Определение основных параметров зубчатых колес

ДЕТАЛИ МАШИН И МЕХАНИЗМОВ

Методические указания и контрольные задания

 

Утверждены редакционно-

издательским советом

университета _______________

 

САМАРА 2010 г.

 

 

УДК 621.01

Составитель: Александр Геннадьевич Ленивцев.

 

 

Детали машин: Методические указания и контрольные задания /сост. А.Г. Ленивцев,; Самарск. гос. арх.-строит. ун-т. Самара, 2010. – ___с.

 

Методические указания содержат: теоретическое описание и методики проведения лабораторных работ, задания для выполнения контрольной работы и методические указания к кинематическому расчету привода. Данные методические указания предназначены для студентов специальностей 290700 «Теплогазоснабжение и вентиляция» (4 курс, 7 семестр).

 

 

Настоящие методические указания не могут быть полностью или частично воспроизведены, тиражированы (в том числе ксерокопированы) и распространены без разрешения Самарского государственного архитектурно-строительного университета.

 

 

© Самарский государственный архитектурно-строительный университет, 2010

Раздел 1.

Лабораторная работа № 1

Определение основных параметров зубчатых колес

Цель работы: ознакомление с конструкцией зубчатых колес.

Общие сведения

В современном машиностроении наиболее распространенным типом механических передач являются зубчатые. Они предназначены для передачи движения с соответствующим изменением угловой скорости (момента) по величине и направлению. В этих передачах движение передается с помощью зацепления пары зубчатых колес. Меньшее из них называется шестерней, большее – колесом. Термин “зубчатое колесо'' относится как к шестерне, так и колесу.

Параметрам шестерни приписывают индекс 1, параметрам колеса – индекс 2 (например, число зубьев Z₁ и Z₂).

Из всех типов передач зубчатые имеют наименьшие габаритные размеры и потери на трение. Коэффициент потери мощности одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0, 01; зубчатые передачи используют при мощностях, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт; они могут работать в самых разнообразных условиях с окружными скоростями от ничтожно малых до 150 м/с и обеспечивать передачу движения между произвольно расположенными в пространстве валами без проскальзывания (с постоянным передаточным отношением).

К преимуществам зубчатых передач следует отнести: надежность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей; компактность; долговечность; высокий КПД (0, 94 … 0, 99); сравнительно малые нагрузки на валы и опоры; постоянство передаточного отношения по сравнению с ремёнными передачами; простота обслуживания.

Недостатками являются: высокие требования к точности изготовления и монтажа; шум при больших скоростях; значительная жёсткость, не позволяющая компенсировать динамические нагрузки.

Отмеченные недостатки не снижают существенного преимущества зубчатых передач перед другими. Поэтому зубчатые передачи наиболее широко распространены во всех отраслях машиностроения и приборостроения. Наибольшее применение имеют передачи с цилиндрическими колёсами как наиболее простые в изготовлении и эксплуатации, надёжные и малогабаритные. Конические, винтовые и червячные передачи применяют лишь в тех случаях, когда это необходимо по условиям компоновки машины.

Одним из основных параметров зубчатой передачи является передаточное отношение, т.е. отношение угловой скорости (частоты вращения) шестерни к угловой скорости (частоте вращения) колеса.

I = ω ₁/ω ₂ = n₁/n₂. (1.1)

Если i > 1, т.е. ω ₁> ω ₂, то передача будет замедляющей (редуктор). В случае, когда i < 1 (ω ₁< ω ₂), передача называется ускоряющей (мультипликатор).

Изменение направления силового потока передачи по отношению к указанному (см. формулу (1.1)) фиксируется соответствующими индексами, например, i_{2, 1} = ω ₂/ω ₁. Если направления ω ₁ и ω ₂ противоположны, то i < 0; при совпадении направлений i > 0, т.е. положительно.

Отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни называется передаточным числом зубчатой передачи.

U = z₂/ z₁. (1.2)

Передаточное число является частным случаем передаточного отношения. В отличие от передаточного отношения передаточное число всегда положительно и больше единицы. Применение '' U '' вместо ''i'' связано с расчетом зубчатых передач по контактным напряжениям (уменьшается вероятность ошибок при расчете). Передаточное число показывает, во сколько раз изменяются частота вращения и вращающий момент с Аазовавшем данной передачи.

