Смазка редуктора и система уплотнений

     Рекомендуется применить картерную смазку зубчатых зацеплений, при которой корпус редуктора является резервуаром для масла.

     Для определения необходимого уровня заливки масла с целью обеспечения качественной картерной смазки редуктора следует проверить соотношение диаметров зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступеней. Если окружная скорость тихоходной передачи выше 1 м/с, то достаточно погружения в масляную ванну только колеса тихоходной ступени на глубину от 2 m до 0, 25 d_{2 тих}. При окружной скорости тихоходной передачи до 1 м/с в масло погружают колеса обеих ступеней.

      Для смазывания подшипников применяют жидкие или пластичные смазочные материалы. При окружных скоростях колес свыше 4 м/с вращающиеся зубчатые колеса разбрызгивают картерное масло, которое попадает на тела качения и беговые дорожки колец подшипников. Конструкция подшипникового узла при этом должна быть открытой со стороны внутренней полости редуктора (рис. 2. a). При высоких окруж-ных скоростях колес (выше 10 м/с) для защиты подшипников от обильных струй масла устанавливают маслоотражательные кольца (рис. 2. b, c).

       a                        b                c                       d    

    

                                                           Рис. 2

 

 

      При окружных скоростях зубчатых колес до 4 м/с предусматривают смазку подшипников пластичными смазочными материалами типа ЦИАТИМ, а также солидолами.. Конструкция подшипникового узла при этом предусматривает наличие мазеудерживающего кольца со стороны внутренней полости редуктора, исключающего вытекание смазочного материала (рис. 2. d).

      Для герметизации входного и выходного валов редуктора (т.е. для предотвращения утечки масла и попадания в полость редуктора пыли и абразивных материалов) применяют уплотнения. Из множества типов и конструкций контактных и бесконтактных уплотнений рекомендуется принимать манжетные уплотнения, как наиболее универсальные. Схема уплотнения выходного вала редуктора показана на рис. Параметры стандартных резиновых манжетных уплотнений даны в приложении 6.

15. Определение параметров корпуса редуктора

       Корпусные детали редуктора: нижняя часть (корпус) и верхняя часть (крышка) обычно выполняются литыми. Материалы деталей – серый чугун марки не ниже СЧ 15 или сталь 35 Л. 

      Толщину стенок корпуса рекомендуется определять по формуле

                               ,

где а _тих – межосевое расстояние тихоходной ступени редуктора, мм.

   Толщину стенок крышки можно принимать равной толщине стенок корпуса. Толщина фланцев корпуса и крышки b =1, 5δ , толщина фланцев крепления редуктора к фундаменту  . Толщину ребер на корпусе и крышке можно принимать равной толщине корпуса.

      Диаметр фундаментных болтов можно определить по формуле

                    

        Диаметры болтов, соединяющих крышку с корпусом

                             .

         Диаметры болтов крепления крышек подшипников

                               

                                

 

                                                         Рис. 3

        

     Остальные размеры элементов корпуса редуктора выбираются конструктивно.

      Крышку фиксируют относительно корпуса двумя коническими штифтами, которые предотвращают взаимное смещение деталей при расточке отверстий под подшипники и при сверлении отверстий под соединительные болты. Для облегчения отделения крышки от корпуса при разборке на фланцы устанавливаются отжимные болты (рис. 4).

Рис. 4

         Рекомендуется применить картерную смазку зубчатых зацеплений, при которой корпус редуктора является резервуаром для масла. Для предотвращения протекания масла между корпусом и крышкой редуктора плоскости разъема (фланцы) смазывают спиртовым лаком, краской или жидким стеклом. Устанавливать прокладку в плоскости разъема нельзя, т.к. при этом нарушается посадка подшипников. Масло в редуктор заливают через отверстие в крышке, которое затем закрывается фланцем с прокладкой из картона или резины (рис. 5). Фланец крепится винтами и может содержать ручку-отдушину для вентиляции внутренней полости редуктора.

Рис. 5

 

      Для удаления загрязненного масла и промывки корпуса редуктора предусматривают сливное отверстие, располагаемое ниже уровня днища. Отверстие закрывают цилиндрической или конической пробкой.

 

                                                  

 

 

Рис. 6

 

      В первом случае (рис. 6) требуется установка уплотнительной прокладки из паронита или резины, во втором – уплотнение не требуется.

Рекомендуемые значения размеров: М16Х1, 5; D =25мм; D₁ = 24 мм;   

L = 13мм; b = 3 мм.

