Wordpress Themes
RSS




УЧЕБНИКИ И УЧЕБНЫЕ ПОСОБИЯ ДЛЯ СТУДЕНТОВ ВЫСШИХ УЧЕБНЫХ ЗАВЕДЕНИЙ
ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
Под редакцией заслуженного деятеля науки Российской Федерации, доктора технических наук, академика РАСХН
М. Н. ЕРОХИНА
Допущено Министерством сельского хозяйства Российской Федерации в качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений, обучающихся по агроинженерным специальностям
МОСКВА «Колосс» 2005
УДК 631.3.02(075.8) ББК 40.72я73 Д 38
Авторы: М.Н. Ерохин, А. В. Карп, Е. И. Соболев, Н. А. Выскребенцев, Т. С. Чавтараева, В. А. Матвеев,
Н. И. Шабанов, С. П. Казанцев, С. А. Голубцов, М. И. Соловьев, О. М. Мельников
Рецензент профессор Ю. П. Леонтьев (Московский государственный университет природообустройства)
Редакторы: Н. К. Петрова, Г. А. Гусева
Детали машин и основы конструирования/Под ред. Д 38 М. Н. Ерохина. — М.: КолосС, 2005. — 462 с.: ил. — (Учебники и учеб. пособия для студентов высш. учеб. заведений). ISBN 5-9532-0044-7
Даны основы расчета и конструирования различных передач (зубчатых, червячных, ременных и др.), валов, подшипников, муфт и других деталей сельскохозяйственных машин. Рассмотрены вопросы компоновки привода и оформления сборочных чертежей. Изложены особенности проектирования механических передач с использованием вычислительной техники. Уделено внимание информационному и патентно-лицензионному поиску, стандартизации и нормализации изделий, формированию надежности машины при проектировании. Приведены методические рекомендации, нормативные материалы и выдержки из стандартов, необходимые для выполнения расчетов.
Для студентов вузов по агроинженерным специальностям.
УДК 631.3.02(075.8) ББК 40.72я73
ISBN 5-9532-0044-7

© Издательство «КолосС», 2004 © Издательство «КолосС», 2005
Посвящается 100-летию со дня рождения доктора технических наук, профессора С. А. Чернавского
ПРЕДИСЛОВИЕ
Экономическая и техническая перестройка общества в нашей стране в условиях рыночной экономики возможна только за счет быстрого обновления производства на базе передовых техники и технологии.
Отечественное машиностроение обладает достаточным потенциалом для насыщения всех отраслей высокопроизводительными машинами, внедрения комплексной механизации и автоматизации производства. Промышленность выпускает разнообразные машины десятков тысяч наименований от уникальных гидравлических турбин мощностью до миллиона киловатт, скоростных автомобилей, мощных тракторов, зерноуборочных комбайнов до различной малогабаритной техники, облегчающей и заменяющей труд десятков тысяч людей. Только для сельского хозяйства федеральными и региональными машиностроительными производствами освоен выпуск более сотни наименований новой конкурентоспособной техники.
Происходит неуклонный рост номенклатуры машин, выпускаемых для различных отраслей, повышение их мощности и производительности, технологичности и экономичности при одновременном снижении массы и размеров. Развитие машиностроения возможно только при широком внедрении специализации, механизации и автоматизации, использовании принципов взаимозаменяемости, унификации и стандартизации сборочных единиц и деталей машин, внедрении прогрессивных технологий.
Создание мощных, высокопроизводительных, технологичных и экономичных машин невозможно без постоянного их конструктивного совершенствования, использования новых, более прочных и износостойких материалов, различных способов их упрочнения и коррозионной защиты, совершенствования форм деталей. Этому, безусловно, способствует постоянно развивающаяся наука о машинах — машиноведение.
Машиноведение объединяет комплекс научных дисциплин, связанных с машиностроением. Это теория машин и механизмов, машиностроительные материалы, сопротивление материалов, динамика и прочность машин, детали машин и основы конструирования, расчет и конструирование различных специальных машин (двигателей, автомобилей, тракторов и т. д.), технология машиностроения, эксплуатация различных машин, триботехника (наука о трении, износе и смазке), надежность машин и др.
Учебный курс «Детали машин и основы конструирования» преподают на инженерных факультетах всех вузов, включая и сельскохозяйственные. Им завершается общетехническая подготовка студентов. Именно выполняя свой первый проект, будущий инженер приобретает навыки конструирования техники.
(Read More…)

при законе распределения Вейбулла Тт=Н?(-у)а+с, (3.24)
где ~ квантиль закона распределения Вейбулла (табл. 3.4); а — параметр закона распределения Вейбулла; с —смещение зоны рассеивания ресурса от нулевой точки отсчета.
Надежность проектируемой машины, как правило, оценивают по ожидаемой вероятности безотказной работы, как одной из главных количественных характеристик надежности. Для этой цели изделие представляют в виде структурной схемы (рис. 3.2). Любая механическая система состоит из ряда простых элементов (двигателей, передаточных механизмов, подшипников, муфт и др.), которые могут соединяться между собой для передачи энергии последовательным, параллельным или комбинированным способом. Следовательно, в структурной схеме соединение п элементов может быть последовательным, параллельным и последовательно-параллельным (комбинированным).
-о-

4ZH

При последовательном соединении элементов (рис. 3.2, а) с вероятностью
-CZHZH
Рис. 3.2. Структурные схемы конструкций:
а — с последовательным соединением элементов; б— с параллельным соединением; в —с комбинированным соединением
работы каждого элемента Р,    Рт
когда отказ одного элемента выводит из строя всю систему (это характерно для большинства приводов сельскохозяйственных машин), вероятность безотказной работы всей системы
P(t)=PxP2…Pn=fPi, (3.25)
где Pj — вероятность безотказной работы /-го элемента.
Если причина выхода изделия из строя связана только с внезапными отказами, подчиняющимися экспоненциальному закону распределения, то согласно формуле (3.16)
P(t) = ехр(-Л£0, (3.26)
где = —интенсивность отказов всей системы; Л/— интенсивность отказов /-х элементов.
Значения интенсивности отказов Л отдельных элементов механических систем приведены в таблице 3.5.
При параллельном соединении п элементов (рис. 3.2, б) вероятность безотказной работы изделия (машины, сборочной единицы и др.) определяют по формуле
^(0=1-П[1-Ж0]. (3.27)
Например, если в системе водоснабжения фермы предусмотрены два независимых (параллельных) насоса с вероятностью безотказной работы их в течение 1000 ч Р, =0,9, то вероятность безотказной работы всей системы P(t) = 1-(1-Л)(1-Л>) = 1-(1-
– 0,9)(1 – 0,9) = 0,99, т. е. резко возрастает.
При параллельно-последовательном соединении элементов (рис. 3.2, в) вначале определяют вероятность безотказной работы каждого из блоков с параллельно соединенными элементами, а затем с последовательно соединенными элементами.
Проектируя отдельную деталь, следует иметь в виду, что ее тоже можно рассматривать как систему, а место, где возникают повреждения, приводящие к отказам, — как элементы системы. Вероятность безотказности детали определяют по формуле (3.25) как произведение вероятностей безотказности ее элементов, т. е. с увеличением опасных сечений надежность детали снижается.
Пример 1. Определить вероятность безотказной работы лебедки в течение 200 ч работы. Распределение вероятности безотказной работы элементов лебедки — экспоненциальное. Общий вид лебедки изображен на рисунке
3.3,    ее структурная схема — на рисунке
3.4,    а.
(Read More…)

49

I    u
T-iL
Рис. 4.5. Кинематическая схема планетарной передачи редуктора со сдвоенным сателлитом:

Рис. 4.3. Кинематическая схема червячно-зубчато-го редуктора
редаточного числа по ступеням приблизительно одинаковое:
(4.11)

к, =Ul = ju
Для планетарных редукторов с одинарными сателлитами (рис. 4.4) передаточное число выбирают в пределах
3…6 или рассчитывают по формуле
/—центральная (солнечная) шестерня; 2, 3— сдвоенный сателлит; 4 — центральное неподвижное (корончатое) колесо; h — водило
В планетарных редукторах со сдвоенным сателлитом (рис. 4.5) для получения оптимального соотношения размеров рекомендуется принимать щ > щ, причем щ < 4.
Общее передаточное число выбирают из диапазона 7… 16 или рассчитывают по формуле

«р= 1 +Z3/ZU
где Z, Z3 — число зубьев колес.

(4.12)

Рекомендуемые значения чисел зубьев колес следующие:

90

84

90

96

Z3

Zi Z4 Z1Z3

Мр=1 +

(4.13)

Затем числа зубьев уточняют по условиям соосности, сборки и соседства.

(Read More…)

при окружной скорости V, м/с
НВХ <350 или НВ<350
НВ{ >350 и нв2>т
НВ{ <350 или НВ<350
НВХ >350 и НВ2>350
НВ{ <350 или НВ<350
НВ{ >350 и НВ2>350
//£, <350 или НВ<350
НВ{ >350 и НВ2>350
Примечание. В числителе указаны значения для прямозубых колес, в знаменателе — для косозубых.

Модуль т, мм
И’яу» W/ъ при степени точности изготовления передачи по нормам плавности (ГОСТ 1643—81)
Свыше
Свыше
Расчетная удельная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм,
Wtp= F,КА/ bw.
Для расчетов зубчатых передач сельскохозяйственных машин с достаточной точностью можно использовать значения коэффициентов указанные в таблице 5.11.
Если недогрузка передачи по контактным напряжениям выше 10 % или перегрузка более 5 %, то необходимо скорректировать ширину колес, меж-осевое расстояние или применить другой материал.
Проверочный расчет на контактную прочность при перегрузках. В этом случае при действии максимальной на-грузки Ттж
^//max —    (5.42)
Наибольшее в течение заданного срока службы контактное напряжение определяют по формуле
11 max Н max
(5.43)

т„ =К

где А’ятах — коэффициент нагрузки, определяемый при Гтах.
т;

(Read More…)

Примечание. Значения диаметра в скобках ограничены в применении.
*

оо

190 МПа. Коэффициент Z#, учитывающий форму сопряженных поверхностей, вычисляют по формуле (5.33). Для колес с прямыми зубьями можно принимать ZH=2,5, с круговыми зубьями (при Рт = 35°) ZH= 2,26.
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: для прямозубых конических передач
г£=л/4-еа/3;
(5.78)

для конических передач с круговыми зубьями
2р =

0,95еа

Для колес с круговыми зубьями такой расчет не выполняют, так как в открытых передачах эти колеса не применяют.
Проверочный расчет конических зубчатых передач на выносливость по напряжениям изгиба. Напряжение изгиба в зубе шестерни
^ vv FtmKFaKFpKfw .
^F FI е (5-7–°FP. (5.82)
V fUwTTlnm
Коэффициент Ypu учитывающий форму зуба шестерни, определяют по графику (см. рис. 5.10) в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса, которое вычисляют по формуле
Коэффициент торцевого перекрытия зубьев га вычисляют по формуле
m

Проектный расчет конических зубчатых передач на выносливость зубьев по напряжениям изгиба. Такой расчет выполняют для открытых передач, подверженных износу (передачи сельскохозяйственных машин). Сначала определяют модуль при предварительно принятых числе зубьев z и параметре
tybd b/dm i.
Рекомендуется |/^= 0,3…0,6 при соблюдении условий: КЬе< 0,3; bw<Qmte. Меньшие значения целесообразно принимать для неприрабатывающихся колес, когда НВ] > 350 и НВ2 > 350, а также при резко переменных нагрузках.
Коэффициент ширины зубчатого венца относительно среднего диаметра шестерни можно также вычислить по формуле
ш

be

Нормальный модуль в среднем сечении зубчатого венца определяют из условия изгибной выносливости:
Окружная скорость, м/с

(Read More…)

+— ч*1 ^2
= 1,669. Уточняем окружную скорость колес по среднему диаметру:
^=Ш^50= 4 м/с. по 60-103 6 0 000 таблице 5.7 принимаем степень точности изготовления передачи 8.
Коэффициенты: КНа = 1 (для прямозубых передач); Кщ = 1,05 (см. рис. 5.28, кривая Г); KHv= 1,07 (см. табл. 5.11).
Окружная сила на среднем диаметре Ftm = 2 Т2/dm2 = 2 • 120 • 103/192,6 = =1247 Н.
Контактные напряжения в зубьях

1

= 68,9 МПа; для колеса
<3p2 = <*л YF2/ Yр =68,9 х 3,6/4 = = 62 МПа.
Полученные значения меньше допустимых (см. п. 1 данного примера).
5. Определяем силы, действующие в зацеплении:
Fr = —Ft2 = 1247 Н;
Fri = ~Fa2 = Ftj tg a sin 82 =
= 1247-0,364-0,953 = 433 H;
Fr2 = -Fai = F,i tg a sin 5, =
= 1247-0,364-0,302 = 137 H.

Затем по числу зубьев эквивалентного колеса принимаем значения коэффициента формы зуба (см. с. 67): YF = 4; Yfi = 3,6. Определяем коэффициенты К/ъ= 1,11 (см. рис. 5.27) и Kfv= 1,1 (см. табл. 5.11). Коэффициент формы зубьев для прямозубых колес YF= 0,85.
Напряжение изгиба: для шестерни
_v FmK^K^ 1247-1,11-1,1
0^1 — iff

что допустимо.
4. Выполняем проверочный расчет прямозубых передач на выносливость при изгибе [см. формулу (5.82)]. Чтобы определить коэффициенты, входящие в эту формулу, сначала вычисляем число зубьев эквивалентного колеса:
*1 20 01 шестерни zv=—г=ТГ^=21> cosS! 0,953
63

V 34-61,12-3,15-0,85 = 399 МПа.
Полученное значение меньше допустимого.
(Read More…)

^чер ^5
• h4 с7
Рис. 6.6. Конструкции червяков
Расчетная схема вала 1а

Рис. 6.7. Эскизная компоновка червячного редуктора:
а — левая опора червяка плавающая, правая —фиксирующая; установка подшипников по схеме «враспор»

Расчетные схемы 2



ности вершин зубьев и впадин червячного колеса. При этом между вершинами витков червяка и впадинами зубьев червячного колеса, а также между вершинами зубьев червячного колеса и впадинами витков червяка следует предусмотреть зазор с = 0,2т. Далее по линии 0 0’2 от точки 0’2 вверх откладывают расстояние aw, получая точку О", из которой описывают дуги поверхностей вершин и впадин зубьев червячного колеса. Окончательный контур колеса определяется наибольшим диаметром dau2, шириной Ь2, диаметром и длиной ступицы DCT = LCT = (l,4…1,8)dB.
Пользуясь рекомендациями к формуле (5.90), проводят контур внутренней стенки корпуса на расстоянии х = = 8…12 мм.
Далее вычерчивают тихоходный и быстроходный валы по их размерам, полученным при проектном расчете (см. параграф 10.2); обосновывают тип и схему установки подшипников червяка, вычерчивают их контуры. Предварительно выбирают подшипники легкой серии с внутренним диаметром, назначенным при разработке конструкции червяка (рис. 6.6). Расстояние между опорами первоначально принимают L = (0,8… 1,2)dw2- Если расстояние между подшипниками L > 8dn, то одну из опор (чаще всего противоположную входному концу вала) ставят на два радиально-упорных подшипника (фиксирующая опора). Другую опору делают плавающей на шариковом или роликовом подшипнике.
Выбирают способ смазывания опор качения в зависимости от окружной скорости и тип уплотнения валов. Затем определяют конструктивные размеры уплотнительных устройств, а также проходных и глухих крышек.
На эскизной компоновке замеряют расстояние между точками приложения реакций опор валов и сил, действующих в зацеплении червячной пары, а также реакций опор и консольных сил. Составляют силовые схемы валов. Точку приложения консольной силы определяют, исходя из конкретной ситуации. Например, в случае соединения валов двигателя и редуктора упругой муфтой, консольная нагрузка от муфты FM будет приложена в торцовой плоскости выходного конца быстроходного вала. Если на тихоходном валу редуктора размещают звездочку цепной передачи, то точку приложения силы Fn, действующей на вал от цепной передачи, принимают в середине выходного конца тихоходного вала.
113

s. Детали машин

Вал обычно устанавливают на двух радиально-упорных подшипниках, поставленных по схеме «враспор» (прямой схеме). При использовании пластичной смазки подшипники со стороны внутренней полости редуктора закрывают мазеудерживающими кольцами.
6.10. ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУИРОВАНИЯ ЧЕРВЯЧНЫХ РЕДУКТОРОВ
Червячные одноступенчатые редукторы с межосевыми расстояниями от 40 до 160 мм имеют общемашиностроительное применение. Их выполняют с безразъемным корпусом. У редукторов с межосевыми расстояниями свыше 160 мм одна полость разъема как при верхнем, так и при нижнем расположении червяка. Разъем корпуса делают в горизонтальной плоскости по оси вала червячного колеса.
Конструктивное оформление основных деталей редуктора — червячного вала, вала червячного колеса, червячного колеса, корпуса, подшипниковых узлов, торцовых крышек, уплотнительных устройств и других элементов выполняют на втором этапе компоновки.
Типовая конструкция червячного редуктора изображена на рисунке 6.8. Червяк цилиндрический, изготовленный заодно с валом, установлен на двух опорах, в которых размещены радиально-упорные шариковые подшипники по схеме «враспор». Вал с колесом в сборе установлен на два радиально-упорных конических подшипника. Зазор в подшипниках регулируют с помощью прокладок между фланцами крышек подшипников и корпусом. Для регулировки червячного зацепления с целью совмещения плоскости колеса с осью червяка используют те же прокладки. Необходимые перемещения колеса в сборе с валом или вала—червяка в осевом направлении обеспечивают, перекладывая прокладки с одной крышки под другую. Смазывание зацепления и подшипников — разбрызгиванием жидкого масла, залитого в корпус ниже уровня витков так, чтобы избежать чрезмерного заполнения подшипников маслом, нагнетаемым червяком. Для этого на валу червяка установлены крыльчатки.
Рис. 6.8. Одноступенчатый червячный редуктор с цилиндрическим червяком

Уплотнение валов обеспечивается резиновыми манжетами. В крышке люка выполнена отдушина. В нижней части корпуса размещены пробка для спуска масла и маслоуказатель с трубкой из оргстекла.
Размеры элементов корпуса редуктора, крышек определены из условия размещения крепежных деталей и обеспечения достаточной жесткости стыков.
Конструкция червячного колеса разъемная. Бронзовый венец установлен на чугунный центр с натягом по посадке Н7/р6. Концевые участки валов выполнены цилиндрическими с соответствующими призматическими шпонками.
6.11. ПРИМЕР РАСЧЕТА ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Необходимо рассчитать червячную передачу редуктора с нижним расположением червяка типа Z4. Исходные данные: вращающий момент на тихоходном валу редуктора Т2 = 350 Н • м, передаточное число редуктора и = 25, частота вращения вала червяка щ = 960 мин-1, ресурс работы передачи Lh = 104 ч, нагрузка постоянная.
(Read More…)

^ = [^|СР0ЛС"С

ty ^рол’

где [/у — допустимая удельная нагрузка, Н/мм (см. табл. 7.6); Срол — коэффициент, учитывающий наличие натяжного или направляющего ролика: при установке одного ролика Срол=1,1, двух роликов Срол = 1,25; С"и — коэффициент, вводимый для ускорительных передач; С—коэффициент, учитывающий число зубьев. Ёго определяют по формуле при z<6: Сг — 1 – 0,2(6 – z)■
Значения коэффициента С£ принимают в зависимости от передаточного числа и:
и 1.. .0,8 0,8…0,6 0,6…0,4 0,4…0,3 С"    1    0,95    0,9 0,85
Ширина ремня
F,

F,y ~qv2 )СК ’
где q — масса 1м длины ремня (см. табл. 7.6); Ск — коэффициент, учитывающий неполные витки каната у боковых поверхностей ремня.
Значения коэффициента Ск выбирают в зависимости от ширины ремня:
Ь, мм До 16 20 25 32; 40 50; 63 80; 100 Свы-
Ск 0,7 0,95 1,0 1,05 1,10 1,15 1,20
Ширину ремня выбирают из следующего ряда: 3; 4; 5; 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 32; 40; 50; 66; 80; 100; 125; 160; 200 мм.
7.4. ШКИВЫ РЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ
(7.38)

Конструкция шкива зависит от его размеров, материала и типа передачи. Шкивы изготавливают из чугуна, стали, легких сплавов и пластмасс. При окружной скорости передачи менее 30 м/с обычно применяют литые шкивы из чугуна. Шкивы малых диаметров (до 350 мм) выполняют сплошными (рис. 7.11, Ь) или с отверстиями (рис. 7.10, а рис. 7.11, а), шкивы больших диаметров для уменьшения массы и удобства крепления — со спицами (рис. 7.10, б; рис. 7.11, г). Ступица может располагаться симметрично (рис. 7.10, а, б, в) или несимметрично (рис. 7.11, а, в, г) относительно обода. Сварные шкивы из стали (рис. 7.10, в) применяют при окружной скорости до 60 м/с, штампованные — при скорости до 80 м/с, литые из алюминия — при скорости до 100 м/с.
Основные размеры шкивов — диаметр и ширину обода рассчитывают, остальные размеры определяют по рекомендациям ГОСТ 17383—73 для плоских ремней и ГОСТ 20889—88 для клиновых ремней нормальных сечений.
Обод шкивов плоскоременных передач имеет цилиндрическую поверхность. При высоких скоростях для предотвращения сбегания ремня со шкивов их поверхность выполняют выпуклой или с двумя конусами (рис. 7.10, г). Конструкции шкивов клиновых и поликлиновых передач изображены на рисунке 7.11, основные их размеры указаны в таблицах 7.8, 7.9.
Ширина шкива плоскоременной передачи (см. рис. 7.10) В= (1,1…1,15)6; клиноременной и поликлиновой (см. рис. 7.11) М= (п — 1)е +2/ где п — число канавок на шкиве.
Внешний диаметр шкива для клиноременной передачи de = d^ + 2Ь, для поликлиновой dQ = dp — 2Д.
Толщина обода чугунных шкивов плоскоременных передач (см. рис. 7.10) 5 = 0,02 (d + 2В) клиновых (см.
Рис. 7.10. Конструкции шкивов плоскоременных передач:
а — с отверстиями; б— со спицами; в — сплошные; г — с выпуклой или конусной поверхностью



в    г

рис. 7.11) 5 = (1,1…1,3)/г; поликлиновых 5 = 1,6h. Толщина обода стальных шкивов 5′ = 0,85.
Конструкция шкива для зубчато-ре-менной передачи показана на рисунке
(Read More…)

3,14-14
Рис. 9.5. Винтовой механизм опорного колеса плуга:
7 —державка; 2— гайка; 3— винт опорного колеса; 4 — опорное колесо

По таблице 9.1 принимаем р = 7°25′. Допустимое напряжение [а] = aT/s = = 300/3 = 100 МПа. Так как аэкв < [а], то условие прочности выполняется.
Условие, обеспечивающее самоторможение: р < |/, также выполняется.
5. Уточняем условие, при котором необходима проверка на устойчивость. Рабочую длину винта определяем по конструкции: / = 150 мм. Для винтов с одной опорой и направлением в гайке 1л = 1. Минимальный радиус инерции rmin~0,25d= 4 мм.
Гибкость стержня [см. формулу (9.7)] X = Lil/rmin= 1 • 150/4 = 37,5. По-
скольку расчетное значение X < 60, то проверку на устойчивость можно не выполнять.
Контрольные вопросы и задания
1. В каких машинах или устройствах сельскохозяйственного назначения применяют передачи винт —гайка? 2. Назовите материалы, используемые для изготовления основных деталей передачи. Почему в основном применяют антифрикционные материалы? 3. Какие резьбы используют в передаче винт — гайка? 4. По каким критериям рассчитывают передачу винт —гайка? 5. Сформулируйте условия, при которых исключается самоторможение передачи.
Глава 10 КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ
10.1. НАЗНАЧЕНИЕ И КЛАССИФИКАЦИЯ ВАЛОВ
Вращающиеся детали машин (зубчатые колеса, шкивы, звездочки и др.) размещают на валах и осях. Валы предназначены для передачи вращающего момента вдоль своей оси. Силы, возникающие при передаче вращающего момента, вызывают напряжения кручения и изгиба, а иногда напряжения растяжения или сжатия. Оси не передают вращающий момент; действующие в них силы вызывают лишь напряжения изгиба (незначительные вращающие моменты от сил трения не учитываются). Валы вращаются в подшипниках. Оси могут быть вращающиеся или неподвижные.
По назначению различают валы передач и коренные валы, несущие нагрузку не только от деталей передач, но и от рабочих органов машин (дисков, фрез, барабанов и т. д.).
По конструкции валы можно разделить на прямолинейные, коленчатые и гибкие (рис. 10.1). Широко применяют прямолинейные валы ступенчатой конструкции. Такая форма вала удобна при монтаже, так как позволяет установить деталь с натягом без повреждения соседних участков и обеспечить ее осевую фиксацию. Уступы валов могут воспринимать значительные осевые нагрузки. Однако в местах сопряжения участков разного диаметра возникает концентрация напряжений, что снижает прочность вала.
Чтобы уменьшить массу вала, разместить соосный вал и обеспечить подачу масла, охлаждающей жидкости или воздуха, применяют полые валы.
К особой группе относятся гибкие валы, используемые для передачи вращающего момента между валами, оси вращения которых смещены в пространстве. В сельскохозяйственных, подъемно-транспортирующих и других машинах часто используют трансмиссионные валы, длина которых достигает нескольких метров. Их выполняют составными, соединяя с помощью фланцев или муфт.
10.2. ЭТАПЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ ВАЛОВ
Критерии работоспособности вала.
Конструкция, размеры и материал вала существенно зависят от критериев, определяющих его работоспособность. Работоспособность валов характеризуется в основном их прочностью и жесткостью, а в некоторых случаях виброустойчивостью и износостойкостью.
Большинство валов передач разрушаются вследствие низкой усталостной прочности. Поломки валов в зоне концентрации напряжений происходят из-за действий переменных напряжений. Для тихоходных валов, работающих с перегрузками, основным критерием работоспособности служит статическая прочность. Жесткость валов при изгибе и кручении определяется значениями прогибов, углов поворота упругой линии и углов закрутки. Упругие перемещения валов отрицательно влияют на работу зубчатых и червячных передач, подшипников, муфт и других элементов привода, понижая точность механизмов, увеличивая концентрацию нагрузок и износ деталей.
Для быстроходных валов опасно возникновение резонанса — явления,
б
Рис. 10.1. Типы валов и осей:
а — прямая ось; 6 — ступенчатый сплошной вал; в — ступенчатый полый вал; г — коленчатый вал; д — гибкий вал
1С1

(Read More…)

10.11. Отношения коэффициентов концентрации KJKlh и KJK^ для валов с насаженными деталями
Диаметр вала d, мм
Посадка
а , МПа
(изгиб)
100 и более I


Ка (изгиб)
А’ (кручение)
10.10. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений для валов со шлицами, шпоночной канавкой и метрической резьбой
ан, МПа
Диаметр вала d, мм
Посадка
K/Kdz (кручение)
100 и более
Приме
ч а н и е:
посадка с
гарантированным натягом; II —
переходные
посадки;
III — по-
садки типа H/h.
10.12. Масштабные коэффициенты
Напряженное состояние детали и ее материал
Изгиб для углеродистой стали Изгиб для легированной стали Кручение для всех сталей
(Read More…)

10.4. ОСЕВАЯ ФИКСАЦИЯ ДЕТАЛЕЙ НА ВАЛУ
Способы фиксации деталей в осевом направлении выбирают в зависимости от осевой нагрузки, скорости вращения, регулировки осевого положения и размеров деталей.
Рис. 10.25. Способы осевой фиксации с помощью установочных винтов (а) и специальных болтов (б)

Для осевой фиксации часто используют буртики валов (рис. 10.24, а), распорные втулки (рис. 10.24, б), установочные кольца и пружинные стопорные кольца (рис. 10.24, в), установочные винты (рис. 10.25), разрезные кольца и т. д.
Использование буртиков позволяет обходиться без дополнительных деталей, но при этом увеличивается диаметр заготовки и расход металла на изготовление вала. Поэтому разность диаметров желательно принимать наименьшей. Формы и размеры переходных участков выполняют по рекомендациям главы 5.
Пружинные стопорные кольца 1 (см. рис. 10.24, в) применяют при средних осевых нагрузках, иногда в паре с дополнительными кольцами.
Рис. 10.26. Способы осевой фиксации на шлицевых участках валов с помощью шлицевой втулки (а) или шлицевого кольца (б)

При небольших осевых нагрузках используют установочные винты 1 (приложение 15), размещая их в ступице деталей. Цилиндрический или конический конец винта входит в проточку или отверстие на валу или в шпонке (см. рис. 10.25). Винты с плоским концом применяют при небольших случайных осевых силах. Для предотвращения самоотвинчивания используют тонкие пружинные кольца, контргайки или мягкую проволоку.


На шлицевых участках валов детали крепят с помощью шлицевых втулок 1 (рис. 10.26) или колец 2, которые фиксируют винтами на валу или в ступице.

в

Поджим

Рис. 10.24. Способы осевой фиксации деталей на
валах:

а — с помощью буртиков; б — распорных втулок; в — стопорных колец; 7 —стопорное кольцо; 2— установочное кольцо
Рис. 10.27. Способы осевой фиксации деталей на подшипниках скольжения
Для крепления деталей на концах валов применяют шестигранные гайки (в стандартных редукторах) со стопорными шайбами или контргайками, шлицевые гайки с многолапчатыми шайбами, концевые шайбы.
Зубчатые колеса, установленные на подшипниках скольжения (например, в коробках передач), можно фиксировать в осевом направлении с помощью кольца со штифтом (рис. 10.27, а), втулки с буртиком (б), втулки и колец (в) и концевой шайбы (г), если колесо расположено на конце вала.
Консольную нагрузку определяем по формуле (10.2):
FK =250VF=250V400=5000 Н.
2. Для определения реакций опор используем уравнения статики. В плоскости ZY должно соблюдаться условие ЪМ22 = 0, или Rzj (/] + /2) — М + F& = 0, откуда
_ —M+Frl2 -81,3+1486-0,088
К/ =-=-=j / j н.
li+l2    0,132
10.5. ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ВАЛОВ
Пример 1. Рассчитать тихоходный вал двухступенчатого цилиндрического редуктора (рис. 10.28) при следующих исходных данных: силы в зацеплении Ft = 4000 Н, Fr = 1486 Н, 7^=813Н; вращающий момент на валу 7"=400Н; делительный диаметр расположенного на валу зубчатого колеса d= 200 мм.
/| + /о

(Read More…)

7…9 28…31*
Легированные масла с противозадирной присадкой
ИСп-110
ТУ38101238
34.2…40.5*
109.5…118.5*
Синтетические масла
Смазочное 132-08
ГОСТ 18375-73*
45…75 при 20 °С
ВНИИНП-50-1-4ф
ГОСТ 13076-86*
ВНИИНП-7
*3начения кинематической вязкости указаны при эталонной температуре 50 °С.
**См. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.2. — М.: Машиностроение, 1999. 188
Рис. 11.17. Подшипниковый узел с маслоотражающим кольцом
каналам масло поступает к подшипникам. Так, для смазывания опор вала конической шестерни (рис. 11.18, а), удаленной от масляной ванны, на фланце корпуса в плоскости его разъема делают контурную канавку глубиной 2…
3 мм, а на крышке корпуса специальные скосы. Во время работы передачи в канавку со стенок корпуса стекает масло, которое далее через отверстия и кольцевую проточку в стакане попадает в подшипник.
Для смазывания роликовых опор вала червячного колеса, которые находятся выше уровня масла в картере, можно применять специальные скребки с лопатками (рис. 11.18, б). По такому же принципу выполняется и смазка опор червяка, расположенного над колесом (рис. 11.18, в). Здесь смазка, попадая на витки червяка с червячного колеса, отбрасывается на отбойник /, откуда с него поступает в паз трубки 2, а далее по трубкам через сверления в корпусе попадает в полость подшипника.
Смазка масляным туманом применяется для быстроходных легконагружен-ных подшипников при /7 > 30 * 103 мин-1. Туман создается специальными распылителями (инжекторами). Такая смазка обеспечивает хорошее охлаждение и защиту подшипника. Избыточное давление в узле препятствует проникновению в подшипник пыли.
Смазка под действием центробежных сил используется преимущественно для
Крышка корпуса
Корпус
Рис. 11.18. Смазывание удаленных от потоков смазки опор:

Зазор 0,1… 0,5мм
в

(Read More…)

Примечания. 1. Для промежуточных значений Dwcosa/Dpw значения fo получают линейным интерполированием. 2. Значения f0 зависят от геометрии деталей подшипников и от уровней напряжения (методы расчета даны в ГОСТ 18854-94).
Подшипники
Относительная* осевая нагрузка
для однорядных подшипников** при
для двухрядных подшипников** при
Fa/Fr ^ е
Шариковые
радиальные
*** /о Fa
2.30 1,99 1,71 1,55 1,45
1.31 1,15 1,04
2.30 1,99 1,71 1,55 1,45
1.31 1,15 1,04
Шариковые
радиально
упорные
Для данного типа используют значения X, Yи е, применимые к однорядным радиальным шариковым подшипникам
Подшипники
Относительная* осевая нагрузка
для однорядных подшипников** при
для двухрядных подшипников** при
F /F > е
Шариковые
радиально
упорные
Шариковые самоустанавливающиеся
(Read More…)

с полной нагрузкой (машины -25 000 общего машиностроения, подъемные краны, вентиляторы, распределительные валы, конвейеры)
Машины для круглосуточного    >40 000
использования (компрессоры, шахтные подъемники, стационарные электромашины и др.)
Ресурс подшипника (ч) 10 6L„
U=-

где п — частота вращения вала, мин
Расчетный ресурс (долговечность) не должен быть меньше заданного. В расчетах можно воспользоваться рекомендациями, приведенными в табл. 11.22.
В отдельных случаях в одной опоре устанавливают два одинаковых радиальных или радиально-упорных однородных подшипника. В этом случае пару подшипников рассматривают как один двухрядный подшипник и в формулу
(11.3) вместо Сг подставляют базовую динамическую радиальную суммарную грузоподъемность С^ум комплекта из двух подшипников: для шариковых подшипников Сгсум = 1,625 Сп для роликовых подшипников Сд-ум = 1,714Сг
Базовая статическая радиальная грузоподъемность комплекта равна удвоенной номинальной статической грузоподъемности одного однорядного подшипника Со.сум = 2 Сог-
Для подшипников, работающих при переменных режимах нагружения, задаваемых циклограммами нагрузок и соответствующими этим нагрузкам частотами, и эквивалентную динамическую нагрузку вычисляют по формуле:
2

Расчеты подшипников опор валов зубчатых передач, работающих при перечисленных режимах, удобно вести с помощью коэффициента эквивалентности КЕ:
Режим 0 I II III IV V
работы
КЕ    1 0,8 0,63 0,56 0,5 0,4
В этом случае вначале находят эквивалентные нагрузки Fr = KEFrimax; Fr2 = = KEFmax; Fa = KEF!max! ПО КОТОРЫМ рас-считывают подшипники, как при постоянной нагрузке.
11.6. ПРИМЕРЫ ПОДБОРА ПОДШИПНИКОВ
Пример 1. Подобрать подшипники качения для опор быстроходного вала цилиндрического редуктора (рис. 11.23, схема а). Диаметр посадочных поверхностей вала ^/=40мм, частота вращения вала п = 1000 мин-1, режим нагружения постоянный, максимальные на-
P?Lx+P2%+…+ P^Ln Ц+Ь2+— Ln
где Pj и Li — постоянная эквивалентная нагрузка (радиальная или осевая) на i-м режиме (Н) и продолжительность ее действия (млн оборотов).
При изменении нагрузки по линейному закону от Рт{п до Ртах эквивалентную динамическую нагрузку можно определять по формуле
Ре = (Pmin + 2/>max)/3. (11.17)
Для облегчения расчетов режимы работы машин сведены к шести режимам нагружения (ГОСТ 21354—87): 0 — постоянному; I — тяжелому; II — среднему равновероятному; III — среднему нормальному; IV — легкому; V — особо легкому.
Рис. 11.23. Расчетные схемы к примерам

►га ПП *
(Read More…)

Болты


Примечания. 1. Предельное отклонение размера D по Я7. 2. Размер h устанавливает конструктор (часто обработка до шероховатости 4-го класса).
Толщина стенок сварных корпусов на 20…30 % меньше, чем чугунных, остальные конструктивные элементы принимают близкими к размерам литых корпусов, учитывая особенности изготовления (удобство сваривания). После сварки корпуса отжигают, а при необходимости выравнивают (рихтуют). Затем проводят обработку плоскостей и отверстий резанием. Конструкция сварного корпуса показана на рис. 13.19.
Взаимное положение основания корпуса и крышки корпуса фиксируют, до расточки гнезд под подшипники, двумя штифтами, устанавливаемыми без зазора (рис. 13.20) на возможно большем расстоянии друг от друга; размеры штифтов берут по ГОСТ 3129—70* и ГОСТ 3128—70* в приложениях 50, 51; ^шт = (0,5. ..0, 7)d3.
Чтобы предотвратить вытекание масла через плоскость разъема, места разъема смазывают герметиком. Прокладки в плоскости разъема не ставят, так как при этом нарушается посадка подшипников в корпус. У редукторов, имеющих горизонтальный разъем, на плоскости разъема основания корпуса иногда фрезеруют канавку для сбора масла, которое стекает обратно в корпус (см. рис. 13.17, разрез по Г—Г). На поясе крышки корпуса, для облегчения отделения ее от основания корпуса при разборке редуктора, устанавливают один или два отжимных болта


Размеры, мм
1 рузоподъ-емность, кН (для схем)
Масса 1 шт.,
5-5



+

г

I

т

т

—1+

,+ J4-

Б    В

Зубчатые цилиндрические одноступенчатые редукторы
100    160    200    250
Межосевое расстояние aw> мм
Масса редуктора, кг

250 х 400 700
500

45    85    140    250
Зубчатые цилиндрические двухступенчатые редукторы
(Read More…)

Толщина лапы фундаментного болта
Число фундаментных болтов:
при Дц/г < 250 мм    = 4
при Яи^г> 250 мм    Zcp = 6
Толщина уха у основания    s= 2,55
Высота центров цилиндрических редукторов, мм    Я0 = (1…1,12)ят
Радиус сопряжения    r=0,25d2
Длина клина    у~ 4d2 Литейный переход -X = 0,5(5max — 5min) < min; x=0,5(p-b)
Диаметр штифта    dmT = 0,5^2
Толщина фланца    5= 4 = 1,56 Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:
по диаметру    А = 1,25
по торцам    5
между колесом и дном редуктора    (5…8)5
Размеры фланцев    Даны в табл. 13.5
В зависимости от назначения и конструктивных особенностей редуктора возможны те или иные отклонения размеров элементов корпуса по сравнению с приведенными в табл. 13.2 и 13.12. Экономии металла можно достичь уменьшением сечения элементов корпуса (но не за счет его жесткости) или изменением конструктивных форм корпуса редуктора.
13.4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ СМАЗОЧНЫХ СИСТЕМ
Смазывание снижает износ трущихся поверхностей, уменьшает нагрев деталей и потери мощности на трение, способствует очистке от продуктов износа, предохраняет от заедания, зади-ров и коррозии. Смазочную систему необходимо спроектировать так, чтобы
Брызговик
Рис. 13.30. Уровень масла в многоступенчатых редукторах:
а — при v > 1 м/с; б— v < 1 м/с
Рис. 13.32. Варианты установки маслоотражающих колец
Рис. 13.31. Смазочная шестерня из текстолита



Рис. 13.33. Циркуляционное смазывание
обеспечивалось смазывание всех трущихся поверхностей.
По способу подвода масла к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазочные системы.
Картерная смазочная система. При картерном смазывании масло заливают в корпус редуктора или коробки передач так, чтобы зубчатые и червячные колеса окунались в масло минимум на высоту зуба, а червяк (расположенный внизу) — на высоту витка, но не выше центра нижнего тела качения подшипника. Если условия нормальной работы подшипников не позволяют погружать червяк в масло, то применяют брызговики, забрасывающие масло на червячное колесо (рис. 13.29); в реверсивных передачах устанавливают брызговики с двух сторон от червяка. Такую систему применяют для смазывания зубчатых передач, если окружная скорость в зацеплении не превышает 12 м/с, а в зацеплении червячных передач — при окружной скорости червяка до 10 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с зубьев центробежной силой. При определении нижнего уровня масла необходимо учитывать, что в процессе работы масло разбрызгивается колесами, покрывая поверхность всех деталей, находящихся внутри корпуса, а следовательно, уровень масла понижается.
(Read More…)

Примечание. Табл. 14.8 читать совместно с табл. 14.9 и 14.10.
ил

D
Примечание, метр шпильки.
номинальный диа-
раме должны быть представлены на сборочном чертеже привода сечениями в масштабе М 1 : 1. Примеры подобных сечений и способов крепления показаны на рис. 14.8 и 14.9. Крепление электродвигателя и редуктора осуществляется болтами, подобранными по диаметрам отверстий в их корпусах с при-
Примечания. 1. Литые анкерные плиты изготовляют из чугуна СЧ15 (по ГОСТ 1412—85). 2. d — номинальный диаметр резьбы шпильки.
менением косых шайб для компенсации уклона внутренней поверхности полки швеллера.
При установке электродвигателя на салазках болты крепления располагают гайкой вверх (вариант а). Головка болта при этом в теле салазки не имеет возможности проворачиваться. Продольные пазы салазок позволяют при помощи упорных винтов при незатянутых гайках перемещать двигатель.
Крепить редуктор, двигатель непосредственно к раме можно с помощью болта (вариант б) или винта (вариант в).
Рис. 14.7. Основные размеры фундаментных болтов из стали ВСтЗкп2 (по ГОСТ 24379.0—80*
и ГОСТ 24379.1-80)

Крепление
болтов
| уггщту Bspx
фундамента

1



Рис. 14.8. Варианты выносных сечений крепления рамы к фундаменту:

а — сквозное крепление за верхнюю полку; б — за нижнюю полку (см. рис. 14.3)
Применение болтового соединения проще, так как необходимо только просверлить отверстие большего диаметра, чем болт, а в варианте в требуется предварительно приварить косую шайбу увеличенной толщины к внутренней поверхности полки швеллера, затем просверлить и нарезать резьбу. Резьба четко фиксирует положение винта, тем самым ограничивает возможность относитель-
Б-Б
Рис. 14.9. Варианты крепления:
а — лапы двигателя к салазкам (см. рис. 14.4); 6— редуктора (двигателя) к раме болтом (см. рис. 14.4); в — винтом
ного перемещения агрегатов при монтаже, зато при затягивании винта отпадает необходимость удерживать гайку от проворачивания.
14.5. РАЗМЕРЫ НА ЧЕРТЕЖЕ ПРИВОДА
(Read More…)

ДМ175.00Ж00 т
№ доким
изделий выгоднее применять литые плиты. Сварные рамы имеют технологическое преимущество. Их можно изготовить даже в небольшой мастерской, имеющей минимум технологического оборудования. Достаточно иметь в наличии необходимый прокат: швеллер, уголок, полосу (см. приложения 53—56), а из оборудования: сварочный трансформатор; сверлильный и вертикально-фрезерный станки. Изготовление литой рамы (плиты) возможно только при наличии литейного производства.
Рамы должны отвечать основным требованиям, предъявляемым к конструкциям: жесткость, прочность, технологичность изготовления, минимальная масса. При этом точность изготовления, конструкция должны обеспечить необходимое взаиморасположение узлов привода относительно друг друга.
Форма рамы зависит от схемы компоновки агрегатов. Примеры конструктивного решения рам представлены на рис. 14.10. Варианты линейной компоновки плоской рамы (рис.
14.10, а и б) отличаются тем, что для рам значительной длины можно применять дополнительные диагональные связи с целью повышения продольной жесткости. Плоская Г-образная рама (рис. 14.10, в) имеет меньшую металлоемкость, более компактна, но сложнее в изготовлении. Требуется дополнительная обработка короткого продольного швеллера, чтобы вварить его в поперечный.
В случае, когда необходимо поднять привод над полом, раму устанавливают на стойках (рис. 14.10, г). Конструкция при этом может иметь различные особенности. Стойки рамы усилены для жесткости диагональными связями.
Поперечная жесткость рамы обеспечивается достаточным числом поперечных связей, ввариваемых между продольными балками. Проектирование рамы реализуется в процессе компоновки привода. Любую раму привода можно составить из двух основных продольных и дополнительных поперечных швеллеров под болты крепления двигателя и редуктора. Желательно
.лА———-Xjl.—–±——d
Т* …*Т ………….-±. _ ……………-±J


JOEL____Sl______
Ш …..Ш……… J3
ЧЖГ "Ш ……………
2J “ TS" " БЕТ
Рис. 14.10. Рамы:
а — плоская линейной компоновки; б — усиленная диагональными связями; в — Г-образная плоская; г — приподнятая на стойках

а — с помощью платиков; 6, в, г — положением швеллеров и платиков; д — за счет гнутого короба
I

Д

Г п"


Ю11С73



Рис. 14.11. Примеры компенсации разности высот осей вращения валов:

использовать при этом полки продольных швеллеров. В таком случае достигается рациональная компактность рамы. Расположение болтов крепления относительно полки швеллера должно соответствовать рекомендациям, изложенным в табл. 14.1, 14.2.
В местах сверления отверстий под болты крепления двигателя и редуктора приваривают платики, что позволяет профрезеровать их поверхности и добиться параллельности привалочных плоскостей двигателя и редуктора. При плоских рамах платики могут отсутствовать, а параллельности привалочных плоскостей двигателя и редуктора добиваются путем подкладывания при сборке регулировочных пластин нужной толщины.
(Read More…)

1-й ряд
2-й ряд
Штифт
Шпонка
Винт (ГОСТ 1476-93)
Кольцо
Число крепежных изделий
10 х 8 х 50
BM6-6g х 10Д4Н
12 х 8 х 50
BM8-6g х 12,14Н
16 х 10×63
ВМ10 6g х 16,14Н
16 х 10 х 70
18 х 11 х 70
18 х 11 х 80
ВМ10 6g x 20Д4Н
270

Продолжение

ON

t-"

40

40

o r-

m

СЧ Ш 40

(Read More…)

Основные параметры их стандартизированы ГОСТ 5006—80 для диаметров валов 40…560 мм и значений передаваемых вращающих моментов Т= = 40… 104 Н • м. Основные параметры зацепления показаны на рис. 15.4, а основные размеры и характеристики приведены в табл. 15.4.
Если необходимо компенсировать большое смещение осей валов (е > > 0,02d), то увеличивают расстояния между зубчатыми венцами. В этом случае используют зубчатую муфту с промежуточным валом.
Упрощенной конструкцией зубчатых муфт являются цепные (рис. 15,5 и табл. 15.5), состоящие из двух полу-муфт 1 и 2, замыкаемых бесконечной однорядной или двухрядной втулочно-роликовой цепью 3. Цепные муфты изготовляют по ГОСТ 20742—93 в диапазоне диаметров валов 20… 100 мм с номинальным вращающим моментом от 63 до 16 000 Н • м.
В табл. 15.5 даны значения номинального вращающего момента для по-лумуфт, изготовленных из сталей марки 45 (ГОСТ 1050-88*) или 45Л (ГОСТ 977—88), с твердостью рабочих поверхностей зубьев HRC 40…45.
В— В увеличено
De | = mz + 2т Д’1 = °е1 + 2е

2с = (0,5 и 0,25) * т для нормальной и повышенной точности. Более точные данные см. ГОСТ 5006-83*
г-г



Рис. 15.4. Зубчатая муфта (ГОСТ 5006-83*)

6увеличено    ^увеличено
R Ан

При использовании других материалов номинальный вращающий момент определяют расчетным путем.
Кулачковые муфты. Если в процессе эксплуатации привода возможны только осевые смещения валов, достигающие при большой длине валов относительно высоких значений, то для компенсации таких смещений устанавливают расширительные муфты. Одна из простейших конструкций таких муфт показана на рис. 15.6. Конструкция и принцип работы понятны из чертежа.
15.4. Зубчатые муфты (ГОСТ 5006—83*)
Номинальный вращающий момент, Н- м
Размеры, мм
Частота вращения, мин-1, не более
с, не более
Масса, кг, не более
не более
более


Материал для изготовления муфт — сталь 45 или 40Х, центрирующая втулка изготовлена из чугуна СЧ21.
Примерное соотношение основных размеров D=2,5d DX = Q,5D L = 3,5d’, b = 0Jd. Осевой зазор е = 0,1 d+ 3…5 мм.
Среднее давление на рабочих поверхностях кулачков (МПа)
где Ff — окружная сила на среднем диаметре кулачков Др, Н;
(Read More…)

Следующая страница »

Хостинг

VPS - Хостинг

аренда сервера

Dedicated server

Регистрация доменов

Русские темы для WordPress. Бесплатные шаблоны для блогов WordPress на любой вкус

Март 2019
M T W T F S S
« Feb    
 123
45678910
11121314151617
18192021222324
25262728293031