 

Из выражения (1.5) получаем

Р₀ /π = m; d=m*z, (1.7)

где m – окружной делительный модуль зубьев, является основным расчётным параметром и представляет собой рациональное число р₀/n, удобное для расчётов.

Модуль – величина размерная, измеряется в миллиметрах и является основной характеристикой размеров зубьев. Для пары зацепляющихся колёс модуль должен быть одинаковым. В целях обеспечения взаимозаменяемости зубчатых колёс и унификации зуборезного инструмента значения модуля регламентированы ГОСТ 9563-80.

Ряд первый 1; 1, 25; 1, 5; 2; 2, 5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20.

Ряд второй 1, 125; 1, 375; 1, 75; 2, 25; 2, 75; 3, 5; 4, 5; 5, 5; 7; 9; 11; 14; 18; 22…

 

При назначении модулей первый ряд следует предпочитать второму.

Если из центра колеса опустить перпендикуляр на нормаль NN, то из образовавшеегося прямоугольного треугольника О₂М₂Р (см.рис.1.1) следует:

d_в2 = d_2*cosα _ω ; z_*р_в =zр_0* cosα _ω ; (1.8)

р_{в =} р_0* cosα _ω , (1.9)

где р_в- основной окружной шаг, т.е. расстояние между одноимёнными профилями соседних зубьев по дуге основной окружности зубчатого колеса.

Угол зацепления принимает стандартное значение для эвольвантных колёс и равен 20⁰.

Делительная окружность делит зуб на голову и ножку, высота которых соответственно обозначается h_а и h_f (рис.1.3).

 

 

 

Рисунок 1.3 – Основные геометрические параметры зубчатого зацепления

 

При этом принимаем h_а=m, h_f = 1, 25m, откуда общая высота зуба: h= h_а + h_f =2, 25m.

Разница в высоте ножек зубьев одного колеса и высоте головок зубьев другого необходима для образования радиального зазора С= h_f – h_а =0, 25m (рис 1.3).

Выразим основные параметры прямозубых колёс через модуль зацепления.

1.Делительный окружной шаг зубьев р₀=π m. (1.10)

2.Высота ножки зуба h_f = 1, 25m. (1.11)

3.Высота головки зуба h_а = m. (1.12)

4.Радиальный зазор с =0, 25m. (1.13)

5.Диаметр делительной окружности d = m_*z. (1.14)

6.Диаметр окружности выступов

d_а=d+2h_а = m_*z +2m =m(z+2) (1.15)

7.Диаметр окружности впадин

d_f = d-2h_f =m_*z – 2, 5m = m(z-2, 5). (1.16)

8.Межосевое расстояние зубчатой передачи

a_w =(d₁ + d₂)/2 = d₁(1+u)/2 = mz₁(1+u)/2. (1.17)

9.Диаметр основной окружности

d_в = d_* cosα _ω = m_*z cosα _ω. (1.18)

 

У косозубого колеса (см.рис.1.4) расстояние между зубьями (шаг) можно замерять в торцовом (окружном) t-t и нормальном n-n направлениях. В первом случае получим окружной шаг P_t, во втором- нормальный шаг Р_n. Различными в этих плоскостях будут и модули зубьев: m_t =Р_t/ π – окружной модуль зубьев, т.е. линейная величина в π раз меньшая окружного шага зубьев; m_n = р_n/ π – нормальный модуль зубьев. Согласно рис.1.4 р_t = p_n/cosβ, следовательно, m_t = m_n/cosβ, где β = 8⁰…18⁰(угол наклона зубьев).Отсюда получаем cosβ = m_n/ m_t.

 

 

Рисунок 1.4 – Параметры косозубого колеса

 

Нормальный модуль должен соответствовать ГОСТу и является основной расчётной величиной при расчётах геометрических параметров косозубых колёс.

1.Диаметр делительной и начальной окружностей

d = d_w= mz=m_{n *}z / cosβ. (1.19)

2.Высота головки косого зуба h_а и ножки h_f

h_а=m_n; h_f =1, 25m_n. (1.20)

3.Диаметр окружности вершин (выступов)

d_а=d +2m_n. (1.21)

4.Диаметр окружности впадин

d_f = d – 2, 5m_n. (1.22)

5.Межосевое расстояние

a_w =(d₁ + d₂)/2 = m_n(z₁+z₂)/(2 cosβ ) = m_n*z_∑ /(2 cosβ ), (1.23)

где z_∑ - суммарное число зубьев (z₁+z₂).

 

Модуль зубчатого колеса с эвольвентным профилем зуба может быть рассчитан на основании основного закона зацепления: нормаль, проведенная в любой точке соприкасающихся эвольвентных профилей, является касательной к основной окружности.

При определении модуля фиксируют размер ℓ ₁ (см. рис. 1.5), охватывая штангенциркулем определенное число зубьев К, а затем, охватив на один зуб больше, определяют размер ℓ ₂. Чтобы губки штангенциркуля касались в обоих случаях эвольвентных участков профилей, необходимо брать значение К в зависимости от общего числа зубьев колеса Z:

 

Z 12-18 19-27 28-36 37-45 46-54 55-63 64-72

K 2 3 4 5 6 7 8

 

В данном случае разность измеренных величин будет соответствовать расстоянию между профилями соседних зубьев по нормали, т.е. будет представлять собой развертку основной окружности, равную основному шагу.

Р₀ = ℓ ₂ - ℓ ₁ = π m·cosα _ω , (α _ω = 20⁰) (1.24)

Модуль зацепления определяется из следующего выражения:

m = . (1.25)

 

 

 

Рисунок 1.5 – Схема замера шага зубчатого колеса.

 

Расчетное значение модуля округляем до ближайшего стандартного значения. Полученные при замерах отклонения от стандартных значений являются результатом неточности измерения.

Диаметры окружностей выступов и впадин соответственно d_а и d_f при четном числе зубьев Z измеряются с помощью штангенциркуля, как показано на рис.1.6, а, а при нечетном Z замеры производятся в соответствии с рис. 1.6, б, затем вычисляются по формулам:

d_а = d_отв + 2Н' и d_f = d_отв + 2Н''. (1.26)

Высота головки зуба h_a=(d_a–d)/2 (1.27)

Высота ножки зуба h_f = (d – d_f)/2 (1.28)

Диаметр длительной окружности d = mZ (1.29)

Диаметр основной окружности

d_в=d cosα _ω (cosα _ω = 20⁰). (1.30)

Рисунок 1.6 – Схема замера зубчатых колес.

 

Порядок выполнения работы

1. Подсчитать число зубьев z колеса.

2. Определить необходимое число зубьев К для замера размеров ℓ ₁ и ℓ ₂. По формуле найти величину основного шага Р₀.

Таблица 1. 1

Результаты измерений

Номер замера	ℓ 1, мм	ℓ 2, мм	Диаметр окружности выступов da	Диаметр окружности впадин df
чётное z	нечётное z	чётное z	нечётное z
da, мм	dотв, в, мм	Н`, мм	da, мм	df, мм	dотв, в, мм	Н``, мм	df, мм
Среднее значение

 

3.По формуле подсчитать значение модуля (мм) и округлить до ближайшего стандартного значения.

4.По формуле найти значения диаметров выступов и впадин d_a и d_f.

5.По формуле рассчитать диаметр делительной окружности d.

6.По формуле определить величину ножки, головки зуба и диаметр основной окружности.

В отчёт должны быть включены схемы замеров, результаты расчёта и измерений (табл.1.1 и 1.2).

Таблица 1. 2

Результаты вычислений

Основные параметры	Обозначение	Ед.изм	Расчетные формулы	Результаты
Шаг зацепления по основной окружности	P0	мм
Модуль зацепления	m	мм
Угол профиля	α	град
Диаметр делительной окружности	d	мм
Диаметр основной окружности	dв	мм

 

Контрольные вопросы:

1.В чём достоинства и недостатки зубчатых передач?

2.Как формулируется основная теорема зацепления?

3.Почему в современном машиностроении в основном применяют эвольвентное зацепление?

4.Как изменяется эвольвента с увеличением диаметра основной окружности?

5.Обьясните принципиальное различие между начальной и делительной окружностями. Когда эти окружности совпадают?

6.Дайте определение шага и модуля зацепления.

