Для материалов III группы допускаемые напряжения изгиба для зубьев червячного колеса рассчитываются по формуле

[σ]_H = 0,12∙ σ_ВИ К_FL,

где σ_ВИ – предел прочности при изгибе (см. таблицу 8.1),

σ_ВИ = _____ МПа.

[σ]_H = 0,12∙_____^. _____ = _____ МПа

Величина предельно допускаемых напряжений определяется по формулам, представленным в таблице 8.3.

Таблица 8.3 – Значения предельно допускаемых напряжений

Группа материалов	[σ]Н max	[σ]F max
I	4∙σТ	0,8∙σТ
II	2∙σТ	0,8∙σТ
III	1,65∙σВИ	0,75∙σВИ

[σ]_{Н max} = ______ МПа

[σ]_{F max} = ______ МПа

8.5 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

,

где К_а=610 для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков;

К_Нβ – коэффициент концентрации нагрузки, К_Нβ=1.

Полученное межосевое расстояние округляют в большую сторону до стандартного значения, согласно ГОСТ 2144-93: 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000.

Принимаем а = _____ мм.

Число зубьев червячного колеса

z₂= z₁∙u_р,

где z₁ – число витков (заходов) червяка (таблица 8.4).

Таблица 8.4 – Число витков (заходов) червяка

uр	от 8 до 14	от14 до 30	свыше 30
z1

Принимаем z₁= ______,

z₂= ____∙____ = ____

Предварительное значение модуля

.

Полученный модуль округляют в большую сторону до стандартного значения: 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5; 16.

Принимаем m = _____ мм.

Коэффициент диаметра червяка

.

В формулу для определения коэффициента диаметра червяка подставляют стандартное значение модуля.

Полученное значение коэффициента q округляют в большую сторону до стандартного: 6,3; 8; 10; 12,5; 16.

Принимаем q=_____.

Минимально допустимое значение из условия жесткости червяка

q_min= 0,212∙z₂ = 0,212∙ ____ = ____.

Коэффициент смещения инструмента

.

По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение x должно находиться в пределах от единицы до минус единицы. Если это условие не выполняется, то рекомендуется варьировать значениями q и z₂. При этом z₂ можно изменять не более, чем на 1…2 зуба.

_________________________________________________________________________________________________________________________

Угол подъема линии витка червяка на делительном γ и начальном γ_w цилиндре

;

.

Фактическое передаточное число

.

Полученное значение не должно отличаться от заданного более чем на 5%.

Делительные диаметры червяка d₁ и червячного колеса d₂

d₁ = q∙ m = ____ ∙ ____ = _____ мм;

d₂ = z₂ ∙ m = ____ ∙ ____ = _____, мм.

Диаметры вершин витков червяка d_a1 и зубьев червячного колеса d_a2

d_a1 = d₁ + 2∙ m = ____+2 ∙ ____ = _____ мм;

d_a2 = d₂ + 2 ∙ m ∙ (1 + х) = ____ + 2 ∙ ____ ∙ (1+ ____)= _____ мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев червяка d_f1 и червячного колеса d_f2

d_f1 = d₁ – 2,4 ∙ m = ____ – 2,4 ∙ ____ = _____ мм;

d_f2 = d₂ – 2 ∙ m ∙ (1,2 – х) = ____ – 2∙ ____ ∙ (1,2 – ____) = _____ мм.

Длина нарезанной части червяка при коэффициенте смещения х ≤ 0.

b₁ = (10 + 5,5 ∙ |x| + z₁) ∙ m = (10 + 5,5 ∙ |____| + ____) ∙ ____ = ____ мм.

При х >0 длину нарезанной части червяка уменьшают на величину (70+60∙х)∙m/z₂.

______________________________________________________

Диаметр червячного колеса наибольший

.

где к = 2 для передач с эвольвентным червяком.

Ширина венца

b₂ = ψ_а∙a_w, мм,

где ψ_а = 0,355 при z₁ = 1 и 2, ψ_а = 0,315 при z₁ = 4.

b₂ = ____ ∙ ____ = _____ мм.

Расчётная скорость скольжения в зацеплении

,

где V_w1 – окружная скорость на начальном диаметре червяка

.

8.6 Проверочный расчет передачи

Определение расчётного значения контактного напряжения для зубьев колеса

,

где Z_σ=5350 для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков;

К – коэффициент нагрузки, принимается в зависимости от окружной скорости колеса, К= 1 при V₂≤ 3м/с, К= 1,1…1,3 при V₂>3м/с;

Недогруз передачи ______________________________________

Перегруз передачи _____________________________________

Вывод ________________________________________________

КПД передачи

,

где ρ – приведённый угол трения, ρ=2⁰20^/…1⁰20^/.

Определение расчётного напряжения изгиба зубьев червячного колеса

,

где Y_F2 – коэффициент формы зуба червячного колеса, выбирают в зависимости от z_v2 (см. таблицу 8.5)

Таблица 8.5 – Значение коэффициента формы зуба Y_F2

zv2
YF 2	1,98	1,88	1,85	1,8	1,76	1,71	1,64	1,61	1,55	1,48
zv2
YF 2	1,45	1,4	1,34	1,3	1,27	1,24

Вывод ___________________________________________________

8.7 Определение усилий в зацеплении червячной передачи

В зацеплении червячной передачи действуют силы:

– окружная;

– осевая;

– радиальная.

Окружная сила на червяке

F_t1=

F_t1=

Окружная сила на колесе

F_t2=

F_t2=

Осевая сила на червяке

F_a1= F_t2 = ______ Н

Осевая сила на колесе

F_a2= F_t1 = ______ Н

Радиальная сила на колесе

F_r2= F_t2tgα = _____ tg____ = ______ Н

Радиальная сила на червяке

F_r1= F_r2 = _____ Н.

Параметры червячной передачи рекомендуется представить в виде таблицы (таблица 8.6).

Таблица 8.6 – Результаты расчета червячной передачи

Параметр	Значение
Проектный расчет
Межосевое расстояние аw, мм
Модуль зацепления m, мм
Коэффициент диаметра червяка q, мм
Делительный угол подъема витков червяка γ
Число витков червяка z1
Число зубьев колеса z2
КПД η
Ширина зубчатого венца колеса b2, мм
Длина нарезаемой части червяка b1, мм
Диаметры червяка: - делительный d1, мм - начальный dw1, мм - вершин витков dа 1, мм - впадин витков df1, мм
Диаметры колеса: - делительный d2, мм - вершин зубьев dа 2, мм - впадин зубьев df2, мм - наибольший dаМ 2, мм
Силы на червяке: – окружная – осевая – радиальная
Силы на колесе: – окружная – осевая – радиальная
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения σH 2, МПа
Напряжения изгиба σF 2, МПа

6.8 Определение усилий в зацеплениях закрытых передач

Формулы для определения усилий в зацеплениях закрытых передач (редукторов), представлены в таблице 6.50.

Таблица 6.50 – Формулы для определения усилий в зацеплениях

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
на шестерне (червяке)	на колесе
Цилиндрическая косозубая	Окружная Радиальная Осевая	Ft1= Ft2 Fr1= Fr2 Fa1= Fa2	Ft2= Fr2= Fa2= Ft2tgβ
Коническаяс круговым зубом	Окружная Радиальная Осевая	Ft1= Ft2 Fr1= Ft1γr Fa1= Ft1γa	Ft2= Fr2= Fa1 Fa2= Fr1
Червячная	Окружная Радиальная Осевая	Ft1= Fr1= Fr2 Fa1= Ft2	Ft2= Fr2= Ft2tgα Fa2= Ft1

