Реферат: Методические указания по технической механике
Реферат: Методические указания по технической механике
Министерство
образования
Украины
Национальный
технический
университет
Украины
(Киевский
политехнический
институт)
Методические
указания
к курсовому
проектированию
по дисциплине
"Техническая
механика"
для студентов
специальностей
“Информационно-измерительная
техника"
Киев
2000 г.
Методические
указания к
курсовому
проектированию
по дисциплине
"Техническая
механика" для
студентов
специальностей
“Информационно-измерительная
техника" /Сост.
В. А. Бойко, В. C.
Детлинг.
- Киев: НТУУ КПИ.
2000.
1 ОБЩИЕ МЕТОДИЧЕСКИЕ
УКАЗАНИЯ
1.1 Цель курсового
проектирования
Курсовой проект
по курсу "Техническая
механика"
является первой
самостоятель-ной
комплексной
работой студентов
в процессе
подготовки
к инженерной
деятельности.
Цель курсового
проекта -
систематизировать
и закрепить
теоретические
знания, полу-ченные
при изучении
курсов "Инженерная
графика",
"Физика", "Химия",
"Математика",
"Техническая
механика",
приобрести
навыки проектирования
новых изделий
(в част-ности
электромеханических
устройств с
учетом современных
требований);
использова-ния
справочной
литературы,
стандартов,
единых норм
и расценок;
разработки
тексто-вой и
графической
документации;
подготовки
к выполнению
курсовых проектов
по профилирующим
предметам.
Курсовой проект
выполняется
на основании
технического
задания, выдаваемого
руководителем
проекта.
1.2. Содержание
и объем курсового
проекта
В процессе
работы над
курсовым проектом
студенты
рассчитывают
основные параметры
заданного
механизма и
разрабатывают
его конструкцию.
Конструкторская
документация
проекта состоит
из пояснительной
записки (15-20 страниц),
принципиа-льной
кинематической
схемы, сборочных
чертежей
устройства
и сборочной
единицы, рабочих
чертежей 5-8
нестандартных
деталей (вала,
зубчатого
колеса, шкалы,
пружи-ны, стакана,
стойки и т.п.).
Пояснительная
записка в общем
случае должна
содержать
следующее
разделы:
Введение.
Назначение
и область применения
проектируемого
изделия.
Техническая
характеристика
изделия.
Описание и
обоснование
выбранной
конструкции.
Расчеты, подтверждающие
работоспособность
и надежность
конструкции:
расчет мощности
и выбор электродвигателя;
расчет кинематических
параметров
(определение
общего передаточного
отношения и
передаточных
отношений
ступеней);
расчеты на
прочность;
расчеты кинематической
точности и
погрешности
мертвого хода;
выбор материалов
и покрытий;
определение
критериев
конструктивного
качества и
экономической
эффектив-ности
конструкции.
Конкретный
перечень
конструкторской
документация,
подлежащей
обязательной
разработке,
указывается
в техническом
задании на
курсовой
проект.
1.3. Оформлениедокументации
проекта
Вся графическая
и текстовая
документация
проекта должна
оформляться
в полном соответствии
с требованиями
Единой системы
конструкторской
документации
(ЕСКД) и СТП КПИ
2.001-83 "Курсовые
проекты. Требования
к оформлению
документации".
2.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙ
ДЛЯ ПРИВОДОВ
ИСПОЛНИТЕЛЬНЫХ
МЕХАНИЗМОВ
МАЛОЙ МОЩНОСТИ
2.1
Исходные данные
1 Назначение
электропривода,
общая характеристика
режима работы
электродви-гателя,
специальные
требования.
А. Приводы
специализированных
устройств
(магнитофоны,
МТЛ устройств
ЭВМ, печатающие
машины и др.).
Режим работы
и требования
к электродвигателю
опреде-ляются
специальными
техническими
условиями.
Б. Нерегулируемые
приводы исполнительных
механизмов
управления,
операцион-ных
механизмов
и технологических
устройств,
механизмов
дистанционного
управления.
Режим работы
двигателя
длительный
или повторно-кратковременный,
нерегулируемый
по частоте
вращения,
реверсивный
или нереверсивный.
В. Нерегулируемые
приводы приборов
времени, программных
устройств,
МТЛ са-мопишущих
приборов и др.
Режим работа
двигателя
длительный
или повторно-кратко-временный
с постоянной
стабилизированной
частотой вращения,
нереверсивный.
Г. Приводы следящих
систем управления
(приводы РЛС,
графопостроителей,
ма-нипуляторов,
привод стабилизации
положения
корпусов и
др.). Режимработы
длитель-ный
или повторно-кратковременный
реверсивный,
регулируемый
по частоте
вращения.
2. Характеристика
источника
питания двигателя:
для постоянного
тока – напряже-ние
и допускаемые
токи нагрузки;
для переменного
- напряжение,
частота и вид
сети (однофазная,
трехфазная).
3. Конструктивные
требования:
способ крепления
двигателя;
количество
выходных концов
вала ротора;
наличие встроенных
элементов
(тахогенератор,
редуктор и
др.).
4. Функциональные
требования:
допускаемое
изменение
частоты вращения,
способ регулирования,
время переходного
процесса,
характеристика
режима работа
следящей системы
и входных сигналов.
5. Эксплуатационные
требования:
срок службы;
температура
внешней среды;
тре-бования
устойчивости
к линейным
ускорением,
вибрации, к
ударным перегрузкам,
к изменениям
атмосферного
давления и
влажности.
6. Характеристика
внешней нагрузки:
числовое значение
или закон изменения
ста-тического
момента нагрузки;
скорости и
ускорения вала
нагрузки.
2.2 Выбор серии
электродвигателей
По исходным
данным выбирают
серии двигателей
переменного
или постоянного
тока, соответствующих
требованиям
пп. 1 и 2 группы
привода (А, Б,
В или Г) (см. под-разд.
2.1), используя
каталоги или
ограничительные
перечни, например
таблице 2.1.
Из группы серий
и типов выбирают
двигатели,
удовлетворяющие
требованиям
пп. 1-5 исходных
данных, сравнивая
требования
с паспортными
характеристиками
конк-ретных
типов двигателей.
В первую очередь
отбирают серии,
соответствующие
напря-жению
питания, частоте
сети и требуемой
постоянной
времени (для
следящих систем),
затем, учитывая
степень обязательности,
выбирают серии
и типы, удовлетворяющие
требованиям
к конструкции,
сроку; службы
и устойчивости
к климатическим
и механи-ческим
воздействиям.
Сравнительные
характеристики
некоторых
серий двигателей
приведены
в таблицах 2.2
и 2.3. Если исходные
требования
перечнем серий
одной группы
не могут быть
удов-летворены,
используют
серии нижестоящих
групп в таблице
2.1: группу Б, например,
можно дополнить
перечнем групп
В или Г.
Таблица 2.1-Перечень
электродвигателей
предпочтительного
применения
Группа
Общая
характеристика
Серии
или типы
электродвигателей
переменного
тока
постоянного
тока
А
Специальные
для
аппаратуры
магнитной
записи
ЭДГ;
типы: АД-5; АДТ-6;
АДТ-1,6
КД-3,5
КДП-6-4;
ДК-16;
КД-б-4
ДКС;
ДКМ типы: Д16-06;
ВДС-02 МД-0,35-2ООО-9
интегрирующие
ИД-1;
ИД-2; ИД-9
ДИ-6-1500А
для
потенциомет-рических
систем
РД-09
СЛ-267;
СЛ-367
Б
Нерегулируемые
общего
при-менения
Редук-торн.
двигатели
со встроенным
редуктором
2.3. Выбор типоразмера
двигателя и
передаточного
отношения
редуктора
Энергетические,
кинематические
и динамические
показатели
привода зависят
одновременно
от характеристик
двигателя и
от параметров
редуктора.
Оптимальный
ва-риант сочетания
типоразмера
двигателя,
структуры
редуктора и
его передаточного
отно-шения
устанавливается,
на основании
энергетического,
кинематического
и динамиче-ского
расчета системы
ДВИГАТЕЛЬ-РЕДУКТОР-НАГРУЗКА.
Для приводов
группы А методика
такого расчета
разрабатывается
применительно
к конкретному
виду привода.
Таблица
2.3 Электродвигатели
переменного
тока
Характеристи-ки,
параметры
Серия
єлектродвигателей
АДП
АДТ
ДИД
ДГ
ЭМ
ДKM
АД
Г
ДСД
ДСР
Видпита-ния
1-фазн.
3-фазн.
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
-
-
-
-
-
-
-
+
-
-
Частота,
Гц
50
400
500
1000
+
-
-
-
-
-
-
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
+
-
-
+
+
-
-
-
-
-
-
-
-
+
-
+
+
-
-
-
-
-
-
Напряжениепитания,
В
36- 40
110
220
+
+
+
+
+
+
+
+
-
-
+
+
-
-
115
-
-
-
127
-
+
-
-
-
-
-
-
-
+
+
Номинальная
мощность,
Вт
2,1 -62
0,3 -13
0,1 –10
0,1 –5,0
0,4 -50
0,2-60
0,3–3,5
1,0 -40
*
0,2–0,3
Эл.-мех.
пост. времени,
мс
6-82
22-500
26-160
50-290
15-170
15-150
10-20
30-50
Синхронные
-
-
-
-
-
-
-
+
+
+
С редуктором
-
-
-
-
+/-
-
-
+/-
+
+
С тахогенерат.
-
+
-
+
-
-
-
-
-
-
Кол.
концов вала
1/2
1
1
1
1/2
1
1/2
1
1
1
С фланцевым
креплением
-
-
+
+
+
+
-
+
+
+
С креплением
по диаметру
+
+
-
-
-
-
+
+
-
+
Срок
службы,
тыс. часов
max
2
2
1
1,5
1
1
1
5
1
10
Устойчивость
К
лин. ускор.
25
25
8
15
15
15
8
8
К
вибрациям
12
12
5
5
5
5
3,5
3,5
К
ударам
15
7
4
4
12
4
3
3
К внеш-ним
тем-перату-рам,С
70
60
100
100
80
80
70
50
50
60
50
40
60
60
60
60
50
60
40
40
к
влажности
отн, %
98
98
98
98
98
98
98
98
98
98
к
внешнему
атмосфер-ному
давле-нию. кПа
2,5…
150
2,5…
150
2,5…
150
2,5…
150
2,5…
150
2,5…
150
2,5…
150
2,5…
150
2,5…
200
2,5…
150
Примечание.
Для параметров
устойчивости
указаны максимальные
значения по
сериям двигателей.
Виброуотойчивость
- для частот
200...300 Гц.
х Номинальная
мощность двигателей
ДСД около 12 мкВт.
2.3.1
Неуправляемый
привод (группы
Б и В)
Основная нагрузка
привода - постоянный
и переменный
во времени
(рисунок 1) статический
момент Тн.с(t)на выходном
валу редуктора
в режиме нормируемого
или не-нормируемого
по времени
переходного
процесса в
периоды пуска
или изменения
нагру-зочного
момента.
Тн
Т4
Т1
Т3
Т2
Т5
t1
t2 t3
t4
t5
t∑
Рисунок 2.1- График
изменения
статического
момента нагрузки.
Исходный
кинематический
параметр - средняя
или номинальная
угловая скорость
на выходном
валу редуктора
-н,
рад/с.
Переходный
процесс может
быть ограничен
временем tп
,с или предельным
угло-вым ускорением
вала нагрузки
н,
рад/с2, при
этом должен
быть задан
момент инерции
нагрузки Iн,
кгм2.
В качестве
рабочего режима
двигателя
принимается
номинальный,
для чего на
его обмотки
необходимо
подавать номинальное
напряжение,
а передаточное
отношение
редуктора
принимают
iр= ωдв
/ωн,
(2.1)
где
ωдв
-
номинальная
угловая скорость
двигателя,
который надлежит
выбрать в следующем
порядке.
1.Определить
эквивалентный
статический
момент сопротивления
на валу редук-тора,
H·м:
,
(2.2)
где Ti
среднее значение
момента в интервале
i (см. рисунок
2.1);
ti-
продолжительность
интервала, c.
При постоянном
значении момента
Tнc
принимают . Тэ
= Tнс .
2. Определить
необходимую
мощность двигателя,
Вт:
Nдв
= Тэ·
ωн·
кн
/
ηр
,
(2.3)
где кн - коэффициент
запаса: 1,05... 1,1 - если
нет ограничений
по времени
пере-ходного
процесса; 1.2...2,2
- при заданном
времени разгона;
при этом чем
больше мо-мент
инерции нагрузки,
тем больше
следует брать
запас по мощности;
ηр - ориентировочное
значение КПД
редуктора:
0,7...О,9 - для простого
цилинд-рического,
планетарного
или волнового;
0,4...О,7 - для червячного.
3. Выбрать типоразмеры
двигателей,
номинальная
мощность которых
равна Nдв
или несколько
больше. Если
время разгона
ограничено
значением
tn,
отбирают двигате-ли,
электромеханическая
постоянная
времени которых
меньше τ0=tn/6.
Для приводов
с длительном
режимом работы
предпочтение
отдают двигателям
с большим сроком
служ-бы и хорошим
КПД, для
повторно-кратковременного
режима - высокоскоростным.
4. Определить
передаточное
отношение
редуктора по
уравнению
(2.1). После раз-работки
кинематической
схемы редуктора
и геометрического
расчета его
элементов
выбранный
двигатель
необходимо
проверить:
где Тнсп -
наибольший
статическиймомент нагрузки
при пуске, Н∙м;
Ірот
- момент инерции
ротора двигателя,
кг∙м2;
Ір
- момент инерции
редуктора,
приведенный
к валу двигателя,
кг∙м2;
по времени
разгона, чтобы
tр = 3∙ (Ірот
+ Ір
+Ін/і2р)
∙ ωдв/ (Тп -
Тсп) ≤ t n
, (2.6)
гдеТсп -
статический
момент нагрузки
при пуске,
приведенный
к валу двигателя
Н∙м: Тсп = Тнсп/(iр
ηр).
2.3.2 Следящий
привод. Группа
Г
В следящем
приводе вал
нагрузки через
редуктор
поворачивается
по сигналам
управления,
поступающим
от усилителей
следящей системы.
Привод, т.е.
двигатель и
редутор, являясь
исполнительной
частью следящей
системы должен
обеспечивать
на нагрузочном
валу необходимые
статические
и динамические
характеристики
(переме-щения,
скорость и
ускорение) в
соответствии
с требованиями
оптимального
переход-ного
процесса либо
в точности,
повторяя закон
изменения
управляющего
сигнала. В этих
условиях выбор
передаточного
отношения
редуктора
играет решающую
роль. Оптимальное
значение
передаточного
отношения
зависит от
выбора критерия
оптими-зации
(обеспечение
максимального
ускорения
вала нагрузки,
получение
минимальной
мощности двигателя
или наименьшего
пускового
момента), а также
от соотношения
статического
и динамического
моментов.
Внешняя нагрузка
следящего
привода характеризуется
статическим
моментом Тнс,
моментом инерции
Ін,
а внутренняя
- статическим
моментом
сопротивления
в редук-торе,
учитываемым
через КПД ηр,
приведенным
моментом инерции
редуктора Ір,
момен-том инерция
ротора Ірот
электродвигателя.
Для воспроизведения
входного сигнала
двигатель
должен обеспечивать
необходи-мую
угловую скорость
ротора ω(t)
= ωн(t)∙iр
при соответствующих
значениях
вращаю-щего
момента двигателя,
равного моменту
всех сил сопротивления,
т.е. значениям
и достаточную
плавность
слежения:
приведенный
к валу двигателя
момент статической
нагрузки не
должен превышать
5...1O % значения
пускового
момента электродвигателя,
а, следовательно,
передаточное
отношение
редуктора
должно удовлетворять
неравен-ству
ір
≥ γ
∙ Тнс
/Tп,
(2.8)
где γ - коэффициент
плавности
следящей системы,
а мощность
двигателя
в номи-нальном
режиме - неравенству
Nном≥
γ
·Тнс
· ωнmax
/2
(2.9)
Для систем
высокой точности
с погрешностями
установок угла
0,0002...О,001 рад принимают
γ = 10...20; при погрешностях
по углу установки
0,002...0,007 рад можно
принимать γ=
5...10.
Приведенные
методы выбора
параметров
следящего
привода не
являются общими,
а применяются
для условий,
указываемых
в наименовании
методики и во
вводной части
кним.
А. Для режимов
с совпадающими
во времени
значениями
ωнmax
и εнmax.
Методика применима
для систем,
отрабатывающих
сигналы вида
используемые
в приводах
РЛС, вычислительных
механизмах,
приводах управления
и др., основной
режим работы
которых - продолжительные
или часто
повторяющиеся
пе-риоды работа
с максимальной
мощностью,
т.е. работа
двигателя в
номинальном
режиме.
Методика выбора
электродвигателя
1. Отобрать
двигатели,
быстродействие
которых, с
τ = Ірот
·
ωном
/ Тном
(2.10)
меньше требуемого
τ = ωнmax
/ εнmax
,
(2.11)
где ωном
- номинальная
угловая скорость
двигателя,
рад/c;
Tном-
номинальный
момент на валу
двигателя,
Н∙м;
ωнmax
-заданная
максимальная
угловая скорость
вала нагрузки,
рад/с;
η′р - ориентировочное
значение КПД
редуктора (см.
формулу (2.3);
Iн - момент
инерции нагрузки,
кг ∙ м2.
3. Выбрать значения
коэффициента
плавности и
установить
соотношение
нагрузок:
Tнс ≥ Iн∙
εнmax
/ (0,5∙ γ-1)
(2.13)
Если Tнс
больше правой
части неравенства
(13), выбор параметров
привода выполняют
по пп.4-8, если
меньше - по пп.
9-12.
4. Определить
относительное
передаточное
отношение
αск ≥
(2.14)
5. Определить
необходимую
номинальную
мощность двигателя,
Вт:
Nном
0
= (1+ α2ск)·N∑
(2.15)
и необходимый
динамический
коэффициент,
Н∙м/с2:
Кдо=
(2.16)
6. Выбрать двигатель,
у которого
Nном ≥
Nном 0 и
Кд =
(2.17)
7. Определить
оптимальное
значение
передаточного
отношения
редуктора
(2.18)
8.. Если двигатель
пришлось выбрать
с большим запасом
по мощности
или Кд, проверить
возможность
применения
передаточного
отношения
при котором
обеспечивается
максимальное
быстродействие.
Его можно принять
при выполнении
условий:
;
.
9. Необходимая
мощность двигателя,
Вт:
Nном 0 =
1,5∙ N∑.
(2.20)
и необходимый
динамический
коэффициент,
Н∙м/с2,
Кдо= 4,5∙ N∑∙
εнmax
/ ωнmax.
(2.21)
10. Выбрать двигатель,
для которого
соблюдаются
условия:
11.
Определить
оптимальное
значение
передаточного
отношения
редуктора
из условия
(2.22)
Если условие
(2.22) не соблюдается,
принять
После выполнения
геометрического
расчета редуктора
следует проверить
двига-тель по
тепловому
режиму (для
двигателей
постоянного
тока - обязательно):
Тном / Тср.кв.≥(1…1,08),
где
(2.23)
Б. Для систем,
отрабатывающих
ступенчатые
входные воздействия
в опти-мальном
переходном
режиме
(εнmax
и ωнmax
совпадают во
времени)
Режим используется
в системах
дистанционного
управления,
в устройствах
ввода данных,
блоках сравнения
и согласования
и др.
Заданы: значения
входного воздействия
(угол перестановки)
Θ, рад; время
пере-ходного
процесса t,
с; момент инерции
нагрузки Iн,
кг·м2, статический
момент нагрузки
Т, Н·м; коэффициент
плавности,
принимаемый
γ = 10...20.
Методика выбора
электродвигателя,
1. Определить
параметры
оптимального
переходного
процесса:
максимальное
угловое ускорение
при пуске εнп
= 5,02∙ θн/t2п;,
расчетную
угловую скорость
ωнmax =
3,6 ∙θн/tп.
2. Определить
соотношение
нагрузок:
.
(2.24)
Если Тнс
больше правой
части неравенства
(2.24), выбор параметров
привода вы-полняют
согласно пп.3-5
(ниже), если меньше
- используют
методику А
(пп. 2; 9…11).
3. Определить
динамические
характеристики
привода:
(2.25)
(2.26)
4. Выбрать двигатель,
для которого
и
Предпочтение
следует отдавать
быстроходным
двигателям
сноминальной
часто-той вращения
ротора 6000 об/мин
и более.
5. Определить
оптимальное
передаточное
отношение
редуктора
.
(2.27)
В.- Для систем,
отрабатывающих
гармонический
сигнал вида
θ = θ0∙sinωat.
Требование:
применять
двигатели с
линейной или
с линеаризуемой
механической
характеристикой
(см. таблица
2.1, группа Г).
Методика выбора
электродвигателя.
Определить
характеристики
управления
по выходу:
Максимальная
расчетная
угловая скорость
нагрузки:
(2.28)
Нормальное
угловое ускорение
нагрузки:
.
(2.29)
Нормальная
угловая скорость
нагрузки:
(2.30)
2. Определить
соотношение
нагрузок:
.
(2.31)
Если заданный
статический
момент Тнс
больше динамического
(правая часть
не-равенства
(2.31)), выбор параметров
привода выполняют
по пп.3-5, если
меньше - по пп.6…9
3. Определить
необходимые
динамические
характеристики
двигателя
(2.32)
.
(2.33)
4. Выбрать двигатель,
для которого
;
.
5. Определить
оптимальное
значение
передаточного
отношения
редуктора:
. (2.34)
6. Определить
необходимую
мощность двигателя,
Вт:
.
(2.35)
7.
Выбрать двигатель,
у которого
Nном≥
Nном
0.
8. Определить
оптимальное
по быстродействию
передаточное
отношение
редук-тора:
(2.36)
9. Проверить
условие обеспечения
заданной
максимальной
угловой скорости:
Если условиене выполняется,
передаточное
отношение
редуктора
(2.37)
Запас по скорости
следует принимать
тем больше,
чем больше
относительное
зна-чение
статической
нагрузки.
На
рисунке 2.2 изображена
нагрузочная
характеристика
привода
в поле механической
характеристики
двигателя
при
гармоническом
входном сигнале.
ω
ір
∙ωнmax
ω A=
ір
∙ωн
A
ТТ T
Т
Рисунок 2.2
По относительному
расположению
значений
и
можно
определить
необходимое
значение
коэффициента
запаса:
(2.38)
3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ПЕРЕДАТОЧНЫХ
ОТНОШЕНИЙ В
ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМАХ.
С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ
И КОНИЧЕСКИМИ
КОЛЕСАМИ.
3.1. Общее передаточное
отношение
механизма
определяется
по формуле:
,
(3.1)
где
-
общее передаточное
отношение;
nдв -
частота вращения
вала заданного
или выбранного
электродвигателя,
об/мин,
Значение nвых
определяется
на основании
технического
задания. При
этом возмож-ны
следующие
варианты:
1. Значение nвых
задано непосредственно
в техническом
задании.
2. Задана угловая
скорость выходного
ωвых
рад/с:
.
(3.2)
3.Задано время
движения выходного
вала tp,
с. При отом угол
поворота
выходного вала
,
либо задан
либо может
бытьназначен
из конструктивных
соображений.
Тогда
/(6
tp).
(3.3)
4. Задан закон
движения выходного
вала
:
.
(3.4)
5. На выходе
механизма
осуществляется
преобразование
вращательного
движения в
поступательное
реечной парой
или парой с
гибким звеном
(лентой, тросом,
цепью):
,
(3.5)
где v -линейная
скорость выходного
звена, мм/с,
dk-
диаметр колеса,
преобразующего
вращательное
движение в
поступательное,
мм.
6. На выходе
механизма
осуществляется
преобразование
вращательного
движения в
поступательное
винтовой парой:
,
(3.6)
где
ph-
ход винтовой
линии, мм.
7.
На выходе механизма
вращательное
движение
преобразуется
в поступательное
кулачковым
механизмом:
,
(3.7)
где-
уголповорота
кулачка (…˚),
соответствующий
времени цикла
tпост
,с
звена совершающего
возвратно-поступательное
движение.
8.
На выходе механизма
преобразование
вращательного
движения в
поступатель-ное
осуществляется
кривошипно-шатунным
механизмом:
,
(3.8)
где
-
время цикла
звена, совершающего
возвратно-поступательное
движение.
3.2.
Выбор передаточных
отношений
ступеней в
зависимости
от функционального
назначения
механизма
заключается
в определении
рациональных
значений
состав-ляющих
уравнения:
(3.9)
где
-передаточные
отношения
первой и второй
ступеней,
-передаточные
отношения
предыдущей,
последующей
и последней
ступени соответственно.
При
распределении
общего передаточного
отношения по
ступеням в
механизмах
приводов, систем
управления
и регулирования
необходимо
обеспечить:
-
минимальные
размеры и массу
механизмов,
в том случае,
если кним
не предъяв-ляется
требование
малоинерционности;
-
минимальный
момент инерции,
приведенный
к входному
валу механизма.
3.3
В соответствии
с функциональным
назначением
и условиями
нагружения
звеньев механизмы
при распределении
передаточных
отношений
между ступенями
делятся на 5
типов:
-
тип I: нереверсивные
силовые зубчатые
механизмы, у
которых размеры
зубчатой пары
и долговечность
определяются
контактной
прочностью
рабочих поверхностей
зубьев;
-
тип 2: реверсивные
силовые механизмы,
у которых размеры
зубчатой пары
и дол-говечность
определяются
изгибной прочностью
сердцевины
зубьев;
-
тип 3: малонагруженные
кинематические
зубчатые механизмы,
размеры звеньев
которых выбираются
из конструктивных
соображений,
а напряженияв
материалахнас-только
малы, что на
размеры колес
влияния практически
не оказывают;
-
тип 4: реверсивные
силовые малоинерционные
механизмы, у
которых
долговеч-ность
и размеры зубчатой
пары определяются
изгибной прочностью;
-тип
5: реверсивные
малонагруженные
кинематические
малоинерционные
зубча-тые механизмы,
у которых напряжения
малы и на размеры
колёс влияния
практически
не оказывают.
-тип
6: малонагруженнный
кинематический
механизм с
минимальной
суммарной
кинематической
погрешностью
передачи.
Формулы
для определения
составляющих
уравнения
(3.10) приведены
в таблице 3.1.
Они
получены из
условий, что
все зубчатые
колеса данного
механизма
геометри-чески
подобны, т.е.
относительная
ширина зубчатых
венцов
одинако-ва, а
числа зубьев
всех ведущих
колес в зубчатых
парах равны.
3.4. Выбор и определение
чисел зубьев
зубчатых колес
в ступенях
производят
по формуле
Z2
= Z1 ik
,(3.11)
где
Z1
иZ2
числа зубьев
ведомого и
ведущего колес
зубчатой пары
соответственно.
Числа зубьев
ведущих колёс
выбирают одинаковыми
во всех ступенях;
по конструктив-ным
соображениям,
для силовых
механизмов
Z1=16…20,
для кинематических
Z2=
18...24.
Таблица
3.1 Распределение
суммарного
передаточного
отношения по
ступеням
Критерий
Вид
механизма
Силовой
Малонагруженный
Количество
ступеней
задано
не
задано
задано
не
задано
Минимальный
объем переда-чи
Не
ревер сивный
i1=i2=i3=…=
= ik=
= i = 2,89
nопт=
0,942 lni∑
i1
=
i2
=
i3
=…=
in=
ik
=
1,895
nопт=
1,564 lni∑
реверсивный
i1=i2=i3=…=
= ik=
= i = 2,414
nопт=
1,1346 lni∑
Минима-
льный приведен-ный
момент инерции
передачи
3.5. Допустимые
отклонения
передаточных
отношений в
механизмах.
При реализации
разработанной
кинематической
схемы из-за
дискретности
значе-ний чисел
зубьев, которые
должны быть
целыми, чаще
всего приходится
отклоняться
от расчетных
значений
передаточных
отношений
в ступенях и
значения общего
переда-точного
отношения
механизма.
Допускаемое
отклонение
общего передаточного
отно-шения:
+2%…-5 %. В кинематических
механизмах
отсчетных
устройств
погрешность
общего передаточного
отношения
недопустима.
В силовых механизмах
типа 1 и 2 наи-более
точно должны
быть реализованы
передаточные
отношения
последних
ступеней, а в
малоинерционных
механизмах
типа 4 и 5 - первых
двух-трех ступеней.
4.
расчет геометрии
зубчатых ПЕРЕДАЧ
ЗАЦЕПЛЕНИЯ.
4.1. Эвольвентные
цилиндрические
передачи внешнего
зацепления.
Для зубчатых
цилиндрических
передач используются
термины, определения
и обозна-чения,
установленные
ГОСТ 16530-83 и ГОСТ
16531-83.
В качестве
стандартной
величины зубчатых
передач, для
обеспечения
взаимозаме-няемости
выбран модуль
зацепления
m = p/π.
Стандартный
ряд модулей
регламентиро-ван
ГОСТ 9563-60. Значения
модулей в
диапазоне от
0,1 до 5мм, охватывающем
обла-сть механизмов
приборов, приведены
в таблице 4.1.
Таблица 4.1- Стандартные
ряды модулей
зубчатых передач,
мм
Ряд
1 Ряд 2
0.1
0,12
0,15
0,2
0,25
0,3
0,4
0,5
0,6
0,11
0,14
0,18.
0,22
0,28
0,35
0,45
0,55
0,7
Ряд
1 Ряд 2
0,8
1,0
1,25
1,5
2,0
2,5
3,0
4,0
5,0
0,9
1,125
1,375
1,75
2,25
2,75
3,5
4,5
Исходнымым
контуром для
определения
размеров и
формы зубьев
колес эвольвент-ного
зацепления
является
теоретический
исходный контур
рейки, стандартизованный
для передач
с модулем m
≤1мм ГОСТ 9587-81, а
для m
> 1мм
-
ГОСТ 13755-81. Стан-дартные
параметры
профилей: угол
профиля α = 20°,
коэффициент
высоты головки
зуба h*a=
1, радиального
зазора
с*
= 0,25.
4.1.2.
Смещение исходного
контура в
эвольвентных
зубчатых передачах.
Примене-ние
передач со
смещением
позволяет
существенно
повысить нагрузочную
способность
и долговечность
передачи.
Положительное
смещение исходного
контура увеличивает:
изгибную прочность,
т.к. основание
зуба становится
шире; контактную
прочность, т.
к, уменьшается
кривизна
контактирующих
профилей зубьев;
долговечность,
т.к. подбо-ром
коэффициентов
смещения можно
уменьшить
относительное
скольжение
сопрягае-мых
профилей и,
следовательно,
их износ. При
применении
оптимальных
смещений повышение
изгибной прочности
зубьев может
достигать 70
%,
контактной
30 %,
долго-вечности
по износу 50 %.
При
этом технология
и стоимость
изготовления
колес со смещением
не изменяются
по сравнению
с нулевыми
(без смещения).
Применение
смещения позволяет
также наиболее
простым способом
получить заданное
межосевое
расстояние
в передаче,
без использования
косозубых
колес, более
сложных технологи-чески
и менее точных
кинематически.
Поэтому эвольвентные
цилиндрические
передачи, у
которых качественные
показа-тели
должны быть
высокими, необходимо
проектировать
с оптимальными
коэффициен-тами
смещения.
4.2. Выбор коэффициентов
смещения исходного
контура X .
Значения
коэффициентов
смещения исходного
контура зубчатых
колес в паре
X1, и X2
должны обеспечить
изготовление
зубьев без
подрезания
и заострения,
а коэффициент
перекрытия
в передаче
должен быть
не менее 1,2; кроме
того, они определяются
назна-чением
передачи, т.е.
необходимостью
получить
максимальную
изгибную или
контакт-ную
прочность, или
максимальную
износостойкость,
а также тем,
задано межосевое
расстояние
или нет.
Значение минимально
необходимого
коэффициента
смещения Хmin,
обеспечи-вающее
отсутствие
подрезания
рабочего профиля,
может быть
рассчитано
по формуле:
Xmin=
hl*-
ha*-
0,5 ·z ·sin2
α,
(4.1)
где - hl*,
ha*коэффициенты
граничной
высоты и высоты
головки зуба,
z- число
зубьев колеса,
α - угол
профиля.
Для стандартных
исходных контуров
hl*-
ha*=
1.
В
силовых передачах
с относительно
низкой твердостью
поверхностей
зубьев НВ≤350
несущая способность
определяется
контактной
прочностью
и суммарный,
коэф-фициент
смещения
ХΣ
= X1+
Х2должен
иметь максимально
возможное
значение. У
зубьев с высокой
твердостью
критичной
является изгибная
прочность, при
этом, для обеспечения
равной прочности
зубьев колес
пары коэффициент
смещения X1
меньшего колеса
должен быть
максимальным.
В точных силовых
и кинематических
передачах
необходимо,
чтобы износ
зубьев обоих
колес был
минимальным,
что обеспечивается
большим коэффициентом
смещения большего
колеса. Если
межосевое
расстояние
в прямозубой
передаче не
задано, коэффициенты
смещения колес
выбирают по
таблице 4.2, в
соответствии
с критерием,
который для
передачи является
определяющим:
К - условие
наибольшей
контактной
прочности, И
- условие наибольшей
изгибной проч-ности,
ИЗ - условие
наибольшей
износостойкости.
При
выборе коэффициентов
смещения по
этой таблице
обеспечиваются
относите-льная
толщина эубьев
на поверхности
вершин s*a
≥ 0,25 и коэффициент
перекрытия
εα
≥
1,2. Промежуточные
значения
коэффициентов
смещения находят
линейным
интер-полированием.
В
передачах с
заданным межосевым
расстояниемaw
не равным
делительному
a
= 0,5 m
(z1+
z2)
рассчитывают
суммарный
коэффициент
смещения
ХΣ
(раздел 4.3), а затем
производят
его разбивку
на составляющие
X1
и Х2
в соответствии
с определяющи-ми
критериями
для передачи,
пропорционально
значениямX1
и Х2
в
соответствующих
графах таблицы
4.2, по формулам:
,
(4.2)
-
значение суммарного
коэффициента
смещения в
таблице 4.2 для
соответствующих
значений Z1и
Z2.
При этом должно
быть: X∑∑T
и, кроме того,
Х1 >Х1min,
X2 >X2min.
Значения минимально
необходимых
коэффициентов
смещения находят
по формуле
(4.1)
Таблица
4.2
Z2
Z1
Крите-рий
12
14
16
18
20
22
24
26
28
30
34
38
X1
X2
X1
X2
X1
X2
X1
X2
X1
X2
X1
X2
X1
X2
X1
X2
X1
X2
X1
X2
X1
X2
X1
X2
18
К
И ИЗ
0,60
0,45 0,49
0,20
0.41 0.36
0,69
0,48 0,50
0.21
0,47 0,45
0,63
0,52 0,52
0,39
0.52 0,51
0,55
0,55
0,55
0.55
0,55
0,55
—
—
—
---
---
—
—
---
---
—
—
---
---
—
—
---
22
К
И ИЗ
0,65
0,49 0,54
0,23
0,48 0,41
0,86
0,51
0,56
0,03
0,55 0,51
0,86
0,53 0.58
0,18
0,57
0.57
0,82
0,52
0,61
0,37
0,55 0,62
0,76
0,56
0,64
0.54
0,58
0,66
0,68
0,51
0,68
068
0,51 0,68
—
—
---
---
—
—
---
---
—
—
---
---
26
К
И ИЗ
0,76
0.50 0,57
0,13
0,55 0.47
0,88
0.53 0,59
0,08
0,63 0,57
0,96
0,50 0,62
0,09
0,59
0,64
1,02
0,49
0,64
0,14
0,55
0,69
0,98
0,52
0,68
0,33
0.59
0,73
0,93
0.45
0.72
050
0.48 0,76
0,86
0,47 0,76
0,67
0,49 0,78
0,80
0,43 0,80
0,80
0,43 0,80
—
—
--
—
--
—
—
—
30
К
И ИЗ
0,77
0,52 0,59
0,18
0,63 0,53
0,88
0.50 0,61
0.13
0.64 0.64
0,99
0,49 0,64
0,09
0,62
0,71
1,08
0,45
0.67
0,08
0,55
0,76
1,15
0,44
0,71
0,10
0,53
0,81
1,13
0.44
0,74
0,29
0,51 0,84
1,09
0,38 0,78
0,47
0,43 0,86
1,03
0,40 0,82
0,63
0,43 0,88
0,97
0,32 0,86
0.77
0,33
0.89
0,90
0,340,90
0,90
0,34 0,90
—
—
—
—
34
К
И ИЗ
0,76
0,50 0,61
0,27
0,67 0,59
0,90
0,50 0,62
0.17
0,69 0,70
0,98
0,42 0,65
0,18
0,56
0,78
1,06
0,390,69
0,19
0,51
0,85
1,20
0,39
0,72
0,06
0,50
0,88
1,220,39
0,76
0,17
0,48 0,91
1,26
0.33 0,80
0,25
0,40 0,94
1,22
0,33 0,84
0,44
0,39 0,96
1^9
0,29 0,88
0,59
0,32
0,97
1,13
0,28
0,92
0,73
0,30 0,98
1.00
0,27
1,00
1,00
0,27
1.00
—
---
40
К
И ИЗ
0,76
0,46 0,62
0,37
0,65 0,68
0,91
0,43 0,64
0.24
0,63 0,81
1,01
0.37 0,67
0,19
0,51
0,89
1.05
0,37
0,70
0,31
0,54
0,95
1,18
0,35
0,73
0,17
0,50
1,00
1,22
0,33
0,77
0,27
0,47 1,03
1,25
0,30 0,81
0,35
0,41 1,05
1,28
0,29 0,85
0,43
0,37 1,07
1,31
0,26 0,89
0,49
0,33 1,09
1,34
0,19 0,93
0,54
0,23 1.10
1,31
0,18
1,01
0,76
0,20 1,12
1,200,19
1,09
1.01
0,191,13
50
К
И ИЗ
0,80
0,43 0,64
0,40
0,70 0,83
0,90
0,39 0,66
0,31
0,64 0,97
1,02
0,34 0,68
0,29
0,56
1,07
1,11
0.28
0,71
0,26
0,44
1,13
1,15
0.29
0,75
0,38
0,49
1,18
1,20
0,24
0,78
0,43
0,38 1,22
1,23
0,23 0,82
0,52
0.37 1,24
1,26
0,22 0,86
0,60
0,34 1,26
1,29
0,23 0,90
0,67
0,30
1,28
1,32
0,17
0,94
0,72
0,26 1.30
1,37
0,131,01
0,82
0,19
1,31
1,42
0,091.10
0,90
0,13
1,32
60
К
И ИЗ
0,82
0,39 0,65
0,49
0,66 0,97
0,93
0,31 0,66
0,43
0,50 1,12
1,03
0,27 0,69
0,37
0,44
1,22
1,13
0.26
0,72
0,32
0,46
1,30
1,16
0,25
0,75
0,34
0.48
1,35
1,19
0,24
0,78
0,53
0,48 1,39
1,22
0,17 0,82
0,66
0,31 1,42
1,25
0,16 0,86
0,76
0,30 1,45
1,27
0,13 0,89
0,84
0,241,47
1,30
0,12
0,93
0,90
0,23 1,48
1.35
0,091,01
1,00
0,171,50
1,40
0,06
1,09
1.09
0,11
1,51
80
К
И ИЗ
0,83
0,30 0.65
0,66
0,47 1.23
0,93
0,26 0.69
0,60
0,44 1.40
1,04
0,21 0,69
0,54
0,38
1,52
1,12
0,21
0,72
0,47
0,47
1,60
1.12
0,19
0.75
0,24
0,43
1,67
1.13
0,17
0,78
0,26
0,41 1,72
1,20
0.10 0,81
0,87
0,23 1,75
1,20
0,11 0,84
0,71
0,30 1,77
1,22
0,12 0,88
0,75
0,34 1,80
1,25
0,08 0,92
0,92
0,23 1.82
1,32
0,10 0.99
1,28
0,30 1,84
1.37
-0,04 1.07
1,40
-0,01 1,85
100
К
И ИЗ
0.84
0,30 0,66
0.82
0,62 1,46
0,94
0,20 0,67
0,74
0,28
1,66
1,04
0,20 0.69
0.67
0,45
1,79
1,11
0,17
0,71
0.58
0,40
1,88
1,11
0,16
0,74
0,31
0,44
1,96
1,10
0,13
0,77
0,12
0,41 2.00
1,11
0,10 0,80
0,16
0,33 2,05
1,20
0,10 0,83
1,10
0,37 2,08
1,20
0,10 0.87
0,93
0,39
2,10
1,20
0,06
0,90
0,78
0,29 2,12
1,24
0,02
0,97
0,95
0,1 7 2,14
1,30
0,04
1,04
1.24
0,26 2,16
120
К
И ИЗ
0,84
0,30 0,66
0,96
0,79 1,68
0,94
0,20 0.67
0,88
0.37 1,89
1,04
0,20 0.69
0,82
0,58
2,04
1,50
0.10
0,70
0,67
0,11
2,12
1,10
0,11
0,73
0,47
0,32
2,22
1,10
0,10
0,76
0,33
0,36 2,28
1,10
0,10 0,79
0,21
0,41 2.32
1,20
0.00 0,82
1,49
0,22 2,35
1,20
0,09 0,85
1,28
0,46
2,38
1,20
0,00
0,88
1,11
0,13 2,40
1,20
0,00
0,92
0,83
0,20
2,33
1,30
-0,01 0,96
1,64
0,19
2,30
140
К
И ИЗ
0,84
0,30 0,66
1.08
0,95 1,88
0,95
0.20 0,67
1,00
0,47 2,11
1,05
0.20 0,68
0,94
0,72
2,27
1,10
0,10
0,70
0,92
0,17
2,37
1,10
0,10
0,73
0.71
0,34
2,46
1,10
0,10
0,75
0,54
0,45 2,51
1,10
0,10 0,78
0,40
0,54 2,57
1,10
0,10 0.80
0,28
0,58 2,59
1,10
0,00 0,82
0,20
0,14
2.56
1,20
0,00
0,84
1,44
0,20 2,54
1,20
0,00
0:87
1.12
0,26
2.47
1,43
-0,02 0,90
-1,20
0,26
2,42
160
К
И ИЗ
0,85
0,30 0,66
1,20
0,99 2,06
0,95
0,20 0,67
1,12
0,57 2,31
1,05
0,20 0,68
1,05
0,85 2,48
1,05
0,10 0,70
0,74
0,23 2,60
1,10
0,10 0,72
0,94
0,42 2,29
1,10
0,10 0,74
0,74
0,55 2,75
1,10
0,10
0,76
0,59
0,64 2,77
1,10
0,00 0.77
0,46
0,10
2,73
1,10
0,00 0,79
0,34
0,20
2,70
1,10
0,00
0,80
0,25
0,26 2,67
1,32
-0,03
0,83
-1,15
0,19
2,60
1,43
-0,02
0,86
-1,20
0,33
2,52
200
К
И ИЗ
—
—
---
---
—
—
---
---
—
—
---
---
1,10
0,00 0.72
0,97
0,05 3.04
1,10
0,00 0.73
0,80
0,20 3,00
1,14
0,00 0.74
-1,07
0,31
2,94
1,10
0,00
0,75
0.54
0,39 2.91
1,32
0,00
0,77
1.16
0,49
2,82
1,43
- 0,10
0,79
-
1,21 0,02
2,75
240
К
И ИЗ
—
—
---
---
—
—
---
---
—
—
---
---
1,10
0,00 0,69
1,34
0,12 3,27
1,10
0,00 070
1,14
0,29 3,21
1,14
0,01)
0,70
1,06
0.42
3.17
1,10
0.00
0.71
0,84.