7.Расскажите методику экспериментального определения шага и модуля зубьев.

8.В чём отличие методики измерения диаметров окружностей выступов и впадин при чётном и нечётном числе зубьев зубчатых колёс?

Лабораторная работа №2

Червячный редуктор.

Цель работы: ознакомиться с конструкцией червячных редукторов и выяснить назначение деталей, составляющих редуктор. Выполнить температурный расчет редуктора.

 

Общие сведения о редукторах

Червячная передача (рис.2.1) состоит из червяка, представ­ляющего собой винт с трапециидальной или близкой к ней по форме резьбой, и червячного колеса, т.е. зубчатого колеса с зубьями особой формы, получаемой в результате взаимного огибания с витками червяка.

Вращение винта с крупным шагом винтовых линий зрительно напоми­нает извивающихся червей, что по-видимому, и определилоназвания« червяк » и «червячная передача ». Предполагается, что червячную передачу изобрел Архимед.

К достоинствам червячных передач относятся:

- возможность получения большого редуцирования ( i = 8 ¸ 80 и в отдельныхслучаях до i = 1000);

- плавность и бесшумностьработы;

- возможностьполучения самотормозящих передач.

Рисунок 2.1 – Червячная передача

 

Недостатками применения червячных передач являются:

- необходимость применения дорогостоящих антифрикционных материалов;

- во многих случаяхнизкий КПД.

Передаточное отношение червячной передачи, учитывая, чтоза один оборот червяка колесо поворачивается на число зубьев, равное числу заходов (витков) червяка, определяется

(2.1)

где z₁, z₂ – число заходов червяка и число зубьев колеса;

n₁ и n₂ – частоты вращения червяка и колеса, об/мин.

 

 

Рисунок 2.2 – Червячные передачи

 

В сечении в плоскости вращения червячного колеса и проходящего через ось вращения червяка червячная передача подобна зубчато-реечной передаче. Червяк представляет собой винт с трапецеидальным профилем витков. Кроме червяков с цилиндрической делительной поверхностью применяют также глобоидные червяки (рис. 2.2) с торовой делительной поверхностью, охватывающей часть зубьев червячного колеса. Передачи с глобоидными червяками обладают более высокой по сравнению с обычными червяками несущей способностью вследствие большего числа зубьев червячного колеса, одновременно находящихся в зацеплении. Однако они более сложны в изготовлении, монтаже и регулировке, особенно после некоторого износа зубьев колеса.

Ведущим органом в червячной передаче обычно является червяк. Обратимость движения – от червячного колеса к червяку – возможна только при условии, когда угол подъема винтовой линии γ оказывается больше угла трения в сопрягаемой кинематической паре. Обычно этим свойством обладают передачи с многозаходными (трех-, иногда двухзаходными) червяками. Передачи, не обладающие этим свойством (обычно с однозаходными червяками), (называют самотормозящимися , что означает невозможность Амопроизвольного раскручивания червяка (ведущего звена передачи). Внешними нагрузками, приложенными к валу червячного колеса.

Червячные передачи вследствие их невысокого КПД работают с большим тепловыделением. Нагрев масла до температуры, превышающей допустимую , приводит к снижению его защитной способности, разрушению масляной пленки и возможности заедания в передаче. Мощность , потерянная на трение в зацеплении и подшипниках, а также на размешивание и разбрызгивание масла, преобразуется в теплоту, нагревающую масло, детали передачи и стенки корпуса, через которые она отводится в окружающую среду. Тепловой расчет червячной передачи при установившемся режиме работы выполняют на основе теплового баланса, т.е. равенства тепловыделения и теплоотдачи

Тепловой поток, Вт (тепловая мощность) передачи в одну секунду

(2.2)

где - КПД червячной передачи; Р₁ –мощность на червяке, кВт;

, (2.3)

здесь Т₂ – в Нм; n₂ – мин^-1.

Тепловой поток, Вт (мощность теплоотдачи) наружной поверхности корпуса редуктора в одну секунду

, (2.4)

Где А – площадь поверхности корпуса, омываемая внутри маслом или его брызгами, а снаружи воздухом, м². Поверхность днища корпуса не учитывают, так как она не обтекается свободно циркулирующим воздухом. Приближенно площадь А поверхности охлаждения корпуса можно принимать в зависимости от межосевого расстояния (м).