       Для подъема и транспортирования редуктора предусматривают проушины, выполняемые вместе с крышкой (рис. 7) или грузовые винты

Рис. 7

           

      Для наблюдения за уровнем масла в корпусе предусматривают маслоуказатель в виде щупа (рис. 8) или смотрового отверстия с крышкой

из прозрачного материала.

Рис. 8

 

16. Определение усилий, действующих в зацеплениях зубчатых колес

                            а) для цилиндрической косозубой передачи

      Окружная сила:

- для быстроходной ступени  , кН.

- для тихоходной ступени  , кН.                            .

     Осевая сила  ,    

где b - угол наклона зубьев.

     Радиальная сила   ,   

где a_w = 20⁰ - стандартный угол зацепления.

                       б) для конической прямозубой передачи

     Окружная сила, кН          

                                                 .

     Осевая сила на шестерне, равная радиальной на колесе

                      ; F_a1 = F_r2 .

 

        Радиальная сила на шестерне, равная осевой на колесе

                         ; F_r1 = F_a2,

где   d₁ = arcctgu – угол при вершине начального конуса шестерни.

Проверочный расчет валов

      Расчетные схемы валов применяемых типов редукторов приведе-ны в приложении 3. Расчетная схема вала соответствует статически определимой балке на двух опорах, нагруженной сосредоточенными силами, изгибающими и крутящим моментами. Нагрузки, передаваемые на вал зубчатыми колесами, принято считать сосредоточенными и приложенными в середине зубчатых венцов, а подшипники рассматриваются как шарнирные опоры. Радиальные нагрузки от муфт, передающих крутящие моменты, в первом приближении можно не учитывать.

       Проверочный расчет валов сводится к определению запасов выносливости одного или нескольких наиболее опасных сечений вала по формуле

                                

где n_s  и n_t - соответственно запасы выносливости по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по следующим формулам

                  ;            .

 

      Здесь s_-1, t _-1 - соответственно длительные пределы выносливости симметричных циклов нормальных и касательных напряжений, которые могут быть определены по формулам

                 ,

 σ _вр - предел прочности стали.        

     Для валов рекомендуется принимать среднеуглеродистые и легиро-ванные стали 45, 40Х. При их недостаточной прочности возможно принимать легированные стали 40ХН, 30ХГТ, 30ХГСА и др. Механи-ческие характеристики сталей приведены в табл. 4.1 приложения 4.

 K_sD, K_tD - суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении

         ,     ,             

где K_s, K_t  - эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений, зависящие от вида концентратора. К концент-раторам напряжений относятся: галтель при переходе вала с одного диаметра на другой, шпоночный паз, проточка, и др. Справочные данные по их значениям приведены в табл. 4.1, 4.2, 4.3. приложения 4.

e_s , e_t - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала. Справочные данные по их значениям приведены в табл. 4.4. приложения 4.

K_F - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности. При шлифовании K_F = 1, при обточке - K_F = 1, 2;

K_V - коэффициент влияния упрочнения поверхности вала. Для валов без поверхностного упрочнения K_V =1, с закалкой ТВЧ K_V =1, 5.

y_s, y_t - коэффициенты перевода любого цикла переменных напряжений в эквивалентный по разрушающему действию симметричный цикл. Для сталей ориентировочно y_s  = 0, 2, y_t = 0, 1.

s _a, t _a  - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений

                         ;        ,                              

где M - суммарный изгибающий момент в расчетном сечении вала, Нмм;

T - крутящий момент в расчетном сечении вала, Нмм.;

W – осевой момент сопротивления расчетного сечения вала. Для сплошного сечения   , мм³, при наличии шпоночного паза  

                            , мм³,

где b - ширина шпоночного паза; c  - глубина шпоночного паза;

W_p - полярный момент сопротивления расчетного сечения вала.

Для сплошного сечения  , мм³, при наличии шпоночного паза  

                              , мм³;

s _m, t _m  - средние значения цикла нормальных и касательных напряжений

                           ;  ,

где F - осевая сила, действующая на вал; A - площадь поперечного сечения вала с учетом имеющихся ослаблений. При отсутствии осевойсилы s_m = 0;

[ n ] – минимально допустимый запас усталостной прочности (выносливости) валов, [ n ] = 1, 5…2, 5.

⇐ Предыдущая12345Следующая ⇒

Поделиться: