Расчет зубчатых колес редуктора Выбор материалов и термической обработки зубчатых ко­лес

Для изготовления зубчатых колес в основном применяются уг­леродистые и легированные стали. Механические свойства сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес, приведены в табл. 6.11.

						Таблица 6.11
Марка стали	Термическая обработка	Твердость, НВ (средняя)		Предел прочности, σв, МПа			Предел текучести, σт, МПа	Диаметр заготовки, мм
45	Нормализация	260 190		500			340	До80
				570			290	100 - 500
45	Улучшение	230 210 200		780 730 690			440 390 340	До 90 90 - 120 св. 120
40ХН, 35ХМ	Улучшение	280 265 250		930 880 835			690 590 540	До 150 150-180 св. 180
Марка стали		Твердость HRC					Термообработка
40Х, 40ХН, 35ХМ, 20ХГМ, 18ХСТ, 12ХМ3А,25ХГМ		45-55 56-67					Закалка Улучшение, цементация. закалка

При выборе материалов учитывают, что у шестерни число цик­лов нагружения и напряжения изгиба больше, чем у колеса. Поэтому для обеспечения равнопрочности элементов передачи, а также устра­нения задиров и заеданий, необходимо, чтобы у прямозубых передач с Н ≤ 350 НВ твердость шестерни превышала твердость колеса на 25 ... 50 единиц НВ, а у косозубых и шевронных - на 50 ... 100 единиц (в редукторах общего назначения применяют колеса с твердостью зубьев Н ≤ 350 НВ). Для колес с твердостью Н ≤ 350 НВ назначают марки сталей, подвергающиеся улучшению, редко - нормализации. Для колес с твердостью Н > 350 НВ назначаются марки сталей, под­вергающиеся закалке с нагревом током высокой частоты, цементации, азотированию.

В зависимости от вида редуктора, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твер­дость колес и соответствующий вариант термической обработки (т.о.)[2]:

1. т.о. колеса -улучшение, твердость НВ 235 ... 262; т.о. шестерни­ улучшение, твердость НВ 269 ... 302. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 45, 40Х, 40ХН, 35 ХН и др.;

2. т.о. колеса - улучшение, твердость НВ 269 ... 302; т.о. шестер­ни - улучшение и закалка ТВЧ, твердость в зависимости от марки ста­ли (см. табл. 6.11) HRC 45 ... 50; 48 ... 53. Марки сталей одинаковы для ко­леса и шестерни: 45, 40Х, 40ХН, 35 ХН и др.;

3. т.о. колеса и шестерни одинаковая - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности в зависимости от марки стали: HRC 45 ... 50; 48 ... 53. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 40Х, 40ХН, 35 ХН и др.;

4. т.о. колеса - улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхно­сти в зависимости от марки стали (см. табл. 6.1 О) HRC 45 ... 50; 48 ... 53; т.о. шестерни - улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности HRC 56 ... 63. Материал шестерни - сталь марки 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А и др.;

5. т.о. колеса и шестерни одинаковые - улучшение, цементация и закалка, твердость поверхности HRC 56 ... 63. Марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12XH3A, 25ХГН и др.

Чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше до­пускаемые контактные напряжения и тем меньше размеры передачи. Поэтому для редукторов, к размерам которых не предъявляют особых требований, следует применять дешевые марки сталей типа 45 и 40Х с т.о. по вариантам I или II.

Допускаемые напряжения

Расчет закрытых зубчатых передач ведут по допускаемым кон­тактным напряжениям, а проверочный расчет производят по напряже­ниям на контактную и изгибную прочность.

Допускаемые контактные напряжения определяются по форму­ле:

[σ_н] = σ_Hlimb К_HLZ_R Z_v / [S_H],

где σ_Hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов (табл. 6.12); К_HL - коэффициент долговечности; Z_R - коэффи­циент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; Z_v - коэффициент, учитывающий окружную скорость переда­чи; [S_H] - коэффициент безопасности.

Коэффициент безопасности зубчатых колес с однородной структурой материалов S_H = 1,1 с поверхностным упрочнением зубь­ев, S_H = 1,2. Коэффициент Z_R = 0,9 ... 1,0 (Z_R = 0,95 при R_a = 2,5 ... 1,25; Z_R = 0,9 при R_a = 10 ... 5). Коэффициент Z_v = 1 ... 1,16; чем меньше скорость переда­чи и тверже зубья, тем меньше Z_v. При v ≤ 5 м/с Z_v= 1. Коэффициент К_HL определяют из диаграммы [5, рис. 12.20] в зависимости от отно­шения N_HE/N_H0, где N_HE - эквивалентное число циклов напряжения в зубьях, соответствующее рабочему числу циклов передачи с постоян­ным режимом нагружения, а N _НО - базовое число циклов напряжений в зубьях, которое принимают по графику [3, рис. 12.21] в зависимости от твердости НВ рабочей поверхности зубьев или вычисляют по фор­муле:

N_H0 = 30· .

				Таблица 6.12
Химико-термическая или термическая обработка	Марки сталей	Твердость	σHlimb, МПа	σFlimb, МПа	[SF]
Нормализация, улучшение	45; 40Х; 40ХН; 35ХМ	Н < 350 НВ	2НВ+70	1,8 НВ	1,75
Закалка ТВЧ по контуру зубьев	40Х; 40ХН; 35ХМ	Н =40 ... 50 HRCэ	17HRCэ+200	680	1,75
Объемная закалка		Н = 38 ... 50 HRCэ,	18НRСэ+150	500	1,8
Цементация и закалка	20Х; 20ХН2М; 18ХГТ; 12ХН3А; 25ХГМ	Н> 56 НRСэ	23HRC	950	1,55

Эквивалентное число циклов напряжений при работе передачи с постоянной нагрузкой равно:

N_НE= 60сnt,

где с - число одинаковых зубчатых колес, сцепляющихся с рассчиты­ваемым зубчатым колесом; n - частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса, об/мин; t - продолжительность работы передачи под нагрузкой за расчетный срок службы, ч.

При передаче с переменными нагрузками

N_НЕ = (60с / )( tn + t_ln_l + ... + t_i n_i),

где Т_mаx - максимальный крутящий момент, передаваемый зубчатым колесом в течение времени t за весь срок службы передачи частоте вращения колеса n; T₁, Т₂, ... , Т_i - передаваемые зубчатым колесом крутящие моменты в течение времени t₁, t₂, ... , t_i при частоте враще­ния n₁, n₂, ... , n_i.

Коэффициент долговечности определяют по формулам:

при N_НE < N_H0

при N_НЕ> N_H0

Предельные значения K_НL ограничиваются [5]. Для стальных ко­лес K_НL ≤ 2,6 при объемном упрочнении и K_НL ≤ 1,8 при поверхност­ном упрочнении. При N_НE/N_HO> 1 коэффициент долговечности K_НL = 1.

В качестве допустимого контактного напряжения для прямозу­бых колес принимают меньшее из двух: [σ_H1] и [σ_H2]. Для прямозу6ых колес расчетное допускаемое контактное напряжение равно:

[σ_H] = 0,45 ([σ_H1] + [σ_H2]),

где [σ_H1] и [σ_H2] - допускаемые контактные напряжения, соответст­венно, шестерни и колеса.

После их определения следует проверить выполнение условия

[σ_H]≤ 1,23∙ [σ_min],

где [σ_min] - меньшее допускаемое контактное напряжение из двух [σ_H1] и [σ_H2], как правило, равно [σ_H2].

Допускаемые напряжения при расчете на выносливость зубьев при изгибе

Методика выбора допускаемых напряжений приведена в ГОСТ 21354-75. Для редукторов общего назначения пользуются формулой:

[σ_F] = σ_Flimb К_FL К_FC/ S_F,

где σ_Flimb - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствую­щий базовому циклу напряжений (табл. 6.11); К_FL - коэффициент дол­говечности; К_FC - коэффициент, учитывающий влияние двусторонне­го приложения нагрузки на зубья; при одностороннем действии К_FC = 1; S _F - коэффициент безопасности (табл. 6.12).

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

К_FL = ,

где N_FO и N_FE - соответственно, базовое и эквивалентное число циклов напряжений.

Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев HBS≤350, а также со шлифованной переходной поверхностью зубьев показатель корня m = 6, для зубчатых колес с НВ>350 и нешлифованной пере­ходной поверхностью - m =9. Базовое число циклов напряжений N_FO = 4·10⁶МПа.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений N_FE при ра­боте передачи с постоянной нагрузкой равно:

N_FE= 60сnt,

где с - число одинаковых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом; n - частота вращения рассчитываемого зубчатого колеса, об/мин; t - продолжительность работы передачи под нагрузкой за расчетный срок службы.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений N_FE при ра­боте передачи с переменными нагрузками рассчитывается по форму­ле:

При N_FE > N _FO принимают К_FL = 1.

