4. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес

Смазывание зубчатого зацепления применяют с целью снижения интенсивности изнашивания, отвода от трущихся зубьев теплоты и продуктов их износа, повышения КПД передачи. Кроме этого, большая стабильность коэффициента трения и демпфирующие свойства слоя смазочного материала, находящегося между взаимодействующими профилями зубьев, способствуют снижению динамичности приложения нагрузок и повышению сопротивляемости колес заеданию рабочих поверхностей их зубьев.

Наиболее широкое применение для смазывания зубчатых зацеплений колес редукторов получили жидкие смазочные материалы.

Ориентировочное значение необходимой вязкости масла, выбираемого для смазывания зубчатых передач, имеющих стальные колеса, можно определить по данным в зависимости от фактора _3n, определяемого по следующей формуле:

,

где Н_HV - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев: Н_HV=300 HV;

_H - рабочие контактные напряжения, возникающие в зубе при действии номинальной нагрузки, МПа;

V - окружная скорость колёс, м/c.

.

Определив требуемую величину вязкости масла, назначаем его необходимую марку. Выбираем масло И-Т-Д100. С расчетом 0,75 дм³ на 1 кВт мощности, в итоге - 4 литра.

В настоящее время для зацеплений колес зубчатых передач редукторов применяют картерный и циркуляционный способы их смазки.

Картерный способ смазки назначают при окружной скорости колёс до 12 м/с.

При картерной смазке одно или несколько зубчатых колес смазывают погружением их в ванну с жидким смазочным материалом, расположенную в нижней части корпуса передачи, называемой в этом случае картером. Остальные узлы и детали, в том числе подшипники качения, смазываются за счет разбрызгивания масла зубьями погруженных в него колёс и циркуляции внутри корпуса образующегося при этом масляного тумана.

Глубину погружения цилиндрических зубчатых колёс рекомендуется выбирать в пределах 0.75...2.0 высоты их зубьев h, но не менее 10 мм. Глубина погружения будет равна 26 мм. В этой рекомендации учтено, что в процессе работы глубина погружения зубьев уменьшается из-за разбрызгивания масла и его прилипания к стенкам корпуса и другим деталям передачи.

Толщину масляного слоя между зубчатыми колёсами и днищем корпуса назначают достаточно большой, чтобы продукты износа могли оседать на дне картера и не попадали на рабочие поверхности деталей. Рекомендуется толщину этого масляного слоя назначать не менее двух толщин (2 = 14 мм) стенок корпуса редуктора.

При картерном смазывании зубчатых зацеплений заправку в корпус передачи предварительно отфильтрованного масла производят через смотровой люк или через заливную пробку-отдушину, завинчиваемую либо в крышку смотрового люка, либо непосредственно в корпус редуктора.

5. Выбор конструкции устройства для контроля уровня смазочного материала в корпусе редуктора

Контроль уровня масла при его заправке в корпус редуктора и в процессе эксплуатации передачи производят с помощью маслоуказателей. Вид маслоуказателя выбирают с учётом удобства его обзора, величины возможного колебания уровня смазочного материала в картере и наличия вероятности повреждений маслоуказателя в процессе эксплуатации редуктора.

В условиях серийного производства оправдано применение маслоуказателя из прозрачного материала. выбираем круглую форму.

6. Расчет цепной передачи

Исходные данные: мощность на малой звездочке Р=Р_эд.трхх=5,45х0,961х0,98=5,1 кВт, частота вращения малой звездочки n₁=452,4 мин^-1, передаточное число u=1.5, характер нагрузки - легкие толчки, угол наклона линии центров передачи к горизонту-60ъ.

Назначаем число зубьев меньшей звездочки z₁ в зависимости от передаточного числа. Причем желательно применение нечетной числа зубьев звездочки, особенно z₁ что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу передачи.

При u=1.5 принимаем z₁=29.

Определяем число зубьев большей звездочки z₂ из условия:

Принимаем z₂=45.

Определение фактического значения передаточного числа передачи u_ф= z₂ /z₁ и его относительное отклонение u, %, от необходимого значения u, величина которого должна удовлетворять следующему условию:

u_ф=z₂ /z₁ = 45/29 = 1.55. Тогда

Что является допустимым, следовательно, нет необходимости в коррекции принятых значений чисел зубьев звездочек. В дальнейшем расчете можно использовать необходимое значение передаточного числа u.

Назначаем шаг цепи по условию р ? р_max, где р_max- наибольший

рекомендуемый шаг цепи в зависимости от n и z₁ при z₁=29 и n₁=452,4 мин^-1 имеем р_max=38,1 мм. Принимаем р_max=38,1 мм, ближайший меньший по ГОСТ 13568-75.

Определение расчетного (среднего) значения V м/с, скорости движения цепи будем вести по зависимости:

Рассчитаем окружное усилие:

Н.

Найдем разрушающую нагрузку цепи:

,

где - коэффициент динамической нагрузки, выбираемый в зависимости от характера нагрузки (=1.3, так как характер нагрузки - легкие толчки); - натяжение цепи от действия центробежных сил на звездочках; - натяжение цепи от провисания холостой ветви.

Так как силы и малы по сравнению с то с достаточной степенью точности ими можно пренебречь.

Допускаемый коэффициент запаса статической прочности цепи [S], выбираем в зависимости от n и р. При заданных величинах имеем [S]=13.2, тогда

Н.

По ГОСТ 13568-75 (Основные параметры приводных роликовых цепей) принимаем цепь с . При Н назначаем цепь ПР-38,1-12700 имеющую следующие характеристики:

D_ц=22,23 мм наружный диаметр ролика шарнира цепи;

В_вн=25,4 мм расстояние между внутренними поверхностями пластин внутренних звеньев цепи;

q_ц=5,5 кг/м - погонная масса цепи;

Q=12,7 кН статическая нагрузка, разрывающая цепь

А_оп=39.6 мм² площадь проекции опорной поверхности шарнира цепи на его диаметральную плоскость;

p=38,1 мм шаг цепи.

Определение расчетной (средней) величины q МПа, давления в шарнирах цепи:

,

Допускаемое давление: , где q₀ - допускаемое давление в шарнирах цепи, полученное при испытаниях типовой передачи в средних условиях эксплуатации, принимают в зависимости от шага цепи p и частоты вращения n. При p=38,1 мм и n₁=452,4 мин¹ имеем q₀=24 МПа.

Коэффициент, учитывающий различие условий эксплуатации и типовых условий испытаний цепей:

,

где - коэффициент динамической нагрузки, для заданного характера нагрузки =1.3; - коэффициент межосевого расстояния а, =1 при а=(З0...50)р; - коэффициент наклона передачи к горизонту, =1,25, так как угол наклона линии центров передачи к горизонту-60ъ; - коэффициент регулировки передачи, =1, так как передача с регулировкой; - коэффициент смазки, при периодической смазке =1.6.

Таким образом ,

МПа,

МПа.

В итоге цепь ПР-38,1-12700 проходит по давлению в шарнирах.

Определение делительных диаметров звездочек:

d=.

мм,

мм.

Определение ширины венца звездочек:

мм.

Определяем межосевое расстояние передачи:

Так как к габаритам передачи предъявляются требования, чтобы межосевое расстояние было минимальным, то выбираем в пределах а=(30...40)р. Ориентировочно принимаем а=723,5 мм.

Длина цепи, выраженная в числах звеньев цепи:

Четное число звеньев позволяет не принимать специальные соединительные звенья, кроме этого, в сочетании с нечетным количеством зубьев звездочек способствует более равномерному износу элементов передачи. Принимаем 108

Для обеспечения долговечности цепи должно соблюдаться условие:

,

где е - число ударов цепи в секунду; [е] - допускаемое число ударов в секунду, принимаемое в зависимости от шага цепи. При выбранном р= 38,1 мм имеем [е]=20, тогда

,

то есть цепь будет иметь достаточную долговечность.

Уточняем межосевое расстояние передачи:

Определение номинального ( при котором отсутствует провисание цепи) значение а_ном межосевого расстояния передачи и номинальное значение а_мон монтажного межосевого расстояния, представляющее собой округленное до ближайшего меньшего целого числа N_min расчетное значение а_ном:

Для получения нормального провисания холостой ветви цепи, необходимого для нормальной работы передачи, расчетное межосевое расстояние уменьшают на а=(0,002…0,004)а=(0,002…0,004)720=(1,44…2,88) мм.

Принимаем монтажное межосевое расстояние передачи:

.

Оценим возможность резонансных колебаний цепи:

Следовательно, резонансные колебания цепи отсутствует.

Определяем нагрузку на валы передачи:

С достаточной степенью точности можно принимать, что нагрузка на вал направлена по линии центров передач и составляет Н, так как угол наклона линии центров передачи к горизонту-60ъ.

Выбор марки смазочного материала шарниров цепи:

Выберем периодическое (через 80...110 ч) пластичное внутришарнирное смазывание, осуществляемое погружением предварительно промытой в керосине цепи в подогретый до жидкого состояния пластичный смазочный материал.

Так как для смазывания шарниров цепи выбран пластичный смазочный материал, то его марку можно назначить в зависимости от условий работы цепи. Примем марку смазочного пластичного материала: ЛИТА

ТУ 38.1011308-90.

Выбор группы точности изготовления звездочек:

Группа точности изготовления звездочек I, так как скорость цепи 8 м/с, которая соответствует 1 степени точности звездочек с профилем зубьев по ГОСТ 59169.

С целью унификации производства выберем материал из которого будут изготавливать звездочки, такой же как и материал валов и зубчатых колес - сталь 40Х. В условиях серийного характера производства передачи обычно применяют объемную закалку звездочек до твердости 50…55 HRC.

7. Подбор муфты для соединения вала электродвигателя с входным валом редуктора

Исходные данные: тип муфты - упругая; передаваемый момент Т₂=37,9 Нм; режим работы нереверсивный с легкими толчками; поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.

1. Определяем расчетный момент муфты

Т_р.м=КТ_м,

где Т_м - номинальный момент на муфте; Т_м=Т₂=37,9 Нм; К - коэффициент режима работы.

Коэффициент, учитывающий режим работы К=К₁К₂, где К₁ - коэффициент безопасности; К₁=1 - поломка муфты не вызывает аварию машины; К₁=1,2 - поломка муфты вызывает аварию машины; К₁=1,5 - поломка муфты может привести к человеческим жертвам; К₂ - коэффициент, учитывающий характер нагрузки; К₂=1 при спокойной равномерной нагрузке; К₂=1,3 - при нагрузке с умеренными толчками, ударами; К₂=1,5 - при нагрузке со значительными толчками, а также при реверсивной нагрузке

В нашем случае К=1,21,3=1,56;

Т_рм=1,5637,9=59,1 Нм.

Из упругих компенсирующих муфт наибольшее применение имеет муфта упругая втулочно-пальцевая типа МУВП по ГОСТ 21424-93

В нашем случае подходит муфта упругая втулочно-пальцевая типа МУВП по ГОСТ 21424-93, имеющая Т_{м. кат}=250 Нм, диаметр отверстия под вал 32мм, длину зубчатой втулки l=58 мм, наружный диаметр муфты D=140 мм. Этот типоразмер муфты выбирается из соображений соединения ее с валом электродвигателя АИР112М4 имеющего d=32мм, что не противоречит
расчетному моменту муфты Т_рм< Т_{м. кат}

3. Определяем силу F_rм, действующую со стороны муфты на вал, вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов:

F_tм =(0,2…0,3) F_tM,

где F_tм - окружная сила на муфте, F_tм =2Т/d_p; здесь Т - крутящий момент на валу, Т=Т₂=37,9 Нм; d_p - расчетный диаметр, м.

Для МУВП . диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев (данные каталога на муфту)

В нашем случае

D₀=105мм

Окружная сила на муфте

F_tм =237.9/0,105=722 Н.

Следовательно, нагрузка от муфты на вал

F_tм =(0,2…0,3)722=(144.4…216.6) Н.

Принимаем F_tм =200Н.

4. Проверяем возможность посадки муфты на вал редуктора.

Определяем расчетный диаметр вала в месте посадки муфты

.

В нашем случае М_гор=0; М_верт=200*0.07=14 Нм; Т=37.9 Нм. Суммарный изгибающий момент

==14 Нм;

Эквивалентный момент

=40.4 Нм;

Допускаемые напряжения []=50 МПа,

=20 мм.

С учетом ослабления вала шпоночной канавкой имеем

=1,1=22 мм.

Эта величина меньше посадочного диаметра муфты d_м=32 мм.

Таким образом, муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейших расчетах диаметр вала под муфту принимается d_м=32 мм.

Определяем согласно расчетной схеме реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия:

следует D_х=775 Н,

следует C_х=775 Н.

Первоначальное направление реакции выбрано верно. Проверка выполняется из условия равновесия проекции сил на ось X:

Следовательно реакции С_х и D_х найдены верно.

Определяем согласно расчетной схеме реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия:

следует D_y=1483 Н,

следует C_y=251 Н.

Первоначальное направление реакции выбрано верно. Проверка выполняется из условия равновесия проекции сил на ось Y:

Следовательно реакции С_y и D_y найдены верно.

Радикальная нагрузка на опоры С и D:

Н,

Н.

Проектировочный прочностной расчет тихоходного вала

10. Проверочный расчет на выносливость валов редуктора

Расчет валов на усталостную прочность (выносливость) производят в форме проверочного расчета и осуществляют после разработки рабочих чертежей рассчитываемых валов.

Целью проверочного расчета валов на выносливость является определение коэффициентов запаса выносливости S во всех предположительно опасных сечениях вала.

Проверку валов на усталостную прочность (выносливость) ведут по условию S [S], где S необходимое значение коэффициента запаса выносливости.

Необходимое значение коэффициента запаса выносливости вала [S] для длинных валов принимают равным: [S] = 1.3…1.5 - для обеспечения достаточной выносливости и [S] = 2.5…4.0 - чтобы обеспечить помимо выносливости еще и достаточную жесткость вала.

S - расчетное значение коэффициента запаса выносливости вала в его рассматриваемом предположительно опасном сечении, определяется по следующей формуле:

,

где S; S коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициент запаса выносливости S по нормальным напряжениям рассчитывают по следующей зависимости:

.

Коэффициент запаса выносливости S по касательным напряжениям вычисляют по формуле:

Пределы выносливости материала вала _-1 и _-1 (при симметричных циклах изменения во времени, соответственно, нормальных и касательных напряжений) назначают по справочным данным, полученным по результатам испытаний бесступенчатых полированных стандартных образцов, диаметром d_об = 7,5 мм, изготовленных из заготовок металла данной марки.

При отсутствии экспериментальных данных значения пределов выносливости _-1 и _-1 следует вычислять по корреляционным зависимостям, рекомендованным:

_-1=(0.55- 0.0001_в )_в;

_-1 =(0.5…0.6) _-1,

где _в - предел прочности на растяжение материала вала.

Для выбранного материала валов (Сталь 40Х) _в=930 МПа.

Наиболее опасный участок вала - сечение по опоре B.

Пределы выносливости:

МПа,

МПа.

Эффективные коэффициенты концентрации нормальных К и касательных К напряжений для сечений с геометрическими источниками концентраций этих напряжений (галтели, канавки, проточки, и т.д.) определяют по таблицам ГОСТ 25.504 - 82 в зависимости от вида концентратора, его размеров и предела прочности _в материала вала:

К = 2.0, К = 1.65, так как _в=900 МПа, а .

Коэффициенты влияния на выносливость абсолютных размеров рассматриваемого сечения вала К_d и К_d определяют по зависимостям, имеющим вид:

где d - наружный диаметр вала в рассматриваемом сечении: мм.

_, - параметры уравнения подобия усталостного разрушения. Их определяют по формулам, имеющим вид:

Коэффициенты K_F и K_F, учитывающие влияние на выносливость шероховатости поверхности, определяют по корреляционным зависимостям, имеющим вид:

при R_Z 1 мкм;

,

где Rz- высотный параметр шероховатости поверхности концентратора, в нашем случае Rz=10 мкм.

.

Амплитуды циклов изменения во времени напряжений, возникающих в поперечных сечениях вала, независимо от вида этих циклов определяют по формулам:

Где

Нм,

T_ном=T₁=16.91 Нм и W_{из нетто}=, W _{кр нетто}=; то

В итоге:

и , то

Условия S₁ [S] выполняются.

Проверочный расчет на выносливость тихоходного вала редуктора

где t_p - необходимый срок службы подшипника - 8000 ч.

В соответствии с ГОСТ 18855-82, при частоте вращения подвижного кольца подшипника n 10 мин^-1 прогнозируемый ресурс L_h, ч, наиболее нагруженного подшипника рассматриваемого вала определяют по следующей зависимости:

,

где а₁ - коэффициент, учитывающий необходимую вероятность безотказной работы подшипника, назначают в соответствии с ГОСТ 18855-- 82; в общем редукторостроении принимают вероятность безотказной работы подшипников равной 90% и тогда а₁=1,0;

а_2;3 - объединенный коэффициент, учитывающий условия эксплуатации подшипника и качество его материала, назначают по справочным данным: а_2;3=0.5;

С - динамическая грузоподъемность принятого подшипника;

p - показатель степени контактной выносливости подшипника (для роликовых подшипников р=10/3);

F_э^max - эквивалентная приведенная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник рассматриваемого вала редуктора;

n - частота вращения подвижного кольца рассматриваемого подшипника при его номинальном нагружении, мин^-1.

ч.

Проведенные проверочные расчеты показали, что можно использовать принятые подшипники.

Подбор подшипников для тихоходного вала редуктора

L_h t_p,

где t_p - необходимый срок службы подшипника - 8000 ч.

ч.

Проведенные проверочные расчеты показали, что можно использовать принятые подшипники.

12. Выбор смазки подшипников валов редуктора

Смазка подшипников качения необходима для:

· снижения сил трения, возникающих между их телами качения, кольцами и сепаратором;

· усиления местного теплоотвода от рабочих поверхностей и общего теплоотвода от подшипника в целом;

· снижения динамичности приложения нагрузки к деталям подшипника и уровня его шума;

· предотвращения коррозии элементов подшипника.

Подшипники в рассматриваемом варианте оформления опор валов цилиндрического редукторов смазываем конденсатом масляного тумана, образующегося при разбрызгивании масла из масляной ванны картера, погруженными в нее зубчатыми колесами редуктора.

Однако следует иметь ввиду, что цепная передача также смазывается пластичным смазочным материалом. Поэтому при выборе пластичного смазочного материала стоит отдать предпочтение тому, которым смазывается цепь. В нашем случае это будет ЛИТА ТУ 38.1011308-90.

13. Определение размеров основных элементов зубчатых колес

В общем случае конструкция зубчатых колес состоит из следующих основных элементов: ступицы, диска, обода и зубчатого венца.

Ступица колеса может выступать и не выступать за осевые габариты его зубчатого венца.

Конфигурация зубчатых колес в большинстве случаев определяется технологическими соображениями, главным образом, способом получения их заготовок.

Размеры конструктивных элементов определяют по зависимостям:

диаметр ступицы d_ст=(1.4…1.6)d, где d- посадочный диаметр вала в месте установки колеса; коэффициент 1.6 принимают при шпоночном соединении

колеса с валом, для цилиндрического колеса d_ст=145 мм;

длину ступицы l_ст=(0.9…1.3)d_b, для цилиндрического колеса l_ст=100 мм;

толщину обода ₀=(1.8…3.0)m_te мм, где m_te - максимальный торцовый модуль, мм; цилиндрического колеса ₀=25;

толщину диска C=(0.2…0.4)b, где b- длина зуба колеса; для цилиндрического колеса С=50 мм.

Значения согласованны с ГОСТ 6636 - 69.

14. Подбор посадок основных деталей редуктора

Выбор посадок на вал внутренних колец подшипников качения производим, в соответствии с ГОСТ 3325 85, в зависимости от класса точности подшипников, режимов их работы и вида нагружения колец подшипника.

Подшипники работают в режиме средних нагрузок (работа с непродолжительными перегрузками и легкими толчками) или тяжелые нагрузки в условиях необходимости частого демонтажа. При вращении вала внутреннее кольцо подшипника качения (при неподвижном наружном) подвергается циркуляционному нагружению. В этом случае его на вал устанавливают с натягом, т.к. при установке циркуляционно нагруженного кольца с зазором происходит неизбежное проскальзывание такого кольца по валу, приводящее к обмятию и изнашиванию контактирующих поверхностей. В зависимости от режима работы и класса точности подшипника выбираем посадку на вал внутренних колец подшипников качения k6.

Колеса, подвергаемые частому демонтажу и консольно-расположенные (например, конические шестерни), устанавливают на валах по переходным посадкам.

Выбор посадки в этом случае производят в зависимости от принятого квалитета точности изготовления посадочных мест вала и степени нагруженности этих участков.

В зависимости от принятой степени точности изготовления зубчатых колес будет 6 квалитет точности (ГОСТ 2464381) изготовления посадочных мест вала.

Посадку шестерни на консоль быстроходного вала осуществим по H7/s6.

Манжетные уплотнения располагаем на валах по h11.

Поле допуска на ширину «b» шпоночного паза в вале, предназначенного под призматическую шпонку, выбирают по ГОСТ 23360 - 78 в зависимости от характера шпоночного соединения и вида передаваемой им нагрузки. Для неподвижного соединения шпонки с валом при постоянном нереверсируемом нагружении поле допуска на ширину паза вала назначают по P9.

Соединение зубчатого колеса с валом осуществляем при помощи посадки с натягом H7/s6.

15. Выбор и расчет соединений каждого вала редуктора с
размещаемыми на нем деталями передач

Шпоночные соединения относят к разъемным соединениям (допускающим разборку деталей без их повреждения). Их осуществляют при помощи специальной детали - шпонки, устанавливаемой в пазах вала и ступицы.

Шпоночные соединения используют в малонагруженных валах изделий. Это обусловлено следующими недостатками таких соединений: малой несущей способностью; ослаблением валов шпоночными пазами; концентрацией напряжений из-за не-благоприятной формы шпоночных пазов; низкой технологичностью (для обеспечения взаимозаменяемости необходима ручная пригонка шпонок по месту их установки).

Размеры призматических шпонок стандартизованы ГОСТ 23360 - 78.

В соответствии с ГОСТ 23360 - 78, призматические шпонки изготавливают из прутков углеродистой или легированной стали с пределом прочности _в 500 МПа, поставляемых в соответствии с ГОСТ 8787 - 68. Для повышения ремонтопригодности соединения материал шпонки принимают менее прочным, чем материал вала и ступицы. Для шпонок обычно назначают стали Ст 6 и Сталь 45.

В связи с тем, что для повышения ремонтопригодности соединения шпонки выполняют из менее прочного материала, чем материал вала и ступицы, то именно они подвергаются проверочному расчету на смятие их рабочих поверхностей, располагаемых в пазах ступицы (т.к. глубина врезания шпонки в ступицу меньше, чем в вале).

Расчет шпонок на смятие проводят по следующей зависимости, основанной на линейном законе распределения напряжений смятия _см по высоте поверхности контакта шпонки со стенками пазов вала и ступицы:

где _см - максимальное значение напряжений смятия, возникающих в зоне контакта шпонки со стенкой паза в ступице, МПа;

- крутящий момент, передаваемый шпонкой при номинальном нагружении соединения, Нм;

К _n=Т_пик /Т_ном - коэффициент перегрузки;

Т_пик; Т_ном - соответственно, пиковый и номинальный крутящие моменты, действующие на соединение, К _n =2.2;

К - коэффициент учитывающий неравномерность распределения напря-жений смятия _см по рабочей длине шпонки l_Р;

h, t, l _P - высота шпонки, глубина паза в вале и рабочая длина принятой шпонки, мм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

[_см] - допускаемое значение напряжений смятия, МПа;

_Т предел текучести материала шпонки, МПа;

[S]=(1.2…1.3) - необходимое значение коэффициента запаса по текучести.

Коэффициент K, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине шпонки, назначают равным К=(1,1…1,5). Меньшие значения принимают при коротких (l_p d) шпонках, К = 1.3.