Проектирование привода гладильного пресса

Page 1

Ç
26n6
Ç
25d9
Ç
30k6
Ìîäóëü
m
6
×èñëî çóáüåâ
z
1
24
Óãîë íàêëîíà çóáüåâ

17

34"
Òèï çóáüåâ
êðóãîâîé
Êîýôôèöèåíò ñìåùåíèÿ x
0
Ñòåïåíü òî÷íîñòè
8-B
Äåëèòåëüíûé äèàìåòð
Ñîïðÿæ¸ííàÿ äåòàëü
d
1
ÝÓ-Ä1-050-002
126
À
Ç
10
7
Ç
13
6
32
62
180
1
4
Å
50
Á
Á
5
8
Ã
Ä
Å
28
0,005
2•45
Å
2 ôàêñêè
0,012 ÄÃ
0,012 Ã
0,05 Ã
Ra 0,8
Ra 1.25
A(4:1)
Ç
0,012 ÃÂ
2
12
Å
8'
114
72
M
27•
1
,
5
3
6
0,012 Ä
Á-Á
28
Â
Â
8P9
4
-0,5
Â-Â
3
R1
R
0
,
5
4
5
Å
Ç
3
0
Ç
29,
5
Ìàññà Ìàñøòàá
Èçì. Ëèñò
¹ äîêóì. Ïîäï.
Äàòà
Ëèò.
Ðàçðàá.
Ïðîâ.
Ò.êîíòð.
Ëèñò
Ëèñòîâ
Í.êîíòð.
Óòâ.
1:1
1
Âàë ïðèâîäíîé
Ñòàëü 40ÕÍÃÎÑÒ4543-71
ÝÓ-Ä1-050-001
Ìàðòèíåíêî
18.06.2012
Æäàíîâà
Èíâ.
¹
ï
îäë.
Ïîäï.
è
ä
àò
à
Â
çàì.
èíâ.
¹
È
íâ.
¹
äóáë.
Ï
îäï.
è
ä
àò
à
Ñïðàâ.
¹
Ïåðâ.
ïðèìåí.


Êîïèðîâàë
Ôîðìàò A3
Ra 6,3
( )
1. Òåðìîîáðàáîòêà óëó÷øåíèå: ÍÂ=250
2..Íåóêàçàííûå ïðåäåëüíûå îòêëîíåíèÿ ðàçìåðîâ âàëîâ h14,
îòâåðñòèé H14, îñòàëüíûõ ±IT
14
2

---

Page 2

0 
 
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ 
Государственное образовательное учреждение 
высшего профессионального образования 
Южно‐Российский государственный университет экономики и сервиса 
(ГОУ ВПО ЮРГУЭС) 
Кафедра 
      ПМ и КМ                    
Проект допущен к защите 
                                                                                               __________________________________ 
                                                                                                                                               (подпись, дата) 
 
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ 
по дисциплине
: 
«Основы конструирования и 
проектирования» 
на тему
: «Проектирование привода гладильного 
пресса» 
 
Выполнила:  Мартиненко В.Е.       группа  ЭУ‐Д1‐050  
 
                                                    (подпись)                    
                                            
                                                               
Проверил:___________________          Жданова О.В.
 
                                                   (подпись) 
  
 
ШАХТЫ   2012 г.
 

---

Page 3

1 
 
Содержание
1. Техническое задание.
2
2. Подбор электродвигателя.
3
3. Расчёт редуктора.
6
3.1 Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента
валов редуктора.
6
3.2 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ
ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ.
7
3.3 РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА.
8
3.3.1 Расчёт конической зубчатой передачи
8
3.3.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТЫХ
КОЛЁС
13
4. РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА
14
4.1. Расчёт прямозубой цилиндрической передачи
14
5. РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
15
5.1. Ведущий вал
16
5.2Выбор посадок для внутреннего кольца подшипника.
17
5.3Расчёт подшипников.
18
5.4 Проверочный расчёт вала на прочность.
20
5.5. Ведомый вал
24
6
Смазывание зубчатой передачи.
25
7
Расчёт шпоночного соединения.
26
8
Выбор муфты.
29
Список используемой литературы.
30
Приложения.
Редуктор – 1лист формат А1.
Вал приводной – 1лист формат А3.

---

Page 4

2 
 
1. Техническое задание 
Спроектировать привод гладильного пресса, кинематическая схема которого 
приведена  на  рисунке  1.  Исходные  данные  для  проектирования  привода  
приведены в таблице 1. 
Выполнить технический расчет привода.               
Разработать  рабочие  чертежи  деталей  (вал  редуктора,  шестерня, 
коническое колесо) и сборочный чертеж вала редуктора по  варианту
. 
 
Рисунок 1 – Кинематическая схема привода гладильного пресса 
 
Таблица 1 
Параметры 
Варианты
0 
1
2
3
4
5
6 
7 
8
9
Мощность  на 
выходном  валу 
привода  
Р
3
,
    
кВт 
8 
5 
8,5  10  12  14 
2 
3,5 
6 
7 
Частота 
вращения  вала 
3
n
, мин
‐1 
40  35  39  45  52  56  25 
28 
38 
42 
Номер вала 
1 
1
1
2
1
2
2 
1 
2
2

---

Page 5

3 
 
2. Выбор электродвигателя
 
2.1 Общий коэффициент полезного действия:
Где:
общ

- к.п.д. привода;
0,98
м


-к.п.д. муфты;
0,97
ц


-к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи
0,96
кон


-к.п.д. конической зубчатой передачи
2.2 Мощность электродвигателя (предварительная):
где Р΄
эл
– предварительная мощность э/д, [кВт];
Р
вых
– мощность на выходе, [кВт];
2.3 Определение передаточного отношения привода и его ступеней
Определяем передаточные отношения ступеней привода.
Для этого рекомендуется передаточное отношение редуктора U
зп
в
проектируемом приводе принять:
– закрытая зубчатая коническая передача 2…4, принимаем 3,15.
(для одноступенчатых редукторов U
зп
=3,15);
U
оп
 = U
общ
 / U
зп
.,  (3)
 
Передаточное отношение открытой передачи рассчитать по формуле:
Полученное значение передаточного отношения U
оп
должно быть
оптимальным и соответствовать рекомендуемым значениям:

---

Page 6

4 
 
 открытая зубчатая передача 3…7, принимаем 5.
Для того чтобы габариты передач не были чрезмерно большими, нужно
придерживаться некоторых средних значений U
оп
и U
зп
, по возможности не
доводя их до наибольших, допускаемых лишь в отдельных случаях.
Передаточное отношение привода U
общ
является одной из основных
кинематических характеристик и определяется отношением номинальной
частоты вращения приводного вала двигателя n
дв
к частоте вращения
приводного вала рабочей машины n
3
при номинальной нагрузке и равно
произведению передаточных отношений закрытой U
зп.
и открытой передач U
оп.
:
U
общ. 
= 
3
дв
n
n
= U
зп
∙ U
оп..,
 
Исходя из формул 2 и 3 имеем следующее:
n
дв
 = U
зп
 х U
оп
 х n
з
 =  3,15 x 5 x 40=630 мин
‐1
 
Из таблицы 2 определяем тип и параметры электродвигателя:
Т а б л и ц а  2   
Электродвигатели закрытые обдуваемые единой серии 4А 
Мощность 
Р, кВт 
Синхронная частота, мин
‐1
3000 
1500
1000
750
0,25 
‐ 
‐ 
‐ 
71В8/680 
0,37 
‐ 
‐ 
71А6/910 
80А8/675 
0,55 
‐ 
71А4/1390 
71В6/900 
80B8/700 
0,75 
71А2/2840 
71В4/1390 
80А6/915 
90LA8/700 
1,1 
71В2/2810 
80А4/1420 
80B6/920 
90LB8/700 
1,5 
80А2/2850 
80B4/1415 
90L6/935 
100L8/700 
2,2 
80W2/2850 
90L4/1425 
100L6/950 
112MA8/700 
3 
90L2/2840 
100S4/1435 
112MA6/955 
112MB8/700 
4 
100S2/2880 
100L2/1430 
112MB6/950 
132S8/720 
5,5 
100L2/2880 
112M4/1445 
132S6/965 
132M8/720 
7,5 
112M2/2900 
132S4/1455 
132M6/970 
160S8/730 
11 
132M2/2900 
132M4/1460 
160S6/975 
160M8/730 
15 
160S2/2940 
160S4/1465 
160M6/975 
180M8/730 

---

Page 7

5 
 
 
Т а б л и ц а  2 (продолжение)   
Электродвигатели закрытые обдуваемые единой серии 4А 
 
Мощность 
Р, кВт 
Синхронная частота, мин‐1 
3000 
1500 
1000 
750 
18,5 
160M2/2940 
160M4/1465 
180M6/975 
‐ 
22 
180S2/2945 
180S4/1470 
‐ 
‐ 
30 
180M2/2945 
180M4/1470 
‐ 
‐ 
Пр име ч ани е  – Перед косой чертой обозначен тип двигателя единой серии 4А,
после черты – асинхронная частота, мин
‐1 
Тип 160М8/730;
частота вращения 750 мин
-1
;
Номинальная мощность электродвигателя 11 кВт.
2.4 Найдем передаточные числа ступеней:
Общее передаточное число
общ.
U
=
75
,
18
40
750

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням, при этом
передаточное отношение редуктора принимаем постоянным:
15
,3
з.п.

U
, как
сказано выше, тогда передаточное отношение открытой зубчатой передачи
будет равно:
15
,3
75
,
18
U
з.п..
общ.
о.п.


U
U
=5,95. 
Значение находиться в пределах допустимых величин для открытой
зубчатой передачи, вне пограничных значений: мин. – 3, макс. - 7.

---

Page 8

6 
 
3. Расчёт редуктора
3.1 Определение мощности, частоты вращения и крутящего
момента валов редуктора:
Определим мощности: P
1
= P
э
= 11 кВт;
P
2
= P
1
• η
м
= 11 * 0,98 = 10,78 кВт;
P
3
= P
2
• η
кон
= 10,78 * 0,96 = 10,35 кВт;
P
4
= P
3
• η
ц
= 10,35 * 0,97 = 10,04 кВт;
где P
1
, P
2
,P
3
, P
4
– мощность на валах, η
м
, η
кон
, η
ц
– коэффициенты
полезного действия соответственно.
Определим частоту вращения: n
1
= n
э
;
n
1
= n
э
= 750 мин
-1
;
n
2
=
мин
-1
;
n
3
=
мин
-1
;
где n
1
, n
2
, n
3
– частоты вращения на валах редуктора, U
зп
и U
оп
– передаточное
число закрытой и открытой ступеней редуктора.
Определим крутящие моменты:
дв
1
n
n 
=750 мин
‐1
; 
30
1
1
n


, 
5,
78
30
750
14
,3
1




 с
‐1
; 
мм
Н
10
*1
,
112
5,
78
10
8,
8
,
3
3
1
1
тр.
1





T
Р
T

 
n
2
=238 мин
‐1
; 
30
n
2
2



, 
91
,
24
30
238
14
,3
2




 с
‐1
 
Т
2
=Т
1
 

U
о.п.
 

.
.п
о
 ,  Т
2
=



97
,0
95
,5
1,
112
649,99*10
3 
Н∙мм 
40
3

n
 мин
‐1
;  
30
3
3
n


, 
19
,4
30
40
14
,3
3




 с
‐1
 
Т
3
=Т
2
 

U
з.п.
 

о.п.


з.п.
 , Т
3
=649,99
 




96
,0
97
,0
15
,3
1879,79*10
3
Н·мм.
где Т
1
, Т
2
, Т
3
– крутящие моменты на валах.

---

Page 9

7 
 
Получившиеся результаты расчётов занесём в таблицу 3.
Таблица 3.
Вал
Мощность
P,кВт
Частота вращения
n,об/мин
Крутящий момент
м
Н
T

,
Эд.
11
750
112
Вх.
10,78
750
112
Пром.
10,35
238
650
Вых.
10,04
40
1880
3.2 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
Известно, что термообработка зубьев шестерни осуществляется
закалкой ТВЧ. Установим, что термообработка колёс будет осуществляться
улучшением. Тогда материал колеса и шестерни – сталь 40X.
Рекомендуется выбрать материал для зубчатой пары колёс (шестерни и
колеса) одной и той же марки, но с разной твёрдостью. Так, твёрдость зубьев
шестерни должна быть больше твёрдости зубьев колеса на 20–30 единиц
Бринелля. При этом следует ориентироваться на дешёвые марки: типа сталь
40, 45, 40Х.
Марку стали выбирают с учётом термообработки
Коническая
зубчатая
передача: для
шестерни: сталь
40Х,
термообработка – улучшение, твёрдость НВ270; для колеса сталь 40Х,
термообработка – улучшение, твёрдость НВ245.
Определяем допускаемые контактные напряжения (для зубчатой и
конической передачи):
 
 
,
Н
H
lim
Н
Н
n
K
L
b






где
b
lim


Н
− предел контактной выносливости при базовом числе циклов:
70
HB
2





b
lim
Н
− для углеродистых сталей с твёрдостью поверхности
зубьев менее НВ350 и термообработкой улучшение;
L
K
H
− коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения
больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации
редуктора, принимают
L
K
H
= 1;

H
n
− коэффициент запаса прочности (коэффициент безопасности),
принимают
 
H
n =1,15.
Рекомендуется принимать допускаемое контактное напряжение по
колесу:

---

Page 10

8 
 
 
МПа.
487
15
,1
1
)
70
245
2(
2
H






Определяем допускаемое напряжение изгиба:
 
 
F
b
F
F
n

lim



,
где
HB
8,
1
lim



b
F
− предел выносливости при отнулевом цикле изгиба.
Для шестерни
HB
8,
1
lim



b
F
=
МПа;
486
270
8,
1


для колеса
HB
8,
1
lim



b
F
=
МПа;
441
245
8,
1


     



F
F
F
n
n
n
− коэффициент безопасности;
 
75
,1


F
n
− коэффициент, учитывающий нестабильность свойств
материала зубчатых колёс;
 
1

n
F
n
− коэффициент, учитывающий способ получения заготовки.
     



F
F
F
n
n
n
= 1,75·1=1,75.
Допускаемые напряжения: например:
– для шестерни:
 
МПа.
7,
277
75
,1
486
1


F

– для колеса:
 
МПа.
252
75
,1
441
2


F

3.3 РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
Расчёт зубчатой передачи проводится в два этапа:

первый – проектный, выполняется по допускаемым
контактным напряжениям с целью определения геометрических
параметров передачи;

второй – проверочный расчёт на прочность с целью
окончательного определения параметров зацепления.
3.3.1 Расчёт конической зубчатой передачи
Исходными данными для расчёта передачи являются:
− вращающий момент на валу колеса
2
T
, Н·м;
− передаточное отношение передачи U
зп
;
− допускаемые напряжения [

]
H
,
1
]
[
F

и
,
2
]
[
F

МПа.
Проектный расчёт
Определим геометрические параметры передачи:

---

Page 11

9 
 
– внешний делительный диаметр колеса
 
3
Re
2
Re
2
H
зп
H
2
2
)
5,
0
1(
b
b
d
e
U
K
T
K
d










,
где Т
2
– вращающий момент на валу колеса, Н·м;
99

d
K
– для прямозубых передач;
285
,0
Re


b
– коэффициент ширины венца по отношению к внешнему
конусному расстоянию;
35
,1
H


K
– коэффициент нагрузки при консольном расположении
шестерни.
8869
,
377
285
,0
)
285
,0
*5
,0
1(
487
15
,3
35
,1
10
*
99
,
649
99
3
2
2
3
2








e
d
Полученное значение
2e
d
округляют по ГОСТ 12289–76: 50 (56),
63(71), 80, (90), 100, (112), 125, (140), 160, (180), 200,(225), 250, 280, 315, 355,
400, 450, 500, 560, 630.
Выбираем d
e2
=400 как ближайшее подходящее.
Значения без скобок являются предпочтительными. Фактическое
значение
2e
d
не должно отличаться от стандартной величины больше, чем на
2 %.
− углы делительных конусов:
;
90
ctg
1
2
зп
1





 U
;'
26
72
'
34
17
90
90
'
34
17
;
15
,3
ctg
1
2
1
зп
1














 U
− число зубьев шестерни:
1
min
1
cos
17


z
.
Рекомендуется выбирать
32
18
1


z
(принимаем
24
1

z
)
− число зубьев колеса:
зп
1
2
U
z
z


,
76
15
,3
*
24
2


z
тогда
1
2
зп
z
z
U 
.
17
,3
24
76
зп


U
Отклонение от заданного U
зп
должно быть меньше установленных
3 % по ГОСТ 12289–76.
3,15/3,17*100=99,37% – отклонение менее одного процента.
Передаточное отношение конической передачи принимаем по ГОСТ
12289–76: 3,15.
– внешний окружной модуль:

---

Page 12

10 
 
2632
,5
76
400
2
2



z
d
m
e
e
.
Уточняем значение:
0032
,
400
76
*
2632
,5
2
2




z
m
d
e
e
.
Проверка 400/400,0032*100=99,99%
Отклонение составляет менее 0,1% от стандартного значения, а
должно быть не более 2 % - расчет выполнен верно.
– внешнее конусное расстояние
e
R :
2
2
2
1
5,
0
z
z
m
R
e
e



=
75
,
209
76
24
2636
,5
*5
,0
2
2



, мм;
– длина зуба b:
e
b
R
b



Re
= 0,285*209,75= 59,78 мм.
Округляем до ближайшего целого числа. 210мм и 60мм
соответственно.
– внешний делительный диаметр шестерни:
,
1
1
z
m
d
e
e


мм;
32
,
126
24
*
2632
,5
1


e
d
126мм
– средний делительный диаметр шестерни и колеса:
,
sin
)
5,
0
(2
1
1



b
R
d
e
мм,
29
,
107
'
34
17
sin
)
60
5,
0
210
(2
sin
)
5,
0
(2
1
1








b
R
dш
e
107мм
,
sin
)
5,
0
(2
2
2



b
R
d
e
мм;
88
,
342
'
26
72
sin
)
60
5,
0
210
(2
sin
)
5,
0
(2
1
1








b
R
dк
e
343мм
– внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):
мм;
403
21
,
403
'
26
72
cos
2632
,5
2
400
cos
2
мм,
136
05
,
136
'
34
17
cos
2632
,5
2
126
cos
2
2
1
2
2
1
1




















e
e
ae
e
e
ae
m
d
d
m
d
d
– диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:
мм;
396
15
,
396
'
26
72
cos
2632
,5
4,
2
400
cos
4,
2
мм,
114
94
,
113
'
34
17
cos
2632
,5
4,
2
126
cos
4,
2
2
1
2
2
1
1




















e
e
fe
e
e
fe
m
d
d
m
d
d
– средний окружной модуль шестерни и колеса соответственно:
мм
z
d
m
мм
z
d
m
26
,5
76
400
25
,5
24
126
2
2
2
1
1
1






Проверочный расчёт
– определяем окружную силу в зацеплении:
1800
126
10
*
112
*
2
2
3
1
1



d
T
F
t
, Н;
– коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
48
,0
126
60
1



d
b
bd

;
– среднюю окружную скорость колёс

---

Page 13

11 
 
м/с.
,
2
1
1
d



Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.
– проверяем контактное напряжение по формуле:
 
2
2
H
2
зп
3
2
зп
H
2
H
)1
(
5,
0
335









U
b
U
K
T
b
R
e
, Н,
где






H
H
H
H
K
K
K
K
– коэффициент нагрузки;
24
,1
H


K
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по
длине зуба (при
,
56
,0


bd
консольном расположении
колёс и твёрдости HB<350);
0,
1
H


K
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
прямыми зубьями;
05
,1
H


K
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в
зацеплении, для прямозубых колёс при
м/с.
5


Таким образом,
.3,
1
05
,1
0,
1
24
,1
H




K
Если расчётное контактное напряжение
H
 меньше допускаемого
 
Н

не более 10 %, то условие контактной прочности выполнено. Нет
необходимости в пересчёте, если превышение расчётного значения
напряжения над допускаемым, в пределах 5 %. Если условие прочности не
выполняется, то следует увеличить внешний делительный диаметр колеса
2e
d
, либо назначить другие материалы колёс или другую термообработку,
пересчитать допускаемое контактное напряжение и повторить весь расчёт
передачи.
– проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
 
F
F
F
t
F
m
b
Y
K
F







,
где



F
F
F
K
K
K
– коэффициент нагрузки:
38
1
K
F
,


– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по
длине зуба (
56
,0


bd
– при консольном расположении
колёс и твёрдости HB<350;
45
,1


F
K
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку
в
зацеплении (при твёрдости HB<350, скорости
≤
5, м/с и 7-й степени точности);

F
Y
коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от
эквивалентных чисел зубьев (табл. 7.1).
Например, для шестерни
;
26
'
34
17
cos
25
cos
1
1
1






z
z

---

Page 14

12 
 
для колеса
.
262
'
26
72
cos
79
cos
2
2
2






z
z
При этом
88
,3
1

F
Y
и
.6,
3
2

F
Y
Дальнейший расчёт ведём для той детали, где соотношение
 
F
F
Y

меньше.
Следует учесть, что расчётные напряжения изгиба значительно ниже
допускаемых значений. Этот результат не должен рассматриваться как
недогрузка передачи и её параметры изменять не следует. Если
 
F
F



свыше 5 %, то надо увеличить модуль m
е
, соответственно пересчитать
число зубьев шестерни z
1
и колеса z
2
и повторить проверочный расчёт на
изгиб. При этом внешний делительный диаметр колеса
2e
d не изменяется, а
следовательно, не нарушается контактная прочность передачи.
Таким образом,
1,3.
1,05
1,0
1,24
H




K
 
487
421
15
,3
60
1)
(3,15
3,
1
10
650
60
5,
0
210
335
H
2
3
2
3
H












МПа.
Так как
H
 <
 
Н
 , то условие контактной прочности выполнено.
8. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
 
,
F
F
F
t
F
bm
Y
K
F




где
F
K – коэффициент нагрузки;

F
Y
коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от
эквивалентных чисел зубьев:
– для шестерни
;
25
'
34
17
cos
24
cos
1
1
1






z
z
– для колеса
.
252
'
26
72
cos
76
cos
2
2
2






z
z
При этом
88
,3
1

F
Y
и
.6,
3
2

F
Y



F
F
F
K
K
K
,
где
38
,1


F
K
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по
длине зуба;
45
,1


F
K
– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в
зацеплении.
;2
45
,1
38
,1



F
K
 
252
МПа
41
2632
,5
60
6,
3
2
1800







F
F


МПа.
Так как
 
F
F



, то условие прочности на изгиб выполнено.

---

Page 15

13 
 
3.3.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ
ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС
Зубчатые колёса состоят из обода, несущего зубья, ступицы,
насаживаемой на вал, и диска, соединяющего обод со ступицей.
Цилиндрические и конические зубчатые колёса малых диаметров выполняют
обычно коваными, при диаметрах до 500 мм – коваными или
штампованными, при больших диаметрах – литыми с диском или со
спицами. Штампованные заготовки по форме соответствуют готовым
деталям, поэтому механическая обработка нерабочих поверхностей не
требуется.
Шестерни конструируют в двух исполнениях. Если шестерня
выполнена в виде вала-шестерни, то её основные размеры


1
1
,
,
,
1
1
b
d
d
d
f
а
должны быть определены при расчёте зубчатой передачи на прочность. Если
шестерня (или зубчатое колесо) изготавливается отдельно и затем
насаживается на вал, например, посредством шпонки, то кроме известных
размеров определяют также следующие (табл. 4).
Т а б л и ц а 4
Определение параметров зубчатых металлических колёс
Параметры
Формула
Диаметр ступицы стальных колёс
к
cт
6,
1 d
d 
Длина ступицы


к
cт
5,
1
2,
1
d
l


Толщина обода цилиндрических колёс


мм
8
менее
не
но
,
0,
4
5,
2
п
0
т



То же, штампованных колёс


b
с
3,
0
2,
0 

Примечания :
k
d
– диаметр вала под зубчатым колесом;
b – ширина зубчатого колеса.
Цилиндрические зубчатые стальные колёса при диаметрах до 500 мм
изготовляют ковкой или штамповкой. Конические колёса при диаметрах,
больших 300 мм, можно изготовлять либо из стального, либо из чугунного
литья.
Таким образом выберем два различных способа исполнения:
коническую часть диаметром 126 мм исполним в виде вала шестерни методом
формирования зубьев прямо на вале, с помощью токарного, а затем
зуборезного станка с последующей термической обработкой вала. Для этой
части потребуются параметры уже определенные в расчете на прочность. А
колесо исполним методом штамповки и закрепим на валу с помощью шпонки.
Определим параметры зубчатого колеса согласно таблице 4, после
определения параметров вала и расчета его на прочность.

---

Page 16

14 
 
4. РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА
4.1. Расчёт прямозубой цилиндрической передачи
Открытые передачи выполняют только прямозубыми и применяют при
 ≤ 3м/с. Степень точности их изготовления по нормам плавности контакта
обычно 9-я. Эти передачи рассчитывают только на изгиб.
Выбор материала
Для изготовления зубчатых колёс назначаем сталь 45 с поверхностной
закалкой ТВЧ до твёрдости НВ≤ 350: для шестерни НВ230, для колеса
НВ200.
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
 
 
F
F
n
b
F

lim



,
где
HB
8,
1
lim



b
F
– предел выносливости при отнулевом цикле изгиба:
– для шестерни
HB
8,
1
lim



b
F
=
МПа;
414
230
8,
1


– для колеса
HB
8,
1
lim



b
F
=
МПа.
360
200
8
1

,
     



F
F
F
n
n
n
– коэффициент безопасности;
 
75
,1


F
n
– коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала
зубчатых колёс;
 
1

n
F
n
– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки.
Допускаемые напряжения: например:
– для шестерни:
 
;
МПа
6,
236
75
,1
414
1



F
– для колеса:
 
МПа
7,
205
75
,1
360
2



F
Дальнейший расчёт ведём для колеса, так как соотношение
 
2
2
/
F
F
Y

меньше по значению.
Основные геометрические размеры передачи определяем из расчёта на
изгибную прочность.
Число зубьев шестерни и колеса
Задаёмся числом зубьев шестерни z
1
=17…22 ( z
1
=20);
– число зубьев колеса
оп
1
2
U
z
z


, гдеU
оп
= 5,95;
тогда z
2
= 20 * 5.95 = 119
– модуль зацепления:

---

Page 17

15 
 
 














3
3
3
2
2
119
)1
95
,5
(4
,0
*
5,
0
7,
205
26
,4
1
10
*
650
2
2
2
z
Y
K
T
m
bd
F
F
F


5,46мм ,
где Т
2
– вращающий момент на валу колеса Н·м;
F
K
=1 – коэффициент нагрузки;
F
Y
=4,26 – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям
выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев
колеса;
4,
0


ba
– коэффициент ширины зубчатого колеса;


1
5,
0
оп




U
ba
bd
– коэффициент ширины венца к делительному
диаметру.
В открытых цилиндрических передачах расчётное значение модуля
принимают в 1,5…2 раза больше, чем в закрытых цилиндрических
передачах. Тогда m=8мм.
Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса:
– делительный диаметр
мм,
160
20
*
8
1
1




z
m
d
мм;
952
119
*
8
2
2




z
m
d
– межосевое расстояние
мм;
,
556
2
952
160
2
2
1





d
d
a
w
– диаметры вершин зубьев:
176
8
*
2
160
,
2
1
1






m
d
d
a
мм,
мм
,
968
8
*
2
952
2
2
2






m
d
d
a
;
– диаметры впадин зубьев:
d
f1
= d
1
− 2,4· m=160-2,4*8=140,8мм,
d
f2
= d
2
−2,4 · m=932,8мм.
− ширину колеса
;
мм
4,
222
556
*
4,
0
2






a
b
ba
− ширину шестерни
мм.
7,
227
5
4,
222
5
2
1




 b
b
5. РАСЧЁТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Для редукторов общего назначения рекомендуется изготовлять валы
одинакового диаметра по всей длине, а допуски на отдельных участках вала
назначать в соответствии с требуемыми посадками насаживаемых деталей.
Но, если места посадок отдалены от конца вала, то установка деталей
затрудняется. Поэтому для удобства сборки и разборки узла вала, замены
подшипников, зубчатых колёс, звёздочек и других насаживаемых деталей,
валы выполняют ступенчатыми.
Определив минимальный диаметр вала, намечают его конструкцию
ступенчатой формы и устанавливают основные размеры – диаметры и длины
участков вала, расстояния между опорами и др.
Основные требования к конструкциям валов:

---

Page 18

16 
 

конструкцию вала определяют сидящие на нём детали, их
размеры и расположение опор, поэтому на валу должны быть
предусмотрены цилиндрические или конические посадочные участки
и элементы, фиксирующие насаженные на вал детали в осевом
направлении (упорные буртики, проточки для пружинных колец,
резьба для гаек и др.);

вал должен быть сконструирован так, чтобы при сборке
каждая сидящая на нём деталь проходила до своего места посадки
без натяга;

длина посадочной поверхности не должна быть лишней – это
облегчает сборку с натягом деталей на валу;

величину перепадов диаметров ступеней вала необходимо
делать минимальной, что уменьшает расход металла и трудоёмкость
механической обработки;

сопряжение двух соседних диаметров вала необходимо
производить посредством галтелей с возможно большим радиусом;

если на валу необходимо выполнить несколько шпоночных
пазов, их располагают на одной образующей, что обеспечит
фрезерование шпоночных пазов с одной установки на станке;

торцы валов и уступы средних участков должны иметь фаски,
обеспечивающие притупление острых кромок и удобство сборки,
размеры фасок составляют стандартный ряд чисел,(мм): 0,4; 0,6; 1,0;
1,6; 2,0; 2,5; 3; 4; 5; б; 6; 10; 12; 16; 20.
Предварительный расчёт валов проводят только на кручение, но при
пониженных допускаемых напряжениях
]
[
к

=20…25 МПа.
5.1. Ведущий вал
Расчётный диаметр вала под шкивом ременной передачи или в месте
посадки муфты
]
[
к

=25 МПа:
мм
37
,
25
3
10
16
3
3
к
3
1
в1
25
*
14
,3
10
*
112
*
16




]
[

T
d
.
Принять диаметр вала
в1
d
как ближайшее большее из стандартного ряда по
ГОСТ 6636–69: 10, 11, 12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 23, 24, 25, 26,
27, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 48, 50, 52, 55, 60, 63, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95,
100, 105, 110, 120, 125, 130, 135, 140, 150, 160, мм (приведён с
сокращениями). Принимаем диаметр вала – 26мм.
Ведущий вал редуктора обычно соединяют с валом ротора электродвигателя
стандартной муфтой, чаще всего муфтой типа МУВП (муфта упругая
втулочно-пальцевая). При этом желательно, чтобы диаметры этих валов были
одинаковыми. Если же диаметры валов разные, они должны отличаться не
более, чем на 20 %. В этом случае одну или обе полумуфты растачивают под
размеры соединяемых валов.
Расчётный диаметр вала под подшипником:

---

Page 19

17 
 
.
в
п
6,
28
26
*1
,1
1,1
1
1
мм


 d
d
Принять диаметр вала под подшипником
п1
d
как ближайшее из ряда
внутренних диаметров подшипников (число кратное 5). Значит d
п
=30мм.
Принимаем
1
ш
d
из ряда по ГОСТ 6636–69 (при прямозубых шестернях с
15
,3

U
вал выполняют как вал – шестерня).
На выходном участке вала
1
в
d
для соединения с валом электродвигателя –
полумуфту.
Длина участка
1
l определяется из выражении:
мм
d
l
32
25
,1
*
26
)5,
1
0,
1(
1
в
1




Длина участка вала l
3
равна ширине шестерни b
1
, длина участка l
4
равна
ширине В принятого подшипника, ширина заплечиков l
з
принимается
конструктивно и равна 5–7 мм.
5.2. Выбор посадок для внутреннего кольца подшипника.
Поле допуска внутреннего кольца подшипника, выбирается по ГОСТ 520-
71. Так как в редукторе внутренние кольца подшипников всех валов
вращаются, а наружные стоят на месте, то имеет место местное нагружение,
следовательно будем иметь переходные посадки.
Для внутреннего кольца подшипника быстроходного вала принимаем
размер
30 0/ 6
L k

. Для внешнего кольца подшипника быстроходного вала,
который монтируется в корпус редуктора, принимаем размер:
62 7/ 0
H l

.
Для внутреннего кольца подшипника тихоходного вала принимаем
размер
45 0/ 6
L k

. Для внешнего кольца подшипника тихоходного вала,
который монтируется в корпус редуктора, принимаем размер:
85 7/ 8
H h

.
Для внутреннего кольца подшипника промежуточного вала принимаем
размер
35 0/ 6
L k

. Для внешнего кольца подшипника промежуточного вала,
который монтируется в корпус редуктора, возьмём размер:
72 7/ 0
H l

.

---

Page 20

18 
 
5.3. Расчет подшипников
Рассчитаем подшипники на тихоходном валу, для этого определим силы
нагружающие подшипник.
Силы действующие в зацеплении:
4950
t
F 
Н
r
F
=1820Н
a
F
=594Н
Т=150Н
.
м
Предварительно
принимаем
шарикоподшипники
радиально-упорные
однорядные серии 36209.
Схема установки подшипников «враспор».
Грузоподъёмность этих
подшипников:
41,2
r
C
кН

,
0
25,1
r
C
кН

.
Так как подшипники радиальные, то осевые составляющие S=0. Из условия
равновесия
вала
1
834,95
a
a
F
F
Н


,
2
0
a
F 
. Подшипник опоры 1 более
нагружен, чем подшипник опоры 2,
поэтому дальнейший расчёт ведём для
подшипника опоры 1.
Определим
отношение
3
0
594
0,0237
25,1 10
r
a
F
C



.
По
таблице
определяем
0,45
X 
,
1,72
Y 
,
0,32
e 
.
Отношение
594
0,33
0,32
1 1820
a
r
F
e
F



 


(v=1 при вращении внутреннего кольца). Это
значит, что мы оставляем
0,45
X 
и
1,72
Y 
.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:
(
)
(1 0,45 1820 1,72 594) 1,4 1 2300,85
E
r
a
T
P
VXF YF k k
Н



 




 
, где
б
k
=1,4- коэффициент безопасности
1
T
k 
-температурный коэффициент

---

Page 21

19 
 
Требуемая динамическая грузоподъёмность определяется следующим
образом:
1
6
60
10
oh
p
Тр
E
L
n
C
P
 

1
12000
oh
L 
часов.
57,16
n 
об/мин, тогда
1
3
6
6
60
14000 169.76 60
2300,85
12020,6
10
10
oh
p
Тр
E
L
n
C
P
Н
 





Т.к.
Тр
r
С
С

(12020,6<41200), то предварительно выбранный подшипник
подходит.
3
3
10
41200
5741,5
2300,85
r
E
C
L
P















Степень
три
выбираем
для
шарикового
подшипника.
Тогда
6
6
10
10
10
5741.5 10
563689,72(
)
9394,83( )
60
60 169,76
h
L
L
мин или
ч
n







часов. А требуемый
ресурс 12000 часов, значит можно сделать вывод, что подшипники подходят.
Рассчитаем
подшипники
на
приводном
валу
по
динамической
грузоподъёмности. Для этого определим силы, нагружающие подшипник.
3
2 10
t
F
Н
 
3
2 10 0,364
739,84
cos
cos7
t
r
F tg
F
H









3
2 10
7
245,57
a
t
F
F tg
tg
H

 
 

 
Предварительно выбираем шарикоподшипники радиальные сферические
двухрядные серии 1208. Для этих подшипников
19,3
r
C
кН

,
0
8,8
r
C
кН

,
0,65
X 
,
4,44
Y 
,
1


.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:
(
)
(1 0,65 739,84 4,44 245,57) 1,25 1964,03
Е
r
a
T
Р
VXF YF k k
Н



 





, где
б
k
=1,25- коэффициент безопасности
1
T
k 
-температурный коэффициент
Требуемая динамическая грузоподъёмность определяется следующим
образом:

---

Page 22

20 
 
1
6
60
10
oh
p
Тр
E
L
n
C
P
 

1
12000
oh
L 
часов.
57,16
n 
об/мин, тогда
1
3
6
6
60
14000 169,76 60
1964,03
10260,92
10
10
oh
p
Тр
E
L
n
C
P
Н
 





Т.к.
Тр
r
С
С

(10260,92<19300) выбранный подшипник подходит.
5.4. Проверочный расчёт вала на прочность
Исходные данные:
4950
t
F
Н

,
1820
r
F
Н

,
594
a
F
Н

Определим реакцию от муфты
250
250 150 3061,9
m
k
F
T
Н



1. Определяем реакции опор и строим эпюры изгибающих и вращающих
моментов
Вертикальная плоскость:
0
F 

1
2
0
в
в
R
R
r
F
F
F

 
0
M 

2
3
2
3
(
)
0
в
R
a
r
F l l
M
F l
 
  
2
594 131 77814
2
a
a
d
M
F
Н м





 
2
3
3
2
77814 1820 51.5
80,79
(
)
(51,5 145,5)
в
a
r
R
M
F l
F
l l

 








Н
1
2
1820 80,79 1739,2
в
в
R
r
R
F
F F
 



Н
Горизонтальная плоскость:
0
F 

1
2
0
г
г
R
R
t
F
F
F

 
0
M 

2
3
2
3
(
)
0
г
R
t
F l l
F l
   
2
3
3
2
4950 51,5
1294
(
) (51,5 145,5)
г
t
R
F l
F
l l







Н
1
2
4950 1294 3656
г
г
R
t
R
F
F F
 



Н
От усилия передаваемого муфтой:

---

Page 23

21 
 
0
F 

2
1
0
м
м
R
R
m
F
F
F



0
M 

2
3
2
1
2
3
(
)
(
) 0
м
R
m
F l l
F l l l
 
  

2
1
2
3
3
2
(
) 3061,9 (197 119,5)
4919,2
(
)
(197)
м
m
R
F
l l
l
F
l l
  






Н
1
2
4919,2 3061,9 1857,3
м
м
R
R
m
F
F
F





Н

---

Page 24

22 
 
2. Максимальные реакции в опорах
1
1
1
1
2
2
2
2
( ) ( )
(1739,2) (3656) 1857,3 5905,9
в
г
m
R
R
R
R
F
F
F
F







Н
2
2
2
2
2
2
2
2
( ) ( )
(80,79) (1294)
4919,2 6215,7
в
г
m
R
R
R
R
F
F
F
F







Н
3. Запас сопротивления усталости в опасном сечении
Суммарный изгибающий момент:
2
2
2
2
3
3
2
3
1
3
2
3
2
3
2
3
2
3
2
2
(
) (
)
51,5 145,5
51,5
51,5 145,5
51,5 145,5
(1820
77814
) (4950
) 3061,9
51,5 145,5
197
197
197
(69226,98 20342,2) 1300356548,4 16464,9 96555,65
вер
гор
r
a
t
m
l l
l
l l
l l
M
M
M
F
M
F
F
l l
l l
l l
l l




























116464,9 213020,5 Н мм


 
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а
касательные по пульсирующему. Для симметричного цикла амплитуду
нормальных напряжений можно найти по формуле:
u
M
W


, где М – изгибающий момент, W – момент сопротивления изгибу для
данного опасного сечения
3
3
213020,5
8,94
0,1
0,1 62
u
a
M
M
W
d








МПа
Для определения касательных напряжений воспользуемся формулой:
2
a
m
K
T
W




; где Т- крутящий момент, а
K
W
- момент сопротивления
кручению
3
3
3
150 10
3,14
0,2
0,2 62
a
K
T
T
W
d







МПа
Среднее напряжение
0
m


Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
1
(
)
( )
D
a
D
m
S









;
1
( )
( )
D
a
D
m
S










---

Page 25

23 
 
Где
1
410



МПа - предел выносливости гладкого образца при
симметричном цикле.
1
230



МПа.- придел выносливости при
симметричном цикле кручения.
4. Определение суммарных коэффициентов концентрации напряжения,
учитывающих влияние всех факторов
D
K

и
K
D

в сечении I-I
1
2,0
1
1
0,93 1
2,43
0,67
1,2
D
F
d
v
K
K
K
K
K





















По таблицам определяем
0,67
d
K 
, а
0,93
F
K 
Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла примем равными:
1
0,1






.
Коэффициент влияния поверхностного упрочнения, для улучшения:
1,12
V
K 
По таблицам выбираем:
2,0 K
1,65
K




.
1
2,05
1
1
1,15 1
2,274
0,795
1,2
D
F
d
v
K
K
K
K
K





















6
1
1
410 10
(
)
168
( )
2,43
D
D
K









Мпа
6
1
1
230 10
( )
113,3
( )
2,03
D
D
K









Мпа
0,1
( )
0,05
( )
2,03
D
D
K








1,57
2
k
m




МПа
После выбора всех коэффициентов и определения напряжений получим:
6
1
6
( )
168 10
18,87
8,94 10
D
a
S









;
6
1
6
6
( )
113,3 10
68,7
( )
1,57 10 0,05 1,57 10
D
a
D
m
S




 











---

Page 26

24 
 
Общий коэффициент усталостной прочности :
2
2
2
2
18,87 68,7
18,2 [ ] 1,5
18,87
68,7
S S
S
S
S
S
 










верно.
Можно сделать вывод, что запас прочности вала значительно превышает
допустимое значение прочности.
5.5. Ведомый вал
Можно принять допускаемое напряжение
]
τ[
к
=20 МПа.
Расчётный диаметр выходного участка вала в мм:
мм
91
,
54
3
20
*
10
16
3
10
16
π
π
3
к
3
2
в
2





650
*
T
d
]
[
Принять диаметр выходного участка вала
2
в
d как ближайшее число, большее
из ряда достаточных размеров. d
в2
=60мм
Расчётный диаметр вала под подшипником:
.
66
1,1
*
60
1,1
2
2
в
п
мм


 d
d
Принимаем
2
п
d
= 70мм из ряда внутренних диаметров выбранных
подшипников.
Расчётный диаметр вала под колесом:
мм
73
66
*1
,1
2
2
п
к
1,1


 d
d
.
Принимаем
2
к
d
= 75мм из стандартного ряда.
Расчётный диаметр буртика на валу около колеса:
мм
3,
80
73
*1
,1
2
к
б
1,1


 d
d
Принимаем
б
d
= 85мм из стандартного ряда.
Рис. 10.2. Схема ведомого вала
Конструкция ведомого вала разрабатывается аналогично конструкции
ведущего вала.
Длина участка
1
l определяется из соотношения:
2
в
1
)5,
1
0,
1(
d
l


=60*1,5=90мм
'
d
2
п  
б
d
 
2
в
d
2
п
d
d
   
2
к
d
 
l
4
 
l
б
 
l
3
 
l
2
 
l
1
 

---

Page 27

25 
 
Участок вала длиной
2
l предназначен для установки подшипника и сквозной
крышки с манжетным уплотнением. Длина участка равна:
мм
d
l
105
70
*
5,
1
)5,
1
0,
1(
2
п
2




.
Длина участка
3
l равна длине ступицы зубчатого колеса:


мм
l
l
70
60
10
15
10
ст
3






,
где
cт
l – длина ступицы зубчатого колеса.
Буртик
б
d
предназначен для упора зубчатого колеса, его длина равна
мм
10
б

l
.
Участок вала длиной
4
l предназначен для установки левого подшипника:


4
2
4


 В
l
=мм,
где В – ширина подшипника, принимается из справочных данных.
6. Смазывание зубчатой передачи.
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус
редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены.
Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса.
Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его
часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая
покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная
скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше
контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать
масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от
контактного напряжения и окружной скорости колес.
Контактные напряжения:
249
507
МПа
НБ
МПа
НТ




Частота вращения промежуточного вала
1
713
n
мин
пр


.

---

Page 28

26 
 
Круговая частота и окружная скорость.
3,14 713
1
74,63
30
30
1
2
74,63 132
2,7 /
2
2
n
пр
c
d
Б
v
м с











 
По таблице 11.2 [3 c. 173] выбирается марка масла И-Г-А-32.
И – индустриальное
Г – для гидравлических систем
А – масло без присадок
32 – класс кинематической вязкости
Так как мы имеем коническо-цилиндрический редуктор, то в масляную ванну
должны быть полностью погружены зубья конического колеса или шестерни.  
7. Расчет шпоночного соединения.
При передачи с вала крутящего момента возникают напряжения сечения σ
см
,
а в продольном сечении шпонки напряжение среза τ.
У стандартных шпонок размеры b и h подобранны так, что нагрузку
соединения ограничивают не напряжение среза, а напряжение смятия.
Поэтому расчет шпонок проведем на напряжение смятия.
Рассчитаем шпоночное соединение на быстроходном валу редуктора,где
установлена шпонка 8 х 7 х 32 ГОСТ 23360-78.
σ
см
=F
t
/h*l
p
≤[ σ
см
], где
F
t
=2T/d
b
[ σ
см
]=(80…150) МПа=144 МПа (при переходных посадках)

---

Page 29

27 
 
Тогда
4
см
p
T
h l d


 
, где
σ
см
- расчетное напряжение смятия
Т – крутящий момент
d- диаметр вала
l
p
– рабочая длина шпонки
h – высота шпонки
[ σ
см
] – допускаемое напряжение смятия
Принимаем
7
h
мм

,
8
b
мм

,
32
d
мм

Тогда
6
4
4 10
15
[ ] 7 32 144 10
p
T
l
мм
h d





 
 

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана
правильно.
Рассчитаем шпоночное соединение промежуточного вала редуктора, где
установлена шпонка 12 х 8 х 32 ГОСТ 23360-78
σ
см
=F
t
/h*l
p
≤[ σ
см
], где
F
t
=2T/d
b
[ σ
см
]=(80…150) МПа=144 МПа (при переходных посадках)
4
см
p
T
h l d


 
Принимаем
8
h
мм

,
12
b
мм

,
40
d
мм

Тогда
6
4
4 37
26
[ ] 8 40 144 10
p
T
l
мм
h d





 
 

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана
правильно.
Рассчитаем шпоночное соединение приводного вала, где установлена шпонка
12 х 8 х 40 ГОСТ 23360-78.
σ
см
=F
t
/h*l
p
≤[ σ
см
], где
F
t
=2T/d
b
[ σ
см
]=(80…150) МПа=144 МПа (при переходных посадках)

---

Page 30

28 
 
4
см
p
T
h l d


 
Принимаем
8
h
мм

,
12
b
мм

,
38
d
мм

Тогда
6
4
4 315
29
[ ] 8 38 144 10
p
T
l
мм
h d





 
 

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана
правильно.
Рассчитаем шпоночное соединение обгонной муфты с опорой, где
установлена шпонка 14 х 9 х 40 ГОСТ 23360-78.
σ
см
=F
t
/h*l
p
≤[ σ
см
], где
F
t
=2T/d
b
[ σ
см
]=(80…150) МПа=120 МПа (при переходных посадках)
4
см
p
T
h l d


 
Принимаем
9
h
мм

,
14
b
мм

,
45
d
мм

Тогда
6
4
4 315
22
[ ] 9 45 144 10
p
T
l
мм
h d





 
 

Условия несмятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана
правильно.

---

Page 31

29 
 
8.Выбор муфты
Муфты свободного хода, или обгонный муфты ,передают вращающий
момент только в одном направлении. Наибольшее распространение в
машиностроении получили роликовые муфты. Внутреннюю деталь такой
муфты называют – звездочкой, а внешнюю – обоймой. Как та, так и другая
могут быть ведущеё частью муфты. Для правильной работы муфты важно,
что бы обойма была концентрична звёздочке. Для этого обойму с
установленной на ней деталью базируют по валу или по другим деталям на
том же валу. При проектировании специальных муфт можно встроить
подшипники качения в обойму и в звёздочку.

---

Page 32

30 
 
Список используемой литературы.
1. М.: М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
2. Б.А. Байков – Атлас конструкций узлов и деталей машин
М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007
3. П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин.
«Высшая школа», 1985.
4. В.И. Анурьев – Справочник конструктора –машиностроителя, т.1.
М.: «Машиностроение», 1980.
5. В.И. Анурьев – Справочник конструктора –машиностроителя, т.2.
М.: «Машиностроение», 1980.
6. В.И. Анурьев – Справочник конструктора –машиностроителя, т.3.
М.: «Машиностроение», 1980.
 

---

Page 33

Масса Масштаб
Изм. Лист № докум.
Подп. Дата
Лит.
Разраб.
Пров.
Т.контр.
Лист
Листов
Н.контр.
Утв.
Редуктор
конический
1:1
1
1
ЭУ-Д1-050 СБ
Мартиненко
30.06.2012
Жданова
И
нв.
№
п
о
дл.
П
о
д
п
.
и
да
т
а
Вз
а
м
.
и
н
в
.
№
И
н
в
.
№
д
убл
.
П
од
п.
и
д
ат
а
Сп
рав
.
№
Пе
рв.
п
рим
ен.


Копировал
Формат A1
Ç
35
L0
k6
Ç
40
D9
h8
Ç
25
H8
d9
Ç
30
L0
k6
M
27•
1,
5
Ç
74
H7
js
6
Ç
72H7
H7
l0
Ç
40
H8
u8
Ç
62
H7
l0
Ç
72
H7
h8
Ç
22n
6
Ç
25
H8
d9
Ç
30
L0
k6
M
27•
1,
5
Ç
74
H7
js
6
Ç
42
h8
Ç
62
H7
l0