0,52 3.10
1,32
-
0,10
0,72
-
1,15
-
0,07
3,02
1,43
-
0,10
0,74
-1.21
0,09
2,95
4.1.3. Расчет геометрических
параметровпрямозубых
цилиндрических
эвольвент-ных
передач внешнего
зацепления
производится
по формулам
таблицы 4.3
Таблица 4.3
Наименование
параметра
Обозначения,
расчетные
формулы, указания
Исходные
данные
Числа
зубьев
Шестерни
и колеса
,
Z2
Модуль,
мм
m- по ГОСТ
9563-60
Нормальный
исходный контур
m
m1
– по ГОСТ 13755-81
Коэффициенты
смещения:
Шестерни
и колеса
,
-
в соответствии
с п.4 и таблицей
4.2
Основные
геометрические
параметры
Делительные
диаметры, мм:
Шестерни
Колеса
Делительное
межосевое
расстояние,
мм
Коэффициент
суммы смещений
Угол
зацепления,
рад
Межосевое
расстояние,
мм
Коэффициент
воспринимаемого
смещения
Диаметры
вершин зубъев,
мм
Шестерни
Колеса
Диаметры
впадин, мм
Шестерни
Колеса
Высота
зубъев, мм
Шестерни
Колеса
Передаточное
число
u=z2/z1
Начальные
диаметры, мм
Шестерни
Колеса
или
Геометрические
показатели
качества
зацепления
Углы
профилей на
поверхностях
вершин
шестерни
колеса
Толщина
зубьев на
поверхностях
вершин, мм:
шестерни
колеса
Коэффициент
торцового
перекрытия
4.1.4 Размеры
для контроля
По размерам
для контроля
определяется
точность изготовления
зубчатого
вен-ца; эти размеры
вместе с их
предельными
отклонениями
проставляются
на рабочем
чертеже зубчатого
колеса.
1. Размер по
измерительным
роликам.
Размер по роликам
(шарикам) для
цилиндрических
прямозубых
и косозубых
ко-лес с внешними
зубьями приих четном числе
определяеся
по формуле:
=dD
+ D .
(4.3)
То же при нечетном
числе зубьев:
M= dDcos(90/z)
+ D.
(4.4)
При этом должно
выполняться
условие: M>da.
В формулах
(4.3) и (4.4): D- диаметр
измерительного
ролика (шарика)
опреде-ляется
из условия D
1,7∙ m. При
этом стандартные
значения диаметров
роликов выбираются
из ряда: ( ГОСТ
2475-62): 0,260; 0,289; 0,346; 0,404; 0,433; 0,462; 0,577; 0,722;
0,866; 1,010; 1.023; 1,155; 1,193; 1,302; 1,432; 1,443; 1,591; 1,732;
1,790; 2.021; 2,045; 2,309; 2,387; а стандартные
значения диаметров
шариков из
ряда: (ГОСТ 3722-8I):
0,25; 0,3; 0,36; 0,4; 0,5; 0,508; 0,6; 0,635; 0,68; 0,7; 0,8; 0,85;
1,00; 1,2; 1,3; 1,5; 1,588; 1,984; 2,0; 2,381; 2,5.
dD
- диаметр окружности,
проходящей
через центр
ролика (шарика):
dD =
d cost
/cosD
; (4.5)
D - уголпрофиля зуба
на окружности
диаметра dD,
который может
быть найден
из системы
уравнений
Определение
длины общей
нормали производят,
последовательно
рассчитывая:
А) угол профиля
αx в точке
на концентрической
окружности
диаметром
dx =d +2xm:
(4.8)
Рисунок 4.1
Б) расчетное
число зубьев
в длине общей
нормали
. (4.9)
В) действительное
число зубьев
zn,
охватываемое
при контрольном
замере, полу-чается
округлением
znr
до ближайшего
целого значения;
Г) длину общей
нормали
(4.10)
Предельные
отклонения
длины общей
нормали и размера
по роликам
опреде-ляются
для мелкомодульных
передач - по
ГОСТ 9178-81, а для
передач с модулем
m ≥ 1 мм – по
ГОСТ 1643-81.
4.2 Расчет
геометрии
прямозубых
цилиндрических
эвольвент-ных
передач внутреннего
зацепления.
4.2.1. Термины,
определения
и обозначения,
модули
и параметры
исходного
кон-тура прямозубых
цилиндрических
звольвентных
передач внутреннего
зацепления
- по п 4.1.1 - 4.1.3.
4.2.2. Смещение
исходного
контура передач
внутреннегозацепления
выбирают по
таблице 4.4.
4.2.3. Расчет геометрии
прямозубых
цилиндрических
эвольвентных
передач вну-треннего
зацепления
в соответствии
с Г'ОСТ 19274-73 приведен
в таблице 4.5,
Таблица
4.4 Коэффициенты
смещения
для передач
внутреннего
зацепле-ния
при m=1…2
мм
Определение
угла зацепления
производят
так же как и
для передач
внешнего зацеп-ления
в соответствии
с формулой в
таблице 4.3, принимая
=xd/(z2
– z1).
4.4.1. Термины, определения
и обозначения,
относящиеся
к этим передачам,
уста-новлены
ГОСТ 16530-83 и ГОСТ
19325-73.
4.4.2. Модули конических
передач соответствуют
модулям цилиндрических
и установлены
ГОСТ 9563-75.
4.4.3. Исходный
контур конической
передачи. Аналогом
зубчатой рейки
для кони-ческой
передачи является
плоское коническое
колесо с углом
делительного
конуса
δ = 90°, профиль
зубьев которого
на внешнем
делительном
диаметре
соответствует
профилю исходного
контура. Исходные
контуры: для
m< I мм - по
ГОСТ 9587-81, для m>1мм
ГОСТ I3754-8I
(последнийпрактически
совпадает с
контуром
цилиндрических
передач по ГОСТ
I3755-8I) .
4.4.4. Осевая форма
зубьев. В соответствии
с ГОСТ 19325-73 различают
три фор-мы зубьев
конических
колес, определяемые
положением
вершин конусов
делительного
8 , выступов
δn и впадин
δf на оси
колеса. Наиболее
часто применяют
форму I –
пропор-ционально
понижающиеся
зубья - все вершины
конусов совпадают.
4.4.5. Выбор чисел
зубьев колес
в конических
передачах.
Понижающие
кониче-ские
передачи следует
выполнять с
передаточным
числом до 10,
повышающие
- до 3,15. Для ортогональных
конических
передач (угол
пересечения
oceй Σ
= 90°) числа зубьев
шестерни и
колеса дожны
соответствовать
друг другу:
число зубьев
шестерни
12 13 14 15 16 17
минимальное
число зубьев
колеса 30 26 20 19
18 17
4.6.6. Смещение
исходного
контура. Для
обеспечения
максимальной
износостой-кости
применяют
положительное
смещение
производящего
колеса для
шестерни и
отрицательное,
равное по модулю
предыдущему,
для колеса: x1
= -x2 (табл.
4.8).
4.4.7. Расчет геометрии
прямозубых
конических
передач с осевой
формой зубьев
I в соответствии
с ГОСТ 19624-74 приведен
в таблице 4.7.
Таблипа 4.7. Конические
прямозубые
передачи Расчет
геометрических
параметров
Наименованиепараметра
Обозначение,
расчетные
формулы указания
Исходные
данные
Числа
зубьев
шестерни
Z1
колеса
Z2
Модуль,
мм
me-
по ГОСТ 9563-60,
Нормальный
исходный контур
me<
по ГОСТ 9587-81; me>1
по ГОСТ 13754-81
Коэффициенты
смещения
шестерни
колеса
x2=-x1
Межосевой
угол
Σ
Основные
геометрические
параметры
Число
зубьев плоского
колеса
Внешнее
конусное
расстояние,
мм
Ширина
зубчатого
венца,мм
;
Среднееконусное
расстояние,мм
Средний
окружной модуль,
мм
Внешний
делитель-ный
диаметр,мм
шестерни
колеса
Средний
делитель-ный
диаметр, мм
шестерни
колеса
Передаточное
число
Угол
делительного
конуса
шестерни
колеса
Внешняя
высота го-ловки
зуба,мм
шестерни
колеса
Внешняя
высота но-жки
зуба, мм
шестерни
колеса
Внешняя
высота зуба,
мм
шестерни
колеса
Угол
ножкизуба
шестерни
колеса
Угол
головки зуба
шестерни
колеса
Угол
конуса вершин
шестерни
колеса
Угол
конуса впадин
шестерни
колеса
Внешний
диаметр вершин,
мм
шестерни
Колеса
Расстояние
от вер-шины
до плоскости
внешней, окружно-сти
зубьев, мм
4.5.1 Термины, определения
и обозначения,
относящиеся
к червячным
передачам,
установлены
ГОСТ 16530-83 и ГОСТ
18498-73. В механизмах
приборов применяются,
главным образом,
ортогональныечервячныепередачи с
архимедовым
червяком (передача
ZA).
4.5.2 Модули (в осевом
сечении) и
коэффициенты
диаметра червяка,
- эти пара-метры,
определяющие
размеры червяка,
устанавливает
ГОСТ I9672-74,
значения моду-лей
в диапазоне
от 0,1…5 мм: 0.10; 0.125; 0,16; 0,20,0,25; 0,315? 0,40; 0,50; 0,63; 0.80; 1,0;1,25; 2,0; 2,5;
3,15;4,0; 5,0.
Коэффициенты
диаметрачервяка
приведены
в таблице 4.8. Ряд
I следует пред-почитать
ряду 2.
Таблица 4.8. Коэффициенты
диаметра червяка
Ряд I
6,3
8,0
10,0
12,5
16,0
20.0
25,0
Ряд 2
7,1
9.0
11,2
14,0
18,0
22,4
-
4.5.3 Исходный
червяк. Параметры
профиля червяка,
определяющие
форму вит-ков
и зубьев червячного
колеса и образующие
профиль исходного
червяка, установ-лены
для m I мм ГОСТ
20184-81.
4.5.4. Числовитков
червяка принимают
обычно z1
= 1…4; число
зубьев на колесе
z2>24.
4.5.5. Смещение в
червячной паре.
Применяется
для изменения
межосевого
рас-стояния
и определяется
коэффициентом
смещения червяка
x=(aw-a)/m
; при этом гео-метрия
червяка не
меняется; изменяются
только размеры
венца зубчатого
колеса. Пре-дельныезначения
коэффициентов
смещения, исходя
из условий
подрезания
и заострения
зубьев, рассчитывают
по формулам:
xmin=1-0,0585z2
(4.11)
xmax=0,05z2-0,12
(4.12)
4.5.6. Расчет геометрии
цилиндрических
ортогональных
передач SA,
в соответ-ствии
с ГОСТ 19650-74, приведен
в таблице 4.9.
Таблица 4. 9 Цилиндрические
ортогональные
червячные
передачи
Расчет геометрических
параметров
Наименование
параметра
Обозначения,
расчетные
формулы, указания
Исходные
данные
Число
витков червяка
Число
зубьев колеса
Модуль,
мм
m- по
ГОСТ 19672-74
Исходный
червяк
m1по
ГОСТ19036-81
Коэффициент
диаметра червяка
q- по
ГОСТ 19672-74
Межосевое
расстояние,
мм
aw
Основные
геометрические
параметры
червяк
Делительный
угол подъема
витка
Делительный
диаметр,мм
Расчетный
шаг, мм
Диаметр
вершин витков,
мм
Диаметр
впадин,мм
Высота
витка, мм
Длина
нарезанной
части, мм
Колесо
Коэффициент
смещения
Делительный
диаметр, мм
Диаметр
вершин зубьев,
мм
Диаметр
впадин,мм
Наибольший
диаметр, мм
Угол
бокового скосазубьев, (…˚)
;
округлить
до 5˚
Ширина
венца, мм
Передача
Делительное
межосевое
рассто-яние,
мм
Межосевое
расстояние,
мм
Передаточное
число
Начальный
диаметр, мм
червяка
колеса
Контрольные
размеры червяка
Ход витка,мм
Делительная
толщина по
хорде витка,
мм
Высота
до хорды витка,
мм
Диаметр
измерительного
ролика,
мм
;
принимают по
ГОСТ 2475-62
Размер
червяка по
роликам, мм
Примечание.
Для стандартных
исходных червяков:
при m*=0,2
при m>1
мм.
5.
Расчет силовых
параметров
в зубчатых
передачах.
5.1.
Моменты
сил,
передаваемые
соседними
валами связаны
соотношением:
,
(5.1)
где
ТI
и ТII
- моменты сил
на валах I
и II соответственно,
iI-II
-
передаточное
отношение между
валом I
и II;
η1-2
-
КПД зубчатой
пары при передаче
мощности от
колеса 1 к колесу.
Аналогичное
соотношение
связывает
моменты сил
любых двух
соседних валов.
Связь между
моментами
входного вала
I
и выходного
вала IV(рисунок.5.1)
определяется
формулой:
,
(5.2)
где
ТIV
- момент сил на
вале IV;
iI-II,,iII-III,iIII-IV-
передаточные
отношения между
соседними
валами,
η1-2,
η3-4,
η5-6,
- КПД зубчатых
пар
5..2.
Формулы для
определения
усилий
в зацеп-лении
зубчатых колес
приведены в
таблице 5.1.
Рисунок
5.1
Таблица
5.1 Усилия в зацеплениях
зубчатых колес.
Вид зубчатой
передачи
Усилие,
Н
Окружное
радиальное
осевое
нормальное
Цилиндри-ческая,
прямо-зубая
Коническая
прямозубая
червячная-цилиндри-ческая
Примечание:
В формулах
T1 и Т2
- моменты сил
на ведущем
и ведомом колесе
соот-ветственно;Диаметры d
W1 и dW2
в мм; в формулах
для червячннх
передач верхнийзнак - при ведущем
червяке, нижний
- при ведущем
колесе, φТ
- приведенный
угол трения
профилей в
червячной
паре: φТ = arctgfпр.
Значения приведенного
коэффициента
трения fпpи соответствующие
им значения
углов трения
φТ зависят
от скорости
относительного
скольжения:
,
(5.4)
где n1 -
частота вращения
червяка, об/мин.
Значения fпр
и φТ приведены
в таблице 5.2
Таблица 5.2
vs,
м/с
fпр
φТ, (…˚)
vs,
м/с
fпр
φТ, (…˚)
0,01
0,11…0.12
6,3…6,8
1,5
0,0400,050
2,3…2,9
0,1
0,08…0.09
4,5…5,2
2,0
0,035…0,045
2,0…2,6
0,25
0,063…0,075
3,7…4,3
2,5
0,030…0,040
1,7…2,3
0,5
0,055…0,065
3,2…3,7
3,0
0,028…0,035
1,6…2,0
1,0
0,045…0,055
2,6…3,2
4,0
0,023…0,030
1,3…1,7
5.3. Определение
КПД
Формулы дляопределение
КПДприведены
в таблице 5.З
Таблица 5.З
Вид
зубчатой передачи
Расчетная
формула
Коэффициент
нагрузки
Цилиндрическая
прямозубая
Коническая
прямозубая
Червячная
цилиндриче-ская
при веду-щем:
Червяке
колесе
Примечание:В
формулах: для
цилиндрических
и коническихзубчатых
передач:
f
- коэффициент
трения на
новерхностм
профилей зубьев.
Ориентировочные
значения f
зависят от
сочетания
материалов
колес в зубчатой
паре и приведены
ниже:
Закаленная
сталь по закаленной
стали 0,06
Сталь
по стали
0,05…0,1
Сталь
uo бронзе,
бронза по бронзе
0,07…0,1
Сталь
но текстолиту
0,12
Сталь
по полимерным
материалам
0,06…0,1
5.4 Реакции
в опорах
При работе
механизмов
в опорах валов
зубчатых передач
возникают
реакции, зна-
чения которых
зависят от вида
передачи, усилий
в зацеплениях
зубчатых пар
и распо ложения
зубчатых колес
относительно
опор.
Hагpyзкa
в опорах при
расположении
колес по рисунку
5.2а:
Номер
опоры
Радиальная
нагрузка, Н
I
II
III
IV
V
VI
Нагрузки
в опорах при
расположении
колес по рисунку
5.2б:
Номер
опоры
Радиальная
нагрузка, Н
I
II
III
IV
V
VI
Нагрузки
в опорах при
расположении
колес по рисунку
5.2в:
Номер
опоры
Радиальная
нагрузка, Н
I
II
III
IV
V
VI
VII
VIII
5.5.Конические
передачи. (рисунок
5.3)
а
б
Рисунок
5.3
Нагрузки в
опорах при
расположении
колес по рисунку
5.3а
Номер
опоры
Радиальная
нагрузка
Осевая
нагрузка
I
II
III
IV
Нагрузки в
опорах при
расположении
колес по рисунку
5.3б:
Номер
опоры
Радиальная
нагрузка
Осевая
нагрузка
I
II
III
IV
5.6 Червячная
передача (рисунок
5.4).
Рисунок
5.4
Составляющие
полных нагрузок:
Номер
опоры
Составляющие
от силы
I
II
III
IV
Результирующиенагрузки на
опоры:
Номер
опо-ры
Правое
направление
линии витка
червяка при
вращении
по часовой
стрелке
против
часовой стрелки
Радиальная
нагрузка, Н
Осе-вая
нагру-зка, Н
Радиальная
нагрузка, Н
Осе-вая
нагрузка, Н
I
II
III
IV
Но-мер
опо-ры
Левое
направление
линии витка
червяка при
вращении
по часовой
стрелке
против
часовой стрелки
Радиальная
нагрузка, Н
Осе-вая
нагру-зка, Н
Радиальная
нагрузка, Н
Осе-вая
нагрузка, Н
I
II
III
IV
Электродвигатели
Электродвигатели
- генераторы
типа ДГ
Технические
характеристики
ДГ-0,1А
ДГ-0.5ТА
ДГ-1ТА
ДГ-2ТА
ДГ-ЗТА
ДГ-5ТА
Напряжение
питнания,
В
обмоток
возбуждения
двигателя и
тахогене-ратора
36
36
36
36
36
36
управления
двигателя
30
30
30
30
30
30
Частота,
Гц
400
400
400
400
400
400
Полезная
мощность
двигателя,
Вт
0,07
0,5
1,0
2,0
3,0
5,0
Вращающий
момент • 104
, Н м
0,83
3,67
6,37
11,94
35,8
79,6
Пусковой
мо-
мент
• 104
Н·м
при температуре
(+20
±5)єС
2,548
9,8
15,68
33,32
88,2
215,6
(+100±5)єС
1,96
8,82
15,68
31,36
78,4
215,6
Момент
инерции вращающихся
частей •108
,кг·мІ
4,9
12,74
7,84
10,78
36,26
39,2
Электромеханическая
постоянная
времени, мс
120
100
68
68
36
30
Скорость
вращения, об/мин
при
нормальной
температуре
8000
13000
15000
16000
8000
6000
при
температуре
+
100 °С
7000
12000
14000
15000
6000
5000
Гарантийный
срок службы,
ч:
при
температуре
от
–60°С до+100єС
500
500
500
500
500
500
от
60єС до + 70єС
1500
1500
1500
1500
1500
1500
Электродвигатели
- генераторы
типа АДТ
Технические
характеристики
АДТ-1
АДТ-1А
АДТ-1Б
АДТ-С
Напряжение
питания обмоток,В
тахогенератора
110
5 5
110
110
управления
двигателя
110
110
110
110
Частота,
Гц
400 -
500
400 -
500
400 -
500
400 -
500
Полезная
мощность
двигателя,Вт
32
32
13
13
Вращающий
момент • 104,
Н м
78,4
78,4
194
194
Пусковой
момент •104
,Н∙м
147
147
296
296
Момент
инерции вращающихся
частей •108
,кг м2
Скорость
вращения, об/мин
4000
4000
4000
4000
Гарантийный
срок службы,ч
2000
2000
2000
2000
Электродвигатель
асинхронный
с полым ротором
управляемый
типа ДИД
Технические
характеристики
ДИД-0.
