101267-72-)	-	10
МС-20 (ГОСТ 21743-76)	157	20

Змащування зубчастих коліс редукторів із малими і середніми коловими швидкостями ( м/с) здійснюється зануренням їх у мастило, що знаходиться у нижній частині корпусу (картері). Глибину занурення тихохідних коліс кожного ступеня редуктора беруть рівною , але не меншою, ніж 10 мм і не більша від третини радіуса колеса. Допускається занурення у мастило на більшу глибину тих зубчастих коліс, що мають меншу колову швидкість. Об’єм масляної ванни знаходимо з розрахунку 0,15 дм³ масла на 1 кВт потужності, що передається.

Для редукторів із високими швидкостями зубчастих коліс ( м/с) застосовують циркуляційне змащування під тиском. Тут відфільтроване мастило подається через спеціальні сопла безпосередньо в зону зачеплення зубчастих коліс.

У черв'ячних редукторах змащування зануренням застосовують при швидкостях ковзання у зачепленні м/с. Із нижнім розміщенням черв'яка глибина його занурення повинна приблизно дорівнювати висоті витка. Із верхнім або вертикальним розміщенням черв'яка змащування зачеплення здійснюється зануренням черв'ячного колеса. Глибина занурення колеса - не менша, ніж висота його зубця, але не більша від третини його радіуса.

Змащування редукторів є надзвичайно важливою умовою їхньої нормальної і тривалої експлуатації. Тому в корпусах редукторів передбачають спеціальні отвори для випуску відпрацьованого мастила, відповідні вікна для контролю зубчастого зачеплення і заливання мастила, покажчики рівня мастила та іншу арматуру.

.2 Змащування підшипникових вузлів

У випадку застосування рідких мастил змащування підшипників кочення може здійснюватись такими способами: зануренням підшипника у масляну ванну (до центра нижнього тіла кочення) для горизонтальних валів при м/с; розбризкуванням мастила обертовими деталями; застосуванням ґнотів для вертикальних валів і тихохідних горизонтальних; подачею мастила під тиском для опор, що працюють при високих швидкостях і навантаженнях тривалий час. В останньому випадку мастило інтенсивно відводить тепло від опори і підшипника.

Пластичні мастильні матеріали застосовують в опорах при м/с; вони придатні для змащування опор, що працюють в забруднених середовищах, або у разі недоцільності або неможливості застосування рідких мастил. Робоча температура опори не повинна бути вищою від температури каплепадіння пластичного мастила. Пластичні мастильні матеріали закладають при складанні опори і замінюють через визначені строки. Вони повинні заповнювати 2/3 вільного об'єму внутрішнього простору опори при малих і середніх частотах обертання підшипника і 1/2 - при високих частотах обертання.

Деякі марки пластичних мастильних матеріалів для підшипників кочення подано у табл. 5.3.

Таблиця 5.3. Деякі марки пластичних мастильних матеріалів

Назва і марка	Температура експлуатації, єС	Температура каплепадіння, єС
Кальцієві солідоли:
солідол синтетичний (солідол С)	від -20 до +65	85…105
прес-солідол С	від -30 до +50	85…98
прес-солідол УС-2	від -25 до +65	75
Багатоцільовий Літол - 24	від -40 до +130	180
Морозостійкі:
ЦИАТИМ-202	від -20 до +65	175
ЦИАТИМ-203	від -20 до +65	150
Натрієві і натрієво-кальцієві (консталіни жирові УТ-1)	від -20 до +120	130…150
Термостійкий ЦИТИМ-221С	від -60 до +180	203…207
Вакуумне антифрикційне ВНИИ НП-274	від -80 до +160	190…200

5.3 Ущільнення валів

Для захисту підшипників кочення від забруднення та запобігання витікання з опор мастила застосовують ущільнювальні пристрої (рис. 5.1).

Сальникові ущільнення Манжетні ущільнення

Лабіринтні радіальні та осьові ущільнення

Рис. 5.1. Основні типи ущільнень

За принципом дії ущільнювальні пристрої поділяють на такі:

контактні (манжетні та сальникові), що використовуються при низьких та середніх швидкостях; ущільнювальна дія забезпечуються завдяки щільному контакту деталей пристрою;

лабіринті та щілинні, які застосовують у необмеженому діапазоні швидкостей; захист здійснюється завдяки підвищеному опору витікання мастила через вузькі щілини;

відцентрові. які можуть бути використаними при середніх та високих швидкостях; принципи дії - відкидання відцентровими силами мастила та забруднюючих речовин, що потрапляють в підшипникові опори;

комбіновані, які поєднують декілька розглянутих вище принципів дії.

Манжетні ущільнення застосовують при швидкості ковзання м/с. Поверхня вала під ущільненням повинна бути загартованою до твердості НRС 40...45, мати шорсткість мкм і поле допуску h11. Ресурс манжет - до 5000 год. Вони надійно працюють як з пластичними так і з рідкими мастилами при перепадах температур від -45° до +150°С.

Сальникові ущільнення виконують у вигляді просочених у гарячому мастилі повстяних або фетрових кілець, що розміщені з натягом у спеціальних кільцевих жолобах. Використовують сальникові ущільнення для рідких і пластичних матил при швидкостях до 5 м/с на полірованих поверхнях валів.

Щілинні ущільнення виконують переважно у вигляді кільцевих щілин із проточками. Щілини заповнюють пластичним мастилом. Захисна властивість щілинних ущільнень незначна, тому їх використовують для підшипникових опор, що працюють у чистому і сухому середовищі.

Лабіринті ущільнення є найдосконалішими для роботи при високих швидкостях обертання. В цих ущільненнях треба забезпечити чергування відповідних ділянок із малими та збільшеними зазорами. Малі зазори 0,3...0,5мм при роботі ущільнень в умовах низьких та середніх швидкостей обертання заповнюють пластичним мастилом.

Якщо для змащування підшипників кочення застосовують пластичні мастила, а в корпусі механізму міститься рідке мастило (редуктори, коробки передач), то для ізоляції підшипників і уникнення вимивання пластичного мастила рідким, часто з внутрішньої сторони підшипникові вузли захищають мастило-затримуючими кільцями, спеціальними рухомими або нерухомими сталевими шайбами.

Приклад 10. Визначити тип змащування для циліндричного зубчастого редуктора, якщо колова швидкість передачі м/с, контактні напруження МПа, модуль зачеплення мм, діаметр ділильного кола зубчастого колеса мм, потужність ведучого валу редуктора кВт.

Розв’язок

. Змащування передачі

Змащування циліндричної зубчастої передачі проектованого редуктора із коловою м/с здійснюється шляхом занурення зубчастого колеса у мастило, що знаходиться у нижній частині корпусу (картері).

Мінімальну глибину занурення тихохідного колеса редуктора беремо рівною

мм,

Отже, мм, тому приймаємо мм.

Максимальна глибина занурення тихохідного колеса рівна

мм.

Об’єм масляної ванни знаходимо з розрахунку 0,15 дм³ масла на 1 кВт потужності, що передається.

Отже, дм³.

Згідно із табл. 5.1 встановлюємо в’язкість мастила. При контактних напруженнях МПа і коловій швидкості передачі м/с в’язкість мастила рівна v₅₀=67мм²/с. За табл. 5.2 приймаємо індустріальне мастило И-70А (ГОСТ 20799-88).

. Змащування підшипникових вузлів

Камери підшипників будуть заповнені індустріальним мастилом до цетра нижнього тіла кочення. Також підшипники будуть змащуватися масляним туманом, який утворюється внаслідок розбризкування мастила, що попадає у зону зубчастого зачеплення.

. Ущільнення валів

Для утримання мастила у підшипникових гніздах, а також для захисту від забруднення, використовуємо маслоутримуючі кільця та сальникові ущільнення.

6. Визначення основних розмірів редуктора

.1 Основні конструктивні розміри передач редуктора

Сталеві зубчасті колеса із заготовок круглого прокату, кованок, штамповок або за допомого лиття. Спосіб виготовлення і конструкція колеса визначаються його розмірами і серійністю виробництва.

Шестерні виготовляють як одне ціле з валом (вал-шестерня) або знімними.

Розміри елементів зубчастих коліс показані у табл. 6.1.

На рис. 6.1 - 6.4 показані схеми зубчастих циндричного і конічного коліс, вал-шестерні циліндричної та конусної передач.

Таблиця 6.1. Розміри елементів зубчастих коліс

Параметри	Формула
Діаметр маточини:
стальних коліс
чавунних коліс
Довжина маточини
Товщина обода коліс (не менше 8 мм) циліндричних
конічних
Товщина диска кованих коліс
штампованих коліс
литих коліс
конічних коліс
Діаметр центрового кола
Діаметр отворів в диску (в колесах малих розмірів отвори не виконують)
Фаски зубців
Відстань від основи малого конуса до маточини
Відстань від основи малого конуса до диска
Повна ширина колеса
Відстань від вершини конуса до центра колеса
Відстань від центра колеса до торця маточини
Відстань від вершини конуса до торця маточини
Ширина зрізу
Позначення: - діаметр вала; - модуль нормальний; - зовнішній коловий модуль; -ширина зубчастого вінця; - зовнішня конусна відстань.

При діаметрах мм колеса можуть виконуватися бандажними. Бандаж виконується із легованої сталі, центр - із дешевої вуглецевої сталі литим чи зварним.

Рис. 6.1. Циліндричне зубчасте колесо

Рис. 6.2. Вал-шестерня циліндричної передачі

Рис. 6.3. Конічне зубчасте колесо

Рис. 6.4. Вал-шестерня конічної передачі

Витки черв’яків виконують у більшості випадків за одне ціле з валом. Черв’ячні колеса для економії кольорових металів виконують із бронзовим вінцем і чавунним чи сталевим центром. Для коліс невеликих і середніх діаметрів застосовують зєднання з гарантованим натягом. Для запобігання взаємного колового і осьового зсуву вінця і маточини їх з’єднують гвинтати по поверхнях рознімання. Після затягування гвинтів їх зайву частину зрізають. У колесах великих діаметрів вінець ставлять на болтах для отворів з-під розвертки.

На рис. 6.5 та 6.6 показані конструкції черв’яка та черв’ячних коліс.

У табл. 6.2 показані розміри елементів черв’ячних коліс.

Рис. 6.5. Черв’як циліндричний

Рис. 6.6. Конструкції черв’ячних коліс

Таблиця 6.2. Розміри елементів черв’ячних коліс

Параметри	Формула
Діаметр маточини колеса
Довжина маточини колеса
Найбільший діаметр колеса
Діаметр внутрішньої поверхні вінця
Діаметр отворів диска колеса
Діаметр кола центрів отворів диска колеса
Товщина вінця колеса	мм
Товщина обода колеса
Товщина диска колеса
Радіус вершин зубів колеса
Фаска	мм
Ширина паза
Глибина паза
Позначення: - ділильний діаметр черв’яка; - діаметр кола вершин черв’ячного колеса; - діаметр кола впадин черв’ячного колеса; - модуль; - ширина вінця колеса.

.2 Розміри корпуса редуктора

Корпус редуктора переважно виконують рознімним, що складається з основи (картера) і кришки. Площина рознімання проходить через осі валів. Матеріал корпуса литого - чавун СЧ 10 або СЧ 15. Зварні конструкції з листової сталі Ст 2 або Ст 3 використовують рідко. Товщина стінок зварних стінок на 20…30% менша, ніж чавунних. Розміри елементів рознімних корпусів редукторів показані у табл. 6.3.

