Методические указания по технической механике

МинистерствообразованияУкраины

НациональныйтехническийуниверситетУкраины

(Киевскийполитехническийинститут)

Методическиеуказания

к курсовомупроектированиюпо дисциплине

"Техническаямеханика"

для студентовспециальностей

“Информационно-измерительнаятехника"

Киев2000 г.

Методическиеуказания ккурсовомупроектированиюпо дисциплине

"Техническаямеханика" длястудентовспециальностей“Информационно-измерительнаятехника" /Сост.В. А. Бойко, В. C. Детлинг.- Киев: НТУУ КПИ.2000.

1 ОБЩИЕ МЕТОДИЧЕСКИЕУКАЗАНИЯ

1.1 Цель курсовогопроектирования

Курсовой проектпо курсу "Техническаямеханика"является первойсамостоятель-нойкомплекснойработой студентовв процессеподготовкик инженернойдеятельности.Цель курсовогопроекта -систематизироватьи закрепитьтеоретическиезнания, полу-ченныепри изучениикурсов "Инженернаяграфика","Физика", "Химия","Математика","Техническаямеханика",приобрестинавыки проектированияновых изделий(в част-ностиэлектромеханическихустройств сучетом современныхтребований); использова-ниясправочнойлитературы,стандартов,единых норми расценок; разработкитексто-вой играфическойдокументации;подготовкик выполнениюкурсовых проектовпо профилирующимпредметам.

Курсовой проектвыполняетсяна основаниитехническогозадания, выдаваемогоруководителемпроекта.

1.2. Содержаниеи объем курсовогопроекта

В процессеработы надкурсовым проектомстудентырассчитываютосновные параметрызаданногомеханизма иразрабатываютего конструкцию.Конструкторскаядокументацияпроекта состоитиз пояснительнойзаписки (15-20 страниц),принципиа-льнойкинематическойсхемы, сборочныхчертежейустройстваи сборочнойединицы, рабочихчертежей 5-8нестандартныхдеталей (вала,зубчатогоколеса, шкалы,пружи-ны, стакана,стойки и т.п.).

Пояснительнаязаписка в общемслучае должнасодержатьследующееразделы:

Введение.

Назначениеи область примененияпроектируемогоизделия.

Техническаяхарактеристикаизделия.

Описание иобоснованиевыбраннойконструкции.

Расчеты, подтверждающиеработоспособностьи надежностьконструкции:

расчет мощностии выбор электродвигателя;

расчет кинематическихпараметров(определениеобщего передаточногоотношения ипередаточныхотношенийступеней);

расчеты напрочность;

расчеты кинематическойточности ипогрешностимертвого хода;

выбор материалови покрытий;

определениекритериевконструктивногокачества иэкономическойэффектив-ностиконструкции.

Конкретныйпереченьконструкторскойдокументация,подлежащейобязательнойразработке,указываетсяв техническомзадании накурсовойпроект.

1.3. Оформлениедокументациипроекта

Вся графическаяи текстоваядокументацияпроекта должнаоформлятьсяв полном соответствиис требованиямиЕдиной системыконструкторскойдокументации(ЕСКД) и СТП КПИ2.001-83 "Курсовыепроекты. Требованияк оформлениюдокументации".

2.ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЕЙДЛЯ ПРИВОДОВИСПОЛНИТЕЛЬНЫХМЕХАНИЗМОВМАЛОЙ МОЩНОСТИ

2.1Исходные данные

1 Назначениеэлектропривода,общая характеристикарежима работыэлектродви-гателя,специальныетребования.

А. Приводыспециализированныхустройств(магнитофоны,МТЛ устройствЭВМ, печатающиемашины и др.).Режим работыи требованияк электродвигателюопреде-ляютсяспециальнымитехническимиусловиями.

Б. Нерегулируемыеприводы исполнительныхмеханизмовуправления,операцион-ныхмеханизмови технологическихустройств,механизмовдистанционногоуправления.Режим работыдвигателядлительныйили повторно-кратковременный,нерегулируемыйпо частотевращения,реверсивныйили нереверсивный.

В. Нерегулируемыеприводы прибороввремени, программныхустройств,МТЛ са-мопишущихприборов и др.Режим работадвигателядлительныйили повторно-кратко-временныйс постояннойстабилизированнойчастотой вращения,нереверсивный.

Г. Приводы следящихсистем управления(приводы РЛС,графопостроителей,ма-нипуляторов,привод стабилизацииположениякорпусов идр.). Режим работыдлитель-ныйили повторно-кратковременныйреверсивный,регулируемыйпо частотевращения.

2. Характеристикаисточникапитания двигателя:для постоянноготока – напряже-ниеи допускаемыетоки нагрузки;для переменного- напряжение,частота и видсети (однофазная,трехфазная).

3. Конструктивныетребования:

способ креплениядвигателя;

количествовыходных концоввала ротора;

наличие встроенныхэлементов(тахогенератор,редуктор идр.).

4. Функциональныетребования:допускаемоеизменениечастоты вращения,способ регулирования,время переходногопроцесса,характеристикарежима работаследящей системыи входных сигналов.

5. Эксплуатационныетребования:срок службы;температуравнешней среды;тре-бованияустойчивостик линейнымускорением,вибрации, кударным перегрузкам,к измененияматмосферногодавления ивлажности.

6. Характеристикавнешней нагрузки:числовое значениеили закон измененияста-тическогомомента нагрузки;скорости иускорения валанагрузки.

2.2 Выбор серииэлектродвигателей

По исходнымданным выбираютсерии двигателейпеременногоили постоянноготока, соответствующихтребованиямпп. 1 и 2 группыпривода (А, Б,В или Г) (см. под-разд.2.1), используякаталоги илиограничительныеперечни, напримертаблице 2.1.

Из группы серийи типов выбираютдвигатели,удовлетворяющиетребованиям

пп. 1-5 исходныхданных, сравниваятребованияс паспортнымихарактеристикамиконк-ретныхтипов двигателей.В первую очередьотбирают серии,соответствующиенапря-жениюпитания, частотесети и требуемойпостояннойвремени (дляследящих систем),затем, учитываястепень обязательности,выбирают сериии типы, удовлетворяющиетребованиямк конструкции,сроку; службыи устойчивостик климатическими механи-ческимвоздействиям.

Сравнительныехарактеристикинекоторыхсерий двигателейприведеныв таблицах 2.2и 2.3. Если исходныетребованияперечнем серийодной группыне могут бытьудов-летворены,используютсерии нижестоящихгрупп в таблице2.1: группу Б, например,можно дополнитьперечнем группВ или Г.

Таблица 2.1-Переченьэлектродвигателейпредпочтительногоприменения

Группа	Общаяхарактеристика		Серииили типыэлектродвигателей
			переменноготока	постоянноготока
А	Специальные	дляаппаратурымагнитнойзаписи	ЭДГ;типы: АД-5; АДТ-6;АДТ-1,6 КД-3,5КДП-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
		дляпотенциомет-рическихсистем	РД-09	СЛ-267;СЛ-367
Б	Нерегулируемые	общегопри-мененияРедук-торн.двигателисо встроеннымредуктором	УАД;АОЛБ; АОЛ	Дв.авиац. Д-100; МАРед.:МКМ; МСВ;МС-160; МФА; ДР-1; 5Р,МН или ЭДН
В		со стабилизиро-ваннойчастотой вращения	Г; ДСР;ДСГ; ДСА; ДСМ;ДСДР; ДСД; типы:СД-09; ЭГ-10	ДПР;ДПМ в исп. Н3;ДРВ; ДП в исп.Цр,
Г	Управляемыеобщего примененияв следящихсистемах		АДП;ДИД; ЭМ; ДКМ; АД;ДМ; АДИ; ДАД; АСМ;стахоге-нераторамиАДТ; ДГ; СМА; СМБ	ДПМ;ДПР; ДП, СЛ, ДП,СД, ПЯ,

Таблица2.2-Электродвигателипостоянноготока

Характеристикипараметры			Серииэлектродвигателей
			Д	ДРВ	СД	ДПМ	ДПP	МИГ	ДА
Напряжение питанияВ,			+	-	-	-	+	-	-
		6	-	-	-	-	+	-	-
		12	-	-	-	+	+	+	-
		27	+	+	+	+	+	+	+
		60	-	+	+	-	-	-	-
		110	-	-	-	-	-	-	-
Номиналь ная мощно-сть,Вт		от	0,1	0,1	8,0	0,5	0,3	10	2,0
		до	200	300	150	14	80	600	600
Электромехани-ческаяпостоян-наявремени, мс			25… 100	15...100	11...150	45..90	12..20	1,3…8.5	30….160
С регулятором скорости			-	+	-	+/-	+/-	-	-
С редуктором			-	-	-	-	-	-	-
Стахогенер.			-	-	-	-	+/-	+/-	-
С0В "Лев" и "Пр			-	-	-	-	-	-	+
С тормозноймуфтой			-	-	-	-	-	-	+/-
Кол.концов вала			1/2	1	1	1/2	1/2	1/2	1
С фланцевымкреплением			+	+	+	-	+	+	+
С креплениемпо диаметру			+	-	-	+	+	-	+
Последовательно-говозбуждения			+	-	-	-	-	-	+
Параллельноговозбуждения			+	+	+	-	-	-	-
С постоянныммагнитом			+	-	-	+	+	+	-
Срокслужбы, тыс.ч, макс.			1,5	1,5	0,5	1,0	3,0		0,5
Устойчивость	клинейн. ускор		35	15	15	50	100		35
	к вибрационнымнагрузкам		12	10	10	10	10		15
	К ударнымнагрузкам		35	10	35	50	50		35
	К внешн. температу-рам, °С:		85	85	60	60	60		85
			60	60	60	60	60		60
	К влажности,%		98	98	98	98	98		98
	Квнешнемуатмосферномудавлен, кПа		2,5-150	2,5-150	2,5-200	50- 200	50- 300		2,5- 150

2.3. Выбор типоразмерадвигателя ипередаточногоотношенияредуктора

Энергетические,кинематическиеи динамическиепоказателипривода зависятодновременноот характеристикдвигателя иот параметровредуктора.Оптимальныйва-риант сочетаниятипоразмерадвигателя,структурыредуктора иего передаточногоотно-шенияустанавливается,на основанииэнергетического,кинематическогои динамиче-скогорасчета системыДВИГАТЕЛЬ-РЕДУКТОР-НАГРУЗКА.Для приводовгруппы А методикатакого расчетаразрабатываетсяприменительнок конкретномувиду привода.

Таблица2.3 Электродвигателипеременноготока

Характеристи-ки,параметры					Серияєлектродвигателей
					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 креплениемпо диаметру					+	+	-	-	-	-	+	+	-	+
Срокслужбы, тыс. часовmax					2	2	1	1,5	1	1	1	5	1	10
Устойчивость	Клин. ускор.				25	25	8	15	15	15	8	8
	Квибрациям				12	12	5	5	5	5	3,5	3,5
	Кударам				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
	квлажностиотн, %				98	98	98	98	98	98	98	98	98	98
	квнешнемуатмосфер-номудавле-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 параметровустойчивостиуказаны максимальныезначения посериям двигателей.Виброуотойчивость- для частот200...300 Гц.

^х Номинальнаямощность двигателейДСД около 12 мкВт.

2.3.1Неуправляемыйпривод (группыБ и В)

Основная нагрузкапривода - постоянныйи переменныйво времени(рисунок 1) статическиймомент Т_н.с(t)на выходномвалу редукторав режиме нормируемогоили не-нормируемогопо временипереходногопроцесса впериоды пускаили изменениянагру-зочногомомента.

Тн Т4

Т₁ Т₃

Т₂ Т₅

t₁ t₂ t₃ t₄ t₅

t_∑

Рисунок 2.1- Графикизменениястатическогомомента нагрузки.

Исходныйкинематическийпараметр - средняяили номинальнаяугловая скоростьна выходномвалу редуктора-_н,рад/с.

Переходныйпроцесс можетбыть ограниченвременем t_п,с или предельнымугло-вым ускорениемвала нагрузки_н,рад/с², приэтом долженбыть заданмомент инерциинагрузки I_н,кгм².

В качестверабочего режимадвигателяпринимаетсяноминальный,для чего наего обмоткинеобходимоподавать номинальноенапряжение,а передаточноеотношениередукторапринимают

i_р= ω_дв/ω_н, (2.1)

где ω_дв-номинальнаяугловая скоростьдвигателя,который надлежитвыбрать в следующемпорядке.

1.Определитьэквивалентныйстатическиймомент сопротивленияна валу редук-тора,H·м:

, (2.2)

где T_iсреднее значениемомента в интервалеi (см. рисунок2.1);

t_i-продолжительностьинтервала, c.

При постоянномзначении моментаT_нcпринимают. Тэ= T_нс .

2. Определитьнеобходимуюмощность двигателя,Вт:

N_дв= Т_э·ω_н·к_н/η_р, (2.3)

где к_н - коэффициентзапаса: 1,05... 1,1 - еслинет ограниченийпо временипере-ходногопроцесса; 1.2...2,2- при заданномвремени разгона;при этом чембольше мо-ментинерции нагрузки,тем большеследует братьзапас по мощности;

η_р - ориентировочноезначение КПДредуктора:0,7...О,9 - для простогоцилинд-рического,планетарногоили волнового;0,4...О,7 - для червячного.

3. Выбрать типоразмерыдвигателей,номинальнаямощность которыхравна N_двили несколькобольше. Есливремя разгонаограниченозначениемt_n,отбирают двигате-ли,электромеханическаяпостояннаявремени которыхменьше τ₀=t_n/6.Для приводовс длительномрежимом работыпредпочтениеотдают двигателямс большим срокомслуж-бы и хорошимКПД, дляповторно-кратковременногорежима - высокоскоростным.

4. Определитьпередаточноеотношениередуктора поуравнению(2.1). После раз-работкикинематическойсхемы редуктораи геометрическогорасчета егоэлементоввыбранныйдвигательнеобходимопроверить:

по номинальноймощности, используянеравенство

N_ном ≥Т_э· ω_{дв /} η_р·i_р, (2.4)

где η_р - расчетноезначение КПДредуктора;

по пусковомумоменту, чтобы

Т_п ≥ Т_нсп/ (i_р η_р)+ (І_рот+ І_р+І_н/і²_р)∙(ω_дв /t_n), (2.5)

где Т_нсп -наибольшийстатическиймомент нагрузкипри пуске, Н∙м;

І_рот- момент инерцииротора двигателя,кг∙м²;

І_р- момент инерцииредуктора,приведенныйк валу двигателя,кг∙м²;

по времениразгона, чтобы

t_р = 3∙ (І_рот+ І_р+І_н/і²_р)∙ ω_дв/ (Т_п -Т_сп) ≤ t _n, (2.6)

где Т_сп -статическиймомент нагрузкипри пуске,приведенныйк валу двигателяН∙м: Т_сп = Т_нсп/(i_рη_р).

2.3.2 Следящийпривод. ГруппаГ

В следящемприводе валнагрузки черезредукторповорачиваетсяпо сигналамуправления,поступающимот усилителейследящей системы.Привод, т.е.двигатель иредутор, являясьисполнительнойчастью следящейсистемы долженобеспечиватьна нагрузочномвалу необходимыестатическиеи динамическиехарактеристики(переме-щения,скорость иускорение) всоответствиис требованиямиоптимальногопереход-ногопроцесса либов точности,повторяя законизмененияуправляющегосигнала. В этихусловиях выборпередаточногоотношенияредуктораиграет решающуюроль. Оптимальноезначениепередаточногоотношениязависит отвыбора критерияоптими-зации(обеспечениемаксимальногоускорениявала нагрузки,получениеминимальноймощности двигателяили наименьшегопусковогомомента), а такжеот соотношениястатическогои динамическогомоментов.

Внешняя нагрузкаследящегопривода характеризуетсястатическиммоментом Т_нс,моментом инерции І_н,а внутренняя- статическиммоментомсопротивленияв редук-торе,учитываемымчерез КПД η_р,приведенныммоментом инерцииредуктора І_р,момен-том инерцияротора І_ротэлектродвигателя.

Для воспроизведениявходного сигналадвигательдолжен обеспечиватьнеобходи-муюугловую скоростьротора ω(t)= ω_н(t)∙iрпри соответствующихзначенияхвращаю-щегомомента двигателя,равного моментувсех сил сопротивления,т.е. значениям

T(t) = Т_нс/(i_р η_р)+ І_н·ε_н(t)/і_р + (І_рот+ І_р)∙і_р· ε_н (t) (2.7)

и достаточнуюплавностьслежения:приведенныйк валу двигателямомент статическойнагрузки недолжен превышать5...1O % значенияпусковогомомента электродвигателя,а, следовательно,передаточноеотношениередукторадолжно удовлетворятьнеравен-ству

і_р≥ γ∙ Т_нс/T_п, (2.8)

где γ - коэффициентплавностиследящей системы,а мощностьдвигателяв номи-нальномрежиме - неравенству

N_ном≥γ·Т_нс· ω_нmax/2 (2.9)

Для системвысокой точностис погрешностямиустановок угла0,0002...О,001 рад принимаютγ = 10...20; при погрешностяхпо углу установки0,002...0,007 рад можнопринимать γ=5...10.

Приведенныеметоды выборапараметровследящегопривода неявляются общими,а применяютсядля условий,указываемыхв наименованииметодики и вовводной частик ним.

А. Для режимовс совпадающимиво временизначениямиω_нmax и ε_нmax.

Методика применимадля систем,отрабатывающихсигналы вида

1) θ= ω₀t;ω_нmax=ω_н=ω₀;ε= 0

2) θ = ω₀t+ ε₀ t²/2;ω_нmax=ω_н=ω₀+ ε₀ t_max; ε_нmax= ε₀

3) θ = θ₀(1-e^-αt); ω_нmax=ω_нmax=θ₀ ·w; |ε|_нmax= θ₀ ·w²

4)θ= w₀·t³+w₁·t²+w₂·t;ω_нmax=;ε_нmax= 

5)θ=2 θ₀t²/t_n²;ω_нmax=2θ₀/t_n;|ε|_нmax= 2 θ₀/t_n²

используемыев приводахРЛС, вычислительныхмеханизмах,приводах управленияи др., основнойрежим работыкоторых - продолжительныеили частоповторяющиесяпе-риоды работас максимальноймощностью,т.е. работадвигателя вноминальномрежиме.

Методика выбораэлектродвигателя

1. Отобратьдвигатели,быстродействиекоторых, с

τ = І_рот·ω_ном/ Т_ном (2.10)

меньше требуемого

τ = ω_нmax/ ε_нmax, (2.11)

где ω_ном- номинальнаяугловая скоростьдвигателя,рад/c;

T_ном-номинальныймомент на валудвигателя,Н∙м;

ω_нmax-заданнаямаксимальнаяугловая скоростьвала нагрузки,рад/с;

ε_нmax- заданноемаксимальноеугловое ускорениенагрузки, рад/с².

2. Определитьполную мощностьнагрузки, Вт:

N_∑ = (T_нс/ η′_р+ I_нε_нmax)∙ω_нmax (2.12)

где T_нс- статическиймомент нагрузки,Н∙м;

η′_р - ориентировочноезначение КПДредуктора (см.формулу (2.3);

I_н - моментинерции нагрузки,кг ∙ м².

3. Выбрать значениякоэффициентаплавности иустановитьсоотношениенагрузок:

T_нс ≥ I_н∙ε_нmax/(0,5∙ γ-1) (2.13)

Если T_нсбольше правойчасти неравенства(13), выбор параметровпривода выполняютпо пп.4-8, еслименьше - по пп.9-12.

4. Определитьотносительноепередаточноеотношение

α_ск ≥

(2.14)

5. Определитьнеобходимуюноминальнуюмощность двигателя,Вт:

N_ном0= (1+ α²_ск)·N_∑ (2.15)

и необходимыйдинамическийкоэффициент,Н∙м/с²:

К_до=

(2.16)

6. Выбрать двигатель,у которого

N_ном ≥N_{ном 0} и К_д =

(2.17)

7. Определитьоптимальноезначениепередаточногоотношенияредуктора

(2.18)

8.. Если двигательпришлось выбратьс большим запасомпо мощностиили Кд, проверитьвозможностьпримененияпередаточногоотношения

при которомобеспечиваетсямаксимальноебыстродействие.Его можно принятьпри выполненииусловий:

;

.

9. Необходимаямощность двигателя,Вт:

N_{ном 0} =1,5∙ N_∑.(2.20)

и необходимыйдинамическийкоэффициент,Н∙м/с²,

К_до= 4,5∙ N_∑∙ε_нmax/ ω_нmax. (2.21)

10. Выбрать двигатель,для которогособлюдаютсяусловия:

11.Определитьоптимальноезначениепередаточногоотношенияредуктораиз условия

(2.22)

Если условие(2.22) не соблюдается,принять

После выполнениягеометрическогорасчета редуктораследует проверитьдвига-тель потепловомурежиму (длядвигателейпостоянноготока - обязательно):

Т_ном / Т_ср.кв.≥(1…1,08),где

(2.23)

Б. Для систем,отрабатывающихступенчатыевходные воздействияв опти-мальномпереходномрежиме

(ε_нmaxи ω_нmaxсовпадают вовремени)

Режим используетсяв системахдистанционногоуправления,в устройствахввода данных,блоках сравненияи согласованияи др.

Заданы: значениявходного воздействия(угол перестановки)Θ, рад; времяпере-ходногопроцесса t,с; момент инерциинагрузки I_н,кг·м², статическиймомент нагрузкиТ, Н·м; коэффициентплавности,принимаемыйγ = 10...20.

Методика выбораэлектродвигателя,

1. Определитьпараметрыоптимальногопереходногопроцесса:

максимальноеугловое ускорениепри пуске ε_нп= 5,02∙ θ_н/t²_п;,

расчетнуюугловую скоростьω_нmax =3,6 ∙θ_н/t_п.

2. Определитьсоотношениенагрузок:

. (2.24)

Если Т_нс больше правойчасти неравенства(2.24), выбор параметровпривода вы-полняютсогласно пп.3-5(ниже), если меньше- используютметодику А(пп. 2; 9…11).

3. Определитьдинамическиехарактеристикипривода:

(2.25)

(2.26)

4. Выбрать двигатель,для которого

и

Предпочтениеследует отдаватьбыстроходнымдвигателямс номинальнойчасто-той вращенияротора 6000 об/мини более.

5. Определитьоптимальноепередаточноеотношениередуктора

. (2.27)

В.- Для систем,отрабатывающихгармоническийсигнал видаθ = θ₀∙sinω_at.

Заданы: θ₀ -амплитудасигнала, рад;круговая частота,ω_a=2π/t, рад/с; I_н, кг∙м²;

Т_нс, Н∙м; γ= 20...10, η_р.

Требование:применятьдвигатели слинейной илис линеаризуемоймеханическойхарактеристикой(см. таблица2.1, группа Г).

Методика выбораэлектродвигателя.

Определитьхарактеристикиуправленияпо выходу:

Максимальнаярасчетнаяугловая скоростьнагрузки:

(2.28)

Нормальноеугловое ускорениенагрузки:

. (2.29)

Нормальнаяугловая скоростьнагрузки:

(2.30)

2. Определитьсоотношениенагрузок:

. (2.31)

Если заданныйстатическиймомент Т_нсбольше динамического(правая частьне-равенства(2.31)), выбор параметровпривода выполняютпо пп.3-5, еслименьше - по пп.6…9

3. Определитьнеобходимыединамическиехарактеристикидвигателя

(2.32)

. (2.33)

4. Выбрать двигатель,для которого

; .

5. Определитьоптимальноезначениепередаточногоотношенияредуктора:

. (2.34)

6. Определитьнеобходимуюмощность двигателя,Вт:

. (2.35)

7.Выбрать двигатель,у которогоN_ном≥N_ном0.

8. Определитьоптимальноепо быстродействиюпередаточноеотношениередук-тора:

(2.36)

9. Проверитьусловие обеспечениязаданноймаксимальнойугловой скорости:

Если условиене выполняется,передаточноеотношениередуктора

(2.37)

Запас по скоростиследует приниматьтем больше,чем большеотносительноезна-чениестатическойнагрузки.

Н

арисунке 2.2 изображенанагрузочнаяхарактеристикапривода в поле механическойхарактеристикидвигателя пригармоническомвходном сигнале. ω

і_р∙ω_нmax

ω _A=і_р∙ω_н A

ТТ T

Т

Рисунок 2.2

По относительномурасположениюзначений

и можноопределитьнеобходимоезначениекоэффициентазапаса:

(2.38)

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕПЕРЕДАТОЧНЫХОТНОШЕНИЙ ВЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМАХ.С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИИ КОНИЧЕСКИМИКОЛЕСАМИ.

3.1. Общее передаточноеотношениемеханизмаопределяетсяпо формуле:

, (3.1)

где

-общее передаточноеотношение;

n_дв -частота вращениявала заданногоили выбранногоэлектродвигателя,об/мин,

n_вых- частота вращениевыходного валамеханизма,об/мин.

Значение n_выхопределяетсяна основаниитехническогозадания. Приэтом возмож-ныследующиеварианты:

1. Значение n_выхзадано непосредственнов техническомзадании.

2. Задана угловаяскорость выходногоω_выхрад/с:

. (3.2)

3.Задано времядвижения выходноговала t_p,с. При отом уголповоротавыходного вала

,либо заданлибо можетбыть назначениз конструктивныхсоображений.Тогда

/(6t_p). (3.3)

4. Задан закондвижения выходноговала

:

. (3.4)

5. На выходемеханизмаосуществляетсяпреобразованиевращательногодвижения впоступательноереечной паройили парой сгибким звеном(лентой, тросом,цепью):

, (3.5)

где v -линейнаяскорость выходногозвена, мм/с,

d_k-диаметр колеса,преобразующеговращательноедвижение впоступательное,мм.

6. На выходемеханизмаосуществляетсяпреобразованиевращательногодвижения впоступательноевинтовой парой:

, (3.6)

гдеp_h-ход винтовойлинии, мм.

7.На выходе механизмавращательноедвижениепреобразуетсяв поступательноекулачковыммеханизмом:

, (3.7)

где

-уголповоротакулачка (…˚),соответствующийвремени циклаt_пост,сзвена совершающеговозвратно-поступательноедвижение.

8.На выходе механизмапреобразованиевращательногодвижения впоступатель-ноеосуществляетсякривошипно-шатунныммеханизмом:

, (3.8)

где

-время циклазвена, совершающеговозвратно-поступательноедвижение.

3.2.Выбор передаточныхотношенийступеней взависимостиот функциональногоназначениямеханизмазаключаетсяв определениирациональныхзначенийсостав-ляющихуравнения:

(3.9)

где

-передаточныеотношенияпервой и второйступеней,

-передаточныеотношенияпредыдущей,последующейи последнейступени соответственно.

Прираспределенииобщего передаточногоотношения поступеням вмеханизмахприводов, системуправленияи регулированиянеобходимообеспечить:

-минимальныеразмеры и массумеханизмов,в том случае,если книмне предъяв-ляетсятребованиемалоинерционности;

-минимальныймомент инерции,приведенныйк входномувалу механизма.

3.3В соответствиис функциональнымназначениеми условияминагружениязвеньев механизмыпри распределениипередаточныхотношениймежду ступенямиделятся на 5типов:

-тип I: нереверсивныесиловые зубчатыемеханизмы, укоторых размерызубчатой парыи долговечностьопределяютсяконтактнойпрочностьюрабочих поверхностейзубьев;

-тип 2: реверсивныесиловые механизмы,у которых размерызубчатой парыи дол-говечностьопределяются изгибной прочностьюсердцевинызубьев;

-тип 3: малонагруженныекинематическиезубчатые механизмы,размеры звеньевкоторых выбираютсяиз конструктивныхсоображений,а напряжениявматериалахнас-толькомалы, что наразмеры колесвлияния практическине оказывают;

-тип 4: реверсивныесиловые малоинерционныемеханизмы, укоторыхдолговеч-ностьи размеры зубчатойпары определяютсяизгибной прочностью;

-тип5: реверсивныемалонагруженныекинематическиемалоинерционныезубча-тые механизмы,у которых напряжениямалы и на размерыколёс влиянияпрактическине оказывают.

-тип6: малонагруженнныйкинематическиймеханизм сминимальнойсуммарной кинематическойпогрешностьюпередачи.

Формулыдля определениясоставляющихуравнения (3.10) приведеныв таблице 3.1.

Ониполучены изусловий, чтовсе зубчатыеколеса данногомеханизмагеометри-ческиподобны, т.е.относительнаяширина зубчатыхвенцов

одинако-ва, ачисла зубьеввсех ведущихколес в зубчатыхпарах равны.

3.4. Выбор и определениечисел зубьевзубчатых колесв ступеняхпроизводятпо формуле

Z₂= Z₁ i_k, (3.11)

гдеZ₁иZ₂числа зубьевведомого иведущего колесзубчатой парысоответственно.Числа зубьевведущих колёсвыбирают одинаковымиво всех ступенях;по конструктив-нымсоображениям,для силовыхмеханизмовZ₁=16…20,для кинематических

Z₂=18...24.

Таблица3.1 Распределениесуммарногопередаточногоотношения поступеням

Критерий		Вид механизма
		Силовой		Малонагруженный
		Количество ступеней
		задано	незадано	задано	незадано
Минимальныйобъем переда-чи	Неревер 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-ныймомент инерциипередачи	Неревер сивный	ik+1=0,854i1,2	i1=i2=i3=…== ik== i = 2,176 nопт=1,286lni∑		i1=i2=i3==…= in=ik== 1,554 nопт=2,269**lni∑
	Ревер-сивный		i1=i2=i3=…== ik== i = 1,806 nопт=1,692 lni∑
Минимальнаясум-марнаякинемати-ческаяпогрешность				ikmin=1,202nопт=0,2*lni∑

3.5. Допустимыеотклоненияпередаточныхотношений вмеханизмах.

При реализацииразработаннойкинематическойсхемы из-задискретностизначе-ний чиселзубьев, которыедолжны бытьцелыми, чащевсего приходитсяотклонятьсяот расчетныхзначенийпередаточныхотношенийв ступенях изначения общегопереда-точногоотношениямеханизма. Допускаемоеотклонениеобщего передаточногоотно-шения:+2%…-5 %. В кинематическихмеханизмахотсчетныхустройствпогрешностьобщего передаточногоотношениянедопустима.В силовых механизмахтипа 1 и 2 наи-болееточно должныбыть реализованыпередаточныеотношенияпоследнихступеней, а вмалоинерционныхмеханизмахтипа 4 и 5 - первыхдвух-трех ступеней.

4.расчет геометриизубчатых ПЕРЕДАЧ ЗАЦЕПЛЕНИЯ.

4.1. Эвольвентныецилиндрическиепередачи внешнегозацепления.Для зубчатыхцилиндрическихпередач используютсятермины, определенияи обозна-чения,установленныеГОСТ 16530-83 и ГОСТ16531-83.

В качествестандартнойвеличины зубчатыхпередач, дляобеспечениявзаимозаме-няемостивыбран модульзацепленияm = p/π.Стандартныйряд модулейрегламентиро-ванГОСТ 9563-60. Значениямодулей вдиапазоне от0,1 до 5 мм, охватывающемобла-сть механизмов приборов, приведеныв таблице 4.1.

Таблица 4.1- Стандартныеряды модулейзубчатых передач,мм

Ряд1 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
Ряд1 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

Исходнымымконтуром дляопределенияразмеров иформы зубьевколес эвольвент-ногозацепленияявляетсятеоретическийисходный контуррейки, стандартизованныйдля передачс модулем m≤1мм ГОСТ 9587-81, адля m> 1мм-ГОСТ 13755-81. Стан-дартныепараметрыпрофилей: уголпрофиля α = 20°,коэффициентвысоты головкизуба h^*_a=1, радиальногозазора с*= 0,25.

4.1.2.Смещение исходногоконтура вэвольвентныхзубчатых передачах.Примене-ниепередач сосмещениемпозволяетсущественноповысить нагрузочнуюспособностьи долговечностьпередачи.Положительноесмещение исходногоконтура увеличивает:изгибную прочность,т.к. основаниезуба становитсяшире; контактнуюпрочность, т.к, уменьшаетсякривизнаконтактирующихпрофилей зубьев;долговечность,т.к. подбо-ромкоэффициентовсмещения можноуменьшитьотносительноескольжениесопрягае-мыхпрофилей и,следовательно,их износ. Припримененииоптимальныхсмещений повышениеизгибной прочностизубьев можетдостигать 70%,контактной30 %,долго-вечностипо износу 50 %.Приэтом технологияи стоимостьизготовленияколес со смещениемне изменяютсяпо сравнениюс нулевыми(без смещения).Применениесмещения позволяеттакже наиболеепростым способомполучить заданноемежосевое

расстояниев передаче,без использованиякосозубыхколес, болеесложных технологи-ческии менее точныхкинематически.

Поэтому эвольвентныецилиндрическиепередачи, укоторых качественныепоказа-телидолжны бытьвысокими, необходимопроектироватьс оптимальнымикоэффициен-тамисмещения.

4.2. Выбор коэффициентовсмещения исходногоконтура X .

Значениякоэффициентовсмещения исходногоконтура зубчатыхколес в пареX₁, и X₂должны обеспечитьизготовлениезубьев безподрезанияи заострения,а коэффициентперекрытияв передачедолжен бытьне менее 1,2; крометого, они определяютсяназна-чениемпередачи, т.е.необходимостьюполучитьмаксимальнуюизгибную иликонтакт-нуюпрочность, илимаксимальнуюизносостойкость,а также тем,задано межосевоерасстояние или нет.

Значение минимальнонеобходимогокоэффициентасмещения Х_min,обеспечи-вающееотсутствиеподрезаниярабочего профиля,может бытьрассчитанопо формуле:

X_min=h_l^*-h_a^*-0,5 ·z ·sin²α, (4.1)

где - h_l^*,h_a^*коэффициентыграничнойвысоты и высотыголовки зуба,

z- числозубьев колеса,

α - уголпрофиля.

Для стандартныхисходных контуровh_l^*-h_a^*=1.

Всиловых передачахс относительнонизкой твердостьюповерхностейзубьев НВ≤350несущая способностьопределяетсяконтактнойпрочностьюи суммарный,коэф-фициентсмещенияХ_Σ= X₁+Х₂должениметь максимальновозможноезначение. Узубьев с высокойтвердостьюкритичнойявляется изгибнаяпрочность, приэтом, для обеспеченияравной прочностизубьев колеспары коэффициентсмещения X₁меньшего колесадолжен бытьмаксимальным.В точных силовыхи кинематическихпередачахнеобходимо,чтобы износзубьев обоихколес былминимальным,что обеспечиваетсябольшим коэффициентомсмещения большегоколеса. Еслимежосевоерасстояние в прямозубойпередаче незадано, коэффициентысмещения колесвыбирают потаблице 4.2, всоответствиис критерием,который дляпередачи являетсяопределяющим:К - условиенаибольшейконтактнойпрочности, И- условие наибольшейизгибной проч-ности,ИЗ - условиенаибольшейизносостойкости.

Привыборе коэффициентовсмещения поэтой таблицеобеспечиваютсяотносите-льнаятолщина эубьевна поверхностивершин s^*_a≥ 0,25 и коэффициентперекрытия

ε_α≥1,2. Промежуточныезначениякоэффициентовсмещения находятлинейныминтер-полированием.

Впередачах сзаданным межосевымрасстоянием a_wне равнымделительному

a= 0,5 m(z₁+z₂) рассчитываютсуммарныйкоэффициентсмещенияХ_Σ(раздел 4.3), а затемпроизводятего разбивкуна составляющиеX₁и Х₂в соответствиис определяющи-микритериямидля передачи,пропорциональнозначениямX₁и Х₂всоответствующихграфах таблицы4.2, по формулам:

, (4.2)

-значение суммарногокоэффициентасмещения втаблице 4.2 длясоответствующихзначений Z₁иZ₂.

При этом должнобыть: X_∑∑_Tи, кроме того,Х₁ >Х_1min,X₂ >X_2min.

Значения минимальнонеобходимыхкоэффициентовсмещения находятпо формуле(4.1)

Таблица4.2
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	0,600,45 0,49	0,200.41 0.36	0,690,48 0,50	0.210,47 0,45	0,630,52 0,52	0,390.52 0,51	0,55 0,550,55	0.55 0,550,55	—	—	—	---	---	—	—	---	---	—	—	---	---	—	—	---
22	К И ИЗ	0,650,49 0,54	0,230,48 0,41	0,86 0,510,56	0,030,55 0,51	0,860,53 0.58	0,18 0,57 0.57	0,82 0,52 0,61	0,370,55 0,62	0,76 0,56 0,64	0.54 0,58 0,66	0,68 0,510,68	0680,51 0,68	—	—	---	---	—	—	---	---	—	—	---	---
26	К И ИЗ	0,760.50 0,57	0,130,55 0.47	0,880.53 0,59	0,080,63 0,57	0,960,50 0,62	0,09 0,59 0,64	1,02 0,49 0,64	0,14 0,550,69	0,98 0,52 0,68	0,33 0.59 0,73	0,93 0.45 0.72	0500.48 0,76	0,860,47 0,76	0,670,49 0,78	0,800,43 0,80	0,800,43 0,80	—	—	--	—	--	—	—	—
30	К И ИЗ	0,770,52 0,59	0,180,63 0,53	0,880.50 0,61	0.130.64 0.64	0,990,49 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	0,290,51 0,84	1,09 0,38 0,78	0,470,43 0,86	1,030,40 0,82	0,630,43 0,88	0,970,32 0,86	0.77 0,330.89	0,90 0,340,90	0,900,34 0,90	—	—	—	—
34	К И ИЗ	0,760,50 0,61	0,270,67 0,59	0,900,50 0,62	0.170,69 0,70	0,980,42 0,65	0,18 0,560,78	1,06 0,390,69	0,19 0,510,85	1,20 0,390,72	0,06 0,500,88	1,220,390,76	0,170,48 0,91	1,260.33 0,80	0,250,40 0,94	1,220,33 0,84	0,440,39 0,96	1^90,29 0,88	0,59 0,32 0,97	1,13 0,28 0,92	0,730,30 0,98	1.00 0,271,00	1,00 0,27 1.00	—	---
40	К И ИЗ	0,760,46 0,62	0,370,65 0,68	0,910,43 0,64	0.240,63 0,81	1,010.37 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 0,330,77	0,270,47 1,03	1,250,30 0,81	0,350,41 1,05	1,280,29 0,85	0,430,37 1,07	1,310,26 0,89	0,490,33 1,09	1,340,19 0,93	0,540,23 1.10	1,310,18 1,01	0,760,20 1,12	1,200,191,09	1.010,191,13
50	К И ИЗ	0,800,43 0,64	0,400,70 0,83	0,900,39 0,66	0,310,64 0,97	1,020,34 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	0,430,38 1,22	1,230,23 0,82	0,520.37 1,24	1,260,22 0,86	0,600,34 1,26	1,290,23 0,90	0,67 0,301,28	1,32 0,17 0,94	0,720,26 1.30	1,37 0,131,01	0,82 0,191,31	1,42 0,091.10	0,90 0,13 1,32
60	К И ИЗ	0,820,39 0,65	0,490,66 0,97	0,930,31 0,66	0,430,50 1,12	1,030,27 0,69	0,37 0,441,22	1,13 0.260,72	0,32 0,461,30	1,16 0,250,75	0,34 0.48 1,35	1,19 0,240,78	0,530,48 1,39	1,220,17 0,82	0,660,31 1,42	1,250,16 0,86	0,760,30 1,45	1,270,13 0,89	0,84 0,241,47	1,30 0,120,93	0,900,23 1,48	1.35 0,091,01	1,00 0,171,50	1,40 0,061,09	1.09 0,111,51
80	К И ИЗ	0,830,30 0.65	0,660,47 1.23	0,930,26 0.69	0,600,44 1.40	1,040,21 0,69	0,54 0,381,52	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	0,260,41 1,72	1,200.10 0,81	0,870,23 1,75	1,200,11 0,84	0,710,30 1,77	1,220,12 0,88	0,750,34 1,80	1,250,08 0,92	0,920,23 1.82	1,320,10 0.99	1,280,30 1,84	1.37 -0,04 1.07	1,40 -0,01 1,85
100	К И ИЗ	0.840,30 0,66	0.820,62 1,46	0,940,20 0,67	0,74 0,28 1,66	1,040,20 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	0,120,41 2.00	1,110,10 0,80	0,160,33 2,05	1,200,10 0,83	1,100,37 2,08	1,200,10 0.87	0,93 0,392,10	1,20 0,060,90	0,780,29 2,12	1,24 0,020,97	0,950,1 7 2,14	1,30 0,041,04	1.240,26 2,16
120	К И ИЗ	0,840,30 0,66	0,960,79 1,68	0,940,20 0.67	0,880.37 1,89	1,040,20 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	0,330,36 2,28	1,100,10 0,79	0,210,41 2.32	1,200.00 0,82	1,490,22 2,35	1,200,09 0,85	1,28 0,462,38	1,20 0,00 0,88	1,110,13 2,40	1,20 0,000,92	0,83 0,20 2,33	1,30 -0,01 0,96	1,640,19 2,30
140	К И ИЗ	0,840,30 0,66	1.080,95 1,88	0,950.20 0,67	1,000,47 2,11	1,050.20 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	0,540,45 2,51	1,100,10 0,78	0,400,54 2,57	1,100,10 0.80	0,280,58 2,59	1,100,00 0,82	0,20 0,14 2.56	1,20 0,00 0,84	1,440,20 2,54	1,20 0,000:87	1.12 0,26 2.47	1,43 -0,02 0,90	-1,200,26 2,42
160	К И ИЗ	0,850,30 0,66	1,200,99 2,06	0,950,20 0,67	1,120,57 2,31	1,050,20 0,68	1,050,85 2,48	1,050,10 0,70	0,740,23 2,60	1,10 0,10 0,72	0,940,42 2,29	1,10 0,10 0,74	0,740,55 2,75	1,10 0,100,76	0,590,64 2,77	1,100,00 0.77	0,46 0,10 2,73	1,100,00 0,79	0,34 0,20 2,70	1,10 0,00 0,80	0,250,26 2,67	1,32 -0,03 0,83	-1,150,19 2,60	1,43 -0,02 0,86	-1,200,33 2,52
200	К И ИЗ	—	—	---	---	—	—	---	---	—	—	---	---	1,100,00 0.72	0,970,05 3.04	1,100,00 0.73	0,800,20 3,00	1,140,00 0.74	-1,070,31 2,94	1,10 0,00 0,75	0.540,39 2.91	1,32 0,000,77	1.160,49 2,82	1,43 - 0,10 0,79	-1,21 0,02 2,75
240	К И ИЗ	—	—	---	---	—	—	---	---	—	—	---	---	1,100,00 0,69	1,340,12 3,27	1,100,00 070	1,140,29 3,21	1,14 0,01)0,70	1,060.42 3.17	1,10 0.000.71	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 геометрическихпараметровпрямозубыхцилиндрическихэвольвент-ныхпередач внешнегозацепления производитсяпо формулам таблицы 4.3

Таблица 4.3

Наименованиепараметра						Обозначения,расчетныеформулы, указания
Исходныеданные
Числазубьев	Шестернии колеса					,Z2
Модуль,мм						m- по ГОСТ9563-60
Нормальныйисходный контур						m
						m 1– по ГОСТ 13755-81
Коэффициентысмещения:		Шестернии колеса				, -в соответствиис п.4 и таблицей4.2
Основныегеометрическиепараметры
Делительныедиаметры, мм:					Шестерни
					Колеса
Делительноемежосевоерасстояние,мм
Коэффициентсуммы смещений
Уголзацепления,рад
Межосевоерасстояние,мм
Коэффициентвоспринимаемогосмещения
Диаметрывершин зубъев,мм			Шестерни
			Колеса
Диаметрывпадин, мм			Шестерни
			Колеса
Высотазубъев, мм			Шестерни
			Колеса
Передаточноечисло						u=z2/z1
Начальныедиаметры, мм			Шестерни
			Колеса			или
Геометрическиепоказателикачествазацепления
Углыпрофилей наповерхностяхвершин				шестерни
				колеса
Толщиназубьев наповерхностяхвершин, мм:				шестерни
				колеса
Коэффициентторцового перекрытия

4.1.4 Размерыдля контроля

По размерамдля контроляопределяетсяточность изготовлениязубчатоговен-ца; эти размерывместе с ихпредельнымиотклонениямипроставляютсяна рабочемчертеже зубчатогоколеса.

1. Размер поизмерительным роликам.

Размер по роликам(шарикам) дляцилиндрическихпрямозубыхи косозубыхко-лес с внешнимизубьями приих четном числеопределяесяпо формуле:

=d_D+ D . (4.3)

То же при нечетномчисле зубьев:

M= d_Dcos(90/z)+ D. (4.4)

При этом должновыполнятьсяусловие: M>da.

В формулах(4.3) и (4.4): D- диаметризмерительногоролика (шарика)опреде-ляетсяиз условия D1,7∙ m. Приэтом стандартныезначения диаметровроликов выбираютсяиз ряда: ( ГОСТ2475-62): 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 стандартныезначения диаметровшариков изряда: (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.

d_D- диаметр окружности,проходящейчерез центрролика (шарика):

d_D =d cos_t/cos_D; (4.5)

_D - уголпрофиля зубана окружностидиаметра d_D,который можетбыть найден из системыуравнений

inv_D= inv_t+ D/(z⋅m⋅cos_t)– (/2–2⋅x ⋅tg)/z; (4.6)

_D =1,3945(inv_D+ 1,66 10^-3)^0,235 –0,183. (4.7)

2. Расчет длиныобщей нормалиWm .

Определениедлины общейнормали производят,последовательнорассчитывая:

А) угол профиляα_x в точкена концентрическойокружностидиаметромd_x =d +2xm:

(4.8)

Рисунок 4.1

Б) расчетноечисло зубьевв длине общейнормали

. (4.9)

В) действительноечисло зубьевz_n,охватываемоепри контрольномзамере, полу-чаетсяокруглениемz_nrдо ближайшегоцелого значения;

Г) длину общейнормали

(4.10)

Предельныеотклонениядлины общейнормали и размерапо роликамопреде-ляютсядля мелкомодульныхпередач - поГОСТ 9178-81, а дляпередач с модулемm ≥ 1 мм – поГОСТ 1643-81.

4.2 Расчетгеометриипрямозубыхцилиндрическихэвольвент-ныхпередач внутреннегозацепления.

4.2.1. Термины,определенияи обозначения,модулии параметрыисходногокон-тура прямозубыхцилиндрическихзвольвентныхпередач внутреннегозацепления- по п 4.1.1 - 4.1.3.

4.2.2. Смещениеисходногоконтура передачвнутреннегозацеплениявыбирают потаблице 4.4.

4.2.3. Расчет геометриипрямозубыхцилиндрическихэвольвентныхпередач вну-треннегозацепленияв соответствиис Г'ОСТ 19274-73 приведенв таблице 4.5,

Таблица4.4 Коэффициентысмещения

для передачвнутреннегозацепле-нияпри m=1…2мм

Z2	Z1
	16	20	25	32	40	50	63	80	100
63	0,50,6 0	0,50,6	0,40,6	0,40,6	0,40,6	-	-	-	-
80	0,51,0	0,51,0	0,51,0	0,51,0	0,51,0	0,51,0	-	-	-
100	0,51,0	0,51,0	0,51,0	0,51,0	0,61,2	0,61,2	-	-	-
125	-	0,51,4	0,51,4	0,51,4	0,51,4	0,61,4	0,61,4	-	-
160	-	-	-	0,51,0	0,51,0	0,61,0	0,61,0	0,61,0	0,81,2
200	-	-	-	0,61,0	0,61,0	0,61,0	0,61,0	0,81,1	1,01,0

Примечание:Обеспечиваются:ε_α >1,2;s^*_a> 0,3; c^*>0,1.

Таблица 4. 5

Наименованиепараметра		Обозначение,расчетныеформулы, указания
Исходныеданные
Числазубьев	шестерни	Z1
	колеса	Z2
Модуль		по ГОСТ9363-60, табл.4.1
Нормальныйисходный контур		по ГОСТ9587-81 по ГОСТ 13755-81
Основныегеометрическиепараметры
Коэффициентысмещения		См. таблицу4.4
Делительныедиаметры	шестерни
	колеса
Делительноемежосевоерас-стояние
Коэффициентразностисмеще-ний
Уголзацепления
Межосевоерасстояние
Диаметрывершин зубьев	шестерни
	колеса
Диаметрывпадин	шестерни
	колеса
Высотазубьев	шестерни
	колеса
Передаточноечисло
Начальныедиаметры	шестерни
	колеса
Геометрическиепоказателикачествазацепления
Углыпрофилей наповерностяхвершин	шестерни
	колеса
Толщиназубьев наповерхностяхвершин	шестерни
	колеса
Koэффициентторцового пере- тия

Примечание.Для стандартныхисходных контуров:

;

Определениеугла зацепления

производяттак же как идля передачвнешнего зацеп-ленияв соответствиис формулой втаблице 4.3, принимая =x_d/(z₂– z₁).

4.3. Расчетгеометрииреечных цилиндрическихпрямозубыхпередач

4.3.1. Тернины, определенияи обозначения,модули и параметрыисходных конту-ровреечных передач- по пп . 4.1.1- 4.1.3.

4.3.2 Расчет геометриизубчатогоколеса и рейкиприведен втаблице 4.6.

Таблица 4.6. Реечныецилиндрическиепрямозубыепередачи.

Расчет геометрическихпараметров

Наименованиепараметра	Обозначения,расчетныеформулы, указания
Исходныеданные
Числозубьев зубчатогоколеса	Z1
Модуль,мм	m-- поГОСТ 9563-75
Нормальныйисходный контур	m 1по ГОСТ13755-81
Коэффициентсмещениязубча-тогоколеса
Высотарейки, мм	H
Длинанарезаннойчасти рей-ки,мм	L
Основныегеометрическиепараметры
Рейка
Нормальныйшаг, мм
Числозубьев
Уточненнаядлина нарезаннойчасти
Высотазуба, мм
Высотаголовки зуба,мм
Толщиназуба, мм
Расстояниеот базовойплоско-стирейки до осиколеса, мм
Диаметризмерительногороли-ка, мм	;принимаютпо ГОСТ 2475-62
Расстояниеот базовойповерх-ностидо ролика, мм
Зубчатоеколесо
Делительныйдиаметр, мм
Диаметрвершин зубьев,мм
Диаметрвпадин, мм
Геометрическиепоказателикачествазадапления
Толщиназубьев наповерностивершин, мм
Коэффициентперекрытия

4.4. Расчетгеометрииконическихпрямозубыхпередач

4.4.1. Термины, определенияи обозначения,относящиесяк этим передачам,уста-новленыГОСТ 16530-83 и ГОСТ19325-73.

4.4.2. Модули коническихпередач соответствуютмодулям цилиндрическихи установленыГОСТ 9563-75.

4.4.3. Исходныйконтур коническойпередачи. Аналогомзубчатой рейкидля кони-ческойпередачи являетсяплоское коническоеколесо с угломделительногоконуса

δ = 90°, профильзубьев которогона внешнемделительномдиаметресоответствуетпрофилю исходногоконтура. Исходныеконтуры: для m1ммГОСТ I3754-8I(последнийпрактическисовпадает сконтуромцилиндрическихпередач по ГОСТI3755-8I) .

4.4.4. Осевая формазубьев. В соответствиис ГОСТ 19325-73 различаюттри фор-мы зубьевконическихколес, определяемыеположениемвершин конусовделительного8 , выступовδ_n и впадинδ_f на осиколеса. Наиболеечасто применяютформу I –пропор-циональнопонижающиесязубья - все вершиныконусов совпадают.

4.4.5. Выбор чиселзубьев колесв коническихпередачах.Понижающиекониче-скиепередачи следуетвыполнять спередаточнымчислом до 10,повышающие- до 3,15. Для ортогональныхконическихпередач (уголпересеченияoceй Σ= 90°) числа зубьевшестерни и колеса дожнысоответствоватьдруг другу:

число зубьевшестерни 12 13 14 15 16 17

минимальноечисло зубьевколеса 30 26 20 19 18 17

4.6.6. Смещениеисходногоконтура. Дляобеспечениямаксимальнойизносостой-костиприменяютположительноесмещениепроизводящегоколеса дляшестерни иотрицательное,равное по модулюпредыдущему, для колеса: x₁= -x₂ (табл.4.8).

4.4.7. Расчет геометриипрямозубыхконическихпередач с осевойформой зубьевI в соответствиис ГОСТ 19624-74 приведенв таблице 4.7.

Таблипа 4.7. Коническиепрямозубыепередачи Расчетгеометрическихпараметров

Наименованиепараметра		Обозначение,расчетныеформулы указания
Исходныеданные
Числазубьев	шестерни	Z1
	колеса	Z2
Модуль,мм		me-по ГОСТ 9563-60,
Нормальныйисходный контур		mee>1по ГОСТ 13754-81
Коэффициентысмещения	шестерни
	колеса	x2=-x1
Межосевойугол		Σ
Основныегеометрическиепараметры
Числозубьев плоскогоколеса
Внешнееконусноерасстояние,мм
Шириназубчатоговенца, мм		;
Среднееконусноерасстояние,мм
Среднийокружной модуль,мм
Внешнийделитель-ныйдиаметр, мм	шестерни
	колеса
Среднийделитель-ныйдиаметр, мм	шестерни
	колеса
Передаточноечисло
Уголделительногоконуса	шестерни
	колеса
Внешняявысота го-ловкизуба, мм	шестерни
	колеса
Внешняявысота но-жки зуба, мм	шестерни
	колеса
Внешняявысота зуба,мм	шестерни
	колеса
Уголножки зуба	шестерни
	колеса
Уголголовки зуба	шестерни
	колеса
Уголконуса вершин	шестерни
	колеса
Уголконуса впадин	шестерни
	колеса
Внешнийдиаметр вершин,мм	шестерни
	Колеса
Расстояниеот вер-шиныдо плоскостивнешней, окружно-стизубьев, мм	шестерни
	колеса

Примечание.Для стандартныхисходных контуров:

;

4.5 Расчетгеометрии червячныхцилиндрическихпередач

4.5.1 Термины, определенияи обозначения,относящиесяк червячнымпередачам,установленыГОСТ 16530-83 и ГОСТ18498-73. В механизмахприборов применяются,главным образом,ортогональныечервячныепередачи сархимедовымчервяком (передачаZA).

4.5.2 Модули (в осевомсечении) икоэффициентыдиаметра червяка,- эти пара-метры,определяющиеразмеры червяка,устанавливаетГОСТ I9672-74,значения моду-лейв диапазонеот 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.

Коэффициентыдиаметра червякаприведеныв таблице 4.8. РядI следует пред-почитатьряду 2.

Таблица 4.8. Коэффициентыдиаметра 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 Исходныйчервяк. Параметрыпрофиля червяка,определяющиеформу вит-кови зубьев червячногоколеса и образующиепрофиль исходногочервяка, установ-леныдля m I мм ГОСТ20184-81.

4.5.4. Число витковчервяка принимаютобычно z₁= 1…4; числозубьев на колесеz_2>24.

4.5.5. Смещение вчервячной паре.Применяетсядля изменениямежосевогорас-стоянияи определяетсякоэффициентомсмещения червякаx=(a_w-a)/m; при этом гео-метриячервяка неменяется; изменяютсятолько размерывенца зубчатогоколеса. Пре-дельныезначениякоэффициентовсмещения, исходяиз условийподрезанияи заострениязубьев, рассчитываютпо формулам:

x_min=1-0,0585z₂ (4.11)

x_max=0,05z₂-0,12 (4.12)

4.5.6. Расчет геометрии цилиндрическихортогональныхпередач SA,в соответ-ствиис ГОСТ 19650-74, приведенв таблице 4.9.

Таблица 4. 9 Цилиндрическиеортогональныечервячныепередачи

Расчет геометрическихпараметров

Наименованиепараметра	Обозначения,расчетныеформулы, указания
Исходныеданные
Числовитков червяка
Числозубьев колеса
Модуль,мм	m- поГОСТ 19672-74
Исходныйчервяк	m1поГОСТ 19036-81
Коэффициентдиаметра червяка	q- поГОСТ 19672-74
Межосевоерасстояние,мм	aw
Основныегеометрическиепараметры червяк
Делительный угол подъемавитка
Делительныйдиаметр, мм
Расчетныйшаг, мм
Диаметрвершин витков,мм
Диаметрвпадин, мм
Высотавитка, мм
Длинанарезаннойчасти, мм
Колесо
Коэффициент смещения
Делительный диаметр, мм
Диаметрвершин зубьев,мм
Диаметрвпадин, мм
Наибольшийдиаметр, мм
Уголбокового скосазубьев, (…˚)	;округлитьдо 5˚
Ширинавенца, мм
Передача
Делительноемежосевоерассто-яние, мм
Межосевоерасстояние,мм
Передаточноечисло

Начальныйдиаметр, мм	червяка
	колеса
Контрольныеразмеры червяка
Ход витка,мм
Делительнаятолщина похорде витка,мм
Высотадо хорды витка,мм
Диаметр измерительного ролика,мм		;принимают поГОСТ 2475-62
Размерчервяка пороликам, мм

Примечание.Для стандартныхисходных червяков:

при m*=0,2при m>1мм.

5.Расчет силовыхпараметровв зубчатыхпередачах.

5.1.Моментысил,передаваемыесоседнимивалами связанысоотношением:

, (5.1)

гдеТ_Iи Т_II- моменты силна валах Iи II соответственно,

i_I-II-передаточноеотношение междувалом Iи II;

η_1-2-КПД зубчатойпары при передачемощности отколеса 1 к колесу.

Аналогичноесоотношениесвязываетмоменты силлюбых двухсоседних валов.Связь междумоментами входного валаIи выходноговала IV(рисунок.5.1)определяетсяформулой:

, (5.2)

гдеТ_IV- момент сил навале IV;

i_I-II,,i_II-III,i_III-IV-передаточныеотношения междусоседнимивалами,

η_1-2,η_3-4,η_5-6,- КПД зубчатыхпар

5..2.Формулы дляопределенияусилийв зацеп-лениизубчатых колесприведены втаблице 5.1.

Рисунок5.1

Таблица5.1 Усилия в зацепленияхзубчатых колес.

Вид зубчатойпередачи	Усилие,Н
	Окружное	радиальное	осевое	нормальное
Цилиндри-ческая,прямо-зубая
Коническаяпрямозубая
червячная-цилиндри-ческая
Примечание:В формулахT1 и Т2- моменты силна ведущеми ведомом колесесоот-ветственно;Диаметры dW1 и dW2в мм; в формулахдля червячннхпередач верхнийзнак - при ведущемчервяке, нижний- при ведущемколесе, φТ- приведенныйугол тренияпрофилей вчервячнойпаре: φТ = arctgfпр.

Значения приведенногокоэффициентатрения f_пpи соответствующиеим значенияуглов тренияφ_Т зависятот скоростиотносительногоскольжения:

, (5.4)

где n₁ -частота вращениячервяка, об/мин.

Значения fпр и φ_Т приведеныв 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. ОпределениеКПД

Формулы дляопределениеКПД приведеныв таблице 5.З

Таблица 5.З

Видзубчатой передачи		Расчетнаяформула		Коэффициентнагрузки
Цилиндрическаяпрямозубая
Коническая прямозубая
Червячнаяцилиндриче-скаяпри веду-щем:	Червяке
	колесе
Примечание:Вформулах: дляцилиндрическихи коническихзубчатыхпередач: f- коэффициенттрения нановерхностмпрофилей зубьев.Ориентировочныезначения f зависят отсочетанияматериаловколес в зубчатойпаре и приведеныниже: Закаленнаясталь по закаленнойстали 0,06 Стальпо стали 0,05…0,1 Стальuo бронзе,бронза по бронзе 0,07…0,1 Стально текстолиту 0,12 Стальпо полимернымматериалам 0,06…0,1

5.4 Реакциив опорах

При работемеханизмовв опорах валовзубчатых передачвозникаютреакции, зна-

чения которыхзависят от видапередачи, усилийв зацепленияхзубчатых пари распо ложениязубчатых колесотносительноопор.

1. Опоры валовпрямозубыхпередач внешнегозацепления.

Возможны триварианта расположенияколес относительноопор: в пролете(рису-

нок5.2а), консольное(рисунок 5.2б),комбинированное(рисунок 5.2в).

а б в

Рисунок5.2

Hагpyзкaв опорах прирасположенииколес по рисунку5.2а:

Номеропоры	Радиальнаянагрузка, Н
I
II
III
IV
V
VI

Нагрузкив опорах прирасположенииколес по рисунку5.2б:

Номеропоры	Радиальнаянагрузка, Н
I
II
III
IV
V
VI

Нагрузкив опорах прирасположенииколес по рисунку5.2в:
Номеропоры	Радиальнаянагрузка, Н
I
II
III
IV
V
VI
VII
VIII

5.5.Коническиепередачи. (рисунок5.3)

а б

Рисунок5.3

Нагрузки вопорах прирасположенииколес по рисунку5.3а

Номер опоры	Радиальнаянагрузка	Осевая нагрузка
I
II
III
IV

Нагрузки вопорах прирасположенииколес по рисунку5.3б:

Номер опоры	Радиальнаянагрузка	Осевая нагрузка
I
II
III
IV

5.6 Червячнаяпередача (рисунок5.4).

Рисунок5.4

Составляющиеполных нагрузок:

Номеропоры	Составляющиеот силы
I
II
III
IV

Результирующиенагрузки наопоры:

Номеропо-ры	Правоенаправлениелинии виткачервяка привращении
	по часовойстрелке		противчасовой стрелки
	Радиальнаянагрузка, Н	Осе-ваянагру-зка, Н	Радиальнаянагрузка, Н	Осе-ваянагрузка, Н
I
II
III
IV

Но-меропо-ры	Левоенаправлениелинии виткачервяка привращении
	по часовойстрелке		противчасовой стрелки
	Радиальнаянагрузка, Н	Осе-ваянагру-зка, Н	Радиальнаянагрузка, Н	Осе-ваянагрузка, Н
I
II
III
IV

Электродвигатели

Электродвигатели- генераторытипа ДГ

Техническиехарактеристики				ДГ-0,1А	ДГ-0.5ТА		ДГ-1ТА		ДГ-2ТА		ДГ-ЗТА	ДГ-5ТА
Напряжение питнания,В	обмоток возбуждениядвигателя итахогене-ратора			36	36		36		36		36	36
	управлениядвигателя			30	30		30		30		30	30
Частота,Гц				400	400		400		400		400	400
Полезнаямощностьдвигателя,Вт				0,07	0,5		1,0		2,0		3,0	5,0
Вращающиймомент • 104, Н м				0,83	3,67		6,37		11,94		35,8	79,6
Пусковоймо- мент• 104Н·мпри 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
Моментинерции вращающихсячастей •108,кг·мІ				4,9		12,74	7,84		10,78		36,26	39,2
Электромеханическаяпостояннаявремени, мс				120		100	68		68		36	30
Скоростьвращения, об/мин			принормальнойтемпературе	8000		13000	15000		16000		8000	6000
			притемпературе +100 °С	7000		12000	14000		15000		6000	5000
Гарантийныйсрок службы,ч: притемпературе			от–60°С до+100єС	500		500	500	500		500		500
			от60єС до + 70єС	1500		1500	1500	1500		1500		1500

Электродвигатели- генераторытипа АДТ

Технические характеристики		АДТ-1	АДТ-1А	АДТ-1Б	АДТ-С
Н апряжениепитания обмоток,В	тахогенератора	110	5 5	110	110
	управлениядвигателя	110	110	110	110
Частота,Гц		400 -500	400 -500	400 -500	400 -500
Полезная мощностьдвигателя,Вт		32	32	13	13
Вращающиймомент • 104,Н м		78,4	78,4	194	194
Пусковоймомент •104,Н∙м		147	147	296	296
Моментинерции вращающихсячастей •108,кг м2
Скоростьвращения, об/мин		4000	4000	4000	4000
Гарантийныйсрок 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
Полезнаямощностьдвигателя,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
притемпературе+20 ±5 °С				6,86		15.68		88,2
притемпературе+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
Электромеханическаяпост. 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 притемпературе,°С		+100	500	500	500	500	500	500	250
		от -60 до+70	1500	1000		1500	1500	1500

Асинхронныйуправляемыйэлектродвигательс полым роторомтипа АДП

Техническиехарактеристики	АДП– 024А	АДП023	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
Напряжениепитания, 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
Полезнаямощностьдвигателя,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
Вращающиймомент • 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
Пусковоймомент • 104, Н • м		73,5	73,5	73,5			167	53,9	142	186,4	833	588	1666	833
Моментинерции вращающихся частей • 108 ,кг • м 2								765			1660	1660	3900	3900	11800
Электромеханическаяпостояннаявремени, мс								48			55	32	6	50	82
Скоростьвращения, об/ мин	8000	4500	7000	7000	4000	4000	6000	9000	8000	12000	1850	6000	1950	6000	6000
Гарантийныйсрок службы,ч	50	2000	2000	2000	2000	1500	1500	200	50	50	2000	1500	2000	1500

Электродвигательасинхронныйс полым роторомуправляемыйтипа ЭМ

Техническиехарактеристики	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-15м	ЭМ-15МТ	ЭМ-25М	ЭМ-50М
Напряжениепитания обмотоквозбуждения, 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
Полезнаямощность, 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
Вращающиймомент•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
Пусковоймомент•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
Моментинерции вращающихсячастей •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
Электромеханическаяпостоян-наявремени ,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
Скоростьвращения, об/мин	2500	2000	2500	4000	4000	5000	3300	3300	4000	6000	4000	4000	4200	5000
Гарантийныйсрок службы,ч :		400	400	400	400	500	400	500	400	500	400	400	400	400

Электродвигательсинхронныйгистерезисныйтипа Г

Техническиехарактеристики	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
Напряжениепитания, 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
Полезнаямощность, 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
Вращающиймомент •104,Нм	127,3	206	223	24,5	63,7	49	31,9	44,1	78	530	429	119	716	119	265
Скоростьвращения, об/мин	3000	7500 (6000)	3000	8000	3000	3000	3000	7500	10000	7200	6000	8000	8000	4000	11000
Гарантийныйсрок службы,ч	3000	1000	5000	500	5000	5000	5000	1000	500	2000	2000	2000	600	600	500

Электродвигателисинхронные

Техническиехарактеристики	ДС-1	СРД-2	ДСД60	ДСД1/300	ДСД2	СД-09М
Напряжениепитания, В	220	24	220	220	220	127/220
Частота,Гц	50	50	50	50	50	50
Полезнаямощностьдвигателя,Вт	0,02	0,012	0,0123	6,85.10-5	0,014
Номинальныйвращающиймомент, Н •м	0,098		1,96.10-3	0,196	0,0687	0.028
Максимальныйвращающиймомент,Н•м		0,0686				0.078
Пусковоймомент, Н•м	0,098	0,049
Скоростьвращения, об/ мин	2,0	2,0	60	1/300	2,0	3000
Гарантийныйсрок службы,ч:	длит.	1 год

Электродвигателипостоянноготока типа ДПР

Тип элект-родви-гателя	Ско- ростьвраще- ния, об/ми	Мо-ментинер - циирото-ра •108 кг·м2	Напряжениепитания, В
			3,0		6,0		12,0		14,0		27,0
			N,Вт	T104Н·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

Электродвигателипостоянноготока 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
Номинальнаямощность, Вт	7	8	20	20	20	20	20
Вращающий момент ·104,Н· м	102	127	324	319	324	324	324
Скоростьвращения, 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
Моментинерции вращающих-ся частей ·108 , кг· м 2			39	125	39		42
Электромех. постоянная, с			0,02	0,011	0,02	0,02	0,02

Электродвигатели постоянного тока типаСЛ

Техническиехарактеристики					СЛ- 121		СЛ-161			СЛ-163			СЛ-221			СЛ-329		СЛ-261		СЛ-281			СЛ-267			СЛ- 367
Напряжениепитания, В:					110		110			110			110			24		110		24			110			110
Полезнаямощность, Вт					5		7,5			8,3			13			23,5		24		26			27			32
Вращающиймомент • 104,Н • м					137,3		206			225,6			343			981		637,6		490,5			637,6			1226
Скоростьвращения, об/мин					3500- 5500		3500- 5500			3500- 5500			3600- 4200			2300- 2900		3600- 4600		5200- 6200			3800- 4400			2500- 3000
Гарантийныйсрок службы, ч					1500		1500			1500			2000			2000		2000		2000			2000			2000

Техническиехарактеристики	СЛ- 569К	СЛ-361	СЛ-369	СЛ-365	СЛ-525	СЛ-571К	СЛ-563	СЛ-569	СЛ- 621	СЛ- 661
Напряжениепитания, В:	110	110	110	110	110	24	110	110	110	110
Полезнаямощность, Вт	36	50	55	56	78	95	110	160	172	230
Вращающиймомент • 104,Н • м	4120	1570	1472	1668	1962	4120	2747	4660	6867	9074
Скоростьвращения, об/мин	850- 1050	3000 3600	3000- 4200	3240- 3960	3800- 4400	2200	3800- 4400	3300- 4000	2400-2700	2400-2750
Гарантийныйсрок службы,ч	2000	2000	2000	2000	2000	2000	2000	2000	2000	2000

Электродвигателипостоянноготока с регуляторомскорости типаДРВ

Техническиехарактеристики	ДРВ-0,5	ДРВ-3К	ДРВ-5	ДРВ-8	ДРВ-20	ДРВ-25	ДРВ-45	ДРВ-60	ДРВ--150	ДРВ-300
Напряжениепитания, В	27
Полезнаямощность, Вт	0,515	3,08	5	8	20,5	25	45	61,5	150	300
Вращающиймомент•104,Н • м	4,9	29,4	47,6	76,5	196	402	613	589	1913	3826
Скоростьвращения, об/мин	10000	10000	10000	10000	10000	6000	7000	10000	7500	7500
Моментинерции враща-ющихсячастей106,кгм2	27,47	2,75	2,2	2,94	14,7	24,5	72,6	72,6	179,5	571,9
Электромеханическаяпостояннаявремени, с	0,3	0,18	0,2	0,25	0,48	0,28	0,45	0,31	1,43	1,28
Гарантийныйсрок 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
Режимработы	длит	П-к	длит	Кратк.	Длит.	Прод.	Длит.	Длит.	Прод.	Прод.

Электродвигателипостоянноготока 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
Номинальнаямощность, Вт	250	7	7
Скорость вращения, об/мин	8000	7000	7000
Режим работы	Прод.	Длит.	П/кр.
Гарантийныйсрок службы,ч	500	500	50000цикл
Масса,кг	3,6

Техническиехарактеристики	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
Номинальнаямощность, 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..
Гарантийныйсрок 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-0,16А	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
Номинальнаямощность, 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.
Гарантийныйсрок службы,ч	200		250	1500	1000	1000	70	500	1080
Масса,кг	0,1				0,7	0.9	0,8	1,3	1,5

1. ПРОЕКТИРОВАНИЕОПОРНЫХ УЗЛОВВАЛОВ И ОСЕЙ

Припроектированииопорных узловпоследовательнорешаются такиезадачи:

1)разработкаконструктивнойсхемы расположенияопор и функциональныхэлементов всегомеханизма изусловий разме-щениязвеньев погабаритамв плоских разверткахили сечениях;

2)разработкаконструктивнойсхемы продольногозамыкания опор,т.е. схемы ограниченияосевых смещенийвалов или блоковна осях;

3)выбор (в особыхслучаях разработка)подшипниковкачения,

4)разработкаэлементовпосадочныхмест подшипников:определениеформы и размеровповерхностей,сопрягаемыхс кольцамиподшипников;установлениедопусков наразмеры, формуи расположенияпосадочныхповерхностей;установлениетребованийк твердостии шероховатости;

5)разработкаэлементовсмазыванияи уплотненияподшипников;

6)пространственнаякомпоновка(свертка) плоскихсхем и внесениенеобходимыхизменений иуточнений вконструкциюопорных узлов:отработкаформы и размеровкрышек, выбордеталей креплениякрышек, расчетпружин замыканияи др.

1.1.Разработкаконструктивнойсхемы

Используягеометрическиерасчеты (зубчатыхколес, кулачковви др.), паспортныеи исходныеданные (длядвигателей,потенциометров,концов валови т.п.), выполнитьв масштабе 1:1габаритныеэскизы всехвновь разработанных,принятых илизаданных элементовкинематическойцепи. На основаниикинематическойсхемы, пользуясьэскизами ееэлементов ирекомен-дациямитаблицы 1.1 составитьнеобходимоеколичествоплоских компоновочныхсхем, т.е. схемрасположениятех элементов,оси которыхмогут бытьпоказаны водной плоскостиодной разверткойили в одномсечении (рисунок1.1).

Рис.1.1. Габаритно-конструктивнаякомпоновкаплоской разверткикинемати-ческойцепи редукторас параллельнымиосями

Комбинируявариантысхемдля отдельныхосей (таблица1.1 или [2, таблица4.21]), следует:

а)обеспечитьзаданноеотносительноерасположениевходных и выходныхзвеньвмеханизма(валов, двигателейи др.);

б)обеспечитьрасположениеподшипниковв соответствиис возможностямипринятого типакорпуса (длядвухплатного,например, корпусаподшипникижелательнорасполагатьтолько в двухплоскостях);

г)исключитьнакладку размеров(например, венцовзубчатых колесна валики илиступицы) и уменьшитьдлину валиков,изменяя расположениеэлементов вдольоси вращения;

д.)удовлетворитьтребованияпо сборке ирегулировке,используяварианты сдвухконсольнымрасположениемна основе стаканов(см. [2, рис.7.З5]), применяяблочные конструкциизубчатых колесна неподвижныхосях и др.

Выборсхемы продольногозамыкания опор

Рекомендуемыесхемы замыканияопор приведеныв таблице 1.2.

Схема1. Замыкание "враспор". Внутренниекольца подшипниковупираются взаплечики вала,наружные - вторцовые поверхностикорпусныхдеталей. Необходимыйосевой зазор(натяг) в зависимостиот допуска наего значение(таблица 1.3)обеспечивается:

а)замыкающимразмером сборочнойразмерной цепивал - корпус иего предельнымиотклонениямиметодом полнойили неполнойвзаимозаменяемости.Применять дляизделий крупносерийногои массовогопроизводстваили при допускезазора более0,1 мм;

б)методом пригонки,т.е. доработкойпри сборкевысоты торцовогоуступа крышек(схема I.I,поз.2) или толщиныпростановочныхколец (схема1.2, поз.2). Применятьпри допускеосевого зазоравала в подшипниках10...30 мкм;

в)методом регулировки- набором прокладок(колец) по толщине(схема 1.3, поз.2). Применятьпри допускезазора более30 мкм;

г)методом регулировки- смещениемнаружных колецподшипниковрезьбовымипробками (схема1.4, поз.2). Применятьпри допускеосевого зазора(натяга) менее15 мкм и при любомзначении допуска,когда необходимарегулировкаположения валавдоль его осиили периодическаярегулировказазора илинатяга

1.Базовыесхемы дляформированияконструкцииопорных узловредукторови передаточныхмеханизмов
Вдвухплатныхкорпусах истойках		Водноплатныхкорпусах истаканах
о о о о	о о о о	о о о о	о о о о
2.Вспомогательныесхемы дляформированияконструкцииопор связей,сателлитов,ограничителей,отводов и т.п.
о о о о	о о о о	О О О О	о о о о

Таблица1.1

Примечание:Полная сеткавозможныхвариантов схемопор-ных узловвалов и осейприведена в[2]. Если на валуили оси необхо-димоустановитьболее двухфунк-циональныхэлементов,возможныеварианты схемстроятся наоснове приведенныхдвухэлементных.1.2.

Втехническихтребованияхсборочныхчертежей взависимостиот принятогометода ограниченияосевой игрывала делаетсязапись по форме:

дляметода полнойвзаимозаменяемости- "Осевой зазорв опорах валовпоз.___(0,03...0,0б мм). Контролироватьпо смеще-ниюторца вала приосевой нагрузке5 Н";

дляметода пригонки- "Осевой зазорв подшипникахвалов поз. ___(-0,01...0,02 мм) обеспечитьдоработкойтолщины простановочныхколец поз. ___.

дляметодов регулировки- "Осевой зазорв опорах валапоз.__(0,02...0,06 мм)обеспечитьподбором толщиныколец поз,__"или "Осевойнатяг в подшипникахвалов поз.____(0,005...0,01 мм) обеспечитьперемещениемрезьбовыхпробок поз.__.Контрольноесмещение валапри осевойнагрузке 10 Н впределах 0,002...0,004 мм". •

Схема2. Замыканиеобеспечиваетсявнутреннимиуступами расточекв корпусе (схема2.1) или распорнымкольцом (схема2.2, поз.1) и торцамидвух наружныхэлементов,закрепляемыхна валу. Необходимыйосевой зазорили натяг достигаетсясме-щениемвнутреннихколец подшипникагайками (схема2.1, поз.2), упорнымикольцами (схема2.3, поз.2) или ступицамизубчатых колес,муфт и др. (схема2.4). В техническихтребованияхзаписывают:"Осевой зазорв опорах валовпоз.__ (0,02...0,04мм)обеспечитьперемещениемупорных колецпоз._. Кольцазаштифтоватьпосле контрольнойпроверки редукторапо моментутрения".

Схема3. Замыкание наодной опоре.Опору с двумяподшипникаминужно замыкатьпо схеме 1 или2. Толщина колецмежду подшипниками0,5...1,5 мм. Подшипникплавающей опорыфиксироватьзакреплениемтолько внутреннегокольца; еслииспользуетсяподшипник сцилиндрическойдорожкой качения(серия 640000), закрепляютоба кольцаподшипника(схема 3.2).

Схема4. Замыканиекаждой опорыосуществляюттолько по схеме1. Стакан плавающейопоры устанавливатьв корпусномотверстии снатягом 0,002...0,006 мминдивидуальнойподгонкой илииспользуя методгрупповойвзаимозаменяемости.В техни-ческихтребованияхдополнительнок записи, соответствующейсхеме 1, указывают:"Стакан поз.___в отверстиекорпуса установитьс натягом(0,003...0,006мм). Допускаетсядоработкаповерхностистакана (R_a0,32)".

Схема5. Осевой зазорустраняетсяперемещениемшариковой пятыпри контролируемомусилии замыкания.Пример записив техническихтребованиях:"Осевой зазорв опорах валапоз.__ не допускается.Устранитьперемещениемупора регули-ровочнымвинтом поз.__".

Таблица1.2

Схема1			Схема2
	1.1.Для двухплатных,литых закры-тыхи открытыхкорпусов, длясбо-рокв двухопорныхстойках напли-те.Для всех типовподшипников.Регулированиеосевого зазорадости-гаетсяподрезкойторцоввыступовкрышек поз.2.		Дляодноплатныхкорпусови вовсех случаях,когда опорымонтируютсяв короткихстаканах. Длявсех основныхтипов подшипников.Осевой зазоруста-навливаетсясмещениемвнутреннихколец подшипниковлюбым способом.
	1.2.То же, по условиямприменения.Необходимыйзазор устанавливаетсядоработкойтолщины колецпоз. 2 или подборомих толщины.Крыш-кимогут бытьутопленными,иметь отверстиядля выходавала, уплотни-тели,смазочныеполости.		2.2.То же, по применению,но ограни-чениесмещения колецв стакане илив отверстиикорпуса осуществляетсярас-порнымикольцами поз.1,которые фик-сируютсяв отверстииштифтами,сто-порнымивинтами и др.
	1.3.То же, по применению,но кон-струкцияоснована напримененииподшипниковтипа 840ооо, 860оооили 880ооо поГОСТ 10058-75 с упорнымбортом.Зазоррегулируютлибо прокладкамипоз.2, смещениемстоек на плите,либо ступицы навнутреннеекольцо		2.3.Для формированиядвухопорногоузла на неподвижнойоси, для установ-кисателлитовпланетарныхмеханиз-мови др. Зазор илинатяг в подшипни-кахустанавливаетсясмещениемколь-ца поз.2. либо всей осина корпуснуюдеталь.
	1.4.То же, по условиямприменения(см. схему 1.1.).Необходимыйосе-войзазор или натягможет бытьус-тановленс большойточностьюрезь-бовымипробками поз.2.Схема поз-воляетрегулироватьпродольноепо-ложениефункциональныхэлементов.		2.4.По применениюи регулированиюосевого зазорасхема аналогичнасхеме 2.2, ноконструктивнооснована напри-мененииподшипниковс упорным бор-томпо ГОСТ 10058-75.Конструктивнои технологически- оченьпростая схема
Схема3
		3.1.Для валов, винтови др. большойдлины призначительныхперепадахтемпературыэксплуатации.Подшипникипоз. 4 узла замыкания- типа о84оо, о660ооо,о88ооо с упорнымбортом, плавающейопоры – типа0ооо или 06оооо,000ооо по ГОСТ7242-70 с уменьшеннымирадиальнымизазорами. Зазорустанавливаетсяподбором илидоработкойтолщины колецпоз.2
		3.2.Применението же. В замыкающейопоре используютсяподшипникитипа Оооо ГОСТ8338-75 или 6ооо ГОСТ831-75; для плавающей-подшипникс цилиндриче-скойдорожкой качениявнутреннегокольца типа64ооо ГОСТ 10058-75. Длякреп-ленияэтот подшипникимеет фланецс отверстиями.Опоразамыканиясобрана в стакане,зазор регулируетсярезьбовымкольцом поз.2
		Схема4. В условияхприменениясхемы замыкания3, когда не допускаетсярадиаль-ныйзазор в плавающейопоре, одиночныйподшипникзаменяетсяплавающимстаканом сдвумя подшипниками,замкнутымивнутри стаканапо схеме 1. Подшип-никитипа 0ооо или6ооо.Внутренниекольца по осистягивают доотказа. Осевойзазор в каждойпаре обеспечиваетсясмещениемнаружных колецподшипниковлюбым методом.
		Схема5. Для валовсчетно-решающихмеханизмови в другихслучаях, когданеобходимополностьюустранятьосевой зазор,сохраняяминимальныепотери на трение.В опорах используютсярадиальныеподшипникитипа Оооо 5-гоили 4-го классаточности суменьшеннымирадиальнымизазорами. Опорыформируют встаканах. Осевойзазор устраняетсяспециальнымвинтом-упоромпоз. 2;
		Схема6. Когда необходимообеспечитьпостоянноезначение осевогонатяга во всемтемпературномдиапазонеэксплуатации,в схемах замыкания1 или 5 кинематическоезамыканиезаменяют силовым:кольцо менеенагруженногоподшипниказамыкаетсяна вал (для схемы2) или на корпус(для схемы 1)через упругуюсвязь - пружину,упругуюкрышкуи др.

Схема6. Необходимоеусилие замыканияобеспечиваетсяпружиной. Схемаявляется вариантомлюбой из пятиранее рассмотренныхсхем, при которомкинематическоезамыканиезаменяетсясиловым. Втехническихтребованияхзаписывают:"Усилие замыканияподшипниковвала поз.___ (40,5Н) установитьсмещениемрезьбовойпробки поз.__.Контролироватьпо началу смещенияторца вала".

Конструктивныесхемы узловс поперечнойи комбинированнойбазами можновыбиратьпо [2, рис.4.21 и 4.23].

1.3.Выбор подшипниковкачения.

Подшипникикачения выбираютс учетом всехтребований,предъявленныхк подшипниковымузлам проектируемогоизделия [2].

Исходныйкритерий –относительнаячастота вращенияподвижногокольца подшипника:если она меньше1 об/мин, под-шипникивыбирают постатическойгрузоподъемности(ГОСТ 18854-82), еслиравна 1 об/минили больше - подинамическойгрузоподъемности (ГОСТ 18855-82).

Приступаяк выбору подшипников,следует детальноизучить стандартыс общим наименованием"Подшипникикачения", вчастности:

ГОСТ24955-81. Термины иопределения.	ГОСТ3325-85. Поля допусковпосадочныхмест валов иотверстий.Посадки.
ГОСТ3395-75. Типы и конструктивныеразновидности	ГОСТ20226-82 Заплечикидля установкиподшипниковкачения.
ГОСТ520-89. Техническиетребования	ГОСТ25256-82 Допуски.Термины иопределения.
ГОСТ3189-75. Системаусловныхобозначений.	ГОСТ18854-82 Методы расчетастатическойгрузоподъемности.
ГОСТ3478-79. Основныеразмеры.	ГОСТ18855-82 Методы расчетадинамическойгрузоподъемности.
ГОСТ24810-8I.Зазоры. Размеры	ГОСТ20918-75 Методы расчетапредельнойчастоты вращения.

Выборподшипниковпо статическойгрузоподъемностипо ГОСТ18854-82 затрудненийне вызывает.

Приведеннаядалее последовательностьвыбора подшипниковпо динамическойгрузоподъемностиприменима длявсехтиповрадиальныхи радиально-упорныхшари-коподшипников.В более общихслучаях руководствоваться[1,2].

Исходныеданные длявыбора типоразмеровподшипников:

а)принятая конструкцияузла (см.таблица1.2);

б)значения инаправлениявнешних нагрузокна опоры и вал;

r)монтажные иэксплуатационныетребования(осевой зазорвала, температура,ударно-вибрационныепараметры идр.);

д)диаметры валав зоне установкиподшипников;

и)материалы валаи корпуса.

Последовательностьвыбора подшипников.

Выбратьосновной типподшипникапо таблице 1.4.В исходнойсхеме обозначенияподшипникапо ГОСТ 3189-75.

XX- ХХХХХХХ.XX …

записатьобозначениепринятого типа(0; 1 или 6).

Пример1; Двухопорныйгладкий вал(d_в= 6мм), конструктивнаясхема 1.3; ради-альнаянагрузка правойопоры Q₂= 35 Н, левой– Q₁=40H;осеваяA=13 Н направленана опору 2, осевойлюфт(30...60мкм) и другиеданные (см. далее).

Потаблице 1.4 принятырадиальныеоднорядныешариковыеподшипники(тип 0). Обозначениепринимает вид

XXX– ХXХ0ХХХ.XX ...

2.Выбрать конструктивнуюразновидностьосновного типаподшипника;

вобозначенииподшипниказаписать знакиразновидности:

XXX- XXXXXXX.XX ...

Использованиеразновидностейосновного типапо ГОСТ 3395-79 (суплотне-ниями,с упорным бортоми др.) упрощаетконструкциюузла, повышаетего надеж-ностьи точность (см.табл.1,2 и 1.4).

Конструктивныеразновидности00, 03, 04, 07 радиально-упорныхподшипниковотличаютсяноминальнымуглом контактаи конструкциейколец.

К примеру1. Принятая ранеесхема замыкания(схема 1.3) конструктивнофор-мируетсяс использованиемрадиальныхподшипниковс упорным бортоми двумя за-щитнымишайбами по ГОСТ10058-75 (разновидность88оооо). Обозначениеподшипникапринимает вид ХХ - X880ХXX.ХХ…

Таблица1.3-Ориентировочныеданныедляназначениясборочногоосевого смещениявала вподшипниках.

Зазорыи допуски вмкм.

Элементузла, определяющийуровень требованийк осевомусмещению валав подшипниках			Группамеханизмапо требованиямк зазору
			А				Б				В
			Gao	TG	Ga		Gao	TG	Ga		Gao	TG	Ga
					min	max			min	max			min	max
Цилиндрическиепрямозубыеколёса			40-60	30	0	100	4	10	-4	10	6		2	10
Цилиндрическиекосозубые ивинто-вые колёса		Нереверсивные	40-60	0	0	80	4	10	-4	10			2	10
		Реверсивные.	20-40	20	0	60	4	8	.-4				2
Коническиепрямозубыеколёса					0	fАМ			-4				2
Червячныеколёса					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
Винтыходовые			10-30	10	0	0
Осевыекулачки 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
Радиальныекулачки 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
Маховикистабилизаторыскорости			-	-	-	-	2	4	0	4	2	4	2	6
Обозначения:А - механизмы,к которым непредъявляютсяспециальныетребования(к кинематическойточности имоменту тренияв опорах) Б- механизмы,к которымпредъявленытребования(прежде всего,к кинематическойточности);высоко-скоростныевалы (n10об/мин) всехгрупп механизмов; В- механизмы,которые одновременнодолжны иметьи достаточновысокуюкинематическуюточность, ималые потерина трение вопорах; Gao-оптимальныйзазор или натяг(знак "-"); fАМ- предельноеосевое смещениезубчатоговенца коническогоколеса по ГОСT9368-81(модульменьше 1 мм) илиГОСТ1758-81(модуль равенили больше1мм); fxr-смещение среднейплоскостичервячногоколеса,допускаемоепо ГОСТ3675-81 илиГОСТ9774-81; TGдопуск сборочногозазора; Gamin,Gamax-предельныезначенияэксплуатационногозазора (натяга); F‘I-допускна кинематическуюпогрешностьзубчатогоколеса, определяемыйпо ГОСТ 9178-81 или ГОСТ1643-81 -уголнаклона зубьевкосозубыхколес;

3.Выбрать размервнутреннегодиаметра подшипникаdиз размерногоряда по ГОСТ3478-79 или таблице1.5, принимая егоравным диаметрувала d_вили меньше на1…3 мм в зависимостиот принятойсхемы замыканияи конструкцииузла; в схемеобозначениязаполнить знакивнутреннегодиаметра (табл.1.5):

XXX– ХХХХХХХ.ХХ ... при d

XXX- ХХХХХХХ.ХХ ... при d10мм.

Еслидиаметр валане рассчитывался,а ступицы зубчатыхколес на валузакрепляютсяштифтами, dи d_вможно выбиратьпо таблице 1.6.

Выбираяd,следуетучитыватьограниченностьноменклатурыподшипников массовогоизготовлениядля принятоготипа.

Обозначениеподшипниковпринимает вид

ХХ– Х8800X4.XX ...

Таблица1.4 - Выборосновного типаподшипниковдля опор малогабаритныхмеханизмовприборов

Характеристиканагружениявала		Частотавращения103,об/мин	Подшипник		Примерыэлементов,нагружающихвал
			Тип	Классточно-сти,не ниже
Валнагружен толькорадиальнымивнешними силамиQr			0ooо	Р0	Цилиндрическиепрямозубыеколёса, радиальныекулачки, поводковыемуфты, шкалы,рычаги и т.п.
		10		Р6
Валнагруженради-альнымии осевой силамипри: A≤ 0,35Qr			0ooo	P0	Конические,косозубыецилиндрическиеи однозаходныечервячныеколёса, контактныеторцевые кольца
		10	0ooo(6ооо)	P6
Валнагруженради-альнымиQrи осевой силамипри: 0,35Qrr			o6000	PO	Тоже и винтыходовые, червякии червячныеколёса
		10	36ooo (6000)	P6
Тоже, при Qrr			36000(6000)	PO	Коническиезубчатые колёса,червяки, винтыходовые, осевыекулачки, кулачковыемуфты
		10	46000	P6
Вертикальныевалы	счисто осевойодностороннейнагрузкой		0oоo+ +6oоo	P6	Маховики,опорные дискирегистраторов,лимбы,кодовыедиски на вертикальныхвалах и т.п.
		10		P5
	Сосевым и радиальнымнагружением		6000++6ooo	P6	Тоже, но установленныена одном валус зубчатыми или фрикционнымиколёсами.
		5		Р5

Придлине опорнойбазы валикаl> 12d_ви относительноболь-ших радиальныхнаг-рузках, атакжево всехслучаях, когдатрудно обеспечитьсоосностьпосадоч-ныхотверстийкор-пуса дляустановкиподшипников,сле-дует применятьша-рикоподшипникитипа 1ooo(радиаль-ныесферическиедвухрядные).

Примечание.При большихосевых нагрузкахвалов силовыхмеханизмоввзамен радиально-упорныхподшипников(тип 6ооо) длядиаметровбольше 9 мм можноприменятьупорные (тип8ооо) совместнос 0ооо.

4.Определитьрасчетнуюдолговечностьподшипников,млн.об.:

L_na=L_h•n•60/10⁶, (1.1)

гдеL_h-заданнаяпродолжительностьработыподшипникавтечение срокаслужбы изделия,часов;

n-частотаотносительноговращения колецподшипника,об/мин; при n=1...10 об/мин приниматьn= 10 об/мин.

Кпримеру 1. Задано L_h=20000ч;n=850об/мин. По (1.1)L_na=2000085060/10⁶=1020млн. об.

5.Определитьбазовую долговечностьподшипников

(1.2)

гдеa₁-коэффициенткоррекции понадежности(таблица 1.7);

a₂– коэффициент,учитывающийизменениехарактеристикматериала; длястандартныхподшипниковa₂=1;

a₃-коэффициент,учитывающийусловия условияэксплуатации(таблица1.8):

а₃=1/(К_БК_Т)³ (1.3)

Таблица1.5 - Техническиехарактеристикишарикоподшипников

Серияпо Dxd	Серияпо ширине длятипа							Размеры,мм								Грузопо-дъёмность,Н		[n]*103,об/мин
	Х000ооо	Х840ооо	Х860ооо	Х880ооо	Х060ооо	Х080ооо	Х006ооо	d	D	B		r	DF	BF		Cr*	C0r*
										Защитныешайбы				Защитныешайбы
										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

ЗначенияС_rи С_0r- ориентировочные.

Примечания:1.Для подшипниковтипов 840ооо, 860oooи 880ооо серий95…98 r=0,3мм

2.Подшипники,отмеченныезнаком “+”,изготавливаютсякласса точностиР6, а выделенныезнаком « - « вграфе серийпо ширине - поспециальнымзаказам.

Обозначенияразмеров, размерныхсерий и знаковусловногообозначенияподшипниковсоответствуютприведеннойсхеме:

Таблица1.6

Диаметр,мм		Крутящиймомент, Нмне 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-никадля 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.

Штифтыпо ГОСТ3128-70.

2.Допускаетсяувеличениедиаметра штифтадо d/З;при этом предельныйкрутящий моментТ= 0,05d_вd_ш,Нм.

Кпримеру 1. При Т=0,5 Нм: d_в=6 мм, d_ш=1,6 мм;для схемы1d=4 мм.

Tаблица1.7- Значения

коэффициентаа₁

(ГОСТ18855-82) Таблица1.8 ЗначениякоэффициентовК_Би К_Т

Условиянагружения							ЗначениеКБ
Спокойнаянагрузка безтолчков и ударов							1,0
Легкиетолчки, кратковременныеперегрузкидо 128 %							1,0…1,2
Умеренныетолчки, вибрация,кратковременныеперегрузкидо 150 %							1,3…1,5
Тоже, в условияхповышеннойнадежности							1,5…1,8
Значительныетолчки и вибрация,перегрузкидо 200 %							1,8…2,5
Оченьсильные удары,кратковременныеперегрузкидо 300 %							2,5…3,0
КоэффициентК т
Рабочаятемператураподшип-ника,С	100	125	150	175	200	225		250
ЗначениекоэффициентаКТ	1,0	1,05	1,10	1,15	1,25	1,35		1,40

Надежность,%	Значениеа1
90	1,00
95	0,62
96	0,53
97	0,44
98	0,33
99	0,21

К примеру1. Заданы: необходимаянадежность98 %, температураузла 95 С,не более; возможныперегрузкидо 120 %.

Изтаблиц: a₁=0,33; К_Б=1,2; К_Т= 1.По(1.3):а₃=1/(1,2·1)³==0,578;по(1.2):L₁₀=1020/(0,33x1x0,578)=5347 млн.об.

6. Определитьэквивалентнуюдинамическуюнагрузку.

, (1.4)

гдеXи Y - коэффициентыпо таблице 1.9,зависящие отзначения

(или е);

F_rиF_a- радиальнаяи осевая нагрузкина один подшипник,Н;

V=1,если вращаетсявнутреннеекольцо подшипника,V=1,2 - наружное.

Значениекоэффициентаедля подшипников0ооо, 06ооо, 36оооэависит ототносительнойнагрузки

.Следовательно,точное значениееможно установить,только знаятипоразмерподшипника.

Наконструктивнойсхеме валакаждой пареподшипниковприсвоитьиндексы 1 и 2.Радиальнуюнагрузку накаждый из вподшипниковпринять равнойзаданномузначению внешнейрадиальнойнагрузкиQ_i:

F_r1=Q_r1;F _r2=Q_r2 (1.5)

Последующиевычислениявыполнить поодному из приведенныхвариантов.

Вариант1. Приняты радиальныешариковыеподшипникитипа 0ооо.

а)Внешняя осеваянагрузка наподшипник А_i=0 или А_i0,19Q_ri.

Окончательноезначение

P_ri=VF_ri. (1.6)

б)Внешняя осеваянагрузка А_i>0,19Q_ri.Ориентировочноприняв e=0,21

P_ri=0,56VF_ri+2A_i (1.7)

Вариант2.Приняты радиально-упорныеподшипникитипа о06ооо илиo36ooo.

Принятьe₁=e₂=0,3.ВычислитьориентировочноP_r1и P_r2 согласно таблице1. l0.

Вариант3.Принятыподшипникитипов looo,о46ооо, оббооо,бооо - магнетные.

Изтаблицы1.9 выписать значения е, Х, и Y,соответствующиетипу подшипника,и выполнитьвычисленияпо таблице1.10. Здесь Р_ri-окончательныезначения.

Таблица1.9 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.

^**ЕслиF_a/(VF_r)е,дляоднорядныхподшипниковпринимать Х=1,Y=0. Для подшипниковтипа 1ооо -X=1, Y=0,45ctg.

Вариант4. Подвижноезвено установленона одном радиальномподшипнике(А = 0) или выбираетсяподшипникплавающей опоры(схемы 3, таблица1.2). Окончательноезначение

P_r3=Q_r3V. (1.8)

Кпримеру 1. Призамыкании посхеме 1 А₂=13 Н. Подшипникитипа 0ооо.

По(1.5) F_r1=40 Н; F_r2=35 Н; по (1.6) P₁=40 Н;

по(1.7) P₂=0.56135+ 213= 45,6 Н.

7. Определитьрасчетнуюдинамическуюгрузоподъемностьдля каждогошарикоподшипника,Н:

, (1.9)

гдеP_riи L₁₀-ранее вычисленныезначения.

Кпримеру 1.

.

8.Выбрать сериюподшипникапо наружномудиаметру Dи серии по ширинеколец B;заполнить знакив обозначенииподшипника:

XXX– ХХХХ0ХХ. XX ... –приd

XXX- ХШХХХ. XX ... - приdмм.

Покаталогу, знаявнутреннийдиаметр подшипникаdи тип, выбираютнаиболее легкуюсерию диаметров,при которойеще удовлетворяютсяусловия:

Ср.C_r; (1.10)

n_max[n] , (1.11)

гдеC_rи [n]-предельныегрузоподъемностьи частота вращенияпокаталогу(приэтом, в первуюочередь, следуеториентироватьсянаподшипникинормальнойширины - сериипо ширине 1или 0).

Характеристикинекоторыхтипоразмеровподшипниковприведены втаблице 1.5.

Таблица1.10 – Вычислениеэквивалентныхнагрузок.

Вычислить		Установитьсоотношения		Вычислить		Установитьсоотношения		Вычислить
S1	S2	S1S2	A2S2-S1	Fa1	Fa2			Pr1	Pr2
Fr1e1	Fr2e2		-	S1	S1+A2	-		Fr1V	Fr2
						-	>		X2Fr2V+Y2Fa2
				S2-A2	S2		-	Fr1V	Fr2V
						>	-	X1Fr1V+Y1Fa1
Примечание.Индексацияв таблицесоответствуетварианту, когдаосевая силаА воспринимаетсяподшип-ником2. При нагруженииосевой силойподшипника1 все индексы"1" заменитьна "2", "2"– на"1". Дляузлов с осевымсборочнымнатягом привычисленииFa1и Fa2следует добавлятьусилие натягаQн.

Вреверсируемыхмеханизмахмогут изменятьсязначения инаправлениянагрузок (червяки,винты). В этомслучае необходимопросчитыватьоба режима.

Кпримеру 1. Потаблице 1.5 подшипникитипа 880ооо приd=4ммимеют грузоподъемность,Н:

сериядиаметров 8,ширины 1 - C_r=415 p₁=699;

сериядиаметров 9,ширины 1 - C_r=730 > C_p1=699, но меньше C_p2;

Сериядиаметров 1ГОСТ 10056-75 не предусмотрена;

сериядиаметров 2,ширины 0 - C_r1=902 > C_p2=797 > Cp1=699.

Длявсех серий [n]> n= 850 об/мин.Следовательно,для левой опорыможно принятьподшипниктипоразмера1880094,

D= 11 мм; для правой- 0880024, D= 13 мм.

Подшипникиодного валамалогабаритныхредукторови большинствамеханизмовтехнологическивыгодно выбиратьлибо одинаковыми,либо одногоразмера понаружномудиаметру (таблица1.11)

Таблица1.11-Наружныедиаметры радиальныхи радиально-упорныхподшипников

взависимостиот размернойсерии по диаметруD(ГОСТ 3478~79), мм

Серия поD	Внутреннийдиаметр 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

Кпримеру 1Можно принятьоба подшипникатипоразмера0880024 с наружнымдиаметром 13мм, либодля левой опорыиспользоватьподшипник свнутреннимдиаметром не4 мм, а 5 мм, т.е.типоразмер1880095 (D=13мм, C_r=830 Н). Ориентировочнопримем обаподшипникасерии 2 по D,0- по ширине:dxDxB=4х13х5 мм; С_r=902 Н, С_or=420 Н.

Обозначение:XXX - 880024.XX

*свободныенули слева восновном обозначениине записывают.

Еслизначения Pопределялиськак ориентировочные,необходимовыполнитьповерочныйрасчёт. Дляэтого выписываютиз каталогаили таблицы1.5 значениястатическойгрузоподъемностиC_orпринятыхподшипников,определяютотносительнуюосевую нагрузку

,соответствующиеей значенияe,X,и Yв таблице 1.7 иповторяютвычисленияпо (1.6) (для радиально-упорныхподшипниковпо таблице1.10) и (1.8) при действительныхзначениях e.

Сравниваяновые значенияС_pс допускаемымидля ориентировочнопринятых подшипников(см. п.8), их принимаютлибо окончательно,либо переходятк другим сериямпо диаметру.

Еслидействительноезначение e_qполучитсяменьше ориентировочногоe_aи послеопределениянового значениярасчётнойгрузоподъёмностибудет соблюденоусловие(1.10), можносчитать, чтоподшипникипогрузоподъёмностивыбраны правильно.Приe_q>e_a следуетпроверитьвозможностьперехода кболее лёгкимсериям.

Кпримеру 1. ДляпринятыxподшипниковС_о1= С_о2=420 Н.

F_a/C_or= 13:420 = 0,031;e_q= 0,224, X=0,56,Y=1,96 (промежуточныезначения eи Yопределяютлинейнойинтерполяцией). Из уравнения(1.6) P_r2=45,1 Н; из(1.9) C_p2=789 Н r₂=902Н, но больше С_r=730 Ндля серии 9.Посколькуe_q>e_a=0,22и грузоподъемностьподшипниковсерии2 явнонеиспользуется,следует проверитьвозможностьприменениясерии 9,длякоторойC_or=340Н

F_a/C_or=13:340= 0,038;e_q= 0,234,X=0,56, Y=1,161.

P_r2=0,56135+1,6113= 40,53 Н;C_p2=708Н r₂=730Н.

Следовательно,переходнасерию9 возможен.ОкончательнопринимаютсяподшипникипоГОСТ 10058-75сверхлёгкойсерии4х11х4.Обозначение:

ХХХХ– 1880094.ХХ...

9.Выбрать классточности подшипника; в обозначениизаписать классточности (0;6;5;4или 2) ГОСТ 520-89:

ХХХ- XXXXXXX.ХХ…

Впервую очередьориентироватьсяна применениеподшипниковкласса 0 (Р0) илинаиболее грубогокласса, по которомувыпускаетсяпринятый типоразмер(см. таблицу1.5). Необходимостьв примененияболее высокихклассов точностиуста-

Таблица1.12 - Предельныеотклоненияразмеров ирадиальныебиения дорожек

качениярадиальныхи радиалыю-упорныхшарикоподшипников.

ОграничениеГОСТ 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)сопоставлениемзаданных требованийк отклонениямсредних значенийдиаметра отверстияd_m,наружногодиаметра D_mи ширины колецс соответствующимипредельнымиотклонениямипо классамточности дляпринятых типоразмеровподшипни-ков;

б)сравнениемзаданных допускаемыхзначений радиальногобиениякачениявнутреннегоR_iи (или) наружногоR_aколец cсоответствующимипредельнымибиениями принятыхтипоразмеровв *Включительноэтот размер. зависимостиот класса точности

(таблица1.12 или ГОСТ 520-89).

d_m,D_m-нормируемоесреднее значениедиаметра отверстияи наружногодиаметра подшипника,соответственно.

EI,ei-нижние предельныеотклонения;ES,es- верхние.

Кпримеру 1.- Заданопредельноесмещение валав плоскостиопорза счет радиальногобиения дорожеккачения 5 мкм.Посколькувращаетсятолько вал, анаружное кольцов условияхжестких ограниченийрадиальногосмещения будетустанав-ливатьсянеподвижно,класс точностиподшипникавыбираетсяпо биению R_iвнутреннегокольца:

R_max=5 мкмR_imax (1.12)

Дляпринятых подшипников(d= 4 мм) условие(1.12) удовлетворяетсяв классе точности Р5(R_imax=3,5 мкм).

Обозначениеподшипникапринимает вид

ХХ5 -1880094. XX ...

10.Выбрать группуподшипникапо радиальномузазору; указатьобозначениегруппы по ГОСТ24810-60 в схеме

вба

XXX - ХХХХХХХ.XX ...

Группупо радиальномузадору выбираюттолько длярадиальныхподшипников.Группа, предпочтительнаядля приме-ненияв общих случаях,именуется"основная":в обозначенииподшипникалибо проставляетсябуква М, либоее опускают,если позиция"в" схемы окажетсяне заполненной.

Значениярадиальныхзазоров приведеныв таблице 1.13. Кромеосновной группыможно использоватьи другие: группу6 - для подшипникаплавающей опорыв схеме Таблица1.13 Радиальныезазоры шариковыхрадиальных

замыкания3; группы 7,8,9 сувеличенным однорядныхподшипниковG_rмкм. ОграничениеГОСТ 24810-80

d,мм		Группазазора 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 подшипниковвертикальныхваликов иливали-ковс большой осевойнагрузкой нарадиальныеподшипники,используемыевзамен радиально-упорных.

11.Выбрать группу(ряд) помоменту трения;заполнитьпозицию "в"схемы обозначения:

вба

ХХХ- ХХХХХХХ. ХХ...

Группыпо моментутрения, ихобозначенияи числовыехарактеристикиуста-новленыспециальнымитехническимиусловиями наподшипникикачения. В общихусловиях используетсяосновная группа,обозначениекоторой насхеме не указывается.

Кпримеру 1. Длявыбранноготипоразмераприняты основныегруппы по зазоруи моменту трения.Обозначениепринимает вид:

5- 1880094. XX…

12.Составитьперечень специальныхтребованийдля оформлениязаказа на подшипникии согласованияс подшип-никовойпромышленностью.В схеме обозначенияподшипника

гXXX - ХХХХХХХ. XX К…У… Т… С… Ш…

заполнитьте дополнительныезнаки справаот основных, которыеоднозначноустановленыв каталоге.

Позиция"г" - знаки,указывающиена материалдеталей подшипника:например, Е -сепаратор изтекстолита.

Последующиепозиции отражаютконструктивныеизменения,связанные судовлетворениемтребованийбыстроходности(К…), к покрытиями шероховатостиповерхностей(У…), к уровнюшумов и вибрации(Ш…).

ПозицияТ… - температураотпуска колец:Т соответствуеттемпературеотпуска 200 С;Т2 - 250; ТЗ - 300; Т4 - 350, Т5 - 400С.Подшипникиобщего применениямогут работатьпри температурахдо 100 Сбез сниженияих номинальнойдолго-вечности.Позиции Т…таких подшипниковопускаются.

ПозицияС - марка смазочногоматериала,которым заполняетсязакрытый подшипник(типы 88ооо, 98оооо,98оооо и др.) назаводе-изготовителеподшипника.Можно указать,например, знаки:

С1-подшипникискоростныхузлов и узловс большим срокомслужбы илипредэксплуатационногохранения (заполняетсяОКБ 122-7);

С2-подшипники,работающиев агрессивныхсредах (ЦИАТИМ-221);

5- для работыпри температурахдо 200 С(заполнен ВНИИНП 207).

Кпримеру 1. Посколькутемператураэксплуатацииуказана меньше100 С,знак Т опускается.Подшипникпринят закрытоготипа, имеетбольшой срокслужбы. Другихособых требованиянет. Обозначениеподшипникаследует дополнитьтолько знакомCIи указать стандартна типоразмерподшипника:

5-1880094.С1ГОСТ 10058-75.

1.4.Посадочныеместа подшипников

Номинальнойформой посадочныхмест для установкишарикоподшипниковслужат цилиндрическиеповерхностии опорные кольцевыеплоскости. Еслипосадочныйцилиндр и опорнаяплоскость(заплечики)образуютсяна одной детали,в зоне их пересеченияформируетсяпереходнойучасток в видегалтели (криволинейноесопряжение)или проточки(См рис.1.2). Валыи отверстиясо сторонымонтажа подшипниковдолжна иметьфаски.

Номинальныеразмеры.Диаметр посадочногоцилиндра валапринимаетсяравным номинальномудиаметру отверстияподшипникаd,а диаметр отверстияв корпусе - наружномудиаметру подшипникаD.Высота (длина)посадочныхцилиндров

LВ-r, (1.13)

гдеВ- ширинакольца подшипника,мм;

r-координатафасок подшипника(см. таблицу1.5).

Внешнийдиаметр упорныхторцовых поверхностейвала (заплечиков,колец, ступици др.) принимаетсяобязательнобольше диаметракромки фасок:

d₁>d+4r. (1.14)

Внутреннийдиаметр торцовыхповерхностейотверстия вкорпусе илив корпусныхдеталях (крышек,резьбовыхпробок, колец)должен бытьменьше диаметракромки фаскина наружномкольце подшипника:

d₂

Наибольшийрадиус 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

Ширинапроточек (рисунок1.2): S= 0,8 мм, глубинаh= 0,3 мм.

Размерфаски:

cx45приc=r. (1.17)

Допускиразмеров.Предельныеотклоненияразмеров принятыхподшипниковопределяютпо таблицамГОСТ 520-89. Необходимыйхарактер сопряженияколец подшипникови посадочныхцилиндровдостигаетсявыбором полейдопусков валаи отверстияв корпусе изчисла рекомендованныхГОСТ 3325-77.Сочетания полейдопусков отверстия(KB)и наружногодиаметра (h8)подшипникаcполями допусковпосадочныхцилиндров валаи отверстияв корпусе образуютпосадки с натягом,с зазором илипереходные.Методика выборапосадок регламентированаГОСТ 3325-77. Применительнок шарикоподшипникамопор механизмовприборов длявыбора полейдопускови посадок можновоспользоватьсятаблицей 1.15настоящихуказаний.

Приударных ивибрационныхнагрузках полявыбираютсяпо нормам тяжёлогорежима работынезависимоот расчётнойдолговечности.

Подшипникиточных механизмов(счетно-решающих,функциональныхпреобразователейи др.) устанавливаютсяс жестко ограниченнымизначениямипосадочныхзазоров и натягов,определяемыхрасчетом илиэкспериментально.Если предельныезначения зазорови (или) натяговвыходят заграницы допускаемых,в техническихтребованияхсборочныхчертежей опытногопроизводствазаписывают:

"Подшипникипоз.__ осей I и IIIустановитьна вал с натягом0,004…0,008 мм подборомподшипниковпо разностисредних диаметровцапфы вала иотверстияподшипникав пределах0,005…0,007 мм. Доработкацапфвала не допускается.Наружные кольцаподшипниковв отверстиястаканов поз.___ установитьс номинальнонулевым зазоромпри отклонениях0,002мм доработкойпосадочнойповерхностистаканов

(R_a0,32)".

Надлину Lпосадочнойповерхностив общих случаяхустанавливаютдопуски 12…14квалитетов.

Предельныеотклонениярадиусов галтелейи фасок назначаютсяв соответствииГОСТ25670-83.

Таблица1.15 – Выбор посадок.

Характеррадиальнойнагрузки	Вращающее-сякольцо	Виднагруженияколец		Примерузла
		внутреннего	наружного
Постояннаяпо направлениюFr.	Внутреннее	Циркуляционное	Местное	Уравновешенныеузлы зубчатых,фрикционныхи кулачковых механизмов
	Наружное	Местное	Циркуляционное
Постояннаяпо направлениюFrи вращающаясяРиr	Внутреннее	Циркуляционное	Колебательное	Тоже, но не уравновешенные, низкие скорости вращения
	Наружное	Колебательное	Циркуляционное
Тоже, но Ри> Fr	Внутреннее	Местное	Циркуляционное	Тоже, но привы-соких скоростяхвращения
	Наружное	Циркуляционное	Местное

2.Выборполей допусковвала и отверстияв корпусе

А.Поля допусковстальных валов

Виднагружения	Режимработы	Примерыузлов	Подшипник
			Типи размер			Классточности
						0;6		5;4		2
Циркуляцион-ноеили колеба-тельноенагру-жениевнутрен-негокольца подшипника	Лёгкийили нор-мальныйP	Редукторысамописцев,реле времени,электроприводыи другие приLh5000ч	Радиальныйd18mm			h6		h5		h4
			Радиальныйи радиаль-но–упорныйd			js6		js5		js4
	Нормальныйили тяжёлыйпри:0,07 C	ПриводыРЛС, электроприводыисполнительныеи др. при: Lh	Радиальныйd18mm			k6		js5		js4
			Радиальныйи радиаль-но–упорныйd			k6		k6		k4
Местноенагру-жениевнутрен-негокольца; вращаетсянару-жноекольцоподшипника	Лёгкийили нормальныйPr	Блокиколес,6apaбаныдвухопорные,сателлиты,внутреннеекольцоподвижное	Всеразмеры радиаль-ныхи радиально– упор-ныхподшипников			g6		h5		h4
	Нормальныйили тяжёлыйP>0,07Cr	То же,но когдавнутреннеекольцоне должновращаться				h6		h5		h4
Чистоосевыенагрузки привсех режимахработы		Вертикальне валылимбов,осевых кулачков,маховикови др.				js6		js5		js4
Б.Поля допусковотверстийкорпусныхэлементовиз стали, чугуна,титановыхили медныхсплавов*
Виднагружения	Режимработы	Примерыузлов		Схема замыкания	Классточностиподшипника
					0;6		5;4		2
Местноеили колебательноенагружениена-ружногокольца	ЛёгкийилинормальныйPr	Редукторысамописцев,реле времени,электроприводыи другие приLh5000ч		Сх.1	Н7		Н6		Н5
				Сх.2	Js7		Js6		Js5
	Нормальныйили тяжёлый0,07C	ПриводыРЛС, электроприводыисполни-тельныеи др. при: Lh		Сх.1	Js7		Js6		Js5
				Сх.2	К6		К5		К4
Циркуляционноеили колебатель-ноенагружениевнутреннегоколь-ца подшипника;вращаетсянаруж-ноекольцо илиоба	Лёгкий илинормальныйPr	Блокиколес,6apaбаныдвухопорные,сателлиты,маховикиLh5000ч		Сх.1
				Сх.2
	Нормальныйили тяжёлый0,07 C	То же при Lh

Допускиформы, допускирасположенияи шероховатостьпосадочныхповерхностейдолжны соответствоватьзначениям,приведенным:в таблице1.16

Примерынанесениядопусков, объязателыюуказываемыхна чертежахили оговариваемыхобщем записьюв техническихтребованиях,показаны нарис.1.2.

Рисунок1. 2

Таблица1.16 - Допуски формы,допуски расположения поверхностейи посадочныхповерхностейдля установкишарико-подшипников

Параметры	Обозначениена чертежах	Допускии отклонения,мкм, неболее,дляклассаточностиподшипникамкм,
		Р0	Р6	Р5	Р4	Р2
Допускцилиндричностивала или отверстиякорпуса		IT/4		IT/8
Допусккруглостивала или отверстиякорпуса
Допусксоосностиотверстиякорпуса относительнообщейоси		1,5В*		0,5В*
Допускполного торцовогобие-ния заплечиковвала d50мм		10	7	4	1.6	1.2
Допускполного торцовогобие-ния заплечиковотверстия(D80мм)		25	16	10	4	2.5
Шероховатостьповерхностивалов, Ra неболее		1,25	0,63		0,32	0,16
Шероховатостьповерхностиотверстийкорпуса, Rане более		1,25	0.63			0,32
Шероховатостьповерхностизаплечиковвала и отверстия,не более		2,5	1,25			0,63

*Допуск отнесенк размеру В/2.

Примечание.После вычисленийдопуски округлитьдо меньшихближайшихзначений поГОСТ 24643-81.

Обозначения:IТ-допуск на диаметротверстия иливала по ГОСТ25347-82, мкм; В-ширина колецподшипника,мм (см.таблицу1.5);

d,D-диаметр цапфы(шипа) вала иотверстия вкорпуснойдетали, соответст-венно.

Твердостьпосадочныхповерхностей.Стальные валыи оси механизмовприборов подвергаютсятермохимическойобработке,обеспечивающей,прежде всего,необходимыефизико-механическиехарактеристикивала как несущегоэлемента конструкции.Посадочныеповерхностивалов дополнительнойобработке ипокрытиямподвергаютсятолько в особыхслучаях. Какправило, принятыедля валов требованияк твердостиповерхностиудовлетворяюти требованиямк твердостиповерхностейдля установкиподшипниковкачения:

сталь45 - улучшение:НRС26...32; закалка:HRC36...42;

сталь20Х - закалка,цементация:HRC52...56;

сталь40Х - закалка, отпускдо HRC40...46;

стальI2XH3A- закалка, отпускдо 36...40 единиц

сталь38ХМЮА- нормализация:HRC32...36; или закалка,азитирова-

ние:HRC56...62;

сталь25XI3H2- закалка,отпускдо HRC38...42.

1.5Осевое смещениевалов.

Функциональнаяработоспособностьузла“вал-опоры”во многом зависитотстепени ограниченияосевыхсмещенийвала вподшипниках.

Ориентировочныйосевойзазор G_aoвыбирают врекомендуемыхдля заданныхусловий пределах(см. таблицу1.8), учитываяособенностинагрузочногои кинематического режима: чембольше частотавращения иосевые нагрузки,чем выше требованияк кинематическойточности, темменьше долженбыть осевойзазор и большенатяг.

Втехническихтребованияхсборочныхчертежей осевыесмещения валаоговариваютпредельнымизначениямисборочногозазора (натяга),мм:

G_aomin…G_aomax,

суказаниемспособа егообеспеченияи контроля(примеры записейсм. разд. 1.2). Приэтом

G_aomin=G_ao-k_iT_G, (1.27)

G_aomax=G_ao-k_sT_G, (1.28)

гдеG_ao– по таблице1.3; T_G– допуск сборочногозазора, мм потаблице 1.3;

k_iT_G;k_sT_G– нижнее и верхнеепредельныеотклоненияосевого зазораот номинальногоG_ao,мм, nриусловии, чтоk_i+k_s=1.

Есликоэффициентытепловогорасширении(КТР) материаловвала и корпусаодинаковы илиблизки по значениям,а разностьтемпературвала и корпусане превышает20 С,принимаютk_i=k_s=0,5.В общем случаеих выбираюттак, чтобывыполнялисьусловия:

, (1.29)

, (1.30)

гдеG_amin,G_amax- наименьшийи наибольшийдействительныеосевые зазорыв подшипниках,мм,

G_amin,G_amax-наименьшийи наибольшийдопускаемыеосевые зазоры,мм (см.таблицу1.З)

, - абсолютныезначения наибольшихизмененийосевого зазораза счеттепловых вариацийразмероввала икорпуса, уменьшающих|←|и увеличивающих|→|исходный осевойзазор, вычисляемыедля двух наиболеенеблагоприятныхрежимов поуравнению:

гдеd₁,d₂,D₁,D₂- внутренниеи наружныепосадочныедиаметры подшипников1 и 2, мм;

α₁,α₂ -углы контактав подшипниках(см. таблицу1.5); для подшипников типа 0ооо принятьα= 8°;

α_tk,α_tв– КТР материаловкорпуса и вала, °С^-1;

t_k,t_в– заданныепредельныезначения температурыкорпуса и вала,°С,при наиболеенеблагоприятныхрежимах работы;

l₀– расстояниемежду плоскостямикачения замыкающихвал подшипников,мм; верхниезнаки использоватьпри замыканиивала по схеме1, нижние – посхеме 2 (см. таблицу1.2).

Еслиточных данныхо тепловыхрежимах узланет, уменьшающее

вычисляют для режима пуска при t_k=t_в=t_min-для схемы замыкания1, или полагая t_k=t_в=t_maxпри замыканиипо схеме 2. Увеличивающее

- вычислятьдля режимапуска при t_k=t_в=t_min- длязамыкания посхеме 2, или, принявt_k=t_в=t_max-при замыканиипо схеме 1.

(t_min,t_max– заданныепредельныезначения температурыэксплуатации).

РАСЧЕТ ТОЧНОСТИЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

1 Общиеположения.

Наличиепервичныхпогрешностейпри изготовлениии монтаже зубчатыхпередач приводитк погрешностямв их работе,проявляющихсяв кинематическойпогрешностипередачи,представляющейсобой разностьмежду действительными номи-нальным(расчетным)углами поворотаведомого зубчатогоколеса передачи,а также мертвомходе, возникающемпри ревер-сированиипередачи. Значенияпервичныхпогрешностейразличныхтипов зубчатыхпередач ограниченыстандартами,перечень которыхприведен втаблице 1.1.

Стандартыустанавливают12 степеней точностии 8 видов сопряжениизубчатых колес.В точных механизмахприменяютсязубчатые колеса5...8 степенейточности. Приэтом для высокоточныхотсчетных икинематическихцепей механизмовприборовиспользуютсяпередачи 5-йстепени точности.

Таблица1.1

Видпередачи	Модуль,мм	Стандарт	Степеньточности	Видсопряжения
Цилиндрические,внешнего ивнутреннегозацепленияс прямозубымии косозубымизубчатымиколесами	от1 до 55	ГОСТ1643-81	3...12	А,В, С, D,Е, Н
	0.1...1.0(исключительно)	ГОСТ9178-81	3...12	D,Е, F,G, Н
реечныепрямозубыеи косозубые	I...40	ГОСТI0242-8I	3...I2	А,В, С, D, Е, Н
	0,1...1,0 (исключительно)	ГОСТ13506-81	3...12	D,Е, F, G, Н,
коническиеи гипоидныевнешнегозацепленияс прямыми,тангенциальнымии криволинейнымизубьями	1...56	ГОСТ1768-81	4...12	А,В, С, D. Е, Н
коническиемелкомодульныевнешнегозацепленияс прямыми зубьями	0,1...1,0(исключительно)	ГОСТ9368-81	4...12	D,Е, F, G, Н
червячныецилиндрическиес червякамитипа ZA,Z1,ZN.ZK	1...25	ГОСТ3675-81	1...12	А,В, С, D, Е, Н
	0,1...1,0(исключительно)	ГОСТ9774-81	3...12	D,Е, F, G, Н

Необходимаястепень точно-стиустанавливаетсяв зависимо-стиот заданнойкинематическойпогрешностизубчатой передачи.Вид сопряжениязависит отусло-вийэксплуатациизубчатой пере-дачи,главным изкоторых являет-сятемпературнойрежим.

2 Расчеткинематическойпогрешности

Для определениякинематическойпогрешностимеханизма,составленногоиз зубчатыхпередач, сначаланеобходимоопределитьминимальныеи максимальныезначениякинематическойпогрешностикаждой пары,а затем произвестисуммированиеэтих погрешностейотносительнозаданного валаметодом максимума-минимумаили вероятностным.

2.1 Минимальноезначениекинематическойпогрешности,мкм

Передачизубчатыецилиндрические:

, (2.1)

где

-допуск накинематическуюпогрешностьсоответственноведущего иведомого колесазубчатой пары;выби-раетсяиз ГОСТ 1643-81 илиГОСТ 9178-81 в зависимостиот степениточности колеса.

Передачизубчатые конические:

, (2.2)

где ¤- допуск накинематическуюпогрешностьведущего иведомого колессоответственно,выбираетсяиз ГОСТ1756-81 и ГОСТ9368-81 в зависимостиот степениточности.

Передачичервячныецилиндрические:

, (2.3)

где

- допуск напогрешностьвинтовой линиина длине нарезаннойчасти червяка;

- допускна погрешностьпрофиля виткачервяка;

- допускна кинематическуюпогрешностьчервячногоколеса.

Значениявеличин

, , выбираютсяиз ГОСТ 3675-81 и ГОСТ9774-81 в зависимостиот принятойстепени точности.

Передачизубчатые реечные:

, (2.4)

где

- коэффициентфазовой компенсации,значение котороговыбираетсяиз таблицы 2.2.

Примечание1.1

В формулах2.1…2.3 k_s- коэффициентфазовой компенсации,выбираемыйв зависимостиот передаточногочисла зубчатойпары u=z₂/z₁по таблице 2.1;

В формулах 2.1… 2.4 k₁-коэффициент,зависящий отстепени точности;

Коэффициентk1
Типпередачи	Степеньточности
	5;6	7;8
Цилиндрическая;реечная	0,62	0,71
коническая	0,67	0,72

-коэффициент,учитывающийугол поворотаведомого зубчатогоколеса, вычисляетсяпо формуле: ,

где (…) - уголповорота ведомогоколеса зубчатойпары;

-допускна кинематическуюпогрешностьзубчатогоколеса:

,где Fp и f_fпараметры,определяемыепо таблицамстандартов(см. таблицу1.1) в зависимостиот степениточности. Дляцилиндрическихзубчатых колёсэти параметрыможно определитьпо таблицамПриложения1.

Таблица2.1
u	ks	k	u	ks	k
от1,0 до 1,5	0,3	0,98	св.4,0до4,5	0,90	0,96
св.1,5 до 2 ,0	0,76	0,85	св.4,5до 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.2,5до 3,0	0,74	0,93	св.5,5до6,0	0,88	0,96
св.3,0до 3,5	0,75	0,97	св.6,0до 6,5	0,94	0,97
св.3,5до 4,0	0,80	0,96	св.6,5	0,99	0,98
Еслипередаточноечисло не выражаетсяконеч- ным, числом, а уголповорота ведомого колеса топринять ks=0,98

Таблица2.2
Unp	ks	k	Unp	ks	k
от0,25 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.2,25до 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 Максимальноезначениекинематическойпогрешностипередач, мкм.

Передачизубчатыецилиндрическиеи конические

, (2.5)

где k- коэффициентфазовой компенсации,значение котороговыбираетсяиз таблицы 2.1в зависимостиот передаточногочисла в зубчатойпаре и.

-суммарнаяприведеннаяпогрешностьмонтажа, мкм.

Передачичервячныецилиндрические:

, (2.6)

Передачизубчатые реечные:

, (2.7)

где k -коэффициентфазовой компенсации,значение котороговыбираетсяиз таблицы 2.2в зависимостиот приведенногопередаточногочисла

2.3 Суммарнаяприведеннаяпогрешностьмонтажа

Рисунок2.1а

Рисунок2.1б

Нормируемыйстандартамидопуск кинематическойточности зубчатойпередачи обеспечиваетсятехнологическимпроцессомизготовленияи контролязубчатых колес,валов (осей),опорных поверхностейкорпусныхэлементов ипроцессомсборки с использованиемвыбранных поклассу точностиподшипниковкачения. Однакоуже на стадиипроектированиязубчатой передачинеобходимособлюдатьрациональноесоотношениемежду принятойстепенью точностизубчатых колеси допускамина размерыформы и расположенияповерхностей,которые прямоили косвенноопределяютположениерабочей поверхностизубьев. В таблице2.3 приведенырекомендуемыезначения допусковна элементызубчатых колеси валов, оказывающихвлияние настепень точностизубчатой передачи.На рисунке2.1 и рисунке 2.2показаны обозначениядопусков формыи расположенияповерхностейотдельныхзубчатых колес(рисунок 2.1) исобранных вузел (рисунок2.2).

Рисунок2.2

Для реечных,конических,червячных ивинто-выхпередач соотношениеуровней точностипри выбореклассов точностиподшипников,посадок колёсна вал, допусковна диаметрповерхностивершин и шероховатостейповерхностейтакже можноиспользоватьрекомендациитаблицы 2.3.

При назначениина элементызубчатых колеси валов допусковв соответствиис рекомендациямитаблицы 2.3 суммарнаяприведеннаяпогрешностьмонтажа отсутствует

,В случае назначения(с целью удешевлениядеталей) болеегрубых значенийдопусков, необходимовычислитьзначение возможнойсуммарнойпогрешностимонтажа.

Таблица2.3 - К выбору допусковна элементымонтажа цилиндрическихэвольвентных зубчатых колесна валах порисунке2.1 и рис.2.2
Рекомендуемыепараметры ихарактеристики		Степеньточности передачи поГОСТ 1643-81 или ГОСТ9178-81						Обозначения: IT-допуск на диаметрd2 (поГОСТ 25346-89); Fr-допуск радиальногобиения зубча-тоговенца, в мкм(по ГОСТ 1643-81, - дляm > 1 мм илипо ГОСТ9178-81, - дляm d- делительныйдиаметр, мм; b-ширина венцазубчатогоколеса, мм; F- допуск нанаправлениезуба, мкм (поГОСТ 9178-81, таблице7 - для mт 1 мм).
		5-	6		7		8
Классточностиподшипниковкачения		Р4	P5		P6		P6
Посадкаступицы колеса,на вал d2;(НQ/ТQ)		H5/k5*	H6/k6		Н7/js6
Радиальноебиение посадочнойповерхностивала FR1мкм		IT5/4	IT6/4		IT6/2
Радиальноебиение поверхностивершин зубьевFR2,мкм		FR2=0,6Fr
Предельноеотклонениедиаметраокружностивершин hQ		h7		h8
Биениебазового торцашестерни иликолеса Fa1мкм; d,мм
Биениебазового торцаколеса послесборки Fa2мкм		Fa2=1,2Fa1
Радиальноебиение зубчатоговенца FR3,мкм		FR3=0,75Fr,
Шероховатостьповерхности	рабочихпрофилей зубьев- а	0,63				1,25
	посадочнойповерхностивала -б	0,32		0,63		1,25
	посадочнойповерхностиступицы колеса-в	0,63		1,25
	поверхностицапф вала -г	0,32		0,63		1,25

Для зубчатыхцилиндрических,коническихи червячныхколес:

, (2.8)

гдеe_r- монтажноерадиальноебиение зубчатогоколеса;

e_a- монтажноеосевое биениезубчатою колеса.

 - уголпрофиля исходногоконтура зубчатогоколеса; (=20);

 - уголнаклона линиизуба зубчатогоколеса;

Монтажноерадиальноебиение можетбыть определенопо формуле:

, (2.9)

где

-избыточноерадиальноебиение посадочнойповерхностивала, мкм.

, (2.10)

где

принятоезначение радиальногобиения посадочнойповерхностивала, отличноеот табличногозначения .

-избыточноерадиальноебиение зубчатоговенца, мкм:

, (2.11)

принятоезначение радиальногобиения зубчатоговенца отличноеот табличного ;

избыточноерадиальноебиение дорожеккачения внутреннегокольца шарикоподшипников,на которыхустановленвал данногоколеса:

, (2.12)

где

принятое радиальноебиение дорожеккачения внутреннегокольца в случаепримененияшарикоподшипниковболее грубогокласса точности,чем рекомендуетсяпо таблице2.3. Значениярадиальногобиения дорожекподшипников выбираютсяпо ГОСТ 520-89

Осевоебиение зубчатогоколеса определяетсяпо формуле:

, (2.13)

где

избыточноеторцевоебиение базовоготорца шестерниили колеса,мкм;

' (2.I4)

где

-принятое торцовоебиение базовоготорца шестерниили колесазначения ,отличное отрекомендуемогопо таблице 2.3.

избыточноеторцовое биениебазового торцаколеса послесборки, мкм

, (2.15)

где

-принятоеторцовое биениебазового торцаколеса послесборки отличноеот значения рекомендуемоепо таблице 2.3;

- избыточноеторцовое биениедорожек шарикоподшипников:

, (2.16)

где

-торцовое биениедорожек шарикоподшипниковболее грубыхклассов точности,

чемрекомендуетсяпо таблице 2.3.Значения торцовогобиения дорожеквыбираютсяпо ГОСТ 520-89.

Суммарнаяприведеннаяпогрешностьмонтажа цилиндрическихчервяков можетбыть определенапо формуле:

. (2.17)

Значенияe_aи e_rмогут бытьвычислены поформулам (2.9) и(2.13).

2.4 Значениекинематическойпогрешностизубчатой передачив угловых единицах.

При расчетепогрешностеймеханизма вугловых единицах,вычисленныепо формулам(2.1)...(2.7) значенияминимальной и максимальнойкинематическойпогрешностейиз линейныхединиц (мкм)переводятсяв угловые (...'):

, (2.18)

где

-минимальноеили максимальноезначениекинематическойпогрешности,(...');

-минимальноеили максимальноезначениекинематическойпогрешности,мкм;

d- делительныйдиаметр ведомогоколеса зубчатойпары, мм.

2.5Суммарнаякинематическаяпогрешностьзубчатогомеханизма

2.5.1При расчетепо методумаксимума-минимума

, (2.19)

где

-максимальноезначениекинематическойпогрешностизубчатой пары,вычисленноев зависимостиот вида передачи;

-передаточноеотношение отвала, на которомнаходитсяведомое колесоданнойзубчатой пары,до вала, к которомуприводитсяпогрешность.

Полученноепо формуле (2.19) значениекинематическойпогрешностидолжно бытьменьше илиравно допустимомузначению погрешности,заданному дляданной кинематическойцепи механизма.

2.5.2 Прирасчете повероятностномуметоду

Координатасередины полярассеяниякинематическойпогрешностизубчатой пары:

, (2.20)

где i- номер зубчатойпары.

Полерассеяниякинематическойпогрешностизубчатой пары:

. (2.21)

Координатасередины полярассеяниякинематическойпогрешностирассматриваемойцепи механизма:

. (2.22)

Суммарное вероятностноезначениекинематическойпогрешностирассматриваемойцепи механизма:

, (2.23)

Процентриска р,%	10	4.5	1,0	0,27
Коэффициентt1	0,26	0,35	0,46	0,57

где t₁- коэффициент,зависящий отпроцента риска,значение его

выбираетсяиз следующейтаблицы

Вероятностноезначениекинематическойпогрешностицепи, состоящейиз одной зубчатойпары, определяетсяпо формуле:

, (2.24)

где K_p-вероятностныйкоэффициент,значение котороговыбираетсяиз таблиц(2.4)...(2.6), в зависимостиот вида передачи,

Таблица2.4-ЗначениекоэффициентаКp дляцилиндрическихи коническихзубчатыхпередач
Процент риска	Передаточноечисло
	от1,0	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
	до1,5	до2,0	ДО2,5	ДОЗ	до3.5	до4,0	до4,5	до5,0	до5,5	до6,0	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

Таблица2.6--Значение коэффициентаКp длячервячнойпередачи
Процентриска р,%	КоэффициентКр
32	0,79
10	0,87
4,5	0,89
1,0	0,92
0,25	0,93

процентариска и передаточногочисла.

Таблица2.5 - ЗначениекоэффициентаК для зубчатойреечной передачи
Процентриска	Приведенноепередаточноечисло
	От0,25 до0,50	св.0,5 до0,75	св.0,75до 1,00	св.1,00до 1,25	св.1,25до1,50	св.1,50ДО 1,75	св.1,75до2,00	св.2,00до2,25	св.2,25до2,50	св.2,50до 2,75	св.2,75до 3,00
32 10 4,5 1,0	0,540,81 0,85 0,88	0,620,83 0,87 0,89	0,420,75 0,77 0,78	0,540,70 0,76 0,78	0,700,86 0,88 0,89	0,700,86 0,86 0,89	0,760,86 0,84 0,86	0,730,81 0,84 0,86	0,760,84 0,90 0,93	0,760,91 0,93 0,95	0,730,82 0,86 0,88

2

.6Кинематическаяпогрешностьпланетарныхмеханизмов

Припроектированиимеханизмовчасто возникаеттребованиекомпоновки,при которойвходной и выходнойвалы были бысоосны. Такаязадача лучшедругих способоврешаетсяпланетарнымизубчатымимеханизмами.Одной из наиболеераспротра-ненныхявляетсякинематическаясхема механизма,представленнаяна рисунке 2.3.При этом вопросо том, какое изцентральныхколее должнобыть неподвижным(а или с), решаетсяв зависимостиот требуемойориентациивходного ивыходного вала

Рисунок2.3

Передаточноеотношениемеханизма посхеме 2.3а приведущем водилеh определяетсяпо формуле:

, (2.25)

а длямеханизма посхеме рис. 2.3:б

. (2.26)

Суммарнаякинематическаяпогрешностьпланетарногомеханизмарассчитываетсяв соответствиис вышеприведеннойметодикой, нопри этом водилоусловно считаетсянеподвижным,а кинематическаяпогрешностьсуммируетсяот вала неподвиж-ногоцентральногоколеса до валаподвижногоцентральногоколеса.

2.7. Методыдостижениязаданнойкинематическойпогрешности

В случаеесли расчетноезначение суммарнойкинематическойпогрешностипревышаетзаданное, егоможно уменьшитьза счет следующихмероприятий:

1. Применениемзубчатых колееболее высокихстепеней точности,начиная с последних(выходных) ступеней.

2. Уменьшениемприведеннойпогрешностимонтажа за счетвыбора подшипниковболее высокогокласса точностии уменьшениемдопусков напогрешностьформы и размеровпосадочныхмест зубчатыхколес.

3. Перераспределениемпередаточныхотношений междуступенямимеханизма сцелью увеличенияпередаточныхотношенийпоследнихступеней присоответствующемуменьшениипередаточныхотношенийпервых ступеней.

4. Увеличениепроцента рискаи соответствующимуменьшениемзначениякоэффициентаt₁в формуле2.23.

2.8. Рекомендациипо расчетукинематическойпогрешности

Номерколеса

d

u

Fr

Fp

ff

fhk

k1

ks

k

k



ii

t1

1

2

…

Расчеткинематическойпогрешностизубчатогомеханизмапроизводитсяпосле определениягеометрическихразмеров зубчатыхколес, составляющихмеханизм. Далеев зависимостиот типов зубчатыхпередач (цилиндрические,конические,червячные,реечные) и степениточности посоответствующимстандартам(см. таблицу1.1) составитьтаблицу первичныхпогрешностей,а также параметрови коэффициентов,учитываемыхпри расчетекинематическойпогрешности

Послеэтого произвестирасчет кинематическойпогрешностизаданнойкинематическойцепи.

3. Расчетпогрешностимертвого хода

Мертвыйход возникаетв механизмах,работающихв реверсивныхрежимах. Составляющимипогрешностимертвого ходазубчатых механизмовявляются зазорымежду рабочимиповерхностямизубьев, зазорыв опорах валови упругие деформации:скручиваниеи изгиб валов.

3.1 Определениевида сопряжения.

В зависимостиот вида сопряженияв зацепленииустанавливаетсязначениегарантированногобокового зазораJ_nmin,,кoтоpoев свою очередьопределяетсяв зависимостиот условийэксплуатациис учетом температурногорежима, способасмазыванияи окружнойскорости работызубчатых колес.В мелкомодульныхзубчатых колесахосновным критериемдля выбора видасопряженияявляетсятемпературнаядеформация.

Минимальныйбоковой зазориз условийпредотвращениязаклиниваниязубьев притемпературныхдеформациях_пропределяетсяв зависимостиот типа передачпо следующимформулам:

3.1.1 Передачицилиндрическиезубчатые ичервячные:

, (3.1)

где _пр- допустимыйзазор, мкм;

d_1,d₂-диаметры делительнойокружностишестерни иколеса соответственно,мм;

₁,₂,_k,-температурныйкоэффициенттепловогорасширенияматериалашестерни, колесаи корпусасоответственно,"С;

t₀-нормальнаятемпература,°С (t₀= 20°C);

t -рабочая температура,°С;

_tw-угол зацепленияшестерни иколеса;

т - модульзацепления,мм.

Дляцилиндрическихзубчатых ичервячныхпередач, у которыхимеются колесаиз искусственныхсмол или другихпласт-масс,необходимоучитыватьнабухания венцаво влажнойатмосфере. Вэтом случаеминимальныйдопустимыйзазор равен:

, (3.2)

где d-ширина частиколеса, изготовленнойиз пластмассы,мм;

- коэффициентнабуханияпластмассы(для полиамидныхсмол = 0,05 %).

3.1.2. Передачизубчатые конические

(3.3)

где _е1,_е2 - уголделительногоконуса шестернии колеса соответственно;

d_ei,d_e2-внешний делительныйдиаметр шестернии колеса соответственно.

Значениятемпературныхкоэффициентовлинейногорасширенияразличныхматериалов,приведены втаблице 3.1

Таблица3.1

Материал	Марка	105С-1	Материал	Марка	105С-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

Минимальноезначение боковогозазора, определяющеевид сопряжения,назначаетсяиз условия:J_nminJпри выбираетсяпо таблицамсоответствующихстандартов(см. таблицу1.1)

3.2 Минимальноезначение мертвогохода передачи

Для всехвидов передачминимальноезначение мертвогохода, приведенноек дуге делительнойокружности,определяетсяпо формуле:

(3.4)

где J_tmin-гарантированныйбоковой зазор,мкм

а_t,-торцовый уголпрофиля;

 - делительныйугол подъемавинтовой линиичервяка. Длякосозубых колес=для прямозубых =0.

3.3 Максимальноезначение мертвогохода передач

3.3.1 Передачизубчатыецилиндрические:

, (3.5)

где E_HS1,E_HS1-наименьшеедополнительноесмещение исходногоконтура шестернии колеса соответственно,мкм;

T_H1,T_H2-смещение исходногоконтура шестернии колеса соответственно,мкм;

f_а- предельноеотклонениемежосевогорасстояния,мкм;

G_r1и G_r2- радиальныйзазор в опорахшестерни иколеса соответственно,мкм.

3.3.2 Передачизубчатые конические:

, (3.6)

где

- наименьшееотклонениесредней делительнойтолщины зубапо хорде шестернии колеса соответственно,мкм;

f_AM1,f_AM2-- предельноеосевое смещениезубчатого венцашестерни иколеса соответственно,мкм;

E_- предельноеотклонениемежосевогоугла передачи;

-допуск на среднююделительнуютолщину зубапо хорде в шестернеи колесе соответственно,мкм;

G_a1,G_a2-осевой зазорв опорах шестернии колеса, мкм;

₁, ₂-угол делительногоконуса шестернии колеса соответственно.

3.3.3 Передачичервячныецилиндрические:

, (3.7)

где

- наименьшееотклонениетолщины виткапо хорде, мкм;

-допуск на толщинувитка, мкм;

f_a- предельноеотклонениемежосевогорасстояниячервячнойпередачи, мкм;

f_ac- предельноеотклонениемежосевогорасстоянияв обработкеf_ac= 0,75 f_a.

3.3.4 Передачизубчатые реечные:

. (3.8)

Все значениявеличин, входящихв формулы(3,5)...(3,8), выбираютсяпо таблицамстандартов,указанных втаблице 1.1 взависимостиот типа передач,степени точностии вида сопряжения.Значения радиальныхG_r,. иосевых G_aзазоров назначаютсяв зависимостиот типа опор.

3.4 Погрешностьмертвого ходав угловых единицах(...')

Принеобходимостиполученияпогрешностимертвого ходав угловых единицах,вычисленныепо формулам(3.5) ... (3.8) значенияминимальнойи максимальнойпогрешностей,из линейныхединиц (мкм)переводятсяв угловые (...'):

(3.9)

где J_- минимальноеили максимальноезначение погрешностимертвого ходав угловых единицах(...');

J_t-минимальноеили максимальноезначение погрешностимертвого ходав мкм,

d - делительныйдиаметр ведомогоколеса зубчатойпары, мм.

3.5 Суммированиепогрешностеймертвого хода,вызванныхбоковым зазоромв передаче.

3.5.1 Прирасчете пометоду максимума-минимума:

, (3.10)

где J_{max i}- максимальноезначение мертвогохода i-ой ступени,рассматриваемойкинематическойцепи;

i_i передаточноеотношение междувалом ведомогоколеса зубчатойпары и валом,к которомуприводитсяпогрешность

3.5.2 Прирасчёте повероятностномуметоду:

1. Определитькоординатусередины полярассеянияпогрешностимертвого ходакаждой ступени:

. (3.11)

2. Определитьполе рассеянияпогрешностимертвого ходакаждой ступени:

.(3.12)

3. Определитьсуммарнуюкоординатусередины полярассеяния,рассматриваемойкинематическойцепи

, (3.13)

где E_Vj- координатасередины полярассеяния i-ойступени.

4. Суммарноевероятностноезначение погрешностимертвого хода,рассматриваемойкинематическойцепи:

, (3.14)

Процентриска р,%	10	4,5	1,0	0,27
Коэффициентt2	0,21	0,28	0,39	0,46

где Vji- поле рассеянияi-ой ступени,

t₂-коэффициент,учитывающийпроцент риска.Его значениевбирается потаблице:

3.6 Погрешностьупругого мертвогохода

3.6.1. Погрешностьупругого мертвогохода от скручиваниявалов

Эта погрешностьопределяетсякак двойнойугол скручиваниявала при нагруженииего крутящиммоментом:

(3.15)

где

-двойной уголскручиваниявала, рад;

Т-крутящий моментна валу, Н-мм;

l- расстояниемежду среднимиплоскостямизубчатых колес,установленныхна валу, илирасстояниемежду среднимиплоскостямиколеса и местасъема движенияс вала, мм;

Jp-полярный моментинерции поперечногосечения вала,мм⁴. Для валакруглого сеченияJp =л•d⁴/32•,

G -модуль упругостиматериала валапри кручении,МПа. Для сталиG = 810⁴МПа.

Значениепогрешностиупругого мертвогохода от скручиваниядля стальноговала круглогосечения в угловыхминутах (...') определяетсяпо формуле:

, (3.16)

гдеd_в-диаметр вала,мм.

Суммарнаяпогрешностьмертвого ходаот скручиваниявалов кинематическойцепи определяетсяпо формуле:

(3.17)

где

-погрешностьупругого мертвогохода от скручиванияотдельныхвалов,

-передаточноеотношение междуi-тымвалом и выходнымвалом, рассматриваемойкинематическойцепи.

3.6.2 Погрешностьупругого мертвогохода от изгибавалов, приведеннаяк оси ведомогоколеса зубчатойпары в угловыхминутах (...') длястальных валовкруглого сеченияопределяетсяпо формуле:

а б

Рисунок3.1

, (3.18)

где Т₂- крутящиймомент на валуведомого колесазубчатой пары,Н-мм;

dw₂- диаметр начальнойокружностиведомого колеса,мм;

, - диметры валов,на которыхустановленыведущее и ведомоеколеса даннойзубчатой пары,мм;

k₁,k₂- коэффициенты,учитывающиерасположениезубчатых колесотносительноопор вала, мм.Для схемы нарисунке. 3.1а

,для схемы нарисунке. 3.16 .

Если

,то погрешностьупругого мертвогохода от изгибавалов не учитывается.

Суммарнаяпогрешностьупругого мертвогохода от изгибавалов можетбыть определенапо формуле:

(3.19)

- погрешностьупругого мертвогохода от изгибавалов i-ойзубчатой пары;

- передаточноеотношение междувалом ведомогоколеса даннойпары и валом,к которомуприводитсяпогрешность.

3.7 Полнаяпогрешностьмертвого хода

Полнаяпогрешностьмертвого ходапредставляетсобою суммупогрешностеймертвого ходаот зазоровмежду зубьями,определяемуюпо формулам(3.10) или (3.14), и погрешностейупругого мертвогохода, определяемойпо формулам(3.17) и (3,19),

Такимобразом

(3.20)

или

, (3.21)

где

- допустимоезначение погрешностимертвого ходакинематическойцепи.

3.8 Погрешностьмертвого ходав планетарныхмеханизмах

Погрешностьмертвого хода,вызваннаябоковым зазороммежду зубьямив отдельновзятых зубчатыхпарах, составляющихпланетарныймеханизм,определяетсяпо формулам(3.1)...(3.8). Суммарнаяпогрешность(максимальная)мертвого ходав (...') между водиломи подвижнымцентральнымколесом длясхемы на рисунке2.За может бытьопределенапо формуле:

(3.22)

а длясхемы на рисунке2.3б по формуле

(3.23)

гдеd_a,d_c-диаметры делительныхокружностейцентральныхколес, мм;

, -максимальнаяпогрешностьмертвого ходав зубчатыхпарах,мкм;

, - передаточныеотношенияпланетарногомеханизма,вычисляемыепо формулам(2.25) или (2.26).

Присуммированиивероятностнымметодом:

для схемына рисунке2.3а:

; (3-24)

-для схемына рисунке2.3.6:,

, (3.25)

где

- координатасередины полярассеянияпогрешностимертвого ходадля планетарногомеханизма нарисунке 2.3,а:

, (3.26)

где

- координатасередины полярассеянияпогрешностимертвого ходадля планетарногомеханизма нарисунке. 2.36:

E_va-gи E_vf-c- координатысередины полярассеянияпогрешностимертвого ходазубчатых парa-g и f-c, вычисляемыепо фор-

муле(3.11);

V_a.g,V_f-c- поле рассеянияпогрешностимертвого ходазубчатых парa-g и f-c, вычисляемыхпо формуле(3.12);

t₂-коэффициент,учитывающийпроцент риска.Его значениявыбираютсяпо таблице3.2.

3.9 Способыуменьшенияпогрешностимертвого хода.

В случаепревышениярасчетнойсуммарнойпогрешностинад допустимойнеобходимопринять мерыпо уменьшениюпогрешностимертвого хода.Основные изних следующие:

1. Уменьшениезазора в опорахвалов.

2. Применениеспециальныхконструкцийзубчатых колес,уменьшающихили устраняющихбоковой зазормежду зубьями.Наиболее эффективнымиявляются безлюфтовые зубчатые колеса,состоящие из2-х колес: основногои поджимногои устанавливаемыхмежду нимипружинами(винтовыми илиплоскими).

Рабочееусилие пружины(в Н) определяетсяиз условия:

, (3.28)

где Т_кр- момент, передаваемыйвалом, на которомустанавливаетсябсзлюфтовоезубчатое колесо,Н мм;

l₂-расстояниемежду осямипружины и зубчатогоколеса, мм;

n- количествопружин.

Расчетусилия пружиныпо формуле(3.28) производитсяв случае примененияпружин сжатияили растяжения.В случае использованияконструкцийбезлюфтовыхколес с пружинами,создающимивращающиймомент, пружинавыбираетсяпо условию:

. (3.29)

Конструкциии размеры элементовбезлюфтовыхколес в зависимостиот потребногоусилия пружиныприведены вПриложении2.

3.10 Рекомендациипо расчетупогрешностимертвого хода

Номер колеса

d

aW

Jnmin

fa

EH

TH

faM

E

TŜ

fac

Gr

Ga

t2

1

2

3

4

Расчетпогрешностимёртвого ходапроизводитсяпосле определениягеометрическихразмеров зубчатыхколес и выполнениякомпоновкимеханизма сцелью определенияположениязубчатых колесна валах и значенийпролетов валов.Далее необходимоопределитьминимальныйбоковой зазориз условийпредотвращениязаклиниваниязубьев притемпературныхдеформацияхпо формулам(3.1)...(3.3), выбрать видсопряжения,значениявеличин, входящихв формулы(3.4)...(3.8), в зависимостиот видов передачпо стандартам(таблица 1.1). Значенияэтих величинсвести в таблицу,куда такжезанести значениядругих параметров,входящих вформулы (3.4)...(3.8):

Послесоставлениятаблицы исходныхданных произвестисуммированиепогрешностейв заданнойкинематическойцепи

Таблица1-Нормы кинематическойточности
Степеньточности	Обозначение	Модульт,мм	Делительныйдиаметр d,мм
			До12	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	От0,1 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	От0,1до	10	11	12	14	16	19	22	25	30
6	Fr	От0,1 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	От0,1 до 0,5	16	18	20	22	26	30	36	—	—
		Св.0,5 до	21	22	24	26	30	36	42	48	50
	Fp	От0,1до	22	24	26	30	35	42	50	56	63
8	Fr	От0,1 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 диапазоновдиаметровчисловые значениядопусковотносятся кзубчатымколесам смодулями свыше0,5 мм Fr-допуск нарадиальноебиение зубчатогоколеса; Fp-допуск нанакопленнуюпогрешностьшага зубчатогоколеса

Таблиц2-Нормы плавностиработы (показательff-допускна погрешность профиля зуба)
Обозна- чения	Модульт.мм	Степень точности
		5	6	7	8
		мкм
ff	От0,1 до 0,5	5	7	9	11
	Св.0,5	3	4	10	13

Приложение1

Таблица3-Нормы контактазубьев (показательf)
Обозначе ния	Шириназубчатоговенца bw,мм	Степеньточности
		5	6	7	8
		мкм
f	До10	6	7	9	13
	Св.10 до 20	7	9	11	15
	Св.20 до 40	7	9	11	17

Таблица5 - Нормыбокового зазора(показатели–EWmsили +EWmi cлагаемоеI и –EWs или EWi)
Видсопряжения	Степеньточности понормам плавности	Делительныйдиаметр d,мм
		До 12	Св. 12 до20	Св. 20 до32	Св. 32 до50	Св. 50 до80	Св. 80 до125	Св. 125 до180	Св. 180 до250	Св. 250 до315	Св. 315 до400
		мкм
H	3-7	3	4	5	6	7	8	9	9	10	10
G	3-6	8	9	11	13	15	17	19	25	28	30
	7	11	12	13	15	17	19	21	26	28	32
	8	15	16	17	18	20	22	24	30	32	35
F	3-6	12	15	18	21	24	26	30	36	40	45
	7	15	16	19	22	25	28	32	36	40	45
	8	18	20	22	25	28	32	36	40	42	45
E	3-7	19	22	26	30	36	42	48	55	63	70
	8	24	26	30	35	40	45	50	60	63	70
	9	28	32	36	40	45	50	55	60	63	70
D	3-7	28	34	40	48	55	63	75	85	95	105
	8	34	38	42	48	55	63	80	85	95	105
	9	38	42	48	55	60	70	80	90	100	110

Таблица4 -Нормы боковогозазора (показателиJnmin,fa)

Видсопряжения

Классотклонениймежосевогорасстояния*

Обозначения

Межосевоерасстояниеaw,мм

До12

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 до250

Св.250 до 315

Св.315до 400

мкм

H

II

Jnmin

0

0

0

0

0

0

0

0

0

0

G

III

6

8

9

11

13

15

18

20

23

25

F

IV

9

11

13

16

19

22

25

29

32

36

E

V

15

18

21

25

30

35

40

46

52

57

D

VI

22

27

33

39

46

54

63

72

81

89

H

II

fa

±8

±9

±11

±14

±16

±18

±20

±22

±25

±28

G

III

±11

±14

±16

±20

±22

±28

±30

±35

±40

±45

F

IV

±18

±22

±25

±32

±35

±45

±50

±55

±60

±70

E

V

±30

±36

±40

±50

±60

±70

±80

±90

±100

±110

D

VI

±45

±55

±63

±80

±90

±110

±120

±140

±160

±180

*Класс отклонениймежосевогорасстоянияиспользуетсяпри измерениисоответствиямежду видомсопряженияи классомотклонениямежосевогорасстояния

Таблица6- Нормыбокового зазора(показателиEHS-lдля зубчатых колёс с внешнимизубьями; EHI-для зубчатыхколёс с внутрен- ними зубьями
Видсопряжения	Степеньточности понормам плавности	Делительныйдиаметр d,мм
		До 12	Св. 12 до20	Св. 20 до32	Св. 32 до50	Св. 50 до80	Св. 80 до125	Св. 125 до180	Св. 180 до250	Св. 250 до315	Св. 315 до400
		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-Нормыбокового зазора(Twm - допускна среднююдлину общейнормали)
Видсопряжения	Допускна радиальноебиение зубчатоговенца Fr
	Вид допускабокового зазора	До 6	Св. 6 до8	Св. 8 до10	Св. 10 до12	Св. 12 до16	Св. 16 до20	Св. 20 до25	Св. 25 до32	Св. 32 до40	Св. 40 до50	Св. 50 до60	Св. 60 до80	Св. 80 до100	Св. 100 до125	Св. 125 до160	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

Таблица8-Нормы боковогозазора (Tw- допуск на длинуобщей нормали)
Видсопряжения	Виддопуска боковогозазора	Допускна радиальноебиение зубчатоговенца Fr
		До 6	Св. 6 до8	Св. 8 до10	Св. 10 до12	Св. 12 до16	Св. 16 до20	Св. 20 до25	Св. 25 до32	Св. 32 до40	Св. 40 до50	Св. 50 до60	Св. 60 до80	Св. 80 до100	Св. 100 до125	Св. 125 до160	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

Таблица9-Нормы боковогозазора (ТН-допуск насмещениеисходногоконтура)
Видсопряжения	Вид допускабокового зазора	Допускна радиальноебиение зубчатоговенца Fr
		До 6	Св. 6 до8	Св. 8 до10	Св. 10 до12	Св. 12 до16	Св. 16 до20	Св. 20 до25	Св. 25 до32	Св. 32 до40	Св. 40 до50	Св. 50 до60	Св. 60 до80	Св. 80 до100	Св. 100 до125	Св. 125 до160	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

Таблица9-Нормы боковогозазора (ТН-допуск насмещениеисходногоконтура)
Видсопряжения	Вид допускабокового зазора	Допускна радиальноебиение зубчатоговенца Fr
		До 6	Св. 6 до8	Св. 8 до10	Св. 10 до12	Св. 12 до16	Св. 16 до20	Св. 20 до25	Св. 25 до32	Св. 32 до40	Св. 40 до50	Св. 50 до60	Св. 60 до80	Св. 80 до100	Св. 100 до125	Св. 125 до160	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

ПРИЛОЖЕНИЕ2.

Параметрыи конструктивныеэлементы безлюфтовыхзубчатых колес.

В зависимостиот конструктивныхособенностеймеханизма идопустимыхего габаритовлюфтовыбиращееустройствоможет устанавливатьсялибо на ведущемколесе зубчатойпары, либо наведомом. Типбезлюфтовогозубчатогоколеса и размерыего элементовзависят отзначения момента,передаваемоговалом, на которомустановленоданное зубчатоеколесо. На рисунке1 даны размерывинтовых пружинрастяженияв зависимостиот рабочейнагрузки,определяемойпо формуле(3.28), а на рисунке2 даны размерымест установкиэтих пружинна зубчатыхколесах. Нарисунке 3 даныразмеры пружиныкручения взависимостиот потребногозначения крутящегомомента пружины,определяемогопо формуле(3.29), а на рисунке4 показанаконструкциябезлюфтовогоколеса с пружинойкручения и даныразмеры элементовдля ее установки.

Рисунок 1

b	R	l	l1	l2	l3	d	k	s
4	2,0	9	1,0	13,9	2,0	0,8	2,5	0,6
5	2,5	11	1,5	14	4,4	0,9	3,0	0,7
6	3,0	12		12,7	2,5	1,0
7	3,5	18	2,5	14,6	6,9	1,2	5,0	0,9
7		14,5		15,2	5,5	1,0	4,0	1,0
9	4,5	21		13,5	8,7	1,2	4,5
11	5,5	23,5		16	9,5	1,3

Рисунок 2

Р исунок3	мм
	D	D1	b	d
	17	14	1,2	1,3
	22	19
	27	24	1,8	1,7
	32	29	1,5	1,5
	37	34
	42	39
	45	43,5	2,3	2,0
	50	48,5

	Размеры,мм						Уголзаrру-чивания()	Крутя- щиймомент, Нмм
	D	d	h	h1	R
	15	0,8	2,5	4,0	0,8	27	23	48
	20					38	32	49
	25	1,2				47	39	163
	30	1,0				59	49	96
	35		3,0	5,0	1,0	69	57
	40					78	65
	45	1,6	5,0	10	1,5	84	50	291
	50					97	55	270
Рисунок4

Литература

1. Деталии механизмыприборов: Справочник/Б.М. Уваров,В.А. Бойко,В.Б. Подаревский,Л.И. Власенко./-К.:

Техн1ка,1987.

*2.КуцоконьВ.А. Точностькинематическихцепей приборов.-Л.:Машиностроение,1980 г.

3. ГОСТ21098-82. Цепи кинематические.Методы расчетточності.

15