1ТА
ДИД-0,5ТА
ДИД-0,6ТА
ДИД--1ТА
ДИД-2ТА
ДИД-ЗТА
ДИД-5ТА
Напряжение
питания обмоток,
В
возбуждения
36 ±2,
9
36±2,9
36±2.9
36±2,9
36±2,9
36±2,9
36±2,9
управления
30
30
30
30
30
30
30
Частота,
Гц
400
400±8
400±8
400±8
400±8
400±8
400±8
Полезная
мощность
двигателя,
Вт
0,1
0,5
0,6
1, 0
2,0
3,0
5
Вращающий
момент • 10 4,
Н ▪
м
1, 47
3,43
6,37
8,82
18,. 0
54,8
117,6
Пусковой
момент • 10 4,
Н ▪
м
2,55
9,8
34, 0
215,6
при
температуре
+20 ±5 °С
6,86
15.68
88,2
при
температуре
+100 5 °С
2,548
13,72
78,4
Момент
инерции вращающихся
частей
• 10 8 ,
кг.▪
мІ
2.,205
4,41
7,35
6,86
8,8
23,5
245
Электромеханическая
пост. времени
, мc
90
80
50
38
32
26
52
Скорость
вращения, об
/ мин при температуре
+20±5 °С
12000
14000
16000
18000
18000
8000
6000
Гарантийный
срок службы
,ч
при
температуре,
°С
+100
500
500
500
500
500
500
250
от -60 до
+70
1500
1000
1500
1500
1500
Асинхронный
управляемый
электродвигатель
с полым ротором
типа АДП
Технические
характеристики
АДП
– 024А
АДП
023
АДП
023Б
АДП-
023А
АДП-120
АДП-123
АДП123Б
АДП-1
АДП-124А
АДП-124Б
АДП-
262
АДП-
263А
АДП-
362
АДП-
363
АДП
–563
Напряжение
питания, В
40
110
110
40
110
110
110
120
40
110
110
36
110
36
36
Частота,
Гц
1000
500
500
500
400
400
400
500
1000
1000
50
500
500
50
500
Полезная
мощность
двигателя,
Вт
4,5
2,1
4,3
4,3
2,4
4,1
8,9
3,7
5,35
15
9,5
27,7
19
46,4
62
Вращающий
момент • 104
, Н • м
53,9
44,1
58,9
58,9
58,8
98
142
39,2
63,76
122,6
490
392
931
735
981
Пусковой
момент • 104
, Н • м
73,5
73,5
73,5
167
53,9
142
186,4
833
588
1666
833
Момент
инерции вращающихся
частей
• 108 ,
кг • м 2
765
1660
1660
3900
3900
11800
Электромеханическая
постоянная
времени, мс
48
55
32
6
50
82
Скорость
вращения, об
/ мин
8000
4500
7000
7000
4000
4000
6000
9000
8000
12000
1850
6000
1950
6000
6000
Гарантийный
срок службы,
ч
50
2000
2000
2000
2000
1500
1500
200
50
50
2000
1500
2000
1500
Электродвигатель
асинхронный
с полым ротором
управляемый
типа ЭМ
Технические
характеристики
ЭМ-0,2
ЭМ-0,5
ЭМ-1МТ
ЭМ-2МТ
ЭМ-2М
эм-2-12
эм-4А
эм-4м
эм-8м
эм-8-12
эм-15
м
ЭМ-15
МТ
ЭМ-25М
ЭМ-50М
Напряжение
питания обмоток
возбуждения
, В
115
115
115
115
115
115
115
115
115
115
115
115
115
115
Частота,
Гц
400
400
400
400
400
400
400
400
400
400
400
400
400
400
Полезная
мощность, Вт:
0,2
0,5
1,0
2,0
2,0
2,0
4,0
4,0
8,0
8,0
15,0
15,0
25
50
Вращающий
момент•10 4,
Н• м
9,8
24,5
44,1
44,1
47,7
38,2
137,2
117,6
196,0
127,4
362,6
362,6
568,4
490
Пусковой
момент•10 4,
Н• м
19,6
49,0
63,7
147
117,6
63,7
274,0
215,6
313,6
176,4
588
588
882
1176
Момент
инерции вращающихся
частей •108,
кг • м І
6,5
20,0
23,7
51,0
51,0
51,0
127,4
127,4
205,8
205,8
345
345
519,14
1421
Электромеханическая
постоян-ная
времени ,с
0,02
0,015
0,015
0,020
0,025
0,04
0,04
0,025
0,030
0,045
0,04
0,035
0,04
0,05
Скорость
вращения, об/мин
2500
2000
2500
4000
4000
5000
3300
3300
4000
6000
4000
4000
4200
5000
Гарантийный
срок службы,
ч :
400
400
400
400
500
400
500
400
500
400
400
400
400
Электродвигатель
синхронный
гистерезисный
типа Г
Технические
характеристики
Г-31
Г32
Г-33
Г-
201
Г-202
Г-203
Г-205
Г-210
ЭГ-10
ГСД-321-6
ГСД-322-6
МГ-30-400
Напряжение
питания, В
220
40(32)
220
115
127
127
220
40
40
40
36
60
55
30
115
Частота,
Гц
50
500(400)
50
400
50
50
50
500
500
360
300
400
400
200
400
Полезная
мощность, Вт
4,0
16(12,8)
7,0
2,0
2
1,5
1,0
3,5
8,2
10
8
15
10
5
30
Вращающий
момент •104,
Нм
127,3
206
223
24,5
63,7
49
31,9
44,1
78
530
429
119
716
119
265
Скорость
вращения, об/мин
3000
7500
(6000)
3000
8000
3000
3000
3000
7500
10000
7200
6000
8000
8000
4000
11000
Гарантийный
срок службы,
ч
3000
1000
5000
500
5000
5000
5000
1000
500
2000
2000
2000
600
600
500
Электродвигатели
синхронные
Технические
характеристики
ДС
-1
СРД-2
ДСД60
ДСД
1/300
ДСД2
СД-09М
Напряжение
питания, В
220
24
220
220
220
127/220
Частота,
Гц
50
50
50
50
50
50
Полезная
мощность
двигателя,
Вт
0,02
0,012
0,0123
6,85.10-5
0,014
Номинальный
вращающий
момент, Н •м
0,098
1,96.10-3
0,196
0,0687
0.028
Максимальный
вращающий
момент,
Н•м
0,0686
0.078
Пусковой
момент, Н•м
0,098
0,049
Скорость
вращения, об
/ мин
2,0
2,0
60
1/300
2,0
3000
Гарантийный
срок службы,
ч:
длит.
1 год
Электродвигатели
постоянного
тока типа ДПР
Тип
элект-родви-гателя
Ско-
рость
враще-
ния,
об/ми
Мо-мент
инер -
ции
рото-ра •108
кг·м2
Напряжение
питания, В
3,0
6,0
12,0
14,0
27,0
N,Вт
T104Н·м.
N,Вт
T•104Н·м.
N,Вт
T•104Н·м.
N,Вт
T•104Н·м.
N,Вт
T•104Н·м.
ДПР-1
9000
0,185
1,962
0,185
1,962
6000
0,123
0,123
4500
0,092
—
—
2500
0,051
—
—
ДПР-2
9000
7,0
0,74
7,848
0,924
9,81
0,924
9,81
6000
0,493
0,616
0,616
4500
0,37
0,462
0,462
2500
0,205
0,257
—
—
ДПР-3
9000
20,0
1,387
14,71
1,85
19,62
1,85
19,62
1,85
19,62
6000
0,924
1,233
1,233
1,233
4500
0,693
0,924
0,924
0,924
2500
0,385
0,514
0,514
—
—
ДПР-4
9000
57,0
3,698
39,24
4,62
49,05
4,62
49,05
4,62
49,05
6000
2,465
3,082
3,082
3,082
4500
1,85
2,311
2,311
2,311
2500
1,027
1,284
1,284
1,284
ДПР-5
9000
170,0
—
—
9,245
98,10
9,245
98,1
9,245
98,1
6000
4,93
78,48
6,164
6,164
6,164
4500
3,698
4,623
4,623
4,623
2500
2,055
2,568
2,568
2,568
ДПР-6
9000
360,0
—
—
14,79
157,0
14,79
157,0
18,49
196,2
6000
9,862
157,0
12,33
196,2
12,33
196,2
12,33
4500
7,396
9,25
9,25
9,25
2500
4,109
5,136
5,136
5,136
ДПР-7
9000
780,0
—
—
27,74
284,3
27,73
294,3
36,98
392,4
6000
—
—
24,65
392,4
24,65
392,4
24,65
4500
13,87
294,3
18,49
18,49
18,49
2500
10,27
392,4
10,27
10,27
10,27
Электродвигатели
постоянного
тока типа СД,
ОД
Технические
характеристики
ОД-7
СД-8
СД-10А
СД-20
СД-10В
СД-10Г
СД-10Л
Напряжение
питания, В
27
27
27
27
27
27
27
Номинальная
мощность, Вт
7
8
20
20
20
20
20
Вращающий
момент ·104
,Н
· м
102
127
324
319
324
324
324
Скорость
вращения, об/мин
7000
5500
6000
6000
6000
6000
6000
Режим
работы
Длит.
Длит.
П/кр.
Длит.
П/кр.
Длит.
П/кр.
Гарантийный
срок службы,
ч
1000
400
500
500
400
450
500
Масса,
кг
0,4
0,5
0,5
0,9
0,4
0,5
0,4
Момент
инерции вращающих-
ся частей ·10
8 , кг
· м 2
39
125
39
42
Электромех.
постоянная,
с
0,02
0,011
0,02
0,02
0,02
Электродвигатели
постоянного
токатипаСЛ
Технические
характеристики
СЛ-
121
СЛ-161
СЛ-163
СЛ-221
СЛ-329
СЛ-261
СЛ-281
СЛ-267
СЛ-
367
Напряжение
питания, В:
110
110
110
110
24
110
24
110
110
Полезная
мощность, Вт
5
7,5
8,3
13
23,5
24
26
27
32
Вращающий
момент • 104
,Н • м
137,3
206
225,6
343
981
637,6
490,5
637,6
1226
Скорость
вращения, об/мин
3500-
5500
3500-
5500
3500-
5500
3600-
4200
2300-
2900
3600-
4600
5200-
6200
3800-
4400
2500-
3000
Гарантийный
срок службы,
ч
1500
1500
1500
2000
2000
2000
2000
2000
2000
Технические
характеристики
СЛ-
569К
СЛ-361
СЛ-369
СЛ-365
СЛ-525
СЛ-571К
СЛ-563
СЛ-569
СЛ-
621
СЛ-
661
Напряжение
питания, В:
110
110
110
110
110
24
110
110
110
110
Полезная
мощность, Вт
36
50
55
56
78
95
110
160
172
230
Вращающий
момент • 104
,Н • м
4120
1570
1472
1668
1962
4120
2747
4660
6867
9074
Скорость
вращения, об/мин
850-
1050
3000
3600
3000-
4200
3240-
3960
3800-
4400
2200
3800-
4400
3300-
4000
2400-2700
2400-2750
Гарантийный
срок службы,
ч
2000
2000
2000
2000
2000
2000
2000
2000
2000
2000
Электродвигатели
постоянного
тока с регулятором
скорости типа
ДРВ
Технические
характеристики
ДРВ-0,5
ДРВ-3К
ДРВ-5
ДРВ-8
ДРВ-20
ДРВ-25
ДРВ-45
ДРВ-60
ДРВ--150
ДРВ-300
Напряжение
питания, В
27
Полезная
мощность, Вт
0,515
3,08
5
8
20,5
25
45
61,5
150
300
Вращающий
момент•104,
Н • м
4,9
29,4
47,6
76,5
196
402
613
589
1913
3826
Скорость
вращения, об/мин
10000
10000
10000
10000
10000
6000
7000
10000
7500
7500
Момент
инерции враща-ющихся
частей106,кгм2
27,47
2,75
2,2
2,94
14,7
24,5
72,6
72,6
179,5
571,9
Электромеханическая
постоянная
времени, с
0,3
0,18
0,2
0,25
0,48
0,28
0,45
0,31
1,43
1,28
Гарантийный
срок службы,
ч
200
75
200
100цкл
400
400
500
500
400
400
Масса,
кг
0,35
0,22
0,35
0,8
1,5
3,2
4,7
Режим
работы
длит
П-к
длит
Кратк.
Длит.
Прод.
Длит.
Длит.
Прод.
Прод.
Электродвигатели
постоянного
тока типа Д
Технические
характеристики
Д-250-8
2Д-7
3Д-7
Напряжение
питания, В
27
27,5
27,5
Номинальный
момент •104
,Н · м
2943
102
102
Номинальная
мощность, Вт
250
7
7
Скорость
вращения, об/мин
8000
7000
7000
Режим
работы
Прод.
Длит.
П/кр.
Гарантийный
срок службы,
ч
500
500
50000цикл
Масса,
кг
3,6
Технические
характеристики
Д-75
Д-100-3
Д-100-8
Д-100-10
Д-120
Д-160
Д-200-8
Напряжение
питания, В
27
27
27
27
27
27
27
Номинальный
момент •10 4
,Нм
956
2649
1080
814
7848
2060
2354
Номинальная
мощность, Вт
75
100
90
80
120
160
200
Скорость
вращения, об/мин
7500
3000
8000
9500
1200
5500
8000
Режим
работы
П/кр.
Прод.
Прод.
Прод.
П/кр.
Прод..
Гарантийный
срок службы,
ч
500
500
500
400
50
25цикл
10
Масса,
кг
1,4
2,6
3,0
2,0
1,8
3,5
Технические
характеристики
Д-0,1
Д-0,16
А
Д-5
Д-7
Д-25А
Д-25-1С
Д-40
Д-50А
Д-55
Напряжение
питания, В
2,8
4,5
27
27,5
27
27
27
27
27
Номинальный
момент •10 4,Н
· м
4,9
6,37
41,2
102
399
285
687
412
952
Номинальная
мощность, Вт
0,092
0,2
5
7
25
20
50
50
55
Скорость
вращения, об/мин
1500
3000
12000
7000
6000
8400
7000
11400
4500
Режим
работы
Длит.
Цикл.
Длит.
Длит
Длит.
Прод
Прод.
П/кр.
Длит.
Гарантийный
срок службы,
ч
200
250
1500
1000
1000
70
500
1080
Масса,
кг
0,1
0,7
0.9
0,8
1,3
1,5
ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ОПОРНЫХ УЗЛОВ
ВАЛОВ И ОСЕЙ
При
проектировании
опорных узлов
последовательно
решаются такие
задачи:
1)
разработка
конструктивной
схемы расположения
опор и функциональных
элементов всего
механизма из
условий разме-щения
звеньев по
габаритам
в плоских развертках
или сечениях;
2)
разработка
конструктивной
схемы продольного
замыкания опор,
т.е. схемы ограничения
осевых смещений
валов или блоков
на осях;
3)
выбор (в особых
случаях разработка)
подшипников
качения,
4)
разработка
элементов
посадочных
мест подшипников:
определение
формы и размеров
поверхностей,
сопрягаемых
с кольцами
подшипников;
установление
допусков на
размеры, форму
и расположения
посадочных
поверхностей;
установление
требований
к твердости
и шероховатости;
5)
разработка
элементов
смазывания
и уплотнения
подшипников;
6)
пространственная
компоновка
(свертка) плоских
схем и внесение
необходимых
изменений и
уточнений в
конструкцию
опорных узлов:
отработка
формы и размеров
крышек, выбор
деталей крепления
крышек, расчет
пружин замыкания
и др.
1.1.
Разработка
конструктивной
схемы
Используя
геометрические
расчеты (зубчатых
колес, кулачковв
и др.), паспортные
и исходные
данные (для
двигателей,
потенциометров,
концов валов
и т.п.), выполнить
в масштабе 1:1
габаритные
эскизы всех
вновь разработанных,
принятых или
заданных элементов
кинематической
цепи. На основании
кинематической
схемы, пользуясь
эскизами ее
элементов и
рекомен-дациями
таблицы 1.1 составить
необходимое
количество
плоских компоновочных
схем, т.е. схем
расположения
тех элементов,
оси которых
могут быть
показаны в
одной плоскости
одной разверткой
или в одном
сечении (рисунок
1.1).
Комбинируя
вариантысхем
для отдельных
осей (таблица
1.1 или [2, таблица
4.21]), следует:
а)
обеспечить
заданное
относительное
расположение
входных и выходных
звеньв
механизма
(валов, двигателей
и др.);
б)
обеспечить
расположение
подшипников
в соответствии
с возможностями
принятого типа
корпуса (для
двухплатного,
например, корпуса
подшипники
желательно
располагать
только в двух
плоскостях);
г)
исключить
накладку размеров
(например, венцов
зубчатых колес
на валики или
ступицы) и уменьшить
длину валиков,
изменяя расположение
элементов вдоль
оси вращения;
д.)
удовлетворить
требования
по сборке и
регулировке,
используя
варианты с
двухконсольным
расположением
на основе стаканов
(см. [2, рис.7.З5]), применяя
блочные конструкции
зубчатых колес
на неподвижных
осях и др.
Выбор
схемы продольного
замыкания опор
Рекомендуемые
схемы замыкания
опор приведены
в таблице 1.2.
Схема
1. Замыкание "в
распор". Внутренние
кольца подшипников
упираются в
заплечики вала,
наружные - в
торцовые поверхности
корпусных
деталей. Необходимый
осевой зазор
(натяг) в зависимости
от допуска на
его значение
(таблица 1.3)
обеспечивается:
а)
замыкающим
размером сборочной
размерной цепи
вал - корпус и
его предельными
отклонениями
методом полной
или неполной
взаимозаменяемости.
Применять для
изделий крупносерийного
и массового
производства
или при допуске
зазора более
0,1 мм;
б)
методом пригонки,
т.е. доработкой
при сборке
высоты торцового
уступа крышек
(схема I.I,
поз.2) или толщины
простановочных
колец (схема
1.2, поз.2). Применять
при допуске
осевого зазора
вала в подшипниках
10...30мкм;
в)
методом регулировки
- набором прокладок
(колец) по толщине
(схема 1.3, поз.2).
Применять
при допуске
зазора более
30 мкм;
г)
методом регулировки
- смещением
наружных колец
подшипников
резьбовыми
пробками (схема
1.4, поз.2). Применять
при допуске
осевого зазора
(натяга) менее
15 мкм и при любом
значении допуска,
когда необходима
регулировка
положения вала
вдоль его оси
или периодическая
регулировка
зазора или
натяга
1.Базовые
схемы для
формирования
конструкции
опорных узлов
редукторов
и передаточных
механизмов
В
двухплатных
корпусах и
стойках
В
одноплатных
корпусах и
стаканах
о
о
о
о
о
о
о о
о
о
о о
о
о
о
о
2.Вспомогательные
схемы для
формирования
конструкции
опор связей,
сателлитов,
ограничителей,
отводов и т.п.
о
о
о
о
о о
о о
О
О
О
О
о
о
о о
Таблица
1.1
Примечание:
Полная сетка
возможных
вариантов схем
опор-ных узлов
валов и осей
приведена в
[2]. Если на валу
или оси необхо-димо
установить
более двух
функ-циональных
элементов,
возможные
варианты схем
строятся на
основе приведенных
двухэлементных.1.2.
В
технических
требованиях
сборочных
чертежей в
зависимости
от принятого
метода ограничения
осевой игры
вала делается
запись по форме:
для
метода полной
взаимозаменяемости
- "Осевой зазор
в опорах валов
поз.___
(0,03...0,0б мм). Контролировать
по смеще-нию
торца вала при
осевой нагрузке
5 Н";
для
метода пригонки
- "Осевой зазор
в подшипниках
валов поз. ___
(-0,01...0,02 мм) обеспечить
доработкой
толщины простановочных
колец поз. ___.
для
методов регулировки
- "Осевой зазор
в опорах вала
поз.__
(0,02...0,06 мм)
обеспечить
подбором толщины
колец поз,__"
или "Осевой
натяг в подшипниках
валов поз.____(0,005..
.0,01 мм) обеспечить
перемещением
резьбовых
пробок поз.__.
Контрольное
смещение вала
при осевой
нагрузке 10 Н в
пределах 0,002..
.0,004 мм". •
Схема
2. Замыкание
обеспечивается
внутренними
уступами расточек
в корпусе (схема
2.1) или распорным
кольцом (схема
2.2, поз.1) и торцами
двух наружных
элементов,
закрепляемых
на валу. Необходимый
осевой зазор
или натяг достигается
сме-щением
внутренних
колец подшипника
гайками (схема
2.1, поз.2), упорными
кольцами (схема
2.3, поз.2) или ступицами
зубчатых колес,
муфт и др. (схема
2.4). В технических
требованиях
записывают:
"Осевой зазор
в опорах валов
поз.__ (0,02...0,04мм)
обеспечить
перемещением
упорных колец
поз._. Кольца
заштифтовать
после контрольной
проверки редуктора
по моменту
трения".
Схема
3. Замыкание на
одной опоре.
Опору с двумя
подшипниками
нужно замыкать
по схеме 1 или
2. Толщина колец
между подшипниками
0,5...1,5 мм. Подшипник
плавающей опоры
фиксировать
закреплением
только внутреннего
кольца; если
используется
подшипник с
цилиндрической
дорожкой качения
(серия 640000), закрепляют
оба кольца
подшипника
(схема 3.2).
Схема
4. Замыкание
каждой опоры
осуществляют
только по схеме
1. Стакан плавающей
опоры устанавливать
в корпусном
отверстии с
натягом 0,002...0,006 мм
индивидуальной
подгонкой или
используя метод
групповой
взаимозаменяемости.
В техни-ческих
требованиях
дополнительно
к записи, соответствующей
схеме 1, указывают:
"Стакан поз.___
в отверстие
корпуса установить
с натягом
(0,003...0,006
мм). Допускается
доработка
поверхности
стакана (Ra
0,32)".
Схема
5. Осевой зазор
устраняется
перемещением
шариковой пяты
при контролируемом
усилии замыкания.
Пример записи
в технических
требованиях:
"Осевой зазор
в опорах вала
поз.__ не допускается.
Устранить
перемещением
упора регули-ровочным
винтом поз.__
".
Таблица
1.2
Схема
1
Схема
2
1.1.
Для двухплатных,
литых закры-тых
и открытых
корпусов, для
сбо-рок
в двухопорных
стойках на
пли-те.
Для всех типов
подшипников.
Регулирование
осевого зазора
дости-гается
подрезкой
торцов
выступов
крышек поз.
2.
Для
одноплатных
корпусов
и во
всех случаях,
когда опоры
монтируются
в коротких
стаканах. Для
всех основных
типов подшипников.
Осевой зазор
уста-навливается
смещением
внутренних
колец подшипников
любым способом.
1.2.
То же, по условиям
применения.
Необходимый
зазор устанавливается
доработкой
толщины колец
поз. 2 или подбором
их толщины.
Крыш-ки
могут быть
утопленными,
иметь отверстия
для выхода
вала, уплотни-тели,
смазочные
полости.
2.2.
То же, по применению,
но ограни-чение
смещения колец
в стакане или
в отверстии
корпуса осуществляется
рас-порными
кольцами поз.1,
которые фик-сируются
в отверстии
штифтами,
сто-порными
винтами и др.
1.3.
То же, по применению,
но кон-струкция
основана на
применении
подшипников
типа 840ооо, 860ооо
или 880ооо по
ГОСТ 10058-75 с упорным
бортом.
Зазор
регулируют
либо прокладками
поз.2, смещением
стоек на плите,
либо ступицы
на
внутреннее
кольцо
2.3.
Для формирования
двухопорного
узла на неподвижной
оси, для установ-ки
сателлитов
планетарных
механиз-мов
и др. Зазор или
натяг в подшипни-ках
устанавливается
смещением
коль-ца поз.
2. либо всей оси
на корпусную
деталь.
1.4.
То же, по условиям
применения
(см. схему 1.1.).
Необходимый
осе-вой
зазор или натяг
может быть
ус-тановлен
с большой
точностью
резь-бовыми
пробками поз.2.
Схема поз-воляет
регулировать
продольное
по-ложение
функциональных
элементов.
2.4.
По применению
и регулированию
осевого зазора
схема аналогична
схеме 2.2, но
конструктивно
основана на
при-менении
подшипников
с упорным бор-том
по ГОСТ 10058-75.
Конструктивно
и технологически
- очень
простая схема
Схема
3
3.1.
Для валов, винтов
и др. большой
длины при
значительных
перепадах
температуры
эксплуатации.
Подшипники
поз. 4 узла замыкания
- типа о84оо, о660ооо,
о88ооо с упорным
бортом, плавающей
опоры – типа
0ооо или 06оооо,
000ооо по ГОСТ
7242-70 с уменьшенными
радиальными
зазорами. Зазор
устанавливается
подбором или
доработкой
толщины колец
поз.2
3.2.
Применение
то же. В замыкающей
опоре используются
подшипники
типа Оооо ГОСТ
8338-75 или 6ооо ГОСТ
831-75; для плавающей
-
подшипник
с цилиндриче-ской
дорожкой качения
внутреннего
кольца типа
64ооо ГОСТ 10058-75. Для
креп-ления
этот подшипник
имеет фланец
с отверстиями.
Опора
замыкания
собрана в стакане,
зазор регулируется
резьбовым
кольцом поз.2
Схема
4. В условиях
применения
схемы замыкания
3, когда не допускается
радиаль-ный
зазор в плавающей
опоре, одиночный
подшипник
заменяется
плавающим
стаканом с
двумя подшипниками,
замкнутыми
внутри стакана
по схеме 1. Подшип-ники
типа 0ооо или
6ооо.
Внутренние
кольца по оси
стягивают до
отказа. Осевой
зазор в каждой
паре обеспечивается
смещением
наружных колец
подшипников
любым методом.
Схема
5. Для валов
счетно-решающих
механизмов
и в других
случаях, когда
необходимо
полностью
устранять
осевой зазор,
сохраняя
минимальные
потери на трение.
В опорах используются
радиальные
подшипники
типа Оооо 5-го
или 4-го класса
точности с
уменьшенными
радиальными
зазорами. Опоры
формируют в
стаканах. Осевой
зазор устраняется
специальным
винтом-упором
поз. 2;
Схема
6. Когда необходимо
обеспечить
постоянное
значение осевого
натяга во всем
температурном
диапазоне
эксплуатации,
в схемах замыкания
1 или 5 кинематическое
замыкание
заменяют силовым:
кольцо менее
нагруженного
подшипника
замыкается
на вал (для схемы
2) или на корпус
(для схемы 1)
через упругую
связь - пружину,
упругую
крышку
и др.
Схема
6. Необходимое
усилие замыкания
обеспечивается
пружиной. Схема
является вариантом
любой из пяти
ранее рассмотренных
схем, при котором
кинематическое
замыкание
заменяется
силовым. В
технических
требованиях
записывают:
"Усилие замыкания
подшипников
вала поз.___ (40,5
Н) установить
смещением
резьбовой
пробки поз.__.
Контролировать
по началу смещения
торца вала".
Конструктивные
схемы узлов
с поперечной
и комбинированной
базами можно
выбирать
по [2, рис.4.21 и 4.23].
1.3.
Выбор подшипников
качения.
Подшипники
качения выбирают
с учетом всех
требований,
предъявленных
к подшипниковым
узлам проектируемого
изделия [2].
Исходный
критерий –
относительная
частота вращения
подвижного
кольца подшипника:
если она меньше
1 об/мин, под-шипники
выбирают по
статической
грузоподъемности
(ГОСТ 18854-82), если
равна 1 об/мин
или больше - по
динамической
грузоподъемности
(ГОСТ 18855-82).
Приступая
к выбору подшипников,
следует детально
изучить стандарты
с общим наименованием
"Подшипники
качения", в
частности:
ГОСТ
24955-81. Термины и
определения.
ГОСТ
3325-85. Поля допусков
посадочных
мест валов и
отверстий.
Посадки.
ГОСТ
3395-75. Типы и конструктивные
разновидности
ГОСТ
20226-82 Заплечики
для установки
подшипников
качения.
ГОСТ
520-89. Технические
требования
ГОСТ
25256-82 Допуски.
Термины и
определения.
ГОСТ
3189-75. Система
условных
обозначений.
ГОСТ
18854-82 Методы расчета
статической
грузоподъемности.
ГОСТ
3478-79. Основные
размеры.
ГОСТ
18855-82 Методы расчета
динамической
грузоподъемности.
ГОСТ
24810-8I.
Зазоры. Размеры
ГОСТ
20918-75 Методы расчетапредельной
частоты вращения.
Выбор
подшипников
по статической
грузоподъемности
по ГОСТ
18854-82 затруднений
не вызывает.
Приведенная
далее последовательность
выбора подшипников
по динамической
грузоподъемности
применима для
всех
типов
радиальных
и радиально-упорных
шари-коподшипников.
В более общих
случаях руководствоваться[1,
2].
Исходные
данные для
выбора типоразмеров
подшипников:
а)
принятая конструкция
узла (см.
таблица
1.2);
б)
значения и
направления
внешних нагрузок
на опоры и вал;
r)
монтажные и
эксплуатационные
требования
(осевой зазор
вала, температура,
ударно-вибрационные
параметры и
др.);
д)
диаметры вала
в зоне установки
подшипников;
и)
материалы вала
и корпуса.
Последовательность
выбора подшипников.
Выбрать
основной тип
подшипника
по таблице 1.4.
В исходной
схеме обозначения
подшипника
по ГОСТ 3189-75.
XX
- ХХХХХХХ.
XX …
записать
обозначение
принятого типа
(0; 1 или 6).
Пример
1; Двухопорный
гладкий вал
(dв
= 6
мм), конструктивная
схема 1.3; ради-альная
нагрузка правой
опоры Q2
= 35 Н, левой
– Q1=40H;
осевая
A=
13 Н направлена
на опору 2, осевой
люфт(30...60
мкм) и другие
данные (см. далее).
По
таблице 1.4 приняты
радиальные
однорядные
шариковые
подшипники
(тип 0). Обозначение
принимает вид
XXX
– ХXХ0ХХХ.
XX ...
2.
Выбрать конструктивную
разновидность
основного типа
подшипника;
в
обозначении
подшипника
записать знаки
разновидности:
XXX
- XXXXXXX.
XX ...
Использование
разновидностей
основного типа
по ГОСТ 3395-79 (с
уплотне-ниями,
с упорным бортом
и др.) упрощает
конструкцию
узла, повышает
его надеж-ность
и точность (см.
табл.1,2 и 1.4).
Конструктивные
разновидности
00, 03, 04, 07 радиально-упорных
подшипников
отличаются
номинальным
углом контакта
и конструкцией
колец.
К примеру
1. Принятая ранее
схема замыкания
(схема 1.3) конструктивно
фор-мируется
с использованием
радиальных
подшипников
с упорным бортом
и двумя за-щитными
шайбами по ГОСТ
10058-75 (разновидность
88оооо). Обозначение
подшипника
принимает вид
ХХ - X880ХXX.
ХХ…
Таблица
1.3-Ориентировочные
данные
для
назначения
сборочного
осевого смещения
вала в
подшипниках.
Зазоры
и допуски в
мкм.
Элемент
узла, определяющий
уровень требований
к осевому
смещению вала
в подшипниках
Группа
механизма
по требованиям
к зазору
А
Б
В
Gao
TG
Ga
Gao
TG
Ga
Gao
TG
Ga
min
max
min
max
min
max
Цилиндрические
прямозубые
колёса
40-60
30
0
100
4
10
-
4
10
6
2
10
Цилиндрические
косозубые и
винто-вые колёса
Нереверсивные
40-60
0
0
80
4
10
-4
10
2
10
Реверсивные.
20-40
20
0
60
4
8
.-4
2
Конические
прямозубые
колёса
0
fАМ
-4
2
Червячные
колёса
0
fxr
-4
2
Червяки
Нереверсивные
20-40
20
0
60
6
2
-2
10
6
6
2
10
Реверсивные.
10-30
10
0
40
22
4
4
2
6
Винты
ходовые
10-30
10
0
0
Осевые
кулачки с
замыканием
Силовым
10-30
20
0
40
4
10
0
10
6
6
2
10
Кинематическим
6-12
10
-4
16
2
6
-2
8
4
4
2
8
Радиальные
кулачки с
замыканием
Силовым
20-40
20
0
60
4
10
0
10
6
6
2
10
Кинематическим
4-8
10
-4
16
0
4
-4
4
4
4
2
6
Маховики
стабилизаторы
скорости
-
-
-
-
2
4
0
4
2
4
2
6
Обозначения:
А - механизмы,
к которым не
предъявляются
специальные
требования
(к кинематической
точности и
моменту трения
в опорах)
Б
- механизмы,
к которым
предъявлены
требования
(прежде всего,
к кинематической
точности);
высоко-скоростные
валы (n10
об/мин) всех
групп механизмов;
В
- механизмы,
которые одновременно
должны иметь
и достаточно
высокую
кинематическую
точность, и
малые потери
на трение в
опорах;
Gao-
оптимальный
зазор или натяг
(знак "-");
fАМ
- предельное
осевое смещение
зубчатого
венца конического
колеса по ГОСT
9368-81(модуль
меньше 1 мм) или
ГОСТ
1758-81
(модуль равен
или больше
1
мм);
fxr-
смещение средней
плоскости
червячного
колеса,
допускаемое
по ГОСТ
3675-81 или
ГОСТ
9774-81;
TG
допуск сборочного
зазора;
Gamin,
Gamax-
предельные
значения
эксплуатационного
зазора
(натяга);
F‘I
-допуск
на кинематическую
погрешность
зубчатого
колеса, определяемый
по ГОСТ 9178-81 или
ГОСТ
1643-81
-
угол
наклона зубьев
косозубых
колес;
3.
Выбрать размер
внутреннего
диаметра подшипника
d
из размерного
ряда по ГОСТ
3478-79 или таблице
1.5, принимая его
равным диаметру
вала dв
или меньше на
1…3 мм в зависимости
от принятой
схемы замыкания
и конструкции
узла; в схеме
обозначения
заполнить знаки
внутреннего
диаметра (табл.
1.5):
XXX
– ХХХХХХХ.
ХХ ... при d
XXX
- ХХХХХХХ.
ХХ ... при d
10
мм.
Если
диаметр вала
не рассчитывался,
а ступицы зубчатых
колес на валу
закрепляются
штифтами, d
и dв
можно выбирать
по таблице 1.6.
Выбирая
d,
следует
учитывать
ограниченность
номенклатуры
подшипников
массового
изготовления
для принятого
типа.
Обозначение
подшипников
принимает вид
ХХ
– Х8800X4.
XX ...
Таблица
1.4 - Выбор
основного типа
подшипников
для опор малогабаритных
механизмов
приборов
Характеристика
нагружения
вала
Частота
вращения103,
об/мин
Подшипник
Примеры
элементов,
нагружающих
вал
Тип
Класс
точно-сти,
не ниже
Вал
нагружен только
радиальными
внешними силами
Qr
Маховики,
опорные диски
регистраторов,
лимбы,
кодовые
диски на вертикальных
валах и т.п.
10
P5
С
осевым и радиальным
нагружением
6000+
+6ooo
P6
То
же, но установленные
на одном валу
с зубчатыми
или фрикционными
колёсами.
5
Р5
При
длине опорной
базы валика
l
> 12dв
и относительно
боль-ших радиальных
наг-рузках, а
также
во всех
случаях, когда
трудно обеспечить
соосность
посадоч-ных
отверстий
кор-пуса для
установки
подшипников,
сле-дует применять
ша-рикоподшипники
типа 1ooo
(радиаль-ные
сферические
двухрядные).
Примечание.
При больших
осевых нагрузках
валов силовых
механизмов
взамен радиально-упорных
подшипников
(тип 6ооо) для
диаметров
больше 9 мм можно
применять
упорные (тип
8ооо) совместно
с 0ооо.
4.
Определить
расчетную
долговечность
подшипников,
млн.об.:
Lna=
Lh•n•60/106,
(1.1)
где
Lh-заданная
продолжительность
работы
подшипника
в
течение срока
службы изделия,
часов;
n-частота
относительного
вращения колец
подшипника,
об/мин; при n=
1...10 об/мин принимать
n
= 10 об/мин.
К
примеру 1. Задано
Lh=20000ч;
n=850
об/мин. По (1.1)
Lna=2000085060/106=1020
млн. об.
5.
Определить
базовую долговечность
подшипников
(1.2)
где
a1-
коэффициент
коррекции по
надежности
(таблица 1.7);
a2
– коэффициент,
учитывающий
изменение
характеристик
материала; для
стандартных
подшипников
a2=1;
a3-
коэффициент,
учитывающий
условия условия
эксплуатации
(таблица1.8):
а3=1/(КБКТ)3
(1.3)
Таблица
1.5 - Технические
характеристики
шарикоподшипников
Серия
по Dxd
Серия
по ширине для
типа
Размеры,
мм
Грузопо-дъёмность,
Н
[n]*103,об/мин
Х000ооо
Х840ооо
Х860ооо
Х880ооо
Х060ооо
Х080ооо
Х006ооо
d
D
B
r
DF
BF
Cr
*
C0r*
Защитные
шайбы
Защитные
шайбы
нет
есть
нет
есть
82
-
1
3
3
-
-
-
2
5
1,5
2,3
0,2
6,1
0,5
0,61
100
61
31
8/2,5
-
1
3
3
-
-
-
2,5
6
1,8
2,6
0,3
7,1
0,5
200
120
83
2
1
3
3
-
-
2
3
7
2,5
3
0,3
8,1
0,5
340
130
84
1
1
3
3
-
-
2
4
9
2,5
4
0,3
10,3
0,6
1,0
415
186
25
85
1
1
3
3
-
-
-
5
11
3
5
0,3
12,5
0,8
1,0
480
200
86
1
1
3
2
-
-
6
6
13
3,5
5
0,3
15,0
1,0
1,1
600
250
87
1
-
-
-
-
-
-
7
14
3,5
-
0,3
-
-
-
800
300
88
1
-
-
-
-
-
-
8
16
4
-
0,4
-
-
-
963
490
89
1
-
-
-
-
-
-
9
17
4
-
0,4
-
-
-
980
500
800
1
-
-
-
-
-
-
10
19
5
-
0,5
-
-
-
1000
510
801
1
-
-
-
-
-
-
12
21
5
-
0,5
-
-
-
1050
580
802
1
-
-
-
-
-
-
15
24
5
-
0,5
-
-
-
1435
830
20
803
1
-
-
-
-
-
-
17
26
5
-
0,5
-
-
-
1800
900
804
1
-
-
-
-
-
-
20
32
7
-
0,5
-
-
-
2300
1000
16
805
1
-
-
-
-
-
-
25
37
7
-
0,5
-
-
-
2830
1980
12
806
1
-
-
-
-
-
-
30
42
7
-
0,5
-
-
-
3400
2500
91
1
1
3
3
-
-
1
1
4
1,6
2,3
0,2
5,0
0,5
0,6
195
29
31
9/1,5
1
1
3
3
-
-
-
1,5
5
2,0
2,6
0,3
6,5
0,6
0,8
200
30
92
1
1
3
3
-
-
1
2
6
2,3
3,0
0,3
7,5
0,6
0,8
210
88
9/2,5
1
1
3
3
-
-
-
2,5
7
2,5
3,5
0,3
8,5
0,7
0,9
300
120
93
1
1
3
3
3
3
1
3
8
3
4
0,3
9,5
0,7
0,9
430
196
94
1
1
1
1
1
1
1
4
11
4
4
0,3
12,5
1
1
730
340
95
1
1
1
1
1
1
1
5
13
4
4
0,4
15
1
1
830
390
96
1
1
1
1
1
1
1
6
15
5
5
0,4
17
1,2
1,2
1130
558
97
1
1
1
1
1
1
1
7
17
5
5
0,5
19
1,2
1,2
1540
774
25
98
1
1
1
1
1
1
1
8
19
6
6
0,5
22
1,5
1,5
1710
880
99
1
-
-
-
1
1
1
9
20
6
6
0,5
-
-
-
2050
1040
900
1
-
-
-
-
-
1
10
22
6
-
0,5
-
-
-
2570
1290
901
1
-
-
-
-
-
-
12
24
6
-
0,5
-
-
-
2570
1290
902
1
-
-
-
-
-
-
15
28
7
-
0,5
-
-
-
2680
1480
20
903
1
-
-
-
-
-
-
17
30
7
-
0,5
-
-
-
2790
1640
904
1
-
-
-
-
-
-
20
37
9
-
0,5
-
-
-
5030
3050
16
16
0
-
-
-
-
-
0
6
17
6
-
0,5
-
-
-
1900
800
25
17
0
-
-
-
0
0
0
7
19
6
6
0,5
-
-
-
2190
1150
18
0
-
-
-
0
0
0
8
22
7
7
0,5
-
-
-
2540
1350
19
0
-
-
-
0
0
0
9
24
7
7
0,5
-
-
-
3000
1500
100
0
-
-
-
-
-
0
10
26
8
-
0,5
-
-
-
3530
1960
23
0
0
0
0
0
0
0
3
10
4
4
0,3
11,5
1,0
1,0
490
215
31
24
0
0
0
0
0
0
0
4
13
5
5
0,4
15,0
1,0
1,0
902
420
25
0
0
0
0
0
0
0
5
16
5
5
0,5
18
1,0
1,0
1470
740
26
0
0
0
0
0
0
0
6
19
6
6
0,5
22
1,5
1,5
2160
1150
25
27
0
-
-
-
0
0
0
7
22
7
7
0,5
-
-
-
2500
1350
28
0
-
-
-
0
0
0
8
24
8
8
0,5
-
-
-
2500
1350
34
0
-
-
-
0
0
-
4
14
5
5
0,5
-
-
-
1450
740
31
35
0
-
-
-
0
0
-
5
19
6
6
0,5
-
-
-
2120
1150
25
Значения Сr
и С0r
- ориентировочные.
Примечания:1.
Для подшипников
типов 840ооо, 860ooo
и 880ооо серий
95…98 r=0,3
мм
2.
Подшипники,
отмеченные
знаком “+”,
изготавливаются
класса точности
Р6, а выделенные
знаком « - « в
графе серий
по ширине - по
специальным
заказам.
Обозначения
размеров, размерных
серий и знаков
условного
обозначения
подшипников
соответствуют
приведенной
схеме:
Таблица
1.6
Диаметр,
мм
Крутящий
момент, Нм
не более
0,1
0,2
0,36
0,77
1,4
1,6
2,8
3,1
5,4
Вала
3
4
5
6
7
8
9
10
12
штифта
0,8
1
1,2
1,6
2
2
2,5
2,5
3
подшип-ника
для схемы:
1
2
3
3
4
5
6
7
8
9(10)
2
3
4
5
6
7
8
9
10
12
Примечания:
1. Материал валика
- сталь качественная,
HRC>32.
Штифты
по ГОСТ
3128-70.
2.Допускается
увеличение
диаметра штифта
до d/З;
при этом предельный
крутящий момент
Т= 0,05dвdш,
Нм.
К
примеру 1. При
Т=0,5 Нм:
dв
=6 мм,
dш
=1,6 мм;
для схемы1
d=
4 мм.
Tаблица
1.7- Значения
коэффициента
а1
(ГОСТ
18855-82)
Таблица
1.8 Значения
коэффициентов
КБ
и КТ
Условия
нагружения
Значение
КБ
Спокойная
нагрузка без
толчков и ударов
1,0
Легкие
толчки, кратковременные
перегрузки
до 128 %
1,0…1,2
Умеренные
толчки, вибрация,
кратковременные
перегрузки
до 150 %
1,3…1,5
То
же, в условиях
повышенной
надежности
1,5…1,8
Значительные
толчки и вибрация,
перегрузки
до 200 %
1,8…2,5
Очень
сильные удары,
кратковременные
перегрузки
до 300 %
2,5…3,0
Коэффициент
К т
Рабочая
температура
подшип-ника,
С
100
125
150
175
200
225
250
Значение
коэффициента
КТ
1,0
1,05
1,10
1,15
1,25
1,35
1,40
Надежность,
%
Значение
а1
90
1,00
95
0,62
96
0,53
97
0,44
98
0,33
99
0,21
К примеру
1. Заданы: необходимая
надежность
98 %, температура
узла 95 С,
не более; возможны
перегрузки
до 120 %.
Из
таблиц: a1=
0,33; КБ
=
1,2; КТ
= 1.
По
(1.3):а3=1/(1,2·1)3=
=
0,578;
по
(1.2):
L10=1020/(0,33x
1x0,578)=
5347 млн.об.
6. Определить
эквивалентную
динамическую
нагрузку.
,
(1.4)
где
X
и Y - коэффициенты
по таблице 1.9,
зависящие от
значения
(или е);
Frи
Fa
- радиальная
и осевая нагрузки
на один подшипник,
Н;
V=1,
если вращается
внутреннее
кольцо подшипника,
V=
1,2 - наружное.
Значение
коэффициента
е
для подшипников
0ооо, 06ооо, 36ооо
эависит от
относительной
нагрузки.
Следовательно,
точное значение
е
можно установить,
только зная
типоразмер
подшипника.
На
конструктивной
схеме вала
каждой паре
подшипников
присвоить
индексы 1 и 2.
Радиальную
нагрузку на
каждый из в
подшипников
принять равной
заданному
значению внешней
радиальной
нагрузкиQi:
Fr1=Qr1;
F r2=Qr2
(1.5)
Последующие
вычисления
выполнить по
одному из приведенных
вариантов.
Вариант
1. Приняты радиальные
шариковые
подшипники
типа 0ооо.
а)
Внешняя осевая
нагрузка на
подшипник Аi
=0 или Аi0,19Qri.
Вариант
2.Приняты радиально-упорные
подшипники
типа о06ооо или
o36ooo.
Принять
e1=e2=0,3.
Вычислить
ориентировочно
Pr1
и Pr2
согласно таблице
1. l0.
Вариант
3.Приняты
подшипники
типов looo,
о46ооо, оббооо,
бооо - магнетные.
Из
таблицы
1.9 выписать значения
е, Х, и Y,соответствующие
типу подшипника,
и выполнить
вычисления
по таблице
1.10. Здесь Рri-
окончательные
значения.
Таблица
1.9 Коэффициенты
Х и У
Тип,
угол контакта
e
Fa/(FrV)>e**
Тип,
угол контакта
e
Fa/(FrV)>e**
X
Y
X
Y
0ooo
=0
0,014
0,19
0,56
2,30
36ооо
=12
0,014
0,30
0,45
1,81
0,028
0,22
1,99
0,029
0,34
1,62
0,056
0,26
1,71
0,057
0,37
1,46
0,084
0,28
1,55
0,086
0,41
1,34
0,110
0,30
1,45
0,110
0,45
1,22
0,17
0,34
1,31
0,17
0,48
1,13
0,28
0,48
1,15
0,29
0,52
1,04
0,42
0,42
1,04
0,43
0,54
1,01
0,56
0,44
1,00
0,57
0,54
1,00
1ооо
=12
-
0,32
0,65
3,06
46ooo
=26
-
0,68
0,41
0,87
=13
-
0,35
2,81
66ooo
=36
-
0,95
0,37
0,66
6ооо*
-
0,20
0,50
2,50
*Магнетные.
**Если
Fa/(V
Fr)е,
дляоднорядных
подшипников
принимать Х=
1,
Y=
0. Для подшипников
типа 1ооо -X=
1, Y=
0,45ctg.
Вариант
4. Подвижное
звено установлено
на одном радиальном
подшипнике
(А = 0) или выбирается
подшипник
плавающей опоры
(схемы 3, таблица
1.2). Окончательное
значение
Pr3=Qr3V.
(1.8)
К
примеру 1. При
замыкании по
схеме 1 А2=
13 Н. Подшипники
типа 0ооо.
По
(1.5) Fr1=
40 Н; Fr2=
35 Н; по (1.6) P1
=40 Н;
по
(1.7) P2=
0.56135
+ 213
= 45,6 Н.
7. Определить
расчетную
динамическую
грузоподъемность
для каждого
шарикоподшипника,
Н:
,
(1.9)
где
Pri
и L10-
ранее вычисленные
значения.
К
примеру 1.
.
8.
Выбрать серию
подшипника
по наружному
диаметру D
и серии по ширине
колец B;
заполнить знаки
в обозначении
подшипника:
XXX
– ХХХХ0ХХ. XX ... –
при
d
XXX
- ХШХХХ. XX ... - при
d
мм.
По
каталогу, зная
внутренний
диаметр подшипника
d
и тип, выбирают
наиболее легкую
серию диаметров,
при которой
еще удовлетворяются
условия:
Ср.
Cr;
(1.10)
nmax
[n] ,
(1.11)
где
Cr
и [n]-
предельные
грузоподъемность
и частота вращения
по
каталогу
(при
этом, в первую
очередь, следует
ориентироваться
на
подшипники
нормальной
ширины - серии
по ширине 1
или 0).
Характеристики
некоторых
типоразмеров
подшипников
приведены в
таблице 1.5.
Таблица
1.10 – Вычисление
эквивалентных
нагрузок.
Вычислить
Установить
соотношения
Вычислить
Установить
соотношения
Вычислить
S1
S2
S1S2
A2S2-S1
Fa1
Fa2
Pr1
Pr2
Fr1e1
Fr2e2
-
S1
S1+A2
-
Fr1V
Fr2
-
>
X2Fr2V+Y2Fa2
S2-A2
S2
-
Fr1V
Fr2V
>
-
X1Fr1V+Y1Fa1
Примечание.
Индексация
в таблице
соответствует
варианту, когда
осевая сила
А воспринимается
подшип-ником
2. При нагружении
осевой силой
подшипника
1 все индексы
"1" заменить
на "2", "2"
– на
"1". Для
узлов с осевым
сборочным
натягом при
вычислении
Fa1
и Fa2
следует добавлять
усилие натяга
Qн.
В
реверсируемых
механизмах
могут изменяться
значения и
направления
нагрузок (червяки,
винты). В этом
случае необходимо
просчитывать
оба режима.
К
примеру 1. По
таблице 1.5 подшипники
типа 880ооо приd=4
мм
имеют грузоподъемность,
Н:
серия
диаметров 8,
ширины 1 - Cr=
415 < Cp1=
699;
серия
диаметров 9,
ширины 1 - Cr=
730 > Cp1=
699, но меньше Cp2;
Серия
диаметров 1
ГОСТ 10056-75 не предусмотрена;
серия
диаметров 2,
ширины 0 - Cr1=
902 > Cp2=
797 > Cp1=699.
Для
всех серий [n]
> n
= 850 об/мин.
Следовательно,
для левой опоры
можно принять
подшипник
типоразмера
1880094,
D
= 11 мм; для правой
- 0880024,D
= 13 мм.
Подшипники
одного вала
малогабаритных
редукторов
и большинства
механизмов
технологически
выгодно выбирать
либо одинаковыми,
либо одного
размера по
наружному
диаметру (таблица
1.11)
Таблица
1.11-Наружные
диаметры радиальных
и радиально-упорных
подшипников
в
зависимости
от размерной
серии по диаметру
D
(ГОСТ 3478~79), мм
Серия
по
D
Внутренний
диаметр подшипника,
мм
0,6
1,0
1,5
2,0
2,5
3
4
5
6
7
8
9
10
12
15
0
2
2,5
3
4
5
6
7
8
10
11
12
14
15
-
-
8
2,5
3
4
5
6
7
9
11
13
14
16
17
19
21
14
9
-
4
5
6
7
8
11
13
15
17
19
20
22
24
28
1
-
-
6
7
8
9
12
14
17
19
22
24
26
28
32
7
2
2
2
-
-
-
10
13
16
19
22
24
26
30
32
35
3
-
-
-
-
-
13
16
19
22
26
28
30
35
37
42
К
примеру 1
Можно принять
оба подшипника
типоразмера
0880024 с наружным
диаметром 13мм, либо
для левой опоры
использовать
подшипник с
внутренним
диаметром не
4 мм, а 5 мм, т.е.
типоразмер
1880095 (D=13
мм, Cr=
830 Н). Ориентировочно
примем оба
подшипника
серии 2 по D,0
- по ширине:dxDxB=
4х13х5 мм; Сr=
902 Н, Сor
=420 Н.
Обозначение:
XXX - 880024.
XX
*
свободные
нули слева в
основном обозначении
не записывают.
Если
значения P
определялись
как ориентировочные,
необходимо
выполнить
поверочный
расчёт. Для
этого выписывают
из каталога
или таблицы
1.5 значения
статической
грузоподъемности
Cor
принятых
подшипников,
определяют
относительную
осевую нагрузку
,
соответствующие
ей значения
e,
X,
и Y
в таблице 1.7 и
повторяют
вычисления
по (1.6) (для радиально-упорных
подшипников
по таблице
1.10) и (1.8) при действительных
значениях e.
Сравнивая
новые значения
Сp
с допускаемыми
для ориентировочно
принятых подшипников
(см. п.8), их принимают
либо окончательно,
либо переходят
к другим сериям
по диаметру.
Если
действительное
значение eq
получится
меньше ориентировочного
ea
и после
определения
нового значения
расчётной
грузоподъёмности
будет соблюдено
условие
(1.10), можно
считать, что
подшипники
по
грузоподъёмности
выбраны правильно.
Приeq
>
ea
следует
проверить
возможность
перехода к
более лёгким
сериям.
К
примеру 1. Для
принятыx
подшипниковСо1
= Со2=
420 Н.
Fa/Cor
= 13:420 = 0,031;eq
= 0,224, X=0,56,
Y=1,96
(промежуточные
значения e
и Y
определяют
линейной
интерполяцией).
Из уравнения
(1.6) Pr2=
45,1 Н; из
(1.9) Cp2=
789 Н < Сr2=902
Н, но больше Сr
=
730 Н
для серии 9.
Поскольку
eq>ea=0,22
и грузоподъемность
подшипников
серии
2 явно
не
используется,
следует проверить
возможность
применения
серии 9,
для
которой
Cor=340
Н
Pr2=
0,56135
+1,6113
= 40,53 Н;
Cp2=
708
Н < Сr2=730
Н.
Следовательно,
переход
на
серию
9 возможен.
Окончательно
принимаются
подшипники
по
ГОСТ 10058-75
сверхлёгкой
серии
4х11х4.
Обозначение:
ХХХХ
– 1880094.ХХ...
9.
Выбрать класс
точности подшипника;
в обозначении
записать класс
точности (0;6;5;4
или 2) ГОСТ 520-89:
ХХХ
- XXXXXXX.
ХХ…
В
первую очередь
ориентироваться
на применение
подшипников
класса 0 (Р0) или
наиболее грубого
класса, по которому
выпускается
принятый типоразмер
(см. таблицу
1.5). Необходимость
в применения
более высоких
классов точности
уста-
Таблица
1.12 - Предельные
отклонения
размеров и
радиальные
биения дорожек
качения
радиальных
и радиалыю-упорных
шарикоподшипников.
Ограничение
ГОСТ 520–89
Класс
точности
dm
Отклонения,
мкм
D
Отклонения,
мкм
Св.
До
dm
Ri
B
Св.
До
Dm
Ra
EI
ES
max
ei
es
ei
es
max
P0
(0)
0,6
2,5
-8
0
10
-40
0
2,5
6
-8
0
15
2,5
10
-120
6
18
10
18
18
30
-9
18
30
-13
13
30
50
-11
20
P6
(6)
0,6
2,5
-7
0
5
-40
0
2,5
6
-7
0
8
2,5
10
6
-120
6
18
10
18
7
18
30
-8
9
18
30
-8
8
30
50
-9
10
P5
(5)
0,6
10
-5
0
3,5
-40
0
2,5
18
-5
0
5
10
18
-80
18
30
-6
6
18
30
-6
4
-120
30
50
-7
7
P4
(4)
0,6
10
-4
0
2,5
-40
0
2,5
18
-4
0
3
10
18
-80
18
30
-5
4
18
30
-5
3
-120
30
50
-6
5
P2
(2)
0,6
10
-2,5
0
1,5
-40
0
2,5
18
-2,5
0
1,5
10
18
-80
18
30
-4
2,5
18
30
2,5
-120
30
50
навливается:а)
сопоставлением
заданных требований
к отклонениям
средних значений
диаметра отверстия
dm,
наружного
диаметра Dm
и ширины колец
с соответствующими
предельными
отклонениями
по классам
точности для
принятых типоразмеров
подшипни-ков;
б)
сравнением
заданных допускаемых
значений радиального
биения
качения
внутреннего
Ri
и (или) наружного
Ra
колец c
соответствующими
предельными
биениями принятых
типоразмеров
в *Включительно
этот размер.
зависимости
от класса точности
(таблица
1.12 или ГОСТ 520-89).
dm,
Dm
-
нормируемое
среднее значение
диаметра отверстия
и наружного
диаметра подшипника,
соответственно.
EI,
ei-
нижние предельные
отклонения;
ES,
es
- верхние.
К
примеру 1.- Задано
предельное
смещение вала
в плоскости
опор
за счет радиального
биения дорожек
качения 5 мкм.
Поскольку
вращается
только вал, а
наружное кольцо
в условиях
жестких ограничений
радиального
смещения будет
устанав-ливаться
неподвижно,
класс точности
подшипника
выбирается
по биению Ri
внутреннего
кольца:
Rmax=
5 мкм
Rimax
(1.12)
Для
принятых подшипников
(d
= 4 мм) условие
(1.12) удовлетворяется
в классе точности
Р5
(Rimax
=3,5 мкм).
Обозначение
подшипника
принимает вид
ХХ5 -
1880094. XX ...
10.
Выбрать группу
подшипника
по радиальному
зазору; указать
обозначение
группы по ГОСТ
24810-60 в схеме
вба
XXX - ХХХХХХХ.
XX ...
Группу
по радиальному
задору выбирают
только для
радиальных
подшипников.
Группа, предпочтительная
для приме-нения
в общих случаях,
именуется
"основная":
в обозначении
подшипника
либо проставляется
буква М, либо
ее опускают,
если позиция
"в" схемы окажется
не заполненной.
Значения
радиальных
зазоров приведены
в таблице 1.13. Кроме
основной группы
можно использовать
и другие: группу
6 - для подшипника
плавающей опоры
в схеме
Таблица
1.13 Радиальные
зазоры шариковых
радиальных
замыкания
3; группы 7,8,9 с
увеличенным
однорядных
подшипников
Gr
мкм. Ограничение
ГОСТ 24810-80
d,
мм
Группа
зазора в подшипнике
6
основная
7
8
9
Св.
До
min
max
min
max
min
max
min
max
min
max
2,5
10
0
7
2
13
8
32
14
29
20
37
10
18
0
9
3
18
II
25
18
33
25
45
18
24
0
10
5
20
13
28
20
36
28
48
24
30
1
II
5
20
13
28
23
41
30
53
зазором
- для подшипников
вертикальных
валиков или
вали-ков
с большой осевой
нагрузкой на
радиальные
подшипники,
используемые
взамен радиально-упорных.
11.
Выбрать группу
(ряд) по
моменту трения;
заполнить
позицию "в"
схемы обозначения:
вба
ХХХ
- ХХХХХХХ. ХХ...
Группы
по моменту
трения, их
обозначения
и числовые
характеристики
уста-новлены
специальными
техническими
условиями на
подшипники
качения. В общих
условиях используется
основная группа,
обозначение
которой на
схеме не указывается.
К
примеру 1. Для
выбранного
типоразмера
приняты основные
группы по зазору
и моменту трения.
Обозначение
принимает вид:
5
- 1880094. XX…
12.
Составить
перечень специальных
требований
для оформления
заказа на подшипники
и согласования
с подшип-никовой
промышленностью.
В схеме обозначения
подшипника
г
XXX - ХХХХХХХ. XX К…
У… Т… С… Ш…
заполнить
те дополнительные
знаки справа
от основных,
которые
однозначно
установлены
в каталоге.
Позиция
"г" - знаки,
указывающие
на материал
деталей подшипника:
например, Е -
сепаратор из
текстолита.
Последующие
позиции отражают
конструктивные
изменения,
связанные с
удовлетворением
требований
быстроходности
(К…), к покрытиям
и шероховатости
поверхностей
(У…), к уровню
шумов и вибрации
(Ш…).
Позиция
Т… - температура
отпуска колец:
Т соответствует
температуре
отпуска 200 С;
Т2 - 250; ТЗ - 300; Т4 - 350, Т5 - 400
С.
Подшипники
общего применения
могут работать
при температурах
до 100 С
без снижения
их номинальной
долго-вечности.
Позиции Т…
таких подшипников
опускаются.
Позиция
С - марка смазочного
материала,
которым заполняется
закрытый подшипник
(типы 88ооо, 98оооо,
98оооо и др.) на
заводе-изготовителе
подшипника.
Можно указать,
например, знаки:
С1-подшипники
скоростных
узлов и узлов
с большим сроком
службы или
предэксплуатационного
хранения (заполняется
ОКБ 122-7);
С2-подшипники,
работающие
в агрессивных
средах (ЦИАТИМ-221);
5
- для работы
при температурах
до 200 С
(заполнен ВНИИ
НП 207).
К
примеру 1. Поскольку
температура
эксплуатации
указана меньше
100 С,
знак Т опускается.
Подшипник
принят закрытого
типа, имеет
большой срок
службы. Других
особых требования
нет. Обозначение
подшипника
следует дополнить
только знаком
CI
и указать стандарт
на типоразмер
подшипника:
5-1880094.С1
ГОСТ 10058-75.
1.4.
Посадочные
места подшипников
Номинальной
формой посадочных
мест для установки
шарикоподшипников
служат цилиндрические
поверхности
и опорные кольцевые
плоскости. Если
посадочный
цилиндр и опорная
плоскость
(заплечики)
образуются
на одной детали,
в зоне их пересечения
формируется
переходной
участок в виде
галтели (криволинейное
сопряжение)
или проточки
(См рис.1.2). Валы
и отверстия
со стороны
монтажа подшипников
должна иметь
фаски.
Номинальные
размеры.
Диаметр посадочного
цилиндра вала
принимается
равным номинальному
диаметру отверстия
подшипника
d,
а диаметр отверстия
в корпусе - наружному
диаметру подшипника
D.
Высота (длина)
посадочных
цилиндров
L
В-r,
(1.13)
где
В
- ширина
кольца подшипника,
мм;
r-
координата
фасок подшипника
(см. таблицу
1.5).
Внешний
диаметр упорных
торцовых поверхностей
вала (заплечиков,
колец, ступиц
и др.) принимается
обязательно
больше диаметра
кромки фасок:
d1>d+4r.
(1.14)
Внутренний
диаметр торцовых
поверхностей
отверстия в
корпусе или
в корпусных
деталях (крышек,
резьбовых
пробок, колец)
должен быть
меньше диаметра
кромки фаски
на наружном
кольце подшипника:
d2
<
D-5r
(1.15)
Наибольший
радиус галтели
(r1,
r2),мм:
r
0,1
0,15
0,2
0,3
0,4
0,5
1,0
r1,
r2
0,05
0,1
0,1
0,2
0,2
0,3
0,6
Ширина
проточек (рисунок
1.2): S
= 0,8 мм, глубина
h
= 0,3 мм.
Размер
фаски:
cx45
при
c
=
r.
(1.17)
Допуски
размеров.
Предельные
отклонения
размеров принятых
подшипников
определяют
по таблицам
ГОСТ 520-89. Необходимый
характер сопряжения
колец подшипников
и посадочных
цилиндров
достигается
выбором полей
допусков вала
и отверстия
в корпусе из
числа рекомендованных
ГОСТ 3325-77.
Сочетания полей
допусков отверстия
(KB)
и наружного
диаметра (h8)
подшипника
c
полями допусков
посадочных
цилиндров вала
и отверстия
в корпусе образуют
посадки с натягом,
с зазором или
переходные.
Методика выбора
посадок регламентирована
ГОСТ 3325-77. Применительно
к шарикоподшипникам
опор механизмов
приборов для
выбора полей
допусков
и посадок можно
воспользоваться
таблицей 1.15
настоящих
указаний.
При
ударных и
вибрационных
нагрузках поля
выбираются
по нормам тяжёлого
режима работы
независимо
от расчётной
долговечности.
Подшипники
точных механизмов
(счетно-решающих,
функциональных
преобразователей
и др.) устанавливаются
с жестко ограниченными
значениями
посадочных
зазоров и натягов,
определяемых
расчетом или
экспериментально.
Если предельные
значения зазоров
и (или) натягов
выходят за
границы допускаемых,
в технических
требованиях
сборочных
чертежей опытного
производства
записывают:
"Подшипники
поз.__ осей I и III
установить
на вал с натягом
0,004…0,008 мм подбором
подшипников
по разности
средних диаметров
цапфы вала и
отверстия
подшипника
в пределах
0,005…0,007 мм. Доработка
цапф
вала не допускается.
Наружные кольца
подшипников
в отверстия
стаканов поз.
___ установить
с номинально
нулевым зазором
при отклонениях
0,002
мм доработкой
посадочной
поверхности
стаканов
(Ra
0,32)".
На
длину L
посадочной
поверхности
в общих случаях
устанавливают
допуски 12…14
квалитетов.
Предельные
отклонения
радиусов галтелей
и фасок назначаются
в соответствии
ГОСТ
25670-83.
Таблица
1.15 – Выбор посадок.
Характер
радиальной
нагрузки
Вращающее-ся
кольцо
Вид
нагружения
колец
Пример
узла
внутреннего
наружного
Постоянная
по направлению
Fr.
Внутреннее
Циркуляционное
Местное
Уравновешенные
узлы зубчатых,
фрикционных
и кулачковых
механизмов
Наружное
Местное
Циркуляционное
Постоянная
по направлению
Fr
и вращающаяся
Ри
< Fr
Внутреннее
Циркуляционное
Колебательное
То
же, но не уравновешенные,
низкие скорости
вращения
Наружное
Колебательное
Циркуляционное
То
же, но Ри
> Fr
Внутреннее
Местное
Циркуляционное
То
же, но
при
вы-соких скоростях
вращения
Наружное
Циркуляционное
Местное
2.Выбор
полей допусков
вала и отверстия
в корпусе
А.
Поля допусков
стальных валов
Вид
нагружения
Режимработы
Примеры
узлов
Подшипник
Тип
и размер
Класс
точности
0;6
5;4
2
Циркуляцион-ное
или колеба-тельное
нагру-жение
внутрен-него
кольца подшипника
Лёгкий
или нор-мальныйP
Редукторы
самописцев,
реле времени,
электроприводы
и другие при
Lh5000
ч
Радиальный
d18
mm
h6
h5
h4
Радиальный
и радиаль-но–упорный
d
js6
js5
js4
Нормальный
или тяжёлый
при:0,07 C
Приводы
РЛС, электроприводы
исполнительные
и др. при: Lh
Допуски
формы, допуски
расположения
и шероховатость
посадочных
поверхностей
должны соответствовать
значениям,
приведенным:
в таблице
1.16
Примеры
нанесения
допусков, объязателыю
указываемых
на чертежах
или оговариваемых
общем записью
в технических
требованиях,
показаны на
рис.1.2.
Рисунок
1. 2
Таблица
1.16 - Допуски формы,
допуски расположения
поверхностей
и посадочных
поверхностей
для установки
шарико-подшипников
Параметры
Обозначение
на чертежах
Допуски
и отклонения,
мкм, не
более,
для
класса
точности
подшипника
мкм,
Р0
Р6
Р5
Р4
Р2
Допуск
цилиндричности
вала или отверстия
корпуса
IT/4
IT/8
Допуск
круглости
вала или отверстия
корпуса
Допуск
соосности
отверстия
корпуса относительно
общей
оси
1,5В*
0,5В*
Допуск
полного торцового
бие-ния заплечиков
вала d50
мм
10
7
4
1.6
1.2
Допуск
полного торцового
бие-ния заплечиков
отверстия
(D80
мм)
25
16
10
4
2.5
Шероховатость
поверхности
валов, Ra
не
более
1,25
0,63
0,32
0,16
Шероховатость
поверхности
отверстий
корпуса, Rа
не более
1,25
0.63
0,32
Шероховатость
поверхности
заплечиков
вала и отверстия,
не более
2,5
1,25
0,63
*
Допуск отнесен
к размеру В/2.
Примечание.
После вычислений
допуски округлить
до меньших
ближайших
значений по
ГОСТ 24643-81.
Обозначения:
IТ-
допуск на диаметр
отверстия или
вала по ГОСТ
25347-82, мкм; В-
ширина колец
подшипника,
мм (см.
таблицу
1.5);
d,
D
-
диаметр цапфы
(шипа) вала и
отверстия в
корпусной
детали, соответст-венно.
Твердость
посадочных
поверхностей.
Стальные валы
и оси механизмов
приборов подвергаются
термохимической
обработке,
обеспечивающей,
прежде всего,
необходимые
физико-механические
характеристики
вала как несущего
элемента конструкции.
Посадочные
поверхности
валов дополнительной
обработке и
покрытиям
подвергаются
только в особых
случаях. Как
правило, принятые
для валов требования
к твердости
поверхности
удовлетворяют
и требованиям
к твердости
поверхностей
для установки
подшипников
качения:
сталь
38ХМЮА
- нормализация:
HRC
32...36; или закалка,
азитирова-
ние:
HRC
56...62;
сталь
25XI3H2
- закалка,
отпуск
до HRC
38...42.
1.5
Осевое смещение
валов.
Функциональная
работоспособность
узла
“вал-опоры”
во многом зависит
от
степени ограничения
осевых
смещений
вала в
подшипниках.
Ориентировочный
осевой
зазор Gao
выбирают в
рекомендуемых
для заданных
условий пределах
(см. таблицу
1.8), учитывая
особенности
нагрузочного
и кинематического
режима: чем
больше частота
вращения и
осевые нагрузки,
чем выше требования
к кинематической
точности, тем
меньше должен
быть осевой
зазор и больше
натяг.
В
технических
требованиях
сборочных
чертежей осевые
смещения вала
оговаривают
предельными
значениями
сборочного
зазора (натяга),
мм:
Gao
min…
Gaomax,
с
указанием
способа его
обеспечения
и контроля
(примеры записей
см. разд. 1.2). При
этом
Gaomin=
Gao-
kiTG,
(1.27)
Gaomax=
Gao-
ksTG,
(1.28)
где
Gao
– по таблице
1.3; TG
– допуск сборочного
зазора, мм по
таблице 1.3;
ki
TG;
ksTG
– нижнее и верхнее
предельные
отклонения
осевого зазора
от номинального
Gao,
мм, nри
условии, что
ki+ks=1.
Если
коэффициенты
теплового
расширении
(КТР) материалов
вала и корпуса
одинаковы или
близки по значениям,
а разность
температур
вала и корпуса
не превышает
20 С,
принимают
ki=ks=0,5.
В общем случае
их выбирают
так, чтобы
выполнялись
условия:
,
(1.29)
,
(1.30)
где
Gamin,
Gamax
- наименьший
и наибольший
действительные
осевые зазоры
в подшипниках,
мм,
Gamin,
Gamax
-
наименьший
и наибольший
допускаемые
осевые зазоры,
мм (см.
таблицу
1.З)
,
- абсолютные
значения наибольших
изменений
осевого зазора
за счет
тепловых вариаций
размеров
вала и
корпуса, уменьшающих
|←|
и увеличивающих
|→|
исходный осевой
зазор, вычисляемые
для двух наиболее
неблагоприятных
режимов по
уравнению:
где
d1,
d2,
D1,
D2
- внутренние
и наружные
посадочные
диаметры подшипников
1 и 2, мм;
α1,
α2 -
углы контакта
в подшипниках
(см. таблицу
1.5); для подшипников
типа 0ооо принять
α
= 8°;
α
tk,
αtв
– КТР материалов
корпуса и вала,
°С-1;
tk,
tв
– заданные
предельные
значения температуры
корпуса и вала,
°С,
при наиболее
неблагоприятных
режимах работы;
l0
– расстояние
между плоскостями
качения замыкающих
вал подшипников,
мм; верхние
знаки использовать
при замыкании
вала по схеме
1, нижние – по
схеме 2 (см. таблицу
1.2).
Если
точных данных
о тепловых
режимах узла
нет, уменьшающее
вычисляют
для режима
пуска
при
tk=tв=
tmin
-
для схемы замыкания
1, или полагая
tk=tв=tmax
при замыкании
по схеме 2. Увеличивающее
- вычислять
для режима
пуска при tk=tв=tmin
- для
замыкания по
схеме 2, или, приняв
tk=tв=
tmax-
при замыкании
по схеме 1.
(tmin,
tmax
– заданные
предельные
значения температуры
эксплуатации).
РАСЧЕТ ТОЧНОСТИ
ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
1 Общие
положения.
Наличие
первичных
погрешностей
при изготовлении
и монтаже зубчатых
передач приводит
к погрешностям
в их работе,
проявляющихся
в кинематической
погрешности
передачи,
представляющей
собой разность
между действительным
и номи-нальным
(расчетным)
углами поворота
ведомого зубчатого
колеса передачи,
а также мертвом
ходе, возникающем
при ревер-сировании
передачи. Значения
первичных
погрешностей
различных
типов зубчатых
передач ограничены
стандартами,
перечень которых
приведен в
таблице 1.1.
Стандарты
устанавливают
12 степеней точности
и 8 видов сопряжении
зубчатых колес.
В точных механизмах
применяются
зубчатые колеса
5...8 степеней
точности. При
этом для высокоточных
отсчетных и
кинематических
цепей механизмов
приборов
используются
передачи 5-й
степени точности.
Таблица
1.1
Вид
передачи
Модуль,
мм
Стандарт
Степень
точности
Вид
сопряжения
Цилиндрические,
внешнего и
внутреннего
зацепления
с прямозубыми
и косозубыми
зубчатыми
колесами
от
1 до 55
ГОСТ
1643-81
3...12
А,
В, С, D,
Е, Н
0.1...1.0
(исключительно)
ГОСТ
9178-81
3...12
D,
Е, F,G, Н
реечные
прямозубые
и косозубые
I...40
ГОСТ
I0242-8I
3...I2
А,
В, С, D, Е, Н
0,1...1,0
(исключительно)
ГОСТ
13506-81
3...12
D,
Е, F, G, Н,
конические
и гипоидные
внешнего
зацепления
с прямыми,
тангенциальными
и криволинейными
зубьями
1...56
ГОСТ
1768-81
4...12
А,
В, С, D. Е, Н
конические
мелкомодульные
внешнего
зацепления
с прямыми зубьями
0,1...1,0
(исключительно)
ГОСТ
9368-81
4...12
D,
Е, F, G, Н
червячные
цилиндрические
с червяками
типа ZA,
Z1,
ZN.ZK
1...25
ГОСТ
3675-81
1...12
А,
В, С, D, Е, Н
0,1...1,0
(исключительно)
ГОСТ
9774-81
3...12
D,
Е, F, G, Н
Необходимая
степень точно-сти
устанавливается
в зависимо-сти
от заданной
кинематической
погрешности
зубчатой передачи.
Вид сопряжения
зависит от
усло-вий
эксплуатации
зубчатой пере-дачи,
главным из
которых являет-ся
температурной
режим.
2 Расчет
кинематической
погрешности
Для определения
кинематической
погрешности
механизма,
составленного
из зубчатых
передач, сначала
необходимо
определить
минимальные
и максимальные
значения
кинематической
погрешности
каждой пары,
а затем произвести
суммирование
этих погрешностей
относительно
заданного вала
методом максимума-минимума
или вероятностным.
2.1 Минимальное
значение
кинематической
погрешности,
мкм
Передачи
зубчатые
цилиндрические:
,
(2.1)
где
-
допуск на
кинематическую
погрешность
соответственно
ведущего и
ведомого колеса
зубчатой пары;
выби-рается
из ГОСТ 1643-81 или
ГОСТ 9178-81 в зависимости
от степени
точности колеса.
Передачи
зубчатые конические:
,
(2.2)
где ¤
- допуск на
кинематическую
погрешность
ведущего и
ведомого колес
соответственно,
выбирается
из ГОСТ1756-81
и ГОСТ
9368-81 в зависимости
от степени
точности.
Передачи
червячные
цилиндрические:
,
(2.3)
где
- допуск на
погрешность
винтовой линии
на длине нарезанной
части червяка;
- допуск
на погрешность
профиля витка
червяка;
- допуск
на кинематическую
погрешность
червячного
колеса.
Значения
величин
,
,
выбираются
из ГОСТ 3675-81 и ГОСТ
9774-81 в зависимости
от принятой
степени точности.
Передачи
зубчатые реечные:
,
(2.4)
где
- коэффициент
фазовой компенсации,
значение которого
выбирается
из таблицы 2.2.
Примечание
1.1
В формулах
2.1…2.3 ks
- коэффициент
фазовой компенсации,
выбираемый
в зависимости
от передаточного
числа зубчатой
пары u=z2/z1
по таблице 2.1;
В формулах
2.1… 2.4 k1
-коэффициент,
зависящий от
степени точности;
где
(…) - угол
поворота ведомого
колеса зубчатой
пары;
-допуск
на кинематическую
погрешность
зубчатого
колеса:
,
где Fp и ff
параметры,
определяемые
по таблицам
стандартов
(см. таблицу
1.1) в зависимости
от степени
точности. Для
цилиндрических
зубчатых колёс
эти параметры
можно определить
по таблицам
Приложения
1.
Таблица
2.1
u
ks
k
u
ks
k
от
1,0 до 1,5
0,3
0,98
св.4,0
до
4,5
0,90
0,96
св.
1,5 до 2 ,0
0,76
0,85
св.4,5
до 5,0
0,87
0,96
св.
2,0 до 2,5
0,75
0,83
св.
5,0 до 5,5
0,85
0,98
св.2,5
до 3,0
0,74
0,93
св.5,5
до
6,0
0,88
0,96
св.3,0
до 3,5
0,75
0,97
св.6,0
до 6,5
0,94
0,97
св.3,5
до 4,0
0,80
0,96
св.
6,5
0,99
0,98
Если
передаточное
число не выражается
конеч-
ным
, числом,
а
угол
поворота ведомого
колеса
то
принять ks=
0,98
Таблица
2.2
Unp
ks
k
Unp
ks
k
от
0,25 до 0,5
0,07
0,90
св.
2,00 до 2.25
0.68
0,87
св.
0,5 до 0,75
0,17
0,95
св.2,25
до 2,50
0.78
0,94
св.
0.75 до 1,00
0,4
0,80
св.
2,50 до 2,75
0,72
0,98
св.
1,00до 1,25
0,65
0,80
св.
2,75 до 3,00
0,68
0,92
св.
1,25 до 1,50
0,65
0,95
св.
3,00 до 3.25
0,73
0,90
св.
1,50 до 1,75
0,60
0,95
св.
3,25 до 3,5
0,83
0,95
св.
1,75 до 2,00
0,59
0,88
св.
3,5
0,98
0,98
Uпр=zрейки/zколеса
2.2 Максимальное
значение
кинематической
погрешности
передач, мкм.
Передачи
зубчатые
цилиндрические
и конические
,
(2.5)
где k
- коэффициент
фазовой компенсации,
значение которого
выбирается
из таблицы 2.1
в зависимости
от передаточного
числа в зубчатой
паре и.
-
суммарная
приведенная
погрешность
монтажа, мкм.
Передачи
червячные
цилиндрические:
,
(2.6)
Передачи
зубчатые реечные:
,
(2.7)
где k -
коэффициент
фазовой компенсации,
значение которого
выбирается
из таблицы 2.2
в зависимости
от приведенного
передаточного
числа
2.3 Суммарная
приведенная
погрешность
монтажа
Рисунок
2.1а
Рисунок
2.1б
Нормируемый
стандартами
допуск кинематической
точности зубчатой
передачи
обеспечивается
технологическим
процессом
изготовления
и контроля
зубчатых колес,
валов (осей),
опорных поверхностей
корпусных
элементов и
процессом
сборки с использованием
выбранных по
классу точности
подшипников
качения. Однако
уже на стадии
проектирования
зубчатой передачи
необходимо
соблюдать
рациональное
соотношение
между принятой
степенью точности
зубчатых колес
и допусками
на размеры
формы и расположения
поверхностей,
которые прямо
или косвенно
определяют
положение
рабочей поверхности
зубьев. В таблице
2.3 приведены
рекомендуемые
значения допусков
на элементы
зубчатых колес
и валов, оказывающих
влияние на
степень точности
зубчатой передачи.
На рисунке
2.1 и рисунке 2.2
показаны обозначения
допусков формы
и расположения
поверхностей
отдельных
зубчатых колес
(рисунок 2.1) и
собранных в
узел (рисунок
2.2).
Рисунок
2.2
Для реечных,
конических,
червячных и
винто-вых
передач соотношение
уровней точности
при выборе
классов точности
подшипников,
посадок колёс
на вал, допусков
на диаметр
поверхности
вершин и шероховатостей
поверхностей
также можно
использовать
рекомендации
таблицы 2.3.
При назначении
на элементы
зубчатых колес
и валов допусков
в соответствии
с рекомендациями
таблицы 2.3 суммарная
приведенная
погрешность
монтажа отсутствует
,
В случае назначения
(с целью удешевления
деталей) более
грубых значений
допусков, необходимо
вычислить
значение возможной
суммарной
погрешности
монтажа.
Таблица
2.3 - К выбору допусков
на элементы
монтажа цилиндрических
эвольвентных
зубчатых колес
на валах по
рисунке
2.1 и рис.2.2
Рекомендуемые
параметры и
характеристики
Степень
точности передачи
по
ГОСТ 1643-81 или ГОСТ
9178-81
Обозначения:
IT-
допуск на диаметр
d2 (по
ГОСТ 25346-89);
Fr-
допуск радиального
биения зубча-того
венца, в мкм
(по ГОСТ 1643-81, - для
m > 1 мм или
по ГОСТ9178-81, - для
m
d
- делительный
диаметр, мм;
b-
ширина венца
зубчатого
колеса, мм;
F
- допуск на
направление
зуба, мкм (по
ГОСТ 9178-81, таблице
7 - для
m
т
1 мм).
5-
6
7
8
Класс
точности
подшипников
качения
Р4
P5
P6
P6
Посадка
ступицы колеса,
на вал d2;
(НQ/ТQ)
H5/k5*
H6/k6
Н7/js6
Радиальное
биение посадочной
поверхности
вала FR1
мкм
IT5/4
IT6/4
IT6/2
Радиальное
биение поверхности
вершин зубьев
FR2,
мкм
принятое
значение радиального
биения зубчатого
венца отличное
от табличного
;
избыточное
радиальное
биение дорожек
качения внутреннего
кольца шарикоподшипников,
на которых
установлен
вал данного
колеса:
,
(2.12)
где
принятое радиальное
биение дорожек
качения внутреннего
кольца в случае
применения
шарикоподшипников
более грубого
класса точности,
чем рекомендуется
по таблице
2.3. Значения
радиального
биения дорожек
подшипников
выбираются
по ГОСТ 520-89
Осевое
биение зубчатого
колеса определяется
по формуле:
,
(2.13)
где
избыточное
торцевое
биение базового
торца шестерни
или колеса,
мкм;
'
(2.I4)
где
-
принятое торцовое
биение базового
торца шестерни
или колеса
значения
,
отличное от
рекомендуемого
по таблице 2.3.
избыточное
торцовое биение
базового торца
колеса после
сборки, мкм
,
(2.15)
где
-принятое
торцовое биение
базового торца
колеса после
сборки отличное
от значения
рекомендуемое
по таблице 2.3;
где
-
торцовое биение
дорожек шарикоподшипников
более грубых
классов точности,
чем
рекомендуется
по таблице 2.3.
Значения торцового
биения дорожек
выбираются
по ГОСТ 520-89.
Суммарная
приведенная
погрешность
монтажа цилиндрических
червяков может
быть определена
по формуле:
.
(2.17)
Значения
ea
и er
могут быть
вычислены по
формулам (2.9) и
(2.13).
2.4 Значение
кинематической
погрешности
зубчатой передачи
в угловых единицах.
При расчете
погрешностей
механизма в
угловых единицах,
вычисленные
по формулам
(2.1)...(2.7) значения
минимальной
и максимальной
кинематической
погрешностей
из линейных
единиц (мкм)
переводятся
в угловые (...'):
,
(2.18)
где
-
минимальное
или максимальное
значение
кинематической
погрешности,
(...');
-
минимальное
или максимальное
значение
кинематической
погрешности,
мкм;
d- делительный
диаметр ведомого
колеса зубчатой
пары, мм.
где
-
максимальное
значение
кинематической
погрешности
зубчатой пары,
вычисленное
в зависимости
от вида передачи;
-
передаточное
отношение от
вала, на котором
находится
ведомое колесо
данной
зубчатой пары,
до вала, к которому
приводится
погрешность.
Полученное
по формуле (2.
19) значение
кинематической
погрешности
должно быть
меньше или
равно допустимому
значению погрешности,
заданному для
данной кинематической
цепи механизма.
2.5.2 При
расчете по
вероятностному
методу
Координата
середины поля
рассеяния
кинематической
погрешности
зубчатой пары:
,
(2.20)
где i
- номер зубчатой
пары.
Поле
рассеяния
кинематической
погрешности
зубчатой пары:
.
(2.21)
Координата
середины поля
рассеяния
кинематической
погрешности
рассматриваемой
цепи механизма:
.
(2.22)
Суммарное
вероятностное
значение
кинематической
погрешности
рассматриваемой
цепи механизма:
,
(2.23)
Процент
риска р,%
10
4.5
1,0
0,27
Коэффициент
t1
0,26
0,35
0,46
0,57
где t1
- коэффициент,
зависящий от
процента риска,
значение его
выбирается
из следующей
таблицы
Вероятностное
значение
кинематической
погрешности
цепи, состоящей
из одной зубчатой
пары, определяется
по формуле:
,
(2.24)
где Kp-
вероятностный
коэффициент,
значение которого
выбирается
из таблиц
(2.4)...(2.6), в зависимости
от вида передачи,
Таблица
2.4-Значение
коэффициента
Кp для
цилиндрических
и конических
зубчатых
передач
Процент
риска
Передаточное
число
от
1,0
св.
1,5
св.2,0
св.2,0
св.3,0
св.3,5
св.4,0
св.4,5
св.5,0
св.5,5
св.6,0
св
до
1,5
до
2,0
ДО
2,5
ДОЗ
до
3.5
до
4,0
до
4,5
до
5,0
до
5,5
до
6,0
до.6,5
6,5
32
0,58
0,68
0,60
0,74
0,71
0,71
0,68
0,71
0,78
0,70
0,78
0,80.
10
0,92
0,78
0,73
0,88
0,82
0,32
0,80
0,82
0,90
0,88
0,91
0,94
4,5
0,95
0,83
0,81
0,91
0,91
0,91
0.88
0,92
0,94
0,94
0,94
0,96
1,0
0,96
0,84
0,82
0,92
0,95
0,95
0,94
0,95
0,97
0,95
0,96
0,96
Таблица
2.6--Значение
коэффициента
Кp
для
червячной
передачи
Процент
риска р,%
Коэффициент
Кр
32
0,79
10
0,87
4,5
0,89
1,0
0,92
0,25
0,93
процента
риска и передаточного
числа.
Таблица
2.5 - Значение
коэффициента
К для зубчатой
реечной передачи
При
проектировании
механизмов
часто возникает
требование
компоновки,
при которой
входной и выходной
валы были бы
соосны. Такая
задача лучше
других способов
решается
планетарными
зубчатыми
механизмами.
Одной из наиболее
распротра-ненных
является
кинематическая
схема механизма,
представленная
на рисунке 2.3.
При этом вопрос
о том, какое из
центральных
колее должно
быть неподвижным
(а или с), решается
в зависимости
от требуемой
ориентации
входного и
выходного вала
Рисунок
2.3
Передаточное
отношение
механизма по
схеме 2.3а при
ведущем водиле
hопределяется
по формуле:
,
(2.25)
а для
механизма по
схеме рис. 2.3:б
.
(2.26)
Суммарная
кинематическая
погрешность
планетарного
механизма
рассчитывается
в соответствии
с вышеприведенной
методикой, но
при этом водило
условно считается
неподвижным,
а кинематическая
погрешность
суммируется
от вала неподвиж-ного
центрального
колеса до вала
подвижного
центрального
колеса.
2.7. Методы
достижения
заданной
кинематической
погрешности
В случае
если расчетное
значение суммарной
кинематической
погрешности
превышает
заданное, его
можно уменьшить
за счет следующих
мероприятий:
1. Применением
зубчатых колее
более высоких
степеней точности,
начиная с последних
(выходных) ступеней.
2. Уменьшением
приведенной
погрешности
монтажа за счет
выбора подшипников
более высокого
класса точности
и уменьшением
допусков на
погрешность
формы и размеров
посадочных
мест зубчатых
колес.
3. Перераспределением
передаточных
отношений между
ступенями
механизма с
целью увеличения
передаточных
отношений
последних
ступеней при
соответствующем
уменьшении
передаточных
отношений
первых ступеней.
4. Увеличение
процента риска
и соответствующим
уменьшением
значения
коэффициента
t1в формуле
2.23.
2.8. Рекомендации
по расчету
кинематической
погрешности
Номер
колеса
d
u
Fr
Fp
ff
fhk
k1
ks
k
k
ii
t1
1
2
…
Расчет
кинематической
погрешности
зубчатого
механизма
производится
после определения
геометрических
размеров зубчатых
колес, составляющих
механизм. Далее
в зависимости
от типов зубчатых
передач (цилиндрические,
конические,
червячные,
реечные) и степени
точности по
соответствующим
стандартам
(см. таблицу
1.1) составить
таблицу первичных
погрешностей,
а также параметров
и коэффициентов,
учитываемых
при расчете
кинематической
погрешности
После
этого произвести
расчет кинематической
погрешности
заданной
кинематической
цепи.
3. Расчет
погрешности
мертвого хода
Мертвый
ход возникает
в механизмах,
работающих
в реверсивных
режимах. Составляющими
погрешности
мертвого хода
зубчатых механизмов
являются зазоры
между рабочими
поверхностями
зубьев, зазоры
в опорах валов
и упругие деформации:
скручивание
и изгиб валов.
3.1 Определение
вида сопряжения.
В зависимости
от вида сопряжения
в зацеплении
устанавливается
значение
гарантированного
бокового зазора
Jnmin,,кoтоpoе
в свою очередь
определяется
в зависимости
от условий
эксплуатации
с учетом температурного
режима, способа
смазывания
и окружной
скорости работы
зубчатых колес.
В мелкомодульных
зубчатых колесах
основным критерием
для выбора вида
сопряжения
является
температурная
деформация.
Минимальный
боковой зазор
из условий
предотвращения
заклинивания
зубьев при
температурных
деформациях
пропределяется
в зависимости
от типа передач
по следующим
формулам:
3.1.1 Передачи
цилиндрические
зубчатые и
червячные:
,
(3.1)
где пр
- допустимый
зазор, мкм;
d1,d2
-диаметры делительной
окружности
шестерни и
колеса соответственно,
мм;
1,
2,
k,-
температурный
коэффициент
теплового
расширения
материала
шестерни, колеса
и корпуса
соответственно,
"С;
t0-
нормальная
температура,
°С (t0= 20°C);
t -
рабочая температура,
°С;
tw-
угол зацепления
шестерни и
колеса;
т - модуль
зацепления,
мм.
Для
цилиндрических
зубчатых и
червячных
передач, у которых
имеются колеса
из искусственных
смол или других
пласт-масс,
необходимо
учитывать
набухания венца
во влажной
атмосфере. В
этом случае
минимальный
допустимый
зазор равен:
,
(3.2)
где d-
ширина части
колеса, изготовленной
из пластмассы,
мм;
где е1,
е2 - угол
делительного
конуса шестерни
и колеса соответственно;
dei,de2-
внешний делительный
диаметр шестерни
и колеса соответственно.
Значения
температурных
коэффициентов
линейного
расширения
различных
материалов,
приведены в
таблице 3.1
Таблица
3.1
Материал
Марка
105С-1
Материал
Марка
105С-1
Чугун
белый
0,8
Алюми-
ниевый
сплав
АМг
2,36
серый
1,05
Д16-Т
2,27
ковкий
1,1
В95
2,31
Сталь
10…20
1,16
АЛ2
2,11
30,45,А12
1,06
АЛ3
2/2
40Х
1,34
АЛ9
2,3
40Х13
1,1
Бронза
БрОФ6,5-1,5
1,72
Х18Н9Т
1,6
БрОЦ4-3
1,8
ШХ15
1,4
БрАЖ9-4
1,62
30ХГСА
1,1
БрБ2
1,66
12ХН3А
1,2
Латунь
Л62
2,06
25Х13Н2А
1,2
ЛС59-1
2,06
Минимальное
значение бокового
зазора, определяющее
вид сопряжения,
назначается
из условия:
Jnmin
Jпр
и выбирается
по таблицам
соответствующих
стандартов
(см. таблицу
1.1)
3.2 Минимальное
значение мертвого
хода передачи
Для всех
видов передач
минимальное
значение мертвого
хода, приведенное
к дуге делительной
окружности,
определяется
по формуле:
(3.4)
где
Jtmin-
гарантированный
боковой зазор,
мкм
аt,-
торцовый угол
профиля;
- делительный
угол подъема
винтовой линии
червяка. Для
косозубых колес
=
для прямозубых
=0.
3.3 Максимальное
значение мертвого
хода передач
3.3.1 Передачи
зубчатые
цилиндрические:
,
(3.5)
где EHS1,
EHS1
-наименьшее
дополнительное
смещение исходного
контура шестерни
и колеса соответственно,
мкм;
TH1,
TH2
-смещение исходного
контура шестерни
и колеса соответственно,
мкм;
-
допуск на среднюю
делительную
толщину зуба
по хорде в шестерне
и колесе соответственно,
мкм;
Ga1,
Ga2-
осевой зазор
в опорах шестерни
и колеса, мкм;
1, 2-
угол делительного
конуса шестерни
и колеса соответственно.
3.3.3 Передачи
червячные
цилиндрические:
,
(3.7)
где
- наименьшее
отклонение
толщины витка
по хорде, мкм;
-
допуск на толщину
витка, мкм;
fa
- предельное
отклонение
межосевого
расстояния
червячной
передачи, мкм;
fac
- предельное
отклонение
межосевого
расстояния
в обработке
fac
= 0,75 fa.
3.3.4 Передачи
зубчатые реечные:
.
(3.8)
Все значения
величин, входящих
в формулы
(3,5)...(3,8), выбираются
по таблицам
стандартов,
указанных в
таблице 1.1 в
зависимости
от типа передач,
степени точности
и вида сопряжения.
Значения радиальных
Gr,. и
осевых Ga
зазоров назначаются
в зависимости
от типа опор.
3.4 Погрешность
мертвого хода
в угловых единицах
(...')
При
необходимости
получения
погрешности
мертвого хода
в угловых единицах,
вычисленные
по формулам
(3.5) ... (3.8) значения
минимальной
и максимальной
погрешностей,
из линейных
единиц (мкм)
переводятся
в угловые (...'):
(3.9)
где J
- минимальное
или максимальное
значение погрешности
мертвого хода
в угловых единицах
(...');
Jt-
минимальное
или максимальное
значение погрешности
мертвого хода
в мкм,
d - делительный
диаметр ведомого
колеса зубчатой
пары, мм.
3.5 Суммирование
погрешностей
мертвого хода,
вызванных
боковым зазором
в передаче.
3.5.1 При
расчете по
методу максимума-минимума:
,
(3.10)
где Jmaxi
- максимальное
значение мертвого
хода i-ой ступени,
рассматриваемой
кинематической
цепи;
ii
передаточное
отношение между
валом ведомого
колеса зубчатой
пары и валом,
к которому
приводится
погрешность
3.5.2 При
расчёте по
вероятностному
методу:
1. Определить
координату
середины поля
рассеяния
погрешности
мертвого хода
каждой ступени:
.
(3.11)
2. Определить
поле рассеяния
погрешности
мертвого хода
каждой ступени:
.
(3.12)
3. Определить
суммарную
координату
середины поля
рассеяния,
рассматриваемой
кинематической
цепи
,
(3.13)
где EVj
- координата
середины поля
рассеяния i-ой
ступени.
4. Суммарное
вероятностное
значение погрешности
мертвого хода,
рассматриваемой
кинематической
цепи:
,
(3.14)
Процент
риска р,%
10
4,5
1,0
0,27
Коэффициент
t2
0,21
0,28
0,39
0,46
где Vji
-поле рассеяния
i-ой ступени,
t2-
коэффициент,
учитывающий
процент риска.
Его значение
вбирается по
таблице:
3.6 Погрешность
упругого мертвого
хода
3.6.1. Погрешность
упругого мертвого
хода от скручивания
валов
Эта погрешность
определяется
как двойной
угол скручивания
вала при нагружении
его крутящим
моментом:
(3.15)
где
-
двойной угол
скручивания
вала, рад;
Т-
крутящий момент
на валу, Н-мм;
l
- расстояние
между средними
плоскостями
зубчатых колес,
установленных
на валу, или
расстояние
между средними
плоскостями
колеса и места
съема движения
с вала, мм;
Jp-
полярный момент
инерции поперечного
сечения вала,
мм4. Для вала
круглого сечения
Jp =л•d4/32•,
G -
модуль упругости
материала вала
при кручении,
МПа. Для стали
G = 8104
МПа.
Значение
погрешности
упругого мертвого
хода от скручивания
для стального
вала круглого
сечения в угловых
минутах (...') определяется
по формуле:
,
(3.16)
где
dв-
диаметр вала,
мм.
Суммарная
погрешность
мертвого хода
от скручивания
валов кинематической
цепи определяется
по формуле:
(3.17)
где
-
погрешность
упругого мертвого
хода от скручивания
отдельных
валов,
-
передаточное
отношение между
i-тым
валом и выходным
валом, рассматриваемой
кинематической
цепи.
3.6.2 Погрешность
упругого мертвого
хода от изгиба
валов, приведенная
к оси ведомого
колеса зубчатой
пары в угловых
минутах (...') для
стальных валов
круглого сечения
определяется
по формуле:
а
б
Рисунок
3.1
,
(3.18)
где Т2- крутящий
момент на валу
ведомого колеса
зубчатой пары,
Н-мм;
- передаточное
отношение между
валом ведомого
колеса данной
пары и валом,
к которому
приводится
погрешность.
3.7 Полная
погрешность
мертвого хода
Полная
погрешность
мертвого хода
представляет
собою сумму
погрешностей
мертвого хода
от зазоров
между зубьями,
определяемую
по формулам
(3.10) или (3.14), и погрешностей
упругого мертвого
хода, определяемой
по формулам
(3.17) и (3,19),
Таким
образом
(3.20)
или
,
(3.21)
где
- допустимое
значение погрешности
мертвого хода
кинематической
цепи.
3.8 Погрешность
мертвого хода
в планетарных
механизмах
Погрешность
мертвого хода,
вызванная
боковым зазором
между зубьями
в отдельно
взятых зубчатых
парах, составляющих
планетарный
механизм,
определяется
по формулам
(3.1)...(3.8). Суммарная
погрешность
(максимальная)
мертвого хода
в (...') между водилом
и подвижным
центральным
колесом для
схемы на рисунке
2.За может быть
определена
по формуле:
(3.22)
а для
схемы на рисунке2.3б по формуле
(3.23)
где
da,
dc-
диаметры делительных
окружностей
центральных
колес, мм;
,-
максимальная
погрешность
мертвого хода
в зубчатых
парах,мкм;
,
- передаточные
отношения
планетарного
механизма,
вычисляемые
по формулам
(2.25) или (2.26).
При
суммировании
вероятностным
методом:
для схемы
на рисунке
2.3а:
;
(3-24)
-длясхемы
на рисунке
2.3.6:,
,
(3.25)
где
- координата
середины поля
рассеяния
погрешности
мертвого хода
для планетарного
механизма на
рисунке 2.3,а:
,
(3.26)
где
- координата
середины поля
рассеяния
погрешности
мертвого хода
для планетарного
механизма на
рисунке. 2.36:
Eva-g
и Evf-c
- координаты
середины поля
рассеяния
погрешности
мертвого хода
зубчатых пар
a-g и f-c,
вычисляемые
по фор-
муле
(3.11);
Va.g,
Vf-c
- поле рассеяния
погрешности
мертвого хода
зубчатых пар
a-g и f-c, вычисляемых
по формуле
(3.12);
t2-
коэффициент,
учитывающий
процент риска.
Его значения
выбираются
по таблице
3.2.
3.9 Способы
уменьшения
погрешности
мертвого хода.
В случае
превышения
расчетной
суммарной
погрешности
над допустимой
необходимо
принять меры
по уменьшению
погрешности
мертвого хода.
Основные из
них следующие:
1. Уменьшение
зазора в опорах
валов.
2. Применение
специальных
конструкций
зубчатых колес,
уменьшающих
или устраняющих
боковой зазор
между зубьями.
Наиболее эффективными
являются безлюфтовые
зубчатые колеса,
состоящие из
2-х колес: основного
и поджимного
и устанавливаемых
между ними
пружинами
(винтовыми или
плоскими).
Рабочее
усилие пружины
(в Н) определяется
из условия:
,
(3.28)
где Ткр
- момент, передаваемый
валом, на котором
устанавливается
бсзлюфтовое
зубчатое колесо,
Н мм;
l2-
расстояние
между осями
пружины и зубчатого
колеса, мм;
n
- количество
пружин.
Расчет
усилия пружины
по формуле
(3.28) производится
в случае применения
пружин сжатия
или растяжения.
В случае использования
конструкций
безлюфтовых
колес с пружинами,
создающими
вращающий
момент, пружина
выбирается
по условию:
.
(3.29)
Конструкции
и размеры элементов
безлюфтовых
колес в зависимости
от потребного
усилия пружины
приведены в
Приложении
2.
3.10 Рекомендации
по расчету
погрешности
мертвого хода
Номер
колеса
d
aW
Jnmin
fa
EH
TH
faM
E
TŜ
fac
Gr
Ga
t2
1
2
3
4
Расчет
погрешности
мёртвого хода
производится
после определения
геометрических
размеров зубчатых
колес и выполнения
компоновки
механизма с
целью определения
положения
зубчатых колес
на валах и значений
пролетов валов.
Далее необходимо
определить
минимальный
боковой зазор
из условий
предотвращения
заклинивания
зубьев при
температурных
деформациях
по формулам
(3.1)...(3.3), выбрать вид
сопряжения,
значения
величин, входящих
в формулы
(3.4)...(3.8), в зависимости
от видов передач
по стандартам
(таблица 1.1). Значения
этих величин
свести в таблицу,
куда также
занести значения
других параметров,
входящих в
формулы (3.4)...(3.8):
После
составления
таблицы исходных
данных произвести
суммирование
погрешностей
в заданной
кинематической
цепи
Таблица
1-Нормы кинематической
точности
Степень
точности
Обозначение
Модуль
т,
мм
Делительный
диаметр d,
мм
До
12
Св.
12 до 20
Св.
20 до32
Св.
32 до 50
Св.
50 до 80
Св.
80 до 125
Св.
125 до 200
Св.
200 до 315
Св.
315 до 400
мкм
5
Fr
От
0,1 до 0,5
7
8
9
10
12
14
16
—
—
Св..
0,5 до 1,0
9
10
11
12
14
16
19
22
22
Fp
От
0,1до
10
11
12
14
16
19
22
25
30
6
Fr
От
0,1 до 0,5
11
12
14
16
19
22
26
—
—
Св.0,5до
15
16
18
20
22
25
30
35
36
Fp
От0,1до
16
17
19
22
25
30
36
40
45
7
Fr
От
0,1 до 0,5
16
18
20
22
26
30
36
—
—
Св.
0,5 до < 1,0
21
22
24
26
30
36
42
48
50
Fp
От0,1до
22
24
26
30
35
42
50
56
63
8
Fr
От
0,1 до 0,5
19
21
25
28
32
38
45
—
—
Св,0,5до
26
28
30
34
38
45
50
55
63
Fp
От0,1до
32
34
38
42
50
60
70
80
90
*-
для этих диапазонов
диаметров
числовые значения
допусков
относятся к
зубчатым
колесам с
модулями свыше
0,5 мм
Fr
-допуск на
радиальное
биение зубчатого
колеса;
Fp
-допуск на
накопленную
погрешность
шага зубчатого
колеса
Таблиц
2-Нормы плавности
работы
(показатель
ff-допуск
на погрешность
профиля
зуба)
Обозна-
чения
Модуль
т.
мм
Степень
точности
5
6
7
8
мкм
ff
От
0,1 до 0,5
5
7
9
11
Св.
0,5 < 1
3
4
10
13
Приложение
1
Таблица
3-Нормы контакта
зубьев (показатель
f)
Обоз
наче ния
Ширина
зубчатого
венца bw,
мм
Степень
точности
5
6
7
8
мкм
f
До
10
6
7
9
13
Св.
10 до 20
7
9
11
15
Св.
20 до 40
7
9
11
17
Таблица
5 - Нормы
бокового зазора
(показатели
–EWms
или +EWmi
колёс
с внешними
зубьями; EHI-
для зубчатых
колёс с внутрен-
ними
зубьями
Вид
сопряжения
Степень
точности
по
нормам плавности
Делительный
диаметр d,
мм
До 12
Св. 12 до
20
Св. 20 до32
Св. 32 до
50
Св. 50 до
80
Св. 80 до
125
Св. 125 до
180
Св. 180 до
250
Св. 250 до
315
Св. 315 до
400
мкм
H
3-7
5
6
7
6
9
11
13
14
16
18
G
3-6
12
14
16
18
22
25
28
38
40
45
7
16
18
20
22
26
28
30
40
40
45
8
22
24
26
28
30
32
34
45
50
50
F
3-6
18
22
26
30
35
40
45
55
60
63
7
22
24
28
32
36
42
48
55
60
63
8
26
30
34
38
42
45
53
60
63
70
E
3-7
28
32
38
45
53
60
70
80
90
100
8
35
40
45
50
55
63
75
85
95
105
9
42
48
55
60
63
70
80
90
100
110
D
3-7
40
55
60
70
80
90
110
130
140
150
8
50
55
60
70
80
95
118
130
150
160
9
55
60
70
80
90
100
120
130
150
160
Таблица7-Нормы
бокового зазора
(Twm - допуск
на среднюю
длину
общей
нормали)
Вид
сопряжения
Допуск
на радиальное
биение зубчатого
венца Fr
Вид допуска
бокового зазора
До 6
Св. 6 до
8
Св. 8 до
10
Св. 10 до
12
Св. 12 до
16
Св. 16 до
20
Св. 20 до
25
Св. 25 до
32
Св. 32 до
40
Св. 40 до
50
Св. 50 до
60
Св. 60 до
80
Св. 80 до
100
Св. 100 до
125
Св. 125 до
160
Св. 160
мкм
Н
h
6
7
7
8
9
10
11
12
14
16
18
21
25
28
35
38
G
g
8
8
9
9
11
12
14
15
16
20
21
28
32
40
48
50
F
f
9
10
10
11
12
14
16
19
21
22
28
35
38
45
56
63
E.D
e
11
11
12
14
15
17
21
22
26
30
38
45
53
67
80
85
Таблица
8-Нормы бокового
зазора (Tw
- допуск на длину
общей нормали)
Вид
сопряжения
Вид
допуска бокового
зазора
Допуск
на радиальное
биение зубчатого
венца Fr
До 6
Св. 6 до
8
Св. 8 до
10
Св. 10 до
12
Св. 12 до
16
Св. 16 до
20
Св. 20 до
25
Св. 25 до
32
Св. 32 до
40
Св. 40 до
50
Св. 50 до
60
Св. 60 до
80
Св. 80 до
100
Св. 100 до
125
Св. 125 до
160
Св. 160
мкм
Н
h
10
11
12
14
17
20
22
26
34
40
48
60
75
95
112
130
G
g
11
12
14
15
19
22
26
30
36
45
50
67
80
100
130
140
F
f
12
14
15
17
20
24
28
34
40
48
56
75
90
110
140
160
E,D
e
14
15
17
20
22
28
32
38
48
53
67
85
100
130
160
180
Таблица
9-Нормы бокового
зазора
(ТН-
допуск на
смещение
исходного
контура)
Вид
сопряжения
Вид допуска
бокового зазора
Допуск
на радиальное
биение зубчатого
венца Fr
До 6
Св. 6 до
8
Св. 8 до
10
Св. 10 до
12
Св. 12 до
16
Св. 16 до
20
Св. 20 до
25
Св. 25 до
32
Св. 32 до
40
Св. 40 до
50
Св. 50 до
60
Св. 60 до
80
Св. 80 до
100
Св. 100 до
125
Св. 125 до
160
Св. 160
мкм
Н
h
14
16
18
20
25
30
34
40
50
60
70
90
110
140
170
190
G
g
16
18
20
22
28
32
38
45
53
67
75
100
120
150
190
210
F
f
18
20
22
25
30
36
42
50
60
70
85
110
130
160
200
230
E,D
e
20
22
25
30
34
40
48
56
70
80
100
125
150
190
240
260
Таблица
9-Нормы бокового
зазора
(ТН-
допуск на
смещение
исходного
контура)
Вид
сопряжения
Вид допуска
бокового зазора
Допуск
на радиальное
биение зубчатого
венца Fr
До 6
Св. 6 до
8
Св. 8 до
10
Св. 10 до
12
Св. 12 до
16
Св. 16 до
20
Св. 20 до
25
Св. 25 до
32
Св. 32 до
40
Св. 40 до
50
Св. 50 до
60
Св. 60 до
80
Св. 80 до
100
Св. 100 до
125
Св. 125 до
160
Св. 160
мкм
Н
h
14
16
18
20
25
30
34
40
50
60
70
90
110
140
170
190
G
g
16
18
20
22
28
32
38
45
53
67
75
100
120
150
190
210
F
f
18
20
22
25
30
36
42
50
60
70
85
110
130
160
200
230
E,D
e
20
22
25
30
34
40
48
56
70
80
100
125
150
190
240
260
ПРИЛОЖЕНИЕ
2.
Параметры
и конструктивные
элементы безлюфтовых
зубчатых колес.
В зависимости
от конструктивных
особенностей
механизма и
допустимых
его габаритов
люфтовыбиращее
устройство
может устанавливаться
либо на ведущем
колесе зубчатой
пары, либо на
ведомом. Тип
безлюфтового
зубчатого
колеса и размеры
его элементов
зависят от
значения момента,
передаваемого
валом, на котором
установлено
данное зубчатое
колесо. На рисунке
1 даны размеры
винтовых пружин
растяжения
в зависимости
от рабочей
нагрузки,
определяемой
по формуле
(3.28), а на рисунке
2 даны размеры
мест установки
этих пружин
на зубчатых
колесах. На
рисунке 3 даны
размеры пружины
кручения в
зависимости
от потребного
значения крутящего
момента пружины,
определяемого
по формуле
(3.29), а на рисунке
4 показана
конструкция
безлюфтового
колеса с пружиной
кручения и даны
размеры элементов
для ее установки.