Размещено на http://www.allbest.ru/

1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определяем общий КПД привода

,

где - кпд ременной передачи, 0,95;

- кпд червячной передачи, 0;7

- кпд подшипников качения, 0,99;

- кпд соединительной муфты, 0,98.

1.2 Определяем расчетную мощность на валу электродвигателя

кВт;

По рассчитанной мощности выбираем асинхронный электродвигатель.

Используем табл. [1]

Тип двигателя - АИР180S2;

Р₃= 11кВт;

n₁=1500мин^-1;



Рисунок 2. Эскиз электрического двигателя АИР180S2, мощность 22кВт, синхронная частота вращения 2919мин^-1, условные обозначения: А- род двигателя - асинхронный, 180-ось вращения (мм),М- условное обозначение длинны сердечника статора, 2-число полюсов

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Общее передаточное число привода

где U_р.п.- передаточное число ременной передачи;

U_р..- передаточное число редуктора.

2.2 Производим разбивку общего передаточного числа по ступеням отдельных передач

Принимаем U_р.=20, тогда :

_.

2.3 Определяем частоту вращения последовательно на каждом валу

мин^-1 мин^-1

мин^-1

2.4 Угловые скорости на валах редуктора

сек^-1,

сек^-1,

сек^-1,

2.5 Расчетные мощности на валах

кВт,

кВт,

кВт,

кВт.

2.6 Определяем крутящие моменты на валах

Hм,

Hм

Hм

Hм.

Результаты заносим в таблицу 1.

Таблица 1.

1 вал	1500	157,08	11	70,03
2 вал	840,34	88	10,345	117,56
3 вал	40	4,19	7,169	1710,98
привод	40	4,19	7,026	1676,85

3. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Р₁=11кВт - мощность на ведущем валу,

Т₁=70,03H*м - вращающий момент на валу ведущего шкива,

U_р.п.=1,875 - передаточное число ременной передачи,

n₁=1500мин^-1 - частота вращения ведущего вала,

- угол наклона передачи,

Характер нагрузки легкий;

Число смен работы-1.

Рисунок 3: Схема клиноременной передачи

3.1 Расчетная передаваемая мощность

где С_р- коэффициент динамической нагрузки режима работы, С_р =1

кВт.

3.2 По номограмме, по расчетной передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива, определяем сечение клиновых ремней- В(Б);

3.3 Для выбранного сечения клинового ремня:

W_р= 14 мм- расчетная ширина;

W= 17 мм- ширина;

Т= 11 мм- высота;

S= 138 мм- площадь поперечного сечения ремня;

m_n= 0,18 кг- масса 1 м;

3.4 Расчетный диаметр меньшего шкива

мм

Выбираем расчетный диаметр меньшего шкива.

d_pl = 125 мм -минимальный расчетный диаметр

3.5 Передаточное отношение

3.6 Расчетный диаметр большего шкива

мм

где - коэффициент относительного скольжения, для клиноременных и поликлиноременных передач;

Принимается ближайшее стандартное значение d_p2= 250 мм

3.7 Фактическое передаточное отношение

3.8 Минимальное межосевое расстояние

мм.

3.9 Максимальное межосевое расстояние

мм

Принимается межосевое расстояние из условия a_min< a < a_max a=400 мм

3.10 Расчетная длинна ремня

мм

Округляем значение до стандартного мм

3.11 Фактическое межосевое расстояние

мм

3.12 Угол обхватаремнем меньшего шкива

Должно быть выполнено условие

3.13 Условное обозначение выбранного ремня

Ремень В(Б)-1400 ГОСТ1284,1-89

3.14 Скорость ремня

м/с

где n₁=1500 мин^-1 - частота вращения меньшего шкива.

3.15 Номинальная мощность Р₀ передаваемая одним клиновым ремнем для клиноременной передачи Р₀= 10кВт.

3.16 Расчетное число клиновых ремней, необходимое для передачи мощности Р_р

принимаем число ремней = 2,

С_а=0,95 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ремнем малого шкива; С_К=0,8 - коэффициент, учитывающий, число ремней в передаче определяется по табл.; С_L=0,9 - коэффициент, учитывающий отношение длины клинового ремня L_p к базовой длине L_о;

Для определения С_К предварительно определяем

Принимаем ближайшее большее целое число клиновых ремней.

3.17 Начальное натяжение ветви одного клинового ремня F_о с закрепленными центрами шкивов, Н

Н

где m_n= 0,18кг - масса 1м ремня

3.18 Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней.

Н

3.19 Силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, для одного клинового ремня, Н:

Н

Н

3.20 Сила давления на вал комплекта клиновых ремней:

Н

где - угол обхвата меньшего шкива ремнем.

3.21 Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви, МПа,

МПа

3.22 Напряжение в ремне от центробежных сил

МПа

для клиновых и поликлиновых ремней 1100…1200 кг/м³.

3.23 Напряжение в ремне от его изгиба на меньшем шкиве для клинового ремня

МПа

3.24 Максимальное напряжение в ремне

Прочность обеспечивается если выполняется условие

3.25 Частота пробегов ремня

с ^-1

Условие долговечности обеспечивается если

3.26 Результаты расчетов сводим в таблицу

Таблица №2 - Параметры расчета клиноременной передачи

Параметр	Обозначение	Ед. изм.	Знач.	Параметр	Обозначение	Ед. изм.	Знач.
Тип ремня	В(Б)	__	1400	Число ремней	К	шт.	2
Передаточное отношение	U	_	1,875	Начальное натяжение ремня		Н	434,266
Диаметр ведущего шкива	dP1	мм	125	Окружная сила		Н	1120,163
Диаметр ведомого шкива	dP2	мм	250	Сила давления на валы		Н	1716,15
Длина ремня	lP	мм	1400	Угол обхвата ремнем меньшего шкива		0	162,2
Межосевое расстояние	а	мм	400,751	Частота пробегов ремня			7,014
Скорость ремня		м/с	9,82	Сила натяжения ведущей ветви ремня		Н	714,31
Максимальное напряжение в ремне		МПа	9,992	Сила натяжения ведомой ветви ремня		Н	154,225

4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Ожидаемая скорость скольжения

м/с,

где 1710,98 Нм - вращающий момент на валу червячного колеса.

4.2 Выбираем материал и марку материала для изготовления червячного колеса

18,058 м/с - этой скорости соответствует бронза марки БрО10Ф1 отлитая в кокиле;

Для данной марки известны следующие параметры:

260 МПа - предел прочности при растяжении;

150 МПа - предел текучести.

4.3 Допускаемое напряжение

МПа,

принимаем 196МПа

где - коэффициент долговечности,

- коэффициент долговечности.

4.4 Изгибающее напряжение на червячное колесо

МПа

4.5 Межосевое расстояние

мм

где - вращающий момент на валу червячного колеса, Нмм;

- число зубьев червячного колеса, ;

- число заходов червяка, принимается по передаточному числу ;

- коэффициент диаметра червяка, принимается и округляется до стандартного значения;

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

4.6 Модуль зацепления

мм;

Принимаем ближайшее большее стандартное значение m=9мм;

4.7 Фактическое межосевое расстояние

мм;

4.8 Делительный диаметр червяка

мм;

4.9 Диаметр вершин витков

мм;

4.10 Диаметр впадин витков

мм;

4.11 Угол подъема винтовой линии

4.12 Окружная скорость червяка

м/с;

где - делительный диаметр червяка, м.

4.13 Длина нарезанной части червяка

при 40

4.14 Диаметр делительной окружности колеса

мм;

4.15 Диаметр вершин зубьев колеса:

мм;

4.16 Диаметр впадин зубьев колеса:

мм;

4.17 Наибольший диаметр колеса

мм;

4.18 Окружная скорость червячного колеса

м/с,

где - делительный диаметр колеса;

4.19 Ширина зубчатого венца червячного колеса

при 2 ,

мм

червячный вал скребковый конвейер подшипник

4.20 Скорость скольжения

м/с;

По полученному значению скорости скольжения назначаем степень точности передачи:

при м/с, степень точности =8.

4.21 КПД червячной передачи

где - приведенный угол трения

4.22 Уточненный крутящий момент на валу червяка

Нм;

4.23 Окружная сила на червяка (осевая на колесе)

Н;

4.24 Окружная сила на колесе (осевая на червяке)

Н;

4.25 Радиальная сила на червяке (колесе)

Н

4.26 Расчетные контактные напряжения (проверочный расчет)

где К =1,1 при м/с.

4.27 Расчетные напряжения изгиба у основания зубьев червячного колеса (проверочный расчет)

,

где - коэффициент формы зуба, определяется по табл. в зависимости от эквивалентного числа зубьев,

МПа - допускаемое изгибающее напряжение,

4.28 Температура масла в редукторе (проверочный расчет)

,

где -температура окружающего воздуха;

- КПД передачи;

коэффициент теплоотдачи редуктора при естественном охлаждении;

5. РАСЧЕТ ВАЛОВ

5.1 Расчет допускаемых напряжений

5.1.1 Выбираем материал валов

Сталь 40Х -термообработка - улучшение

у_b =790 МПа у_Т =640 МПа твердость 235…262 НВ

5.1.2 Определяем допускаемое напряжение на изгиб.

[у_И ] = ,

где: у_-1 - предел выносливости на изгиб, МПа

МПа

[n] - коэффициент запала прочности, [n] = 2,5

К- коэффициент концентрации напряжений, К=2

[у_И ] =

5.1.3 Определяем допускаемое напряжение на кручение.

[ф] = 0,5 ^. [у_И ] = 63,2 ^. 0,5 = 31,6 МПа

5.2 Выполняем эскизную компоновку редуктора, целью которой является определение расстояний между опорами валов и расстояния от точек приложения сил до опор

Рисунок : Эскизная компоновка редуктора.

5.3.1 Толщина стенки корпуса редуктора

мм

мм, принимаем 11мм.

5.3.2 Толщина крышки редуктора

мм, принимаем 25,25 мм.

5.3.3 Зазор между торцами колес и стенкой редуктора

мм.

5.3.4 Расстояние между серединами подшипника

мм.

5.3.5 Расстояние между центрами подшипников вала колеса

мм

5.3.6 Расстояние от середины шкива до середины подшипника

мм

5.4 Для расчета вала необходимо знать величины и направления сил, действующих на вал редуктора

Рисунок : Схема сил действующих в передачах редуктора

5.5 Расчет вала червяка на кручение

Конструктивно вал выполнен за одно целое с червяком

5.5.1 Определяем диаметр выходного конца вала

мм

Принимаем d_в = 36 мм; l= 80 мм.

5.6 Расчет консольно-нагруженного вала

Исходные данные:

2424,867 Н,

9505,444 Н,

3528,217Н.

5.6.1 Строим расчетную схему сил действующих в вертикальной плоскости

Рисунок . Эпюры реакций и моментов быстроходного вала

5.6.2 Определяем на опорах от сил в вертикальной плоскости

5.6.3 Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости(рисунок):

:

м

,Н*м

,Н*м

м

,Н*м

м

,Н*м

,Н*м

5.6.4. Строим расчетную схему сил действующих в горизонтальной плоскости

Н*м

УМ_A = 0;

УМ_В = 0;

5.6.5 Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

:

м

,Н*м

,Н*м

м

,Н*м

,Н*м

м

,Н*м

,Н*м

5.6.6 Определяем суммарные реакции опор

5.6.7 Определяем суммарный изгибающий момент

Н*м;

Н*м;

Н*м;

5.6.8 Определяем эквивалентный момент

Н*м

Н*м

Н*м

Н*м

5.6.9 Определяем диаметр вала

мм;

мм

мм

мм

Принимаем d_в=36 мм.l=80 r=2.0 c=1.6 Т.к. последняя цифра диаметра вала для подшипника должна быть 0 или 5, то примем 35 мм.

5.7 Расчет вала червячного колеса на кручение

5.7.1 Строим расчетную схему сил действующих в вертикальной плоскост

5.7.2 Определяем на опорах от сил в вертикальной плоскости

5.7.3 Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:

:

м

,Н*м

,Н*м

м

,Н*м

,Н*м

5.7.4 Строим расчетную схему сил действующих в горизонтальной плоскости

Н*м

УМ_A = 0;

УМ_В = 0;

5.7.5 Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

:

м

,Н*м

,Н*м

м

,Н*м

,Н*м

5.7.6 Определяем суммарные реакции опор

5.7.7 Определяем суммарный изгибающий момент

Н*м;

Н*м;

5.7.8 Определяем эквивалентный момент

Н*м

Н*м

Н*м

5.7.9 Определяем диаметр вала

мм; мм принимаем 85мм

мм принимаем 80мм l=170

5.8 Конструирование консольно - нагруженного вала

5.9 Проверочный расчет вала колеса на усталостную прочность

5.9.1 Общий коэффициент запаса прочности.

,

где - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно.

;,

где - требуемый коэффициент запаса прочности, для редукторных валов рекомендуется ;

- предел выносливости при симметричном цикле изгиба, МПа; для легированной стали

-предел выносливости на кручение, МПа =0,58*396,5=229,97 МПа

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении, [прил. 4. табл. 1.5 и 1.6];

- масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений [прил. 4. табл. 1.7];

- амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений, МПа, принимают

МПа, МПа;

- среднее напряжение циклов при изгибе и кручении, МПа, принимают ;МПа;

- изгибающий и крутящий моменты в рассматриваемом сечении, Н*мм;

- момент сопротивления изгибу, мм³, для сечения ослабленного шпоночной канавкой (рисунок ??);

мм³,

- момент сопротивления кручению, мм³,для сечения ослабленного шпоночной канавкой,

мм³,

- коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений [прил. 4. табл. 1.8.]

6. ПОДБИРАЕМ ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ

6.1 Подбираем подшипники для вала червяка

Исходные данные:

мм,

1258.2мин^-1

6.1.1 Подбираем типоразмер подшипника

В качестве опор вала червяка принимаем одинаковые радиально- упорные конические роликоподшипники средней широкой серии № 7614 с соответствующими размерами [прил. 4. табл. 2.3.] ГОСТ333-79

Характеристики подшипника

№ под-ка	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	C,кН	Со, кН
7614	70	150	51	2,5	204	180

6.1.2 Определяем составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников

S₁ = e ^. P_r1 = 0,83 ^. 0,351 ^. 1253,55= 365,19 H;

S₂ = e ^. P_r2 = 0,83 ^. 0,351 ^. 4226,02 = 1231,17H.

где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом б = 26 ^о коэффициент

осевого нагружения е = 0,351.

6.1.3 Определяем осевые нагрузки подшипников

В нашем случае S₁ < S₂; тогда P_a1 = S₁ = 365,19H;

P_a2 = S₁ + F_a1 = 365,19 + 13269,6 = 13634,79 H.

X₂=0.4 Y₂=1.711

6.1.4 Определяем эквивалентную нагрузку

Р = (X₂VP_r2+YP_a2) ^. K_б ^. K_T =(0,4 ^.4226,02+1,711 ^.13634,79)^. 1,3 ^. 1,0 = 32525,4 H,

Коэффициенты V = 1 ; К_Т = 1.; К_б = 1,3.

6.1.5 Определяем расчетную долговечность, ч

Полученная долговечность выбранного подшипника для червячных редукторов соответствует рекомендуемым значениям ч.

6.2 Подбираем подшипники для вала червячного колеса

Исходные данные:

80мм,

45мин^-1

6.2.1 Подбираем типоразмер подшипника

В качестве опор вала червяка принимаем одинаковые шариковые радиальные роликоподшипники серии № 216 с соответствующими размерами [прил. 4. табл. 2.1] ГОСТ333-79

Характеристики подшипника

№ под-ка	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	C,кН	Со, кН
216	80	140	23	2,5	57,0	45,4

осевую нагрузку не учитываем

6.2.3 Определяем осевые нагрузки подшипников

Отношение е=0,245

X₂=1; Y₂=1,8;

6.2.2 Определяем эквивалентную нагрузку.

Р = (X₂VP_r2+YP_a2) ^. K_б ^. K_T =(8306,48+1,8 ^.2283,93)^. 1,3 ^. 1,0 = 16142,82 H,

где по таблице К_б = 1,3.

Коэффициенты V = 1 и К_Т = 1.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

6.2.3 Определяем расчетную долговечность, ч

Полученная долговечность выбранного подшипника для червячных редукторов соответствует рекомендуемым значениям ч.

7. ПОДБИРАЕМ МУФТУ

7.1 Расчетный крутящий момент

где - крутящий момент, передаваемый валом, Н*м;

- коэффициент режима работы; для ленточного конвейера принимаем ;

- номинальный крутящий момент, который может передавать муфта определенного размера

Принимаем муфту компенсирующую по диаметру вала червячного колеса:

Муфта 1-6300-80 -1У2 ГОСТ Р50895-96

8. Подбор шпонок

Для соединения валов с зубчатыми колесами принимаем призматические шпонки.

Материал шпонок - Сталь 45 ГОСТ1050-74

[у_см]=150 МПа

[ф_ср]=45 МПа

8.1 Проверяем шпоночное соединение вала червяка на смятие

,

где Т =156,66 - крутящий момент на валу, Н^.*м;

d =36 - диаметр вала, мм;

l =70 - длина рабочая шпонки, мм

h =8 - высота шпонки, мм

b==10 - ширина шпонки, мм

t₁ = 5,0 мм

МПа

Шпонка 10х8х70 ГОСТ 23360-78

8.2 Проверка шпоночных соединений вала червячного колеса на смятие

Шпонка 25х14х110 ГОСТ 23360-78 t₁ = 9 мм

МПа

8.3 Проверка шпоночных соединений вала муфты на смятие

Шпонка 22х14х125 ГОСТ 23360-78 t₁ = 9,0 мм

МПа

9. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЧЕРВЯЧНЫХ КОЛЕС

9.1 Зубчатый венец

9.1.1 Наибольший диаметр

мм.

9.1.2 Диаметр вершин зубьев

мм.

9.1.3 Наименьшая толщина зубчатого венца

мм.

9.1.4 Внутренний диаметр зубчатого венца

мм.

9.1.5 Ширина зубчатого венца

мм.

9.1.6 Фаска зубчатого венца

мм

Принимаем по табл.1.9.[3]

9.2 Обод центра

9.2.1 Номинальное значение наружного диаметра центра

мм

9.2.2Толщина обода

мм.

9.2.3 Ширина буртика

мм.

9.2.4 Высота буртика

мм.

9.3 Диск центра

9.3.1 Толщина

мм

9.3.2 Радиус обода

мм.

9.3.3 Диаметр отверстий

мм

9.3.4 Число отверстий

4;6

9.3.5 Диаметр центровой окружности

мм.

9.4 Ступица

9.4.1 Внутренний диаметр

85мм.

9.4.2 Наружный диаметр при изготовлении центра из стали

мм.

9.4.3 Длинна ступицы

мм.

10. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШКИВА КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

10.1 Расчет обода шкива

10.1.1 Ширина обода

мм,

где К- число ремней или клиньев в передаче;

e =19 ; f =12,5 , [прил. 1. табл. 1.17. и 1.18.];

10.1.2 Наружный диаметр шкива

мм;

10.1.3 Наружная ширина канавки

мм,

где =36 ⁰- угол канавки [прил. 1. табл. 1.17.]

=14 - расчетная ширина клинового ремня [прил.1. табл. 1.3.]

10.1.4 Толщина обода

мм;

10.2 Расчет диска шкива

10.2.1 Толщина диска шкива

мм

10.2.2 Диаметр отверстий в диске

мм;

10.2.3 Число отверстий

4

10.3 Расчет спиц шкива

10.3.1 Большая ось эллиптического сечения спицы у ступицы

мм,

где 156,66- передаваемый шкивом вращающий момент, Н*мм;

4- число спиц;

=30 МПа- допускаемое напряжение на изгиб

10.3.2 Меньшая ось эллиптического сечения спицы у ступицы шкива

мм;

10.3.3 Большая ось эллиптического сечения спицы у обода шкива

мм;

10.3.4 Меньшая ось эллиптического сечения спицы у обода шкива

мм;

10.4 Расчет ступицы шкива

10.4.1 Внутренний диаметр ступицы для ведущего шкива

44мм;

10.4.2 Внутренний диаметр ступицы для ведомого шкива

36мм;

10.4.3 Длина ступицы ведущего шкива

101мм;

10.4.4 Длина ступицы ведомого шкива

80мм;

10.4.5 Диаметр ступицы

мм;

10.4.6 Размер фасок

1,2мм, по [прил. 2. табл. на стр.39]

Согласно ГОСТ10948-64 угол фасок принимаем равным 45 ⁰

Размеры шпоночного паза в ступице - ширина и глубина определяются по внутреннему диаметру ступицы по ГОСТ на применяемую шпонку.

11. ДОПУСКИ, ПОСАДКИ И ШЕРОХОВАТОСТИ ПОВЕРХНОСТЕЙ ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

11.1 Допуски, посадки и шероховатости для шкивов

11.1.1 Допуски и посадки для шкивов

Допуск отверстия ступицы принимается H7.

Шкив насаживается на ступицу с посадкой H7/m6 ( при нереверсивной работе с умеренными толчками.

На ширину шпоночного паза задаёмся полем допуска Js9.

На глубину шпоночного паза (размер) задают предельные отклонения: при сечении шпонок шпонки до 6*6 мм … +0,1 мм; 6*6…32*18мм…+0,2мм.

Допускаемое отклонение от номинального значения расчетного диаметра шкивов клиноременной передачи принимается h11 (ГОСТ 20889 - 88).

11.1.2 Шероховатость для шкивов

Поверхности элементов шкивов обрабатываются со следующей шероховатостью, нормируемой параметром ,мкм (табл. )

Поверхности элементов	Торцы, Ступицы, Обода	Рабочие поверхности канавок шкивов	Внутр. поверхности канавок и внешн. поверхности шкивов	Поверхности шпоночных пазов	Посадочные поверхности отверстий при квалитете 7 и диаметрах:
				Раб.	Нераб.	d ?50мм	d ?50мм
Значение ,мкм	6,3	2,5	6,3	1,6	3,2	0,8	1,6

Остальные нерабочие поверхности могут не обрабатываться.

11.2 Допуски, посадки и шероховатости для червячного колеса

11.2.1 Допуски и посадки для червячного колеса

Допуск отверстия ступицы принимается H7.

Посадка ступицы на вал H7/r6.

Зубчатый венец насаживается на ступицу центра с посадкой H7/p6.

Допуск на ширину шпоночного паза в ступице задаём Js9.

Предельные отклонении глубины паза в ступице или ( допускается контролировать вместо ) принимаются при высоте шпонки h до 6мм±0,1мм, свыше 6мм до 18мм±0,2мм.

11.2.2 Шероховатости для червячного колеса

Поверхности элементов червячных колес обрабатываются со следующей шероховатостью, нормируемой параметром ,мкм (табл. )

Поверхности	Торцы ступиц при отношении:	Торцы ступиц по которым базир-ся подш. качения.	Нераб торц-е пов-ти	Профили зубьев при степени точности:	Пв-ти выступов зубьев	Пов-ти фасок	Пов-ти шпоночн-х пазов	Посад-е пов-ти отвер-й при 7 квалитете и диаметрах:
					6	7	8	9			Раб.	Нераб.	d ?50мм	d ?50мм
,мкм	1,6	3,2	1,6	6,3	0,4	0,8	1,6	3,2	6,3	6,3	1,6	3,2	0,8	1,6

Нерабочие поверхности центра могут не обрабатываться.

11.3 Допуски, посадки и шероховатости для червяка

11.3.1 Допуски и посадки для червяка

Внутренние кольца подшипников червяка подвержены циркуляционному нагружению, наружные местному. Рекомендуется внутренние кольца подшипников качения насаживать на цапфы червяка диаметром до 100 мм с посадкой к6, а при при диаметре цапф свыше 100 мм применяются посадки m6, n6.

На хвостовике червяка чаще бывают посажены муфты или шкивы и звездочки. Муфты насаживаются на хвостовике червяка с посадками ; ;,а шкивы и звездочки - с посадами ; .

Поверхность червяка под уплотнением должна быть закаленной и допуск диаметра червяка под манжетным уплотнением должен соответствовать h11.

Предельные отклонения шпоночного паза ( на цилиндрическом хвостовике) и ( на коническом хвостовике) при сечении шпонки до 6*6мм +0,1мм; свыше 6*6мм до 32*18мм +0,2мм.

На размер предельные отклонения задаются соответственно 0,1 и 0,2мм.

11.3.2 Шероховатости для червяка

Поверхности элементов червяка обрабатываются со следующей шероховатостью, нормируемой параметром ,мкм (табл. )



Пов-ть	Торцы заплечиков для базирования подш-в	По-ть под рез-е манжеты	По-ть шпоноч-х пазов	Витки червяков при степени точности:	Пов-ти выступов витков червяка	По-ти цапф под подш-ки качения	Трцевые (нераб.) пов-ти червяка
			Раб.	Нераб.	6	7	8	9
, мкм	1,6	0,2	1,6	3,2	0,2	0,4	0,8	1,6	6,3	0,8	6,3

11.4 Допуски, посадки и шероховатости для валов

11.4.1 Допуски и посадки для валов

Червячные колеса насаживаются на вал по посадке - .

Полумуфты насаживаются на цилиндрические концы валов по переходным посадкам или , если направление валов постоянное, передаваемая нагрузка незначительная и используется шпоночное соединение.

При установке шкивов ременных передач на цилиндрические концы валов, при нереверсивной работе с незначительными толчками применяют посадку .

Установка шарикоподшипников на вал осуществляется по посадке .

Установка роликоподшипников на вал осуществляется по посадке , , .

Допуск на ширину шпоночного паза в валу …………….

Предельные отклонения глубины шпоночного паза : при сечении шпонки до 6*6мм +0,1мм; свыше 6*6мм до 32*18мм +0,2мм.

На размер предельные отклонения задаются соответственно 0,1 и 0,2мм.

11.4.2 Шероховатости для валов

Поверхности элементов червяка обрабатываются со следующей шероховатостью, нормируемой параметром ,мкм (табл. )

Пов-ти	Заплечики валов для базирования:	Пов-ти шпоночн-х пазов	Цил-е посадочные повер-ти валов
	Зубч-х черв-х колес при l/d<0,8	Зубч-х черв-х колес при l/d>0,8	Пов-ти валов под рез-е манжеты	Канавки, фаски, галтели	Подш-ов качения	Рабочая	Нерабочая	Для неподвижного соединения	Для подвижного соединения	Торцы валов
,мкм	1,6	3,2	0,4	6,3	1,6	1,6	3,2	0,8	0,4	12,5

Размещено на Allbest.ru