Значение коэффициента К_FC принимают: при односторонней на­грузке на зубья K_FC = 1, а при двусторонней - К_FC = 0,7 ... 0,8 (большее значение при НВ>350).

Расчет зубьев на изгиб производят по тому зубчатому колесу, для которого отношение [σ_F] / У_F имеет меньшее значение.

Допускаемое максимальное напряжение на изгиб зубьев при твердости поверхностей зубьев HB≤350 [σ_F]_max = 0,86σ_т, где σ_т - пре­дел текучести материала зубьев при растяжении; при твердости НВ>350 [σ_F]_max= 0,86σ_в, где σ_в - предел прочности материала при рас­тяжении (табл. 6.11).

Последовательность проектировочного расчета

При проектировочном расчете определяют ориентировочное значение межосевого расстояния по формуле:

где для прямозубых передач К_а = 49,5; для косозубых и шевронных передач К = 43,0; передаточное число зубчатой передачи и = и₂; T_з - крутящий момент на валу колеса Н·мм; К_Hβ - коэффициент, учи­тывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине вен­ца (рис. 6.2); = b/ a_w - коэффициент ширины венца по межосе­вому расстоянию, для прямозубых передач принимают = 0,125 ... 0,25, для косозубых - = 0,25 ... 0,4, для шевронных = 0,5 ... 1,0 (ГОСТ 2185-66, ряд 0,100; 0,125; 0,160; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,800; 1,00; 1,25).

После определения межосевого расстояния а_w мм, его округ­ляют до ближайшего значения по ГОСТ 2185--66.

Первый ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630,800,1000,1250,1600,2000,2500.

Второй ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900,1120, 1400, 1800, 2240.

Первый ряд следует предпочесть второму.

Выбирают модуль m, мм, в интервале (ГОСТ 9563-60)

m_n = (0,01 - 0,02) . a_w.

Первый ряд: 1; 1,25; 2; 2.5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 10; 20.

Второй ряд: 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,3; 7;9; 11; 14; 18; 22. Первый ряд предпочтительней второго.

Для косозубых колес стандартным считают нормальный модуль m_n.

Для шевронных колес стандартным может быть как нормальный модуль m_n так и окружной m_t.= m_n / cosβ.

Определение чисел зубьев колес

Суммарное число зубьев z_Σ = z₁+ z₂.

У прямозубой передачи z_Σ = (2a_w) / m_n; z₁= z_Σ / (и + 1), z₂ = z_Σ –z₁; полученные значения округляют до целых чисел. Вели­чину z₁сравнивают с рекомендуемыми значениями по табл. 6.13.

Если после выбора z₁ и z₂ величина a_w=(mz_Σ)/2 будет отли­чаться от принятого стандартного значения, то можно принять новый модуль из рекомендуемого диапазона (см, выше) и повторить расчет.

		Таблица 6.13
Частота вращения шестерни n1, об/мин	Рекомендуемое минимальное число зубьев шестерни ZI
	прямозубой	косозубой
>1000	24 ... 26	20... 22
500 ... 1000	22 …24	18... 20
100 ... 500	18 ... 22	16... 18
<100	17... 18	16

Для косозубых и шевронных колес со стандартным нормальным модулем имеем:

Z_Σ = (2 а_w cosβ) / m_n,

Угол наклона линии зуба принимают для косозубых колес в ин­тервале β = 8, .. 15°, для шевронных β = 25 … 40˚. Определяют значе­ние z₁=z_Σ /(u + 1) и z₂ = z_Σ- z₁. По округленным значениям z₁ и z₂ уточняют передаточное число и = z₂ / z₁. Затем находят с учетом окончательно принятого z_Σ значения cosβ = (z_Σm_n) / (2а_w) и торцо­вого модуля m_t=m_n /cosβ. Вычисления выполняют с точностью до пятого знака после запятой.

Направление зуба в косозубых передачах рекомендуется прини­мать для колес правое, а для шестерни - левое. Проверку межосевого расстояния для косозубых и шевронных колес с нормальным стан­дартным модулем осуществляют по формуле

a_w = 0, 5 (z₁ + z₂)(m_n / cosβ).

Основные размеры, степень точности шестерни и колеса (рис. 6.3).

Силы, действующие в зацеплении.

Диаметры делительные находят из равенства

d₁ = (m_n / cosβ)· z₁; d₂ = (m_n/ cosβ)· z₂; проверка a_w= (d₁ + d₂) /2.

Диаметры вершин зубьев d_a1 = d₁ + 2 m_n; d_a2 = d₂ + 2 m_n .

Диаметры впадин d_fl = d₁ - 2,5 m_n; d_f2 = d₂ - 2,5 m_n .

Ширина колеса b₂ = ψ_bа a_w; полученные значения округляют до большего ближайшего числа из ряда (Ренора) R_a 20 (22; 25; 28; 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180; 200;) или R_a 40 (11; 13; 15; 17; 19; 21; 24; 26; 30; 34; 38; 42; 48; 53; 60; 67; 75; 85; 95; 105; 120; 130; 150; 170; 190), ГОСТ6636-69.

Ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм.

Для шевронных зубчатых колес, выполняемых с канавкой по­средине, предназначенной для выхода червячной фрезы, нарезающей зубья, ширину а канавки определяют по отношению а /m:

m, мм 2 3 4 5 6

а/m 15 14 13 12 10

Коэффициент ширины шестерни по диаметру ψ_bd = b₁ / d₁, ок­ружная скорость в зацеплении, м/с,

v = (ω₁ d₁) 10^-3/2.

Используя значения окружной скорости, по табл. 6.14 уточняют степень точности передачи и по формулам табл. 6.15 определяют си­лы, действующие в зацеплении.

			Таблица 6.14
Степень точности зубчатых колес (по ГОСТ 1613-81)	Окружная скорость передачи v, м/с
	прямозубой			непрямозубой
	цилиндри- ческой	конической	цилиндри- ческой		конической
5 и более точные	> 15	> 12	> 30		> 20
6	≤ 15	≤ 12	≤ 30		≤ 20
7	≤ 10	≤ 8	≤ 15		≤ 10
8	≤ 6	≤ 4	≤ 10		≤ 7
9	≤ 2	≤ 1,5	≤ 4		≤ 3

				Таблица 6.15
Сила, Н		Вид передач
	Прямозубая			Косозубая или шевронная
Окружная	F1 = 2Т1 ∙ 103/ dw1 = 2Т2· 103/ dw2
Радиальная	Fr=F1tgαw·			Fr = F1 tgαw/cosβ
Осевая	-			Fx = Fa = F1 tgβ

Проверка зубьев на контактную выносливость

Проверочный расчет на контактную выносливость рабочих по­верхностей зубьев состоит в определении контактных напряжений σ_H на рабочих поверхностях зубьев и сопоставление их с допускаемыми [σ_H]:

Коэффициент Z_H учитывает форму сопряженных поверхностей зубьев, Z_H= ; β - основной угол наклона зуба; α- угол за­цепления, α=20˚.

Коэффициент Z_M учитывает механические свойства материалов со­пряжен­ных колес. Для зубчатой передачи со стальными зубчатыми коле­сами Z_M=190.

Коэффициент Z_ε учитывает суммарную длину контактных ли­ний. При ε_β < 0,9 Z_ε= ; ε_β> 0,9 Z_ε = .

Коэффициент торцевого перекрытия равен:

ε_α = [1,88 - 3,2 (l/Z₁ + 1/Z₂)]cosβ.

Коэффициент осевого перекрытия равен:

ε_β = b sinβ / πm .

Окружное усилие в зацеплении F_t, H∙мм, - табл. 6.15. Значение коэффициента К_Hβ определяют по табл. 6.16 или по графику рис. 6.2.

Коэффициент К_Нα учитывающий распределение нагрузки меж­ду зубьями, определяют по табл. 6.17.

Коэффициент K_нv, учитывающий динамическую нагрузку, воз­никающую в зацеплении, определяют по табл. 6.17 или по формуле:

K_нv = 1 + W_нv b / F_t К_Нα К_Hβ,

где W_нv - удельная окружная динамическая сила, Н/мм.

Коэффициенты δ_н и g_o выбираются по [4, табл. 10,4, 10.5].