(2.5)

– Коэффициент, учитывающий отвод тепла от днища редуктора в основание (принять равным 0, 15).

– температура воздуха вне корпуса ( 20 ^оС).

– температура масла в корпусе передачи.

– коэффициент теплопередачи, характеризующий тепловой поток, передаваемый в секунду одним квадратным метром поверхности корпуса при перепаде температур в один градус (зависит от материала корпуса редуктора и скорости циркуляции воздуха–интенсивности вентиляции помещения).

По условию теплового баланса , т.е.

(2.6)

Отсюда температура масла в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения

(2.7)

Если при расчете получают , то необходимо увеличить поверхность А охлаждения, предусмотрев охлаждающие ребра. Можно применять искусственное охлаждение, например, обдувом корпуса воздухом с помощью вентилятора. В червячных передачах с большим выделением тепла применяют охлаждение масла водой.

 

Рисунок 2.3 Способы охлаждения червячных редукторов

Порядок выполнения работы

1. Ознакомится с конструкцией червячного редуктора.

2. Определить передаточное число и заходность червяка.

3. По предоставленным данным (табл. 2.1) произвести тепловой расчет редуктора и при необходимости подобрать способ охлаждения.

Таблица 2.1

Исходные данные для решения задачи

№ варианта	Крутящий момент, Тmax, Нм	Частота вращения n, об/мин	Передаточное число, U	КПД передачи	Межосевое расстояние, , м
				0, 86	0, 25
				0, 70	0, 15
				0, 80	0, 20
				0, 72	0, 25
				0, 80	0, 10
				0, 85	0, 15
				0, 70	0, 20
				0, 75	0, 25
				0, 80	0, 15
				0, 90	0, 13

 

Таблица 2.2

Значения коэффициента К_Т от способа охлаждения редуктора

Способ охлаждения	КТ, Вт/(м2с)
Без искусственного охлаждения	8…16
Охлаждение воздухом с помощью вентилятора посаженного на вал червяка	18…24
Охлаждение масла водой проходящей через змеевик	80…180
Применение циркуляционной смазочной системы со специальным холодильником	240…260

 

Контрольные вопросы:

1. Как определяется передаточное число червячной передачи?

2. Почему червячные передачи называют самотормозящими?

3. Что означает заходность червяка?

4. Из каких материалов изготавливают червячные передачи?

5. В чем преимущества и недостатки червячных передач?

6. В чем состоит тепловой расчет передач? Почему он особенно важен для червячных передач?

7. Каковы приемы охлаждения редукторов?

Раздел 2.

Задания для выполнения контрольной работы.

1. Выполнить кинематический расчет привода.

- подобрать электродвигатель;

- выбрать передаточные числа передач;

- рассчитать силовые параметры на каждой ступени привода.

 

1. Ответить на вопросы по темам дисциплины «Детали машин и механизмов».

 

Варианты заданий определяются по последним двум цифрам шифра студента: предпоследняя – номер задания, последняя – номер варианта и вопроса.

 

Техническое задание 1

Привод ленточного конвейера

 

 

Наименование параметра	Исходные значения параметров по вариантам
Тяговая сила ленты F´ 103, Н	1, 2	1, 6	1, 8	2, 0	2, 2	2, 4	2, 6	2, 8	3, 0	3, 2
Скорость ленты v, м/с	0, 8	0, 9	1, 0	1, 1	1, 1	1, 2	1, 2	1, 3	1, 4	1, 5
Диаметр барабана D´ 10-3, м										250-
Допускаемое отклонение скорости ленты δ , %
Срок службы привода Lг, лет

 

Техническое задание 3

Привод шнека-смесителя

 

 

Наименование параметра	Исходные значения параметров по вариантам
Тяговая сила шнека F´ 103, Н	1, 1	1, 3	1, 5	1, 8	2, 0	2, 2	2, 5	2, 7	2, 9	3, 0
Скорость перемещения v, м/с	0, 8	0, 9	1, 1	1, 3	1, 2	1, 0	1, 1	0, 9	1, 3	1, 2
Наружный диаметр шнека D´ 10-3, м
Угол наклона ременной передачи Θ , град
Допускаемое отклонение скорости смеси δ , %
Срок службы привода Lг, лет

 

Техническое задание 4

Привод люлечного элеватора

 

 

Наименование параметра	Исходные значения параметров по вариантам
Тяговая сила цепи F´ 103, Н	1, 5	2, 0	2, 5	2, 8	3, 0	2, 0	2, 0	1, 8	1, 5	1, 6
Скорость тяговой цепи v, м/с	0, 9	1, 0	1, 1	1, 2	1, 3	1, 4	1, 5	1, 6	1, 7	1, 8
Шаг тяговой цепи р´ 10-3, м
Число зубьев звездочки, z
Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ , %
Срок службы привода Lг, лет

 

Техническое задание 6

Привод мешалки

 

 

Наименование параметра	Исходные значения параметров по вариантам
Момент сопротивления вращению T´ 103, Н•м	0, 15	0, 18	0, 20	0, 25	0, 27	0, 30	0, 32	0, 34	0, 38	0, 40
Частота вращения мешалки n, об/мин
Допускаемое отклонение скорости мешалки δ , %
Срок службы привода Lг, лет

 

Техническое задание 8

Привод ковшового элеватора

 

 

Наименование параметра	Исходные значения параметров по вариантам
Тяговая сила цепи F´ 103, Н	1, 0	1, 3	1, 5	1.5	1, 8	1, 9	2, 0	2, 2	2, 6	2, 8
Скорость ленты v, м/с	0, 8	0, 9	1, 0	1, 1	1, 2	1, 3	1, 4	1, 5	1, 6	1, 7
Даметр барабана D´ 10-3, м
Угол наклона цепной передачи Θ , град
Допускаемое отклонение скорости ленты δ , %
Срок службы привода Lг, лет

 

Техническое задание 9

Привод подвесного конвейера

 

 

Наименование параметра	Исходные значения параметров по вариантам
Тяговая сила цепи F´ 103, Н	2, 0	3, 0	3, 0	4, 0	5, 0	5, 5	6, 0	6, 5	7, 0	7, 5
Скорость грузовой цепи v, м/с	0, 45	0, 45	0, 55	0, 50	0, 50	0, 55	0, 60	0, 60	0, 65	0, 65
Шаг грузовой цепи р´ 10-3, м
Число зубьев звездочки z
Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи δ , %
Срок службы привода Lг, лет

 

Техническое задание 10

Раздел 3.

Основные стандарты

ПЕРЕДАЧИ ЗУБЧАТЫЕ

ОБЩИЕ ВОПРОСЫ

ГОСТ 9563-60. Колеса зубчатые. Модули.

ГОСТ 16530-83. Передачи зубчатые. Основные термины, определения и обозначения.

ПЕРЕДАЧИ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ

ГОСТ 1643-81. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски.

ГОСТ 2185-66. Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры.

ГОСТ 13755-81. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Исходный контур.

ГОСТ 16531-83. Передачи зубчатые цилиндрические. Термины, определения и обозначения.

ГОСТ 16532-70. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет геометрии.

ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность.

ПЕРЕДАЧИ КОНИЧЕСКИЕ

ГОСТ 1758-81. Передачи зубчатые конические и гипоидные. Допуски.

ГОСТ 12289-76. Передачи зубчатые конические. Основные параметры.

ГОСТ 13754-81. Передачи зубчатые конические с прямыми зубьями. Исходный контур.

ГОСТ 16202-81. Передачи зубчатые конические с круговыми зубьми. Исходный контур.

ГОСТ 19325-73. Передачи зубчатые конические. Термины, определения и обозначения.

ГОСТ 19326-73. Передачи зубчатые конические с круговыми зубьями. Расчет геометрии.

ГОСТ 19624-74. Передачи зубчатые конические с прямыми зубьями. Расчет геометрии.

ПЕРЕДАЧИ ЧЕРВЯЧНЫЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ

ГОСТ 2144-93. Передачи червячные цилиндрические. Основные параметры.

ГОСТ 3675-81. Передачи червячные цилиндрические. Допуски.

ГОСТ 18498-89. Передачи червячные. Термины, определения и обозначения.

ГОСТ 19036-94. Передачи червячные цилиндрические. Исходный червяк и исходный производящий червяк.

ГОСТ 19650-74. Передачи червячные цилиндрические. Расчет геометрии.

ГОСТ 19672-74. Передачи червячные цилиндрические. Модули и коэффициенты диаметра червяка.

ПЕРЕДАЧИ РЕМЕННЫЕ

ГОСТ 1284.1-89. Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Основные размеры и методы контроля.

ГОСТ 1284.2-89. Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Технические условия.

ГОСТ 1284.3-96. Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Передаваемые мощности.

ГОСТ 17383-73. Шкивы для плоских приводных ремней.

ГОСТ 20889-88. Шкивы для приводных клиновых ремней нормальных сечений. Общие технические условия.

ГОСТ 23831-79. Ремни плоские приводные резинотканевые. Технические условия.

 

ПЕРЕДАЧИ ЦЕПНЫЕ

ЦЕПИ РОЛИКОВЫЕ И ВТУЛОЧНЫЕ

ГОСТ 591-69. Звездочки к приводным роликовым и втулочным цепям. Методы расчета и построения профиля зуба и инструмента. Допуски.

ГОСТ 13568-75. Цепи приводные роликовые и втулочные. Общие технические условия.

ГОСТ 21834-87. Цепи приводные роликовые повышенной прочности и точности.

ГОСТ 24399-80. Цепи роликовые. Термины и определения.

ЦЕПИ ЗУБЧАТЫЕ

ГОСТ 13552-81. Цепи приводные зубчатые. Технические условия.

ГОСТ 13576-81. Звездочки для приводных зубчатых цепей. Методы расчета и построение профиля зубьев. Предельные отклонения.

МУФТЫ

ГОСТ 5006-94. Муфты зубчатые. Технические условия.

ГОСТ 14084-93. Муфты упругие со звездочкой. Параметры. Конструкция и размеры.

ГОСТ 19107-73. Муфты механические. Ряды номинальных крутящих моментов.

ГОСТ 20742-93. Муфты цепные. Параметры и размеры.

ГОСТ 20761-80. Муфта фланцевые. Основные параметры. Габаритные и присоединительные размеры.

ГОСТ 20884-93. Муфты упругие с торобразной оболочкой. Типы, параметры и размеры.

ГОСТ 21424-93. Муфты упругие втулочно-пальцевые. Параметры и размеры.

 

ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ

ОБЩИЕ ВОПРОСЫ

ГОСТ 520-89. Подшипники качения. Общие технические условия.

ГОСТ 3189-89. Подшипники шариковые и роликовые. Система условных обозначений.

ГОСТ 3395-89. Подшипники шариковые и роликовые. Типы и конструктивные разновидности.

ГОСТ 3478-79. Подшипники качения. Основные размеры.

ГОСТ 18854-94. Подшипники качения. Статическая грузоподъемность.

ГОСТ 18855-94. Подшипники качения. Динамическая расчетная грузоподъемность и расчетный ресурс (долговечность).

ГОСТ 20918-75. Подшипники качения. Методы расчета предельной частоты вращения.

ТИПЫ ПОДШИПНИКОВ

ГОСТ 831-75. Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные. Типы и основные размеры.

ГОСТ 832-78. Подшипники шариковые радиально-упорные сдвоенные. Типы и основные размеры.

ГОСТ 4252-75. Подшипники шариковые радиально-упорные двухрядные. Основные размеры.

ГОСТ 5377-79. Подшипники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами без внутреннего или наружного кольца. Типы и основные размеры.

ГОСТ 5721-75. Подшипники роликовые радиальные сферические двухрядные. Типы и основные размеры.

ГОСТ 6364-78. Подшипники роликовые конические двухрядные. Основные размеры.

ГОСТ 7634-75. Подшипники радиальные роликовые многорядные с короткими цилиндрическими роликами. Типы и основные размеры.

ГОСТ 7872-89. Подшипники упорные шариковые однорядные и двойные. Основные размеры.

ГОСТ 8328-75. Подшипники радиальные роликовые с короткими цилиндрическими роликами. Типы и основные размеры.

ГОСТ 8338-75. Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры.

ГОСТ 23526-79. Подшипники роликовые упорные с цилиндрическими роликами однорядные. Типы и основные размеры.

123Следующая ⇒

Поделиться: