Расчет шпоночных соединений

 

В примерах из ваших учебников /2/ и др. размеры шпонок сначала без расчета назначаются при выполнении компоновки. Сечения их выби­раются по диаметрам валов, длины – по осевым размерам ступиц. Затем делается проверочный расчет шпонок по напряжениям смятия и при необ­ходимости в компоновку вносятся поправки. Здесь же, на первой стадии компоновки, были выбраны диаметры валов, а размеры шпонок не назначались (см. комментарий в конце раз­дела 9). Ниже выполняется проектный расчет шпонок, т.е. определение их необходимых длин по условию прочности при смятии. Затем при доработке компоновки могут корректироваться размеры ступиц по вычисленным раз­мерам шпонок (см. комментарий в начале раздела 9). Мы не настаиваем на таком порядке расчета. Можете выбирать лю­бой – книжный или наш, который вам покажется более обоснованным.

 

8.1 Для всех валов предусматриваем шпонки призматические по ГОСТ 23360–78 со скругленными торцами. Материал шпонок – сталь 45 по ГОСТ 1050–88 нормализованная. Сечения шпонок и их рекомендуемое соответствие диаметрам валов берем по /2, с. 169/.

 

8.2 Условие прочности соединения по напряжениям смятия /2, с. 169-171/

, (8.1)

 

где Т – момент, передаваемый соединением, Н×м.

 

Остальные обозначения символов формулы (8.1) иллюстрирует ри­сунок 8.1.

 

1, 2 – соответственно продольный и поперечный разрезы шпоноч­ного соединения; 3 – очертания шпонки и шпоночного паза в плане.

 

Рисунок 8.1 – Иллюстрация параметров шпоночного соединения

 

Размеры сечений стандартных призматических шпонок таковы, что если шпонки прочны по напряжениям смятия, то они всегда прочны и по напряжениям среза. Поэтому расчет на срез не выполняется.

Мы приводим рисунок 8.1 для большей ясности, поскольку пишем учебное пособие. Вы можете такой рисунок не делать и расшифровать словами символы, входящие в расчетную формулу.

 

Сечение шпонки мм выбираем по диаметру вала /2, с. 169/, а не­обходимую по условию прочности длину вычисляем по преобразован­ной формуле (8.1), которая получает вид:

 

. (8.2)

 

Заметим, что в правой части формулы (8.2) первое слагаемое (дробь) выражает длину рабочей части шпонки, второе же слагаемое отно­сится к скруглениям, которые напряжений смятия не воспринимают.

 

Детали шпоночных соединений редуктора стальные, поэтому берем для них с учетом кратковременных перегрузок допускаемое напряжение смятия МПа /2, с. 170/.

 

8.3 Ведущий вал редуктора (вал 2 по рисунок 1.1) запроектирован при компоновке как вал–шестерня. Его единственное шпоночное соедине­ние со шкивом расположено на диаметре мм, для которого мм, мм /2, с. 169/. Момент на валу Н×м (см. пункт 2.3.6).

 

Диаметры валов и расположение шпонок иллюстрирует рисунок 3К к авторскому комментарию в начале раздела 9.

 

Длина шпонки вала 2, вычисленная по формуле (8.2)

 

 

Округляем ее до стандартной величины мм /2, с. 169/.

 

8.4 Промежуточный вал редуктора (вал 3 по рисунку 1.1) под всеми тремя колесами имеет постоянный диаметр мм. Для такого диа­метра мм, мм.

Момент, передаваемый шестерней тихоходной ступени Н×м (см. таблицу 2.1). Длина шпонки под этой шестерней по фор­муле (8.2)

 

Принимаем стандартную длину мм.

Для каждого колеса быстроходной ступени, которое передает поло­вину общего момента, т. е. , рабочая длина шпонки может быть вдвое меньше предыдущей, т. е. мм, а общая длина мм. Ближайшее стандартное значение мм.

Для упрощения конструкции промежуточного вала предусмотрим на нем одну общую шпоночную канавку и одну длинную шпонку на все три ко­леса. Длина этой шпонки уточнится при окончательном конструировании ступиц колес. При этом на каждую ступицу должна приходиться часть ра­бочей длины общей шпонки, не меньшая, чем вычислена выше.

 

8.5 Тихоходный вал редуктора (вал 4 по рисунку 1.1) имеет мини­мальный диаметр под звездочкой мм, передаваемый валом мо­мент Н×м. При сечении шпонки мм и мм ее длина по формуле (8.2)

 

 

Ближайшее стандартное значение мм.

При дальнейшей работе над компоновкой ступица звездочки, согла­сованная с этой шпонкой, может оказаться излишне длинной. В этом слу­чае целесообразно будет взять две более короткие шпонки, расположен­ные под углом . Длина каждой из них мм, что соответст­вует ближайшей стандартной длине мм.

Для зубчатого колеса тихоходного вала, которое расположено на диаметре 80 мм, т. е. большем, чем звездочка, берем без расчета ту же шпонку (или шпонки), что и для звездочки. Это обеспечит унификацию де­талей и упростит обработку вала, так как все шпоночные канавки можно будет выполнить одной фрезой.

 

Выбор шпонок с меньшим сечением, чем рекомендует стандарт для данного вала, вполне допустим. Вал при этом меньше ослабляется. Напряжения в шпоночном соединении колеса будут меньше, чем в соединении звездочки, так как колесо расположено на большем диаметре.

Поэтому расчета шпоночного соединения колеса не потребовалось. Расчет шпонки для вала 5 по рисунку 1.1 оставим конструктору кон­вейера, к которому относятся вал и ведомая звездочка.

 

9 Проверка долговечности подшипников

 

Для выполнения расчетов этого и следующего раздела "10 Уточнен­ный расчет валов" мы не знаем еще мест приложения всех сил к валам, а значит не можем найти нагрузки, действующие на подшипники, и построить для валов эпюры изгибающих и крутящих моментов. Поэтому вернемся к компоновке редуктора и выполним ее второй этап (первый см. в коммента­риях к разделу 5). На разрезе по осям валов (рисунок 3К) уточним при необходимости расположение подшипников, которые будут смазываться маслом из масля­ной ванны и должны быть для этого приближены к зубчатым колесам, "за­кроем" подшипники крышками с прокладками, "закрепим" крышки винтами с пружинными шайбами. Затем изобразим шкив, звездочку и детали их фик­сации на валах. Вот теперь мы знаем места приложения всех сил к валам. Они рас­положены в средних поперечных сечениях шкива, зубчатых колес, подшип­ников и звездочки. Все размеры, определяющие положения этих сечений, будем брать с эскизной компоновки и использовать при дальнейших расче­тах. Заодно еще уточним очертания разрезов колес, фланца нижней части корпуса, расположения на нем отверстий, на валах разместим шпонки. На главном виде редуктора – виде сбоку (рисунок 4К) уточним очер­тания корпуса, изобразим люк с прокладкой, маслозаливную и сливную пробки, маслоуказатель, крышки подшипников и пр. элементы. На обоих видах нанесем следующие обязательные размеры: габа­ритные, присоединительные, установочные, сопряженные размеры основ­ных деталей и их посадки. Если вы не изучали такие дисциплины как "Метрология", "Взаимозаменяемость, стандарти­зация и технические измерения" или им подобные, то можете обозначения посадок и предельных отклонений на эскизах и чертежах не приводить.

Рисунок 3К – Разрез редуктора по осям валов. Второй этап компоновки

Рисунок 4К – Вид редуктора сбоку. Второй этап компоновки

9.1 Подшипники быстроходного вала

 

9.1.1 Расчетная схема быстроходного вала представлена на рисун- ке 9.1.

а – эскиз вала; б – схема вала и силы, действующие на вал; в, г – эпюры моментов, изгибающих вал относительно оcей y и x соответственно; д – эпюра суммарных изгибающих моментов; е – эпюра крутящих моментов. Рисунок 9.1 – Расчетная схема быстроходного вала. Силы и мо­менты, действующие на вал

Сила от воздействия ременной передачи Н. Направле­ние ее действия определяется углом (см. рисунок 2К в коммента­рии к разделу 5).

Составляющие упомянутой силы по осям и соответственно

Н; Н.

Силы (см. рисунок 9.1) в зацеплении каждой из шестерен бы­строходной раздвоенной пары вдвое меньше соответствующих сил, вы­численных в разделе 3 для всей передачи, а именно:

окружная : 2 = 3222: 2 = 1611 Н;

радиальная : 2 = 1413,7: 2 = 706,8 Н;

осевая : 2 = 2438,7: 2 = 1219,3 Н.

Размеры вала и точки приложения сил на рисунке 9.1 заимствованы из компоновки.

 

9.1.2 Реакции опор в горизонтальной плоскости XZ:

 

 

Здесь очень легко ошибиться при определении реакций и изгибаю­щих моментов. Поэтому особенно аккуратно выполняйте расчетные схемы и расчеты. Будьте предельно внимательны! Напомним, что выражения для и других реакций получаются из уравнений моментов, действующих в той или иной плоскости. Составим, например, уравнение моментов в плоскости XZ (плоскость, перпендикуляр­ная рисунку 9.1) относительно правой опоры 2. . Отсюда и получаем выражение для , записанное в начале пункта 9.1.2.

Проверка:

 

.

9.1.3 Реакции опор в вертикальной плоскости YZ:

 

 

Проверка: .

9.1.4 Суммарные реакции в опорах вала

 

 

9.1.5 Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости (относи­тельно оси Y по рисунку 9.1) следующие:

– в сечении А Н×мм;

– в сечении Б

Н×мм;

– в сечении В Н×мм.

 

Полезно проверять правильность вычисления моментов через силы, расположенные по другую сторону сечения. Момент , например, вычислен выше коротким путем через силу , лежащую левее сечения А (см. рисунок 9.1). Контрольный расчет момента через силы, лежащие правее сече­ния А, дает Н×мм. Результат подтверждает правильность вычислений. Незначительное расхождение объясняется округлением исходных чисел.

 

 

9.1.6 Изгибающие моменты в вертикальной плоскости (относительно оси Х) следующие:

– в сечении А Н×мм;

– в сечении Б (левее сечения)

Н×мм;

– в сечении Б (правее сечения)

Н×мм;

– в сечении В (левее сечения) Н×мм;

– в сечении В (правее сечения)

= – 6798 Н×мм.

 

9.1.7 Суммарные изгибающие моменты в сечениях А, Б, В (см. рису­нок 9.1) следующие:

 

– в сечении А Н×мм;

– в сечении Б (левее сечения) Н×мм;

– в сечении Б (правее сечения)

Н×мм;

– в сечении В (левее сечения)

Н×мм;

– в сечении В (правее сечения) Н×мм.

 

9.1.8 Крутящий момент левее сечения Б (см. рисунок 9.1) равен мо­менту Н×м (см. пункт 2.3.6), далее, до сечения В, крутящий мо­мент в два раза меньше, т. е. Н×м.

 

 

В пунктах 9.1.1 – 9.1.8 выполнены довольно трудоемкие операции. В результате найдены опорные реакции и построены эпюры изгибающих и крутящих моментов для быстроходного вала. Для проверочного расчета подшипников этого вала, который выпол­няется ниже, достаточно было бы вычислить только опорные реакции (см. пункты 9.1.1 – 9.1.4). Эпюры моментов потребуются позже для уточненного расчета вала в разделе 10.

Здесь же, в разделе 9, эпюры построены, чтобы сберечь время и не начинать в разделе 10 все с начала, т.е. с расчетной схемы. В курсовом проекте делается обычно уточненный расчет одного вала, если руководитель проекта не дал вам иного задания. В выборе вала для уточненного расчета посоветуйтесь с руководителем проекта. Для валов, которые не подлежат уточненному расчету в вашем про­екте, достаточно вычислить опорные реакции (см. пункты 9.1.1 – 9.1.4) с целью расчета подшипников.

 

9.1.9 В общем случае номинальная долговечность (ресурс) подшип­ника в миллионах оборотов вычисляется по формуле /2, с. 211/

(9.1)

где	С	–	динамическая грузоподъемность (по каталогу), кН;
	R	–	эквивалентная нагрузка, кН;
	р	–	показатель степени.

 

Соответствующая номинальная долговечность в часах при частоте вращения об/мин

(9.2)

 

Заметим, что расчет здесь ведется по динамической грузоподъем­ности, так как об/мин /2, с. 211/. При меньшей частоте вращения рас­чет следует вести по статической грузоподъемности /3, с. 309/.

 

9.1.10 Подшипники средней узкой серии 2308 с короткими цилинд­рическими роликами, выбранные для быстроходного вала, имеют динами­ческую грузоподъемность кН /2, с. 398/. Показатель степени для всех роликоподшипников.

Эквивалентная нагрузка для радиальных роликоподшипников

(9.3)

 

где		–	радиальная нагрузка подшипника, кН;
		–	коэффициент, учитывающий какое из колец вращается (коэф­фициент кольца);
		–	коэффициент безопасности;
		–	температурный коэффициент.

 

Наибольшая нагрузка кН падает на подшипник со сто­роны шкива (опора 1 на рисунке 9.1). При вращающемся внутреннем кольце /2, с. 212/. Для кратковременных перегрузок до 200% возьмем /2, с. 214/. Полагая, что температура подшипника не превысит 100°С, примем .

После этого расчет по формуле (9.3) дает

 

 

Номинальная долговечность подшипника в часах при частоте вра­щения об/мин (см. пункт 2.3.1) составит по формуле (9.2)

 

 

Результат проверочного расчета положительный, поскольку требуе­мый срок службы час. значительно меньше вычисленного (см. пункт 3.1.2).

 

Запас долговечности выбранного подшипника средней узкой серии 2308 (размеры мм) получился почти десятикратный. Это вас не должно смущать, ведь подшипник выбирался по конструктивным сообра­жениям, исходя из диаметра вала. Если далее совершенствовать конструкцию, то можно проверить бо­лее дешевый роликовый подшипник легкой узкой серии 2208 (размеры мм), который, видимо, также пройдет по долговечности, но с мень­шим запасом. Высказанные соображения показывают, что каждый элемент конст­рукции может быть решен в нескольких вариантах. Опытный конструктор должен выбирать из них оптимальный.

 

9.2 Подшипники промежуточного вала

 

Для экономии места мы исключаем проверку долговечности под­шипников промежуточного и тихоходного валов. По своей методике она не отличается от приведенной выше. В ваших проектах надлежит проверять все подшипники.

 

9.3 Подшипники тихоходного вала

 

10 Уточненный расчет валов редуктора

 

Этот расчет сводится к определению коэффициентов запаса устало­стной прочности в опасных сечениях вала для последующего сравнения их с допустимыми значениями. Условие прочности . Для выполнения расчетов нужно иметь: - эскиз вала, взятый из компоновки, со всеми конструктивными эле­ментами, размерами и обозначениями шероховатости; - эпюры моментов в сечениях вала, совмещенные с эскизом вала (см. рисунок 9.1). Такое совмещение необходимо для выявления опасных сечений и моментов в них; - механические характеристики материала вала (пределы прочности, текучести, выносливости при изгибе и кручении); - посадки деталей на вал.

 

10.1 Общие положения к расчету

Коэффициент запаса прочности в сечении вала /2, с. 162/

 

(10.1)

 

где – коэффициенты запаса усталостной прочности соответст­венно по нормальным и касательным напряжениям.

Они вычисляются по формулам /2, с. 162, 164/

и (10.2) и (10.3)

 

где		–	пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения соответственно, МПа;
		–	эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении соответственно;
		–	масштабные факторы для нормальных и касательных на­пряжений;
		–	коэффициент, учитывающий влияние шероховатости по­верхности и поверхностного упрочнения на усталостную прочность;
		–	амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений при изгибе и кручении соответственно, МПа;
		–	коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла нормальных и касательных напряжений;
		–	средние напряжения циклов нормальных и касательных на­пряжений соответственно, МПа.

 

По рекомендации /5, с. 263, 264/ принимаем условно, что напряже­ния изгиба в валах изменяются по симметричному циклу (рисунок 10.1 а), а напряжения кручения – по отнулевому (рисунок 10.1 б).

а – симметричный цикл для напряжений изгиба; б – отнулевой (пульсирующий) цикл для напряжений кручения;

– наибольшее и наименьшее по алгебраической величине напряжения цикла при изгибе; – то же самое при кручении;

– средние напряжения цикла при изгибе и кручении соответст­венно;

– амплитуды напряжений цикла при изгибе и кручении соответ­ственно.

Рисунок 10.1 – Иллюстрация условных циклов напряжений, приня­тых для расчета валов

В профессиональных расчетах иллюстрация типа рисунка 10.1 мо­жет отсутствовать, поскольку она хорошо известна специалистам. Здесь она служит для лучшего понимания решаемой задачи, и мы советуем при­водить ее в ваших работах. Поэтому дадим некоторые пояснения (см. ри­сунок 10.1). В симметричном цикле наибольшее и наименьшее напряжения оди­наковы по величине и противоположны по знаку, т. е. . Заметим, что положительными считаются растягивающие напряжения, отрицатель­ными – сжимающие. В отнулевом цикле напряжения из­меняются от нуля () до максимального значения . Все эти напря­жения вычисля­ются по известным формулам сопромата, где изги­бающие или крутящие моменты делятся на соответствующие моменты со­противления. В теории усталостной прочности любой цикл характеризуется еще двумя такими параметрами: - среднее напряжение цикла , ; - амплитуда напряжений цикла , . Отсюда следует что для выбранных нами циклов (см. рисунок 10.1) К вышесказанному надо добавить следующее. Вследствие вращения вала напряжения изгиба в нем соответствуют в точности симметричному циклу по рисунку 10.1а только при условии постоянства крутящего момента, входящего в редуктор. На самом деле он меняется в зависимости, напри­мер, от степени загрузки конвейера транспортируемым материалом (холо­стой ход, частичная, полная загрузка). Неизбежны и пики напряжений от кратковременных перегрузок при пуске. Конвейер, кроме периода наладки, обычно не реверсируется. При этом напряжения кручения знака не меняют (как на рисунке 10.1б), но ве­личина их также зависит от упомянутого момента. Поэтому для нашей ма­шины ближе к действительности будут циклы напряжений, показанные на рисунке 5К. Выявить действительные циклы изменения напряжений можно только экспериментально на работающей машине. На стадии проектирова­ния, когда машины еще нет, задаются некоторыми условными циклами (как поступили мы), для которых имеются разработанные методики расчета (та­кой методикой мы и пользуемся). Неизбежные при этом погрешности рас­чета компенсируются повышенными допускаемыми запасами прочности.

а, б, – соответственно циклы напряжений изгиба и кручения для вала редуктора. Рисунок 5К – Иллюстрации циклов напряжений с учетом загрузки конвейера

 

10.2 Расчет быстроходного вала

 

10.2.1 Сопоставление конструкции вала с эпюрами моментов (см. рисунок 9.1) показывает, что опасение может вызвать сечение А–А. Здесь при наибольшем значении моментов и не самом большом диаметре (40 мм) имеется концентратор напряжений. Это кольцо роликоподшипника, зафиксированное на валу от осевых смещений прессовой посадкой (см. рисунок 3К).

Сечение Г–Г также вызывает опасения, так как имеет концентратор напряжений в виде шпоночного паза. Изгибающий момент здесь меньше, чем в предыдущем сечении, но меньше и диаметр вала (32 мм). Поэтому следует проверить прочность и в сечении Г– Г.

10.2.2 В сечении вала А–А (см. рисунок 9.1) действуют суммарный изгибающий момент Н×м (см. пункт 9.1.7) и крутящий момент Н×м (см. пункт 2.3.6).

 

Обратите еще раз внимание, как здесь готовятся значения парамет­ров для подстановки в формулы (10.2) и (10.3). При этом для большей яс­ности соблюдается порядок, в котором эти параметры перечислены после формул.

 

Пределы выносливости материала вала МПа, МПа (см. раздел 5).

Коэффициенты концентрации напряжений от посадки подшип- ника с натягом и масштабные факторы при диаметре вала в сечении А–А мм и пределе прочности материала вала МПа (см. раздел 5), сле­дующие /2, с. 166/:

 

 

Коэффициент возьмем, полагая шероховатость вала под коль­цом подшипника мкм /2, с. 162/.

Амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений соответ­ственно (см. рис 10.1) при диаметре вала мм

Примечание – В приведенных выше формулах – моменты сопротивления соответственно при изгибе и кручении для сечения вала А–А.

 

Значения коэффициентов взяты для углероди­стой стали с пределом прочности МПа /3, с. 271/, /5, с. 264/.

 

Литература /2, с. 164, 166/ дает несколько большие значения , которые, однако, мало влияют на результат вычислений.

 

Среднее напряжение цикла (см. рисунок 10.1) для нормальных на­пряжений , а для касательных – МПа (вычис­лено выше).

 

Итак, все величины для выполнения расчетов по формулам (10.2) и (10.3) готовы.

 

Вычислим теперь коэффициенты запаса прочности по напряжениям нормальным и касательным соответственно по формулам (10.2) и (10.3).

 

 

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (10.1) для сечения А – А

что больше допускаемой величины /2, с. 162/. Следовательно проч­ность вала в сечении А – А обеспечена.

 

Расчет быстроходного вала в сечении Г – Г, равно как и расчеты дру­гих валов редуктора, выполняется так, как это сделано выше для сечения А – А. Поэтому для сокращения объема пособия они здесь не приводятся. В курсовом проекте по согласованию с его руководителем доста­точно привести уточненный расчет одного из валов. Для остальных валов, чтобы проверить их подшипники, вычисляются только реакции в опорах. Поэтому расчетные схемы валов можно упростить, изображая на них валы в виде линии.

 

10.3 Расчет промежуточного вала

 

10.4 Расчет тихоходного вала

 

11 Смазка привода

 

11.1 Для редуктора предусматривается картерная система смазки.

Колеса быстроходной ступени погружены в масло максимально на 20 мм. Это вдвое превышает минимально рекомендуемую норму /4, с. 42/, но зато допускает работу редуктора при возможном в эксплуатации сниже­ния уровня масла на 10 мм. Интервал уровней должен быть учтен при кон­струировании жезлового маслоуказателя. Его установка предусмот-рена на крышке редуктора примерно посередине продольного размера масляной ванны. Такое расположение маслоуказателя меньше влияет на его показа­ния при монтаже редуктора с небольшим наклоном и облегчает доступ к маслоуказателю.

Колесо тихоходной ступени погружено в масло примерно на 100 мм. Это вынужденное решение связано с большими размерами колеса. Оно, однако, не приведет к заметному росту потерь мощности, так как окружная скорость колеса мала (1,548 м/с – см. раздел 4).

Для подшипников предусмотрено смазывание маслом, которое раз­брызгивается на стенки корпуса и затем, стекая вниз, попадает в подшип­ники. Окружная скорость колес достаточна для этого, так как превышает 1 м/с /6, с. 150/.

Такое смазывание подшипников характерно для большинства со­временных редукторов с валами, расположенными горизонтально. Что

касается минимальной окружной скорости колес, при которой еще происхо­дит надежное для смазывания подшипников разбрызгивание масла, то в литературе на сей счет даются разноречивые и осторожные рекомендации – от 1 м/с /6, с. 150/ до 3 м/с /4, с. 44/ и более. Во многих учебниках и атласах вы видите изображения редукторов, у которых подшипниковые узлы сконструированы для применения пластич­ных смазок. Такое решение оправдано только тогда, когда нет уверенности, что подшипники будут надежно смазываться из масляной ванны. В осталь­ных случаях применять пластичные смазки не следует.

 

Для заливки масла и вентиляции редуктора на верхней части кор­пуса (крышке) предусмотрена пробка-отдушина (сапун), а в нижней части корпуса – сливная пробка с конической резьбой, которая обеспечивает герметичность без прокладки.

 

Такая же пробка на рисунке 4К (см. раздел 9) показана в роли кон­трольной только как вариант замены маслоуказателя. Применение кон­трольной пробки вместо жезлового маслоуказателя, конечно, упрощает конструкцию. Но доступ к пробке может быть затруднен, ее использование сопровождается вытеканием масла и загрязнением машины, при наклоне редуктора погрешности определения уровня велики. Те же недостатки, кроме загрязнения машины, характерны для фонарного маслоуказателя /4, с. 47/. К тому же он сложнее конструктивно, а его прозрачное окошко может быть разбито при случайном ударе.

Объем масляной ванны составляет около 16 л, это более чем вдвое превышает норму из расчета 0,5...0,8 л/кВт /2, с. 251/. Для некоторого уменьшения объема ванны зазор между колесом и дном взят минималь­ный – 12 мм. Такой зазор в случае излома зуба исключит заклинивание от­ломанного куска зуба между колесом и корпусом и последующее разруше­ние корпуса.

 

Можно еще уменьшить объем ванны, если поднять дно корпуса под быстроходной передачей. Но это усложнит корпус. Завышенный объем масла имеет и свои достоинства: он позволяет увеличить периодичность замены масла и уменьшить износ трущихся де­талей, так как в масле будет меньшая концентрация абразивных продуктов износа.

 

11.2 Для уплотнения зазоров между валами и проходными крыш­ками подшипников предусмотрены стандартные резиновые манжеты /2, с. 309/, которые запрессовываются в крышки.

Все крышки подшипников уплотняются относительно корпуса кар­тонными прокладками, смазанными герметиком. Разъем корпуса также уп­лотняется герметиком.

 

Прокладки из мягких материалов (картона, паронита и др.) приме­няют, когда крышки не участвуют в регулировке подшипниковых узлов и зубчатых передач или же они вообще не регулируются (как в проектируе­мом редукторе). Если подшипниковый узел или зубчатая передача регули­руются перемещением крышки, то под крышку устанавливают обычно ком­плект металлических прокладок разной толщины, а уплотняют ее резино­вым кольцом круглого сечения /4, с. 45/ или герметиком.

 

11.3 Вязкость масла выбирается в зависимости от окружной скоро­сти и контактных напряжений (или от предела прочности материала) зубча­тых колес.

В проектируемом редукторе средняя окружная скорость для быстро­ходной и тихоходной передач не превышает 2 м/с, а контактное напряже­ние – 800 МПа. Для этих условий рекомендуется масло с вязкостью около 150 сСт при температуре 50°С /4, с. 49/, /7, с. 36/. В соответствии с реко­мендациями выбирается масло индустриальное с присадками ИРП-150 по ТУ38-101451-78. Его вязкость 140...160 сСт при 50°С.

 

В литературе /2, с. 253/ рекомендуется выбирать масла с вязкостью значительно меньшей, что, по нашему мнению, недостаточно обосновано.

 

 

11.4 Для периодического смазывания цепной передачи назначается то же масло, что и для редуктора.

 

Сборка привода

 

Итак, расчеты закончены. В эскизные компоновки редуктора и при­вода внесен ⇐ Предыдущая12 Поделиться: Воспользуйтесь поиском по сайту: ©2015 - 2025 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...