Вычисленное контактное напряжение сравнивают с допускаемым:

Δσ = {([σ_Н] - σ_Н)/ [σ_Н]} ·100 % .

Допускаемое максимальное контактное напряжение равно:

[σ_H]max = 2,8 σ_τ МПа,

где σ_τ - предел текучести (табл. 6.11).

Так как кратковременная нагрузка передачи больше номинальной в раза, то проверяют условие прочности по максимальной нагрузке:

σ_Нmах = σ_Н < [σ_Н]_mах

Таблица 6.16
	Твердость поверхности зубьев
ψbd = b/d1		Н≤ 350 HB			Н> 350 НВ
	I	II	III	I	II	III
			KHβ
0,4	1,15	1,04	1.0	1,33	1,08	1,02
0,6	1,24	1.06	1,02	1,50	1.14	1,04
0,8	1,30	1,08	1.03	-	1.21	1,06
1,0	-	1,11	1,04	-	1,29	1,09
1,2	-	1,15	1.05	-	-	1.12
1,4	-	1,18	1,07	-	-	1,16
1,6	-	1,22	1.09	-	-	1.21
1,8	-	1,25	1,11	-	-	-
2,0	-	1,30	1,14	-	-	-
Примечание: I - к передачам с консольным расположением зубчатых колес;
II - к передачам с несимметричным расположением колес по отношению к
опорам;
III - к передачам с симметричным расположением колес

				Таблица 6.17
Степень точности зубчатых колес	Окружная скорость v, м/с
	≤ 1	5	10	15	20
	КHα для косозубых и шевронных передач
6	1	1,02	1,03	1,04	1,05
7	1,02	1,05	1,07	1,10	1,12
8	1,06	1,09	1,13	-	-
9	1,1	1,16	-	-	-
Для прямозубых колес КНα = 1

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. Условие выносливости по напряжениям изгиба:

σ_F= (FtK_F Y_F Y_βK_Fα) / (bm_n) ≤ [σ_F].

Окружное усилие в зацеплении F_t, Н∙мм, - табл. 6.15. Значение коэффициента K_F=K_FβK_Fv определяют по табл. 6.16 или по рис. 6.2.

Коэффициент нагрузки К_F = K_Fβ K_Hv, где К_F - коэффициент, учи­тывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки); K_Hv - коэффициент, учиты­вающий динамические действия нагрузки (коэффициент динамично­сти).

					Таблица 6.18
Передача		Окружная скорость v, м/с
	Твердость Н поверхности зубьев	До 5	10		15	20
		Степень точности зубчатых колес
		8			7
			KHv
Прямозубая	Н ≤ 350 HB Н > 350 НВ	1,05	--		--	--
		1,10
Косозубая и шевронная	Н ≤ 350НВ Н > 350НВ	1,0 1,0	1,0 1,05		1,02 1,07	1,05 1,10

Значения коэффициентов K_Fβ приведены в табл. 6.19, состав­ленной на основании графиков ГОСТ 21354-75 с некоторыми упро­щениями. Ориентировочные значения коэффициента динамичности К_Нv приведены в табл. 6.20.

Коэффициент, учитывающий форму зуба Y_F для зубчатых колес, выполненных без смещения, имеет следующие значения:

Z 17 20 25 30 40 50 60 70 80 100 и более

Y_F 4,28 4,93 3,90 3,80 3,70 3,66 3,62 3,61 3,61 3,6

Для непрямозубых передач значение Y_F выбирают по эквива­лентному числу зубьев Z_v=z/ cos³β.

Коэффициент Y_β компенсации погрешности определяют по формуле:

Y_β = 1 - ( β˚ /140),

где β - угол наклона делительной линии зуба, град.

								Таблица 6.19
ψbd = bd1	Твердость Н рабочих поверхностей зубьев
		Н≤ 350 НВ				Н> 350 НВ
	I	II	III	IV	I	II		III	IV
				КFβ
0,2	1,00	1,04	1,18	1.10	1,03	1,05		1,35	1,20
0,4	1,03	1,07	1,37	1,21	1,07	1,10		1,70	1,45
0,6	1,05	1,12	1,62	1,40	1,09	1,18		-	1,72
0,8	1,08	1,17	-	1,59	1,13	1,28		-	-
1,0	1,10	1,23	-	-	1,20	1,40		-	-
1,2	1,13	1,30	-	-	1,30	1,53		-	-
1,4	1,19	1,38	-	-	1,40	-		-	-
1,6	1,25	1,45	-	-	-	-		-	-
1,8	1,32	1,53	-	-	-	-		-	-
Примечание: I - к симметричному расположению зубчатых колес относительно опор; II - к несимметричному; III - к консольному при установке валов на шариковых подшипниках; IV - то же, что и при установке валов на роликовых подшипниках.

Коэффициент KF_α учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

Для зубчатых колес, у которых коэффициент осевого перекры­тия

ε_β = ( b tg β) / (πm_t) < 1, K_Fα = 1,0.

При ε_β ≥ 1:

K_Fα = [4 + (ε_α - 1) (n - 5)] / (4ε_α),

где ε_α - коэффициент торцового перекрытия;

n - степень точности зубчатых колес.

При среднем значении ε_α = 1,5 и 8-й степени точности K_Fα = 0,92.

			Таблица 6.20
Степень точности зубчатых колес	Твердость Н рабочей поверхности зубьев	Окружная скорость v, м/c
		≤3	3 ... 8	8 ... 12,5
		KFv
6	Н≤ 350 НВ Н> 350 НВ	1/1	1,2/1	1,3/1
		1/1	1,15/1	1,25/1
7	Н≤ 350 НВ Н> 350 НВ	1,15/1	1,35/1	1,45/1 ,2
		1,15/1	1,25/1	1,35/1,1
8	Н≤ 350 НВ Н> 350 НВ	1,25/1,1	1,45/1 ,3	-/1,4
		1,2/1,1	1,35/1,2	-/1,3
Примечание: в числителе приведены значения KFv для прямозубых передач,
в знаменателе - для косозубых

Предварительный расчет валов редуктора.

Проектирование валов начинают с определения диаметра вы­ходного конца вала (рис. 6.4) из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

где T - крутящий момент на валу, Н·мм; [τ_К] - допускаемое напря­жение на кручение, для валов из сталей 40, 45 принимают [τ_к] = 20 ... 30 МПа, для сталей 40Х, 40ХН [τ_к] = 30 ... 35 МПа.

Расчетный диаметр вала округляют до большего ближайшего значения из стандартного ряда: 10; 10,5; 11; 11,5; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 и далее через 10 мм.

Диаметр вала под подшипником и уплотнением ориентировочно определяют как: d_п>d_в+2t, где t - высота заплечика для цилиндрического конца вала (табл. 6.21).

Таблица 6.21

Концы валов цилиндрические (по гост 12080-66), мм
	l	R	с	d	l	r		с		d		l		r			с	d	l	r	с
20	36	1,6	1,0	32	58	2,0		1,6	50		82			2,5	2,0			80	130	3,0	2,5
22	36	1,6	1,0	36	58	2,0		1,6	55		82			2,5	2,0			90	130	3,0	2,5
25	42	1,6	1,0	40	82	2,0		1,6	60		105			2,5	2,0
28	42	1,6	1,0	45	82	2,0		1,6	70		105			2,5	2,0

Размер d_n округляют до ближайшего большего стандартного значения из следующего ряда чисел подшипников качения, мм: 17; 20; 25; 30; 35 и т.д. через 5 мм, и проверяют возможность установки под­шипника без съёма шпонки: d_n ≥ d_в + 2t₂ + 1, где t₂ - глубина шпоноч­ного паза в отверстии шкива или полумуфты (табл. 6.22).

Длину участка вала под уплотнением и шарикоподшипником предварительно принимают равной l_шп1 ≈ (1, 2 ... 1,З)d_n1.

Диаметр d_у участка вала под уплотнение может быть выполнен меньшим, чем диаметр под подшипником d_n1 на 1 ... 4 мм. Размер d_у принимают равным размеру d по ГОСТ 8752-79 для резиновых арми­рованных манжет или аналогичному размеру для уплотнений другого типа; если это сделать невозможно, то принимают d_y = d_n1.

Диаметр вала под шестерней и колесом определяют из условия: d _ш(к) ≥ d_n + 3r, где r - размер фаски выбранных подшипников. Диаметр d_ш(к) согласуют с необходимой высотой заплечика t_n для упора подшипника и округляют до ближайшего большего значения нор­мального линейного размера (табл. 6.23).

Диаметр буртика для упора шестерни или колеса d_б принимают ближайшим стандартным, удовлетворяющим условию: d_б ≥ d_ш(к)+3f, где f - размер фаски ступицы шестерни или колеса, мм (табл. 6.24).

ва
			А							А-А
			,:J~~					.::;		-_Q_
										~ф",t_",
		~					;т
								-'.1
			'~T~~~~
			А
Диаметр ва-	Сечение шпон-						r, мм			Глубина паза, мм				Длина 1,
ла d, мм	ки, мм														мм
	Ь		h							вала I1			ступицы t2
1	2		3					4		5			6	7
Св.12 до 17	5		5							3			2,3	10 ... 56
CB.l7 до 22	6		6	0,25 ... 0,4						3,5			2,8	14 ... 70
СВ.22 до 30	8		7							4			3,3	18 ... 90
СВ.30 до 38	10		8							5			3,3	28 ... 110
СВ.38 до 44	12		8							5			3,3	28 ... 140
Св.44 до 50	14		9	0,4 ... 0,6						5,5			3,8	36 ... 160
СВ.50 до 58	16		10							6			4,3	45 ... 180
СВ.58 до 65	18		11							7			4,4	50 ... 200
СВ.65 до 75	20		12							7,5			4,9	56 ... 220
СВ.75 до 85	22		14	0,6 ... 0,8						9			5,4	63 ... 250
СВ.85 до 95	25		14							9			5,4	70 ... 280

																							Таблица 6.22
Шпонки призматические (по ГОСТ 23360-78), мм
Диаметр па d, мм	Сечение шпонки, мм							r, мм				Глубина паза, мм														Длина 1, мм
	b				h							вала t1										ступицы t2
1	2				3				4						5						6				7
Св.12 до 17	5				5										3						2,3				10 ... 56
CB.l7 до 22	6				6	0,25 ... 0,4									3,5						2,8				14 ... 70
СВ.22 до 30	8				7										4						3,3				18 ... 90
СВ.30 до 38	10				8										5						3,3				28 ... 110
СВ.38 до 44	12				8										5						3,3				28 ... 140
Св.44 до 50	14				9	0,4 ... 0,6								5,5							3,8			36 ... 160
СВ.50 до 58	16				10										6						4,3				45 ... 180
СВ.58 до 65	18				11										7						4,4				50 ... 200
СВ.65 до 75	20				12										7,5						4,9				56 ... 220
СВ.75 до 85	22				14	0,6 ... 0,8								9							5,4			63 ... 250
СВ.85 до 95	25				14										9						5,4				70 ... 280

Та6лица 6.23
Нормальные линейные размеры, мм (по гост 6636.69)
3,2	5,6	10	18	32	56	100	180	320	600
3,4	6.0	10.5	19	34/35	60/62	105	190	340	630
3,6	6,3	11	20	36	63/65	110	200	360	670
3,8	6,7	11.5	21	38	67170	120	210	380	710
4,0	7.1	12	22	40	71/72	125	220	400	750
4,2	7.5	13	24	42	75	130	240	420	800
4,5	8,0	14	25	45/47	80	140	250	450	850
4,8	8,5	15	26	48	85	150	260	500	900
5,0	9,0	16	28	50/52	90	160	280	530	950
5.3	9,5	17	30	53/55	95	170	300	560

Длину участков валов различного диаметра назначают, согласуя с шириной ступиц подшипников, уплотнений, шестерни и колеса, толщиной стенок корпуса редуктора и крышек, а также с принятыми расстояниями между вращающимися деталями (шкив, шестерня и ко­лесо) и неподвижными корпусом и крышками. Диаметры остальных участков валов назначают, исходя из конструктивных соображений.

													Таблица 6.24
Высота заплечиков и размеры фасок
Параметры				Диапазон диаметров d, мм
	17 ... 22	24 ... 30	32 .. 38	40 .. .44	45 ... 50	52 ... 58		60 ... 65		67 ... 75		80 ... 85		90 ... 95
r	1,5	2	2,5	2,5	3	3		3,5		3,5		3,7		4
f	1	1	1.2	1,2	1,6	2		2		2,5		2,5		3
tц	3	3,5	3,5	3,5	4	4,5		4,6		5,1		5,6		5,6
tk	1,5	1,8	2	2,3	2,3	2,5		2,7		2,7		2,7		2,9
tц и tк - высота заплечиков для цилиндрических и конических концов вала, cooтвeтcтвенно