Таблиця 6.3. Розміри елементів рознімних корпусів редукторів

Параметри	Орієнтовні значення, мм
Товщина стінки основи корпуса редуктора:	У всіх випадках
- одноступеневого циліндричного
- одноступеневого конічного
- одноступеневого черв’ячного
Товщина стінки кришки корпуса редуктора:	У всіх випадках
- одноступеневого циліндричного
- одноступеневого конічного
- одноступеневого черв’ячного
Товщи верхнього пояса (фланця) основи корпуса
Товщи нижнього пояса (фланця) кришки корпуса
Товщи нижнього пояса (фланця) основи корпуса
Товщина ребер основи корпуса
Товщина ребер кришки корпуса

Діаметр фундаментних болтів


Кількість фундаментних болтів	У всіх випадках , де і - довжина і ширина корпуса
Діаметри болтів, що з’єднують основу корпуса з кришкою
Ширина верхнього пояса (фланця) основи корпуса

Відстань від площини основи редуктора до лінії рознімання корпуса визначається глибиною занурення коліс у масло і кількістю масла, що заливається. Відстань від кола виступів найбільшого колеса до внутрішньої поверхні днища корпуса повинна складати не менш 5…10 модулів цього колеса, щоб продукти зносу не збовтувалися, а відстоювалися.

Кришку і основу корпуса фіксують один до одного за допомогою штифтів, найчастіше використовують конічні.

Штифти ставлять не симетрично відносно поздовжньої осі корпуса. Штифти не ставлять на кутах фланців. Вони забезпечують правильну установку кришки при складанні редуктора.

7. Розрахунок і конструювання муфт

.1 Розрахунок і конструювання зубчастої муфти

Зубчаста муфта компенсує осьове, радіальне і кутове зміщення валів. Вона має такі переваги: невелика маса і габаритні розміри; високу несучу здатність; допускає високі колові швидкості.

Зубчасті муфти стандартизовані (ГОСТ 5006-83) для діаметрів валів 40…200 мм і обертових моментів 1000…63000 Нм.

Компенсація не співвісності валів під час роботи муфти супроводжується неперервним ковзанням у контакті зубів і відповідним їхнім спрацюванням, яке і є основною причиною виходу їх з ладу.

Стійкість зубів муфти проти прискореного спрацювання перевіряють за умовою

, (7.1)

де - ділильний діаметр зубчастих вінців; - ширина вінця півмуфти.

Для стандартних зубчастих муфт допустиме напруження на зминання приймають МПа.

.2 Розрахунок і конструювання кулачкової муфти

Кулачкова муфта вимагає достатньо високої точності центрування валів, оскільки перекоси різко зменшують надійність її роботи. Робото здатність даних муфт оцінюється в основному стійкістю кулачків проти спрацювання, яка залежить від напружень зминання на робочих поверхнях.

При рівномірному розподілі навантаження між усіма кулачками стійкість проти спрацювання забезпечується з виконанням умови

, (7.2)

де - діаметр розташування кулачків; - кількість кулачків; - ширина кулачка; - висота кулачка.

Допустиме напруження на зминання рекомендують брати: МПа при вмиканні муфти зупиненим приводом і МПа при вмиканні муфти під час обертання валів.

.3 Розрахунок і конструювання втулково-пальцевої муфти

Втулково-пальцеві муфти стандартизовані (ГОСТ 21424-75) для діаметрів валів 10…160 мм і обертових моментів 6,3…16000 Нм.

Робото здатність даних муфт визначається міцністю пальців та гумових втулок. Перевірний розрахунок гумових втулок виконують за умовою обмеження тиску на поверхні їхнього контакту із пальцями, а самих пальців - за умовою міцності на згин.

Навантаження на одному пальці визначають за формулою

, (7.3)

де - діаметр розташування пальців; - кількість пальців у муфті (переважно ).

Умова міцності втулок муфти має вигляд

, (7.4)

де - діаметр пальця; - довжина втулки.

Умова міцності на згин пальців має вигляд

, (7.5)

де - осьовий зазор між пів муфтами.

Допустимий тиск для гуми беруть МПа, а допустиме напруження згину для пальців МПа.

.4 Розрахунок і конструювання кулачково-дискової муфти

Кулачково-дискова муфта використовується для зєднання валів із незначною не співвісністю, що спричинює ковзання виступів проміжного диску у пазах і їхнє спрацювання. Тому на робочих поверхнях проміжного диску обмежують напруження зминання при передаванні муфтою обертового моменту.

Тому із умови рівноваги проміжного диску можна записати

, (7.6)

де - зовнішній діаметр проміжного диску; - внутрішній діаметр диску; - товщина диску.

Допустиме напруження зминання для сталевих термооброблених деталей кулачково-дискової муфти беруть МПа.

Спрацювання деталей муфти можна зменшити також змащуванням поверхонь тертя твердими мастильними матеріалами на основі графіту або дисульфіду молібдену (рідкі і пластичні мастила не утримуються на деталях муфти під час її обертання).

Рекомендована література

Основна:

1. Гузенков П.Г. Детали машин / Гузенков П.Г. - М.: Машиностроение, 1982. - 351 с.

2. Дирда В.І. Деталі машин / Дирда В.І., Овчаренко Ю.М., Рижков І.Є. - Дніпропетровськ: Авантаж, 2007. - 440 с.

. Заблонський К.И. Детали машин / Заблонський К.И. - К., 1985. - 518 с.

. Иванов М.Н. Детали машин / Иванов М.Н. - М.: Машиностроение, 1984. - 336 с.

. Коновалюк Д.М. Деталі машин / Коновалюк Д.М., Ковальчук Р.М. - К.: Кондор, 2004. - 584 с.

. Павлине В.Г. Основи конструювання та розрахунок деталей машин / Павлине В.Г. - Львів: Афіша, 2003. - 560 с.

. Решетов Д.Н. Детали машин / Решетов Д.Н. - М.: Машиностроение, 1974. - 495 с.

Додаткова:

1. Анурьев Б.И. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3 т. / Анурьев Б.И. - М.: Машиностроение, 1982 - т. 1, 2, 3.

2. Детали машин. Атлас конструкцій: В 2 ч. / под. ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1992. - 746 с.

. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин / Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - М.: Academia, 1998. 496 с.

. Иванов М.Н. Детали машин. Курсовое проектирование / Иванов М.Н., Иванов В.М. - М.: Машиностроение, 1975. - 551 с.

. Киркач Н.Ф. Расчет и проектирование деталей машин / Киркач Н.Ф., Балабасян Р.А. - Харьков: Основа, 1991. - 276 с.

. Малащенко В.О. Деталі машин. Курсове проектування / Малащенко В.О., Янків В.В. - Львів: Новий світ, 2000, 2006. - 252 с.

. Малько Б.Д. Курсове проектування деталей машин / Малько Б.Д., Сенчішак В.М., Смага Б.І., Попович В.Я., Борисович Б.Д. - Івано - Франківськ: Факел, 2003. - 438 с.

. Овчаров Б.З. Розрахунки і проектування деталей машин: В 2 ч. / Овчаров Б.З., Міняйло А.В., Мазоренко Д.І., Тіщенко Л.М. - Харків: ХНТУСГ, 2006. - 366 с.

. Орлов П.И. Основы констроирование: В 2 кн. / Орлов П.И. - М.: Машиностроение, 1988, - 560 с.

. Пастушенко С.І. Курсове проектування деталей машин / Пастушенко С.І., Гольдшміт О.В., Ярошенко В.Ф. - К.: Аграрна освіта, 2003. - 291 с.

. Чернавский С.А. Проектировиние механических передач / Чернавский С.А. М.: Машиностроение, 1984. - 592 с.

. Чернилевский Д.В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование / Чернилевский Д.В. - 2-е узд., перераб. и доп. - К.: Выша шк. Головное узд-во, 1987. - 328 с.

13. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / Шейнблит А.Е. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.

Додатки

Приклад заповнення специфікації

Позначення	Назва
	Документація
БАТІ-КП.000.АІФ.01.01.00.00 СК	Складальне креслення
	Деталі
БАТІ-КП.000.АІФ.01.01.00.01

Проектування привода стрічкового конвеєра

Проектування привода стрічкового конвеєра

Похожие работы на - Проектування привода стрічкового конвеєра