3.2 Конструирование зубчатых колёс

Конструкции цилиндрических и конических зубчатых колёс представлены на рис. 2.2 – 2.6. Рекомендации по определению размеров отдельных элементов колёс даны в табл. 2.14. Зубчатые колёса состоят из обода, несущего зубья; ступицы, насаживаемой на вал, и диска, соединяющего обод со ступицей. Зубчатые цилиндрические стальные колёса малых диаметров выполняют обычно коваными (см. рис. 2.2); при диаметрах до 500 мм – коваными или штампованными (см. рис. 2.3); при больших диаметрах – литыми с диском (см. рис. 2.4) или со спицами. Штампованные заготовки по форме соответствуют готовым деталям; механическая обработка нерабочих поверхностей не требуется. Для заполнения полостей штампа разогретым металлом и выемки заготовки полость должна иметь уклоны не менее 5° (см. рис. 2.3, г) и радиусы закруглений r ≈ 0,05h + 1 мм;R ≈ 2,5r + 1 мм. Зубчатые конические стальные колёса при диаметрах до 500 мм изготавливают ковкой или штамповкой (см. рис. 2.5); при диаметрах, больших 300 мм, конические колёса можно изготовлять либо из стального, либо из чугунного литья (см. рис 2.6).

Шестерни конструируют в двух исполнениях: отдельно от вала (насадная шестерня) и за одно целое с валом. Вал-шестерню выполняют в тех случаях, когда расстояние от впадины зуба до шпоночного паза оказывается меньше указанного на рис 2.7.

Таблица 2.14 – Определение размеров зубчатых колёс (см. рис. 2.2 – 2.6)

Параметры	Формула	Значение параметра
Диаметр ступицы стальных колёс
То же, чугунных колёс
Длина ступицы
Толщина обода цилиндрических колёс	но не менее 8 мм
То же, конических колёс	но не менее 8 мм
Толщина диска кованых колёс	C = 0,3 × b
То же, штампованных колёс
>>литых колёс	C = 0,2 × b
>>конических колёс
Диаметр центровой окружности
Диаметр отверстий (в шестернях малых размеров их не делают)
Толщина рёбер	S = 0,8 × C
Фаска	n ≈ 0,5 × mn

*В массовом производстве цилиндрические колёса при нарезании зубьев обрабатывают «пакетами» по два и более. При этом ступица не должна выступать за торец венца, т.е.,

l_ст ≤ b.

Обозначения: d_в – диаметр вала; m_n – модуль нормальный; m – средний окружной модуль; b – ширина венца; R_е – внешнее конусное расстояние; D_о – внутренний диаметр обода.

3. Червяные передачи

3.1 Проектный расчёт червячной передачи по контактным напряжениям

Исходные данные для расчёта были получены на стр. 4 в разделе 1.3, табл. 1.4: крутящий момент на валу червячного колеса T₂ =………..Нм; характер передаваемой нагрузки (постоянная, переменная); передаточное отношение u_чп = u_Б………...; частота вращения червяка n₁ =……………мин^-1.

В первом приближении оцениваем скорость скольжения:

………м/с (3.1)

При скоростях V_s = 5…25 м/с назначают материал колеса – оловянистую бронзу Бр О10Ф1, Бр О10Н1Ф1 и др.; при скоростях V_s = 3…5 м/с используют безоловянистые бронзы типа Бр А9ЖЗЛ; при скоростях V_s = 2…3 м/с используют серый чугун марок СЧ15, СЧ18. В соответствии с табл. 3.1 выбираем допускаемые контактные напряжения [σ_Н] = ………..МПа и напряжения изгиба [σ_F] = ……МПа.

Таблица 3.1 – Выбор допускаемых напряжений для венцов червячных колёс

Материал колеса	Способ отливки	Механические характеристики, МПа	Допускаемые напряжения, МПа
σТ	σВ	[σН]	[σF]
Бр ОФ10 - 1	В землю			0,9σВ	0,25σТ + 0,08σВ
Бр ОФ10 - 1	В кокиль			0,9σВ	0,25σТ + 0,08σВ
Бр О10Н1Ф1	Центробежное литьё			0,9σВ	0,25σТ + 0,08σВ
Бр А9ЖЗЛ	В землю			300 – 25Vs	0,25σТ + 0,08σВ
СЧ15	В землю			130 – 90
СЧ18	В землю			140 – 100

Ориентируясь на стандартную червячную передачу по табл. 3.2 выбираем стандартное передаточное отношение u_чп и соответствующее ему число заходов червяка z₁

Таблица 3.2 – Соотношение стандартных передаточных отношений червячной передачи u_чп и числа заходов червяка z₁, ГОСТ 2144 – 76

z1	Стандартные передаточные отношения uчп
8 (9); 10 (11,2); 12,5(14)	16 (18); 20 (22,4); 25 (28)	32,6 (35,5);40 (45); 50 (56); 63 (71); 80
	-	-	+ + +
	-	+ + +	-
	+ + +	-	-
Примечание: числа в скобках – второй ряд.

При выбранном передаточном отношении u_чп и числе заходов червяка z₁ находим число зубьев колеса:

z₂ = z₁·u_чп =……..·……..=……… (3.2)

Предварительно задаёмся коэффициентом диаметра червяка q, выбирая его значение из стандартного ряда ГОСТ 2144 – 76: q = 8; 10; 12,5; 16; 20. Рекомендуется [2, с. 60] принимать q = 8…10 при T₂ ≥ 300 Нм и q = 12,5…16 при T₂ ≤ 300 Нм. Примем q =………Ориентировочно оценим коэффициент нагрузки

К_н = К_β · К_v = 1,1…1,4

(меньшие значения – для постоянной нагрузки; большие – для переменной). Из условия контактной прочности определим межосевое расстояние (в формуле 3.3 величина T2 выражена в Нм):

….мм (3.3)

Предварительно определим величину осевого модуля при выбранном стандартном значении a_w:

M = 2·a_w/(q + z₂) = 2 ·……./(…..+…..) =……… мм (3.4)

Таблица 3.3 – Геометрические параметры стандартных (ГОСТ 2144 – 76) червячных передач

aw, мм,1-й ряд	m, мм	q	z2: z1 = u	aw, мм,1-й ряд	m, мм	q	z2: z1 = u
			32:4	32:2	32:1		1,6		40:4	40:2	40:1
	2,5		32:4	32:2	32:1				40:4	40:2	40:1
	3,15		32:4	32:2	32:1		-	-	-	-	-
			32:4	32:2	32:1		-	-	-	-	-
			32:4	32:2	32:1				40:4	40:2	40:1
			40:4	40:2	40:1			12,5	50:4	50:2	46:1
140*			40:4	40:2	40:1	140*			46:4	46:2	46:1
			32:4	32:2	32:1		-	-	-	-	-
			32:4	32:2	32:1				40:4	40:2	40:1
	12,5		32:4	32:2	32:1				40:4	40:2	40:1
		12,5	50:4	50:2	50:1		-	-	-	-	-
280*			40:4	40:2	40:1	280*			46:4	46:2	46:1
			32:4	32:2	32:1				40:4	40:2	40:1
			40:4	40:2	40:1			12,5	50:4	50:2	50:1
*Параметр не рекомендуется к применению

Ориентируясь на стандартную подачу, по табл. 3.3 подбираем стандартные значения q и m.

4.3. Проверка прочности зубьев червячного венца на изгиб

Предварительно определяем окружную силу на колесе:

F_t2=2T₂/d₂=2……/……=……H, (3.11)

и окружную силу червяка:

F_t1=2T₁/d₁=2……/……=……H,

затем нормальный модуль:

m_n=mcosγ=……….= (3.12)

потом примем:

b₂=0,75d_a1=……мм (3.13)

и найдем эквивалентное число зубьев колеса как:

z_v=z₂/cos³γ=……/……=…… (3.14)

Далее примем коэффициент формы зубы Y_F по следующей таблице 3.7

Таблица 3.7 - Значение коэффициента формы зуба для червячных колес

zv
YF	1,88	1,85	1,80	1,76	1,71	1,64	1,61	1,55	1,48	1,45	1,40	1,30	1,24

Значения коэффициентов расчетной нагрузки К_н и К_Fпринимаються одинаковыми.

Проверка зубьев червячного колеса на изгиб производиться по формуле:

σ_F= (3.15)

Таким образом,

σ_F=

Очевидно что при σ_F≤ прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Найдем приведенный угол трения φ по таблице 3.8 в зависимости от скорости v_sи проверим к.п.д. по формуле:

η=[tgγ/tg(γ+φ)] (3.16)

Значения η_т - см. п.1.1, стр. 3 Тогда:

η=[……/tg(…+…0]=……

Таблица 3.8 - Приведенные углы трения φ

vs, м/с	φ	vs, м/с	φ	vs, м/с	φ
	2о00`-2о35`		1о36`-2о00`		1о02`-1о29`
2,5	1о43`-2о17`		1о26`-1о13`		0о55`-1о22`

Выполним тепловой расчет, для чего найдем количество тепла Ф, выделяющегося в зацеплении:

Ф=Р₁(1-η)=……(1-…)=…… Вт (3.17)

Здесь Р_{1 -} мощность на ведущем валу, Вт. Далее анйдем количество тепла Ф₁, которое может быть отведено в атмосферу:

Ф₁=К(t₁-t₀)A=……(……-20)……=…… Вт. (3.18)

В этой формуле коэффициент теплоотдачи К=8...10 Вт/м² °С - для плоховентилируемых помещений;

К=14...17 Вт/м² °С для помещений с интенсивной вентиляцией;

t₁- внутренняя температура редуктора (масла); обычно допускаемая величина

t₁=60...70 °С; t₀=20 °С;

А - площадь наружной поверхности редук­тора без учета днища (вычисляется после конструирования корпуса редуктора). При наличии ребер охлаждения учитывают только 50% их площади. Если Ф≤Ф₁, то естественного охлаждения достаточно.

В противном случае обдувают корпус вентилятором, делают в корпусе водяные полости или пропускают змеевики с проточной водой, применяют циркуляционные системы смазки.

4.4Конструирование червячной передачи

Витки червяков выполняют обычно за одно целое с валом (рис. 4.1): фрезерованием при d₀>d_f1 или на­резанием на токарных станках при d₀<d_f1чем обеспечивается свободный выход резца.

Рисунок 4.1 - Червяк с фрезерованными витками.

Материал и термообработка червяка - по [4, стр. 20].

Червячные колеса изготовляют обычно составными: венец — бронзовый,

центр — чугунный, чугун марки СЧ 15. Венцы соединяют с центрами либо посадкой с натя­гом(рис.4.2, а и б), либо болтами, поставленными без зазора в отверстия из-под развертки (рис.4.2, в).

Обод червячного колеса,- выполненного целиком из чугуна (без насадного венца), показан на рис. 4.2, г. Натяг бронзового венца на чугунном центре во время работы червячного колеса уменьшается, так как коэффи­циент линейного расширения бронзы больше, чем чугуна. Во избежание смещения венца относительно центра на стыке устанавливают 4—6 винтов (рис. 4.2 а, б). Соединение венца с центром можно осуществить отливкой бронзового венца в литейную форму, в которую заранее устанавливают чугунный центр. Во избежание проворота венца на боковых поверхностях центра делают пазы, заполняемые металлом вен­ца при отливке. Наибольший диаметр червячного колеса рассчитывают как:

d_аM2≤d_a2+6m/(z₁+2)=………./……….=…… (3.19)

а и б — с напрессованным венцом; в — с привернутым венцом: г — цельнолитое;

д —с фиксацией напрессо­ванного венца винтом: С=0,25b₂;δ₁= δ₂=2m

d_cm=(1,6÷1,8)d_b; l_cm=(1,2÷1,7)d_b; d_винта=(1,2÷1,4)m,

l_винта=(0,3÷0,4)b₂; f=0,2 d_винта.

Рисунок 4.2 - Червячные колеса

5. Расчет валов

5.1 Проектный расчет и конструирование валов

В проектируемых редукторах для изготовления валов могут применяться термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 40, 45, 40Х, 40ХН. Механические характеристики сталей приведены в [3, стр. 88] (материал червяка или вала-шестерни уже был выбран ранее при расчете передачи). Проектныйрасчет валов выполняется из условия прочности по напряжениям кручения. Напряжения изгиба, концен­трация напряжений и переменность нагружения не учитываются. Поэтому допускаемые напряжения занижают до [τ]=10-20 МПа.

Проектный расчет и конструирование различных участков вала редуктора приведен в табл.4.1. На рис. 4.1 приведены типовые конструкции валов двухступенчатых редукторов. Хвостовики входного и выходного валов выполняют цилиндрическими или коническими. Размеры кониче­ских хвостовиков указаны в табл.4.2. Если осевая фиксация подшипников осуществляется круглой гайкой с многолапчатой шайбой, то ее размеры указаны в [5, т. К8, стр. 383 и т. К36, стр.422], а размеры канавки - [5, т.10.10 и 10.11, стр. 176-177]. Для вала-шестерни и червячного вала если d₃<d_f1 (рисунок 4.1), то величина вы­хода инструмента определяется диаметром фрезы D_ф по таблице 4.3.

Таблица 4.1 - Определение размеров ступеней валов, мм

Ступень вала и ее параметры	Вал-шестерня коническая (рис. 4.1 б)	Вал-шестерня цилиндрическая (рис. 4.1 а)	Вал-червяк (рис. 4.1 в)	Вал промежуточный (рис. 4.1 е)	Вал тихоходный (рис. 4.1 ж)
1 ступень под муфту		≥ d1=(0,8-1,2)dэл-уточнить по выбранной муфте и округлить по ряду линейных размеров (см. ниже).	-
l1	l1=(1,0-1,5)d1 – уточнить по размеру полумуфты	l1=(1,0-1,5)d1
2 ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	d2≈ d1+2t, затем принимается кратным «5»	d2≈=d3+2t	d2≈ d1+2t
l2	l2≈0,6d2	l2≈1,5d2	l2=B для шарикоподшипников; l2=T для роликоподшипников	l2≈1,25d2
3 ступень под шестерню и колесо	d3	d3= d4+3,2r или d3≤df1	d3= d2+3,2r или d3≤df1	d3= d2+3,2r	округлить по ряду линейных размеров	d3= d2+3,2r
l3	Определить графически из эскизной компоновки	l3=b3=lcm, Lиз эскизной компоновки	l3 - из эскизной компоновки
4 ступень под подшипник	d4	d4= d5+(2÷4)мм	d4= d2
l4	l4≥1,25 l3	l4= B для шарикоподшипников l4=T для роликоподшипников	l4= l2
5 ступень	d5	d5 в зависимости отd2; d5>d2 [5, табл.10.10 и 10.11, с. 176]	Примечания:d3n - диаметр вала электродвигате­ля; все диаметры d и длины I округлять до стан­дартных из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [5, т.13.15, с.312]; крутящие моменты T1, Т2 и Т3 взять из кинематического расчета, стр. 4, табл. 1.4. Необходимые расчеты по формулам таблицы проводятся на обороте этого листа.	d5=d3+3c; сту­пень можно заменить рас­порной втул­кой того же диаметр
l5	l5≈0,4d4	l5 - из эскизной компоновки

Для облегчения монтажа пре­дусматривают скосы размером а (таблица 4.4). Для плотного прилега­ния торцов деталей к буртикам вала делают галтели радиусом r в зави­симости от диаметра d(размеры в мм) или канавки (таблица 4.5). В мес­тах перехода от одного диаметра dк другому D, если детали не уста­навливают, предусматривают гал­тели с радиусом закругления R≈0,4(D-d).

Таблица 4.2 - Концы валов конические (ГОСТ 12081 – 72)

А-А
Диа­метр d, мм	l1	l2	dcp	b	h	t1	t2	d1	d2	l3	l4
			18,9 20,9 23,8			2,5	1,8	М12х х1,25	М6	6,5	8,8
			26,8 30,2			3,0	2,3	М16х х1,5	М8 М10	9,0 11,0	10,7 13,0
			34,2			3,5	2,8	М20х х1,5	М12	14,0	16,3

Таблица 4.3 - Внешний диаметр фрезы Dф, мм

Модуль зацепления т, мм	Dф, мм
Степень точности
	8...10
2.2,25
2,5. 2.75
3...3.75
4...4,5
5..5,5
6.7

Таблица 4.4 - Размеры элементов вала

d	15-30	30-45	45-70	70-100	100-150
r	1,0	1,0	1,5	2,0	2,5
c	1,5	2,0	2,5	3,0	4,0
t	2,0	2,5	3,0	3,5	3,5
α
αo

Таблица 4.5 - Размеры элементов вала

d	Св. 10 до 50	Св. 50 до 100	Св. 100
b	3,0	5,0	8,0
h	0,25	0,5	0,5
r	1,0	1,6	2,0

Предварительный выбор подшипников качения проводится по табл. 4.6. Размеры и характеристики подшипников приводятся в справочниках - например, [5, т. К27-К30, с. 410-417].

Таблица 4.6 - Предварительный выбор подшипников качения

Передача	Вал*	Тип подшипника	Серия	Угол контакта	Схема установки
Цилиндрическая косозубая	Б,П	При β<12° — радиальные шариковые однорядные, при β≥12° — шариковые радиально-упорные или роликовые конические	Легкая (средняя)	для типа 3600 или 7000	Враспор
Цилиндрическая прямозубая	Т	Радиальные шариковые однорядные	Легкая (средняя)
Коническая	Б, П	Роликовые конические типа 7000 или 27000 при n1< 1500 об/мин	Легкая (средняя)	α=11…16o для типа 7000, α=25…29° для типа 27000. α=26° для типа 46000	Врастяжку
Радиально-упорные шариковые типа 46000 при п, г 1500 об/мин
Червячная	Б. II	Радиально-упорные шариковые типа 46000; роликовые конические типа 27000: радиальные шариковые однорядные при αw> 160 радиальныешариконые однорядные при aw? 160 мм	Средняя	α=11...16 ° для типа 7000; α=25…29 для типа 27000 α= 12° для типа 36000, α=26° для типа 46000	2 (с одной фиксирующей опорой)
Конические роликовые типа 7000 или радиально-упорные шарико­вые типа 36000 при в„ -5160 мм	3 (враспор)
♦Примечание «Б», «П» и «Т» означают соответственно быстроходный, промежуточный и тихоходный вал двухступенчатого редуктора, р - угол наклона зубьев У одноступенчатых редукторов нет промежуточного вала, а есть только быстроходный (Б) и тихоходный (Т) вал

Для соединения вала с деталями, передающими вращение, часто применяют призматические шпонки (таблицы 4.7) из стали, имеющей σ_в≥590МПа, например, из сталей 45, Ст 6.

Рисунок 4.1 - Типовые конструкции валов двухступенчатых редукторов.

Быстроходные (а-д): а) - цидиндрический соосный; б)- конический;

в)- червячный; г)- раздвоенный; д)- рядный.

Промежуточный вал (е). Тихоходные валы (ж-и):

ж), з)- варианты исполнения тихоходного вала соосного редуктора;

и)- тихоходный вал рядного редуктора.

7. Смазка редукторов

Картерная смазка осуществляется окунанием зубчатых и червячных колес (или червяков) в масло, заливаемое внутрь корпуса. Её применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до v< 12 м/с. в зацеплении червячных передач при окружной скорости червяка до v≤ 10 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой.

Зубчатые и червячные колеса погружают в масло на глубину 1...2 высоты зуба для быстроходных колес; для тихоходных ко­лес максимальная глубина погружения - до 1/3 диаметра колеса. Червяк, расположенный внизу, погружают в масло на высоту витка, но не выше центра нижнего тела качения подшипника. Если условия нормальной работы подшипников не позволяют погружать червяк в масло, то применяют брызговики, забрасы­вающие масло на червячное колесо; в реверсивных передачах устанавливают два брызговика.

Зубья конических колес погружают в масло на всю длину. В многоступенчатых редукторах часто не удается погружать зубья всех колес в масло, так как для этого необходим очень высокий уровень масла, что может повлечь слишком большое погруже­ние колеса тихоходной ступени и даже подшипников в масло. В этих случаях применяют смазочные шестерни или другие уст­ройства. При v <0,5 м/с колесо погружают в масло до 1/6 его ра­диуса. При смазывании окунанием объем масляной ванны ре­дуктора принимают из расчета 0,5-0,8 л масла на 1 кВт переда­ваемой мощности.

В косозубых передачах масло выжимается зубьями в одну сто­рону, а в червячных редукторах червяк, погруженный в масло, гонит масло к подшипнику. В том и другом случае для предот­вращения обильного забрасывания масла в подшипники уста­навливают маслозащитные кольца Циркуляционную смазку применяют при окружной скорости v>8 м/с. Масло из картера или бака подается насосом в места смазывания по трубопроводу через сопла или при широких колесах через коллекторы. Назна­чение сорта масла зависит от контактного давления в зубьях и от окружной скорости колеса. С увеличением контактного давле­ния масло должно обладать большей вязкостью. Контроль уров­ня масла обеспечивается маслоуказателем.

Принимаем сорт масла………………… Его объем…………………

Таблица 7.1 – Рекомендуемая вязкость масел для смазывания зубчатых передач при

50⁰С

Контактные напряжения σН, Мпа	Кинематическая вязкость, 10-6 м2/с, при окружной скорости v, м/с
до 2	св. 2 до 5	св.5
До 600
св. 600 до 1000
» 1000» 1200

Таблица 7.2 – Рекомендуемая вязкость масел для червячных передач при 100С

Контактные напряжения σН, МПа	Кинематическая вязкость, 10-6 м2/с, при окружной скорости v, м/с
до 2	св. 2 до 5	св.5
До 200
св. 200 до 250
» 250» 300

Таблица 7.3 – Масла, применяемые для смазывания зубчатых и червячных передач

Сорт масла	Марка	Кинематичес­кая вязкость, 10-6 м2/с
Индустриаль­ное	И-12А И-20А И-25 А И-ЗОА И-40А И-50А И-70А И-100А	10-14 17-23 24-27 28-33 при 50 °С 35-45 47-55 65-75 90-118
Авиацион­ное	МС-14 МК-22 МС-20	22 при 100°С 20,5.
Цилиндро­вое		44-59 при 100°С

8. Выбор муфты

Если соосность соединяемых валов выдерживается в процессе эксплуатации, то допустимо устанавли­вать жесткие муфты - фланцевые и втулочные. Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и по ве­личине расчетного вращающего момента Т_р:

Т_р=kT_ном≤[T]

Здесь k учитывает условия эксплуатации привода и принимается по табл. 8.1.

Таблица 8.1 – Условия эксплуатации привода

Нагрузка	Тип машин	к
Постоянная, с кратко­временными пере­грузками до 120% номинальной	Конвейеры ленточные, станки токар­ные, фрезерные.	1,15-1,20
Переменная, с коле­баниями до 150% номинальной	Конвейеры цепные, пластинчатые, винтовые; станки деревообрабаты­вающие; центробежные насосы.	1,30-1,50
Со значительными колебаниями - до 200 % номинальной	Конвейеры скребковые и ковшовые; станки металлообрабатывающие с возвратно-поступательным движени­ем; реверсивные приводы.	1,7-2,0
Ударная - до 300 % номинальной	Поршневые насосы; компрессоры; прессы и молоты; дробилки, шаро­вые мельницы.	2,5-3.0

Если при эксплуатации возможно некоторое смещение валов, то их соединяют компенсирую­щими муфтами - кулачково-дисковыми и цепными. В приводах, испытывающих ударные нагрузки, а также при наличиинесоосности соединяемых ва­лов следует устанавливать упругие муфты – втулочно-пальцевые (см. приложение П9); со звез­дочкой; с торообразной оболочкой. Для аварийно­го одноразового выключения привода при непре­дусмотренном резком повышении нагрузки при­меняют муфты с разрушающимися элементами(со срезным штифтом и др.). Для работы в условиях переменных нагрузок можно применять предохрани­тельные муфты многократного действия (кулачковые, шариковые). Конструкции названных типов муфт приведены в справочной литературе [2, 3, 5],_Выбоо конкретной муфты обусловлен особенностями зада­ния. В данном приводе принимаем муфту……………………………………………..