3.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления

Выбор сорта масла зависит от окружной скорости и величины контактного напряжения в зацеплении.

При v=5,07 м/с и σ_н=347,4 МПа кинематическая вязкость равна 22мм²/с [1, табл.10,8]. Объем масла определяют из расчета (0,25…0,5) л/кВт. При передаваемой мощности 5,5 кВт количество масла- 3,5 литра. По найденному значению вязкости выбираем масло индустриальное И-30А ГОСТ20799-75. Один из подшипников ведущего вала значительно удален, что затрудняет применение жидких масел, поэтому для смазки подшипников ведущего вала применяем пластичную смазку типа «Литол-24» ГОСТ 21150-75.

Этот объем масла должен помещаться внутри корпуса редуктора и определяется размерами: В х L х H.

где В – ширина внутренней части корпуса: В=250 мм;

L –длина внутренней части корпуса; L =280 мм;

H – высота уровня масла, заливаемого внутрь корпуса. H =50 мм.

В х L х H=0,25^.0,28 5^.0,05=3,5л.

Уровень масла в редукторе контролируется жезловым маслоуказателем.

3.6 Первый этап компоновки редуктора

Первый этап компоновки редуктора проводят для определения положения зубчатых колес относительно опор для после­дующего расчета долговечности подшипников.

Компоновочный чертеж редуктора выполняем в масштабе 1:1 в одной проекции разрез по осям валов для ци­линдрической зубчатой передачи.

Последовательность выполнения компоновки:

1. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо по параметрам, полученным при расчете.

2. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А₁ = 1,2б, где б = 8мм - толщина стенки корпуса редуктора;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=б=8мм;

3. Схематично изображаем подшипники ведущего и ведомого валов.

4.Измеряем расстояние до точек приложения к валам радиальных реакций. Положение этих точек определяется размером a₁:

для однорядных роликовых конических подшипников:

a_l = T/2 + (d + D)/6 · e, где Т, d, D, е - параметры подшипников.

Для роликоподшипников на валу шестерни:

а₁= мм.

Для роликоподшипников на валу колеса:

а₂= мм.

5. После определения размеров гнезда подшипника устанавливаем зазор не менее, чем 10 мм между наружной поверхностью крышки и торцом звездочки цепной передачи.

3.7 Расчет цепной передачи ( зубчатая цепь)

Мощность передаваемая цепной передачей Р=5,5 кВт.

Частота вращения ведущей звездочки n₁= 388 мин^-1.

Передаточное отношение u=2,16.

Угол наклона цепной передачи к горизонту –0 ^о.

Предварительно выбираем шаг цепи t= 25,4 мм. [1, табл.7,18].

3.7.1 Минимальное число зубьев ведущей звездочки определяется по формуле:

z _1min=37-2u=37-2^. 2,16=32,68. Принимаем z ₁=33

3.7.2 Число зубьев ведомой звездочки:

z₂=uz₁=2,16^.33=71,28. Принимаем z ₂=71

Межосевое расстояние определяется по формуле:

а=(30…50)t=35t=35^.25,4= 889 мм [1, c.148]

3.7.3 Длина цепи определяется по формуле:

L_ц=2^.a+(z₂+z₁)/2+[(z₂- z₁)/2]²/a=

Уточняем межосевое расстояние:

3.7.4 a_ц= 0,25 t_.(L_ц- 0,5_.(z₂+z₁)+ =

3.7. 5 Окружная скорость цепной передачи определяется по формуле:

V=z₁tn₁/60000=33^.25,4^. 338/60000= 4,72 м/с 3.7.6.Ширина зубчатой цепи определяется по формуле:

, [1, c.156]

где Р – передаваемая мощность, кВт;

К_э – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи, который определяется по формуле:

К_э= К_д· К_а · К_н · К_р · К_см · К_п, [1, c.148]

где К_д - динамический коэффициент, К_д=1,0; [1, c.149];

К_а – коэффициент влияния межосевого расстояния, К_а=1; [1, c.150];

К_н – коэффициент влияния наклона цепи, К_н=1,0; [1, c.150];

К_р – коэффициент, принимаемый в зависимости от способа регулирования натяжения, К_р=1,2, [1, c.150];

К_см – коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, К_см=1,5; [1, c.150];

К_п – коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, К_п=1,1; [1, c.150].

К_э=1,0^.1,2^.1,0^.1,2^.1,5.1,1 =2,37

[P] – мощность, допускаемая для передачи зубчатой цепью шириной 10мм; [P]₁₀=0,6 кВт, [1, табл. 7.21].

Принимаем цепь ПЗ-1-25,4-68-66 ГОСТ 13552-81 [1, табл. 7.20].

3.7.7 Определяем силы, действующие на цепь:

Сила натяжения ведущей ветви цепи определяется по формуле:

F₁=F_t+F_q+Fv, H [1, c.153]

где F_t – окружная сила, которая определяется по формуле:

F_t=Р/V =5,5^.10³/4,72=1165Н

F_q – сила натяжения от провисания цепи, которая определяется по формуле:

F_q=9,81·K_f·q·a, H

Рис.8 Цепь зубчатая ПЗ-1-25,4-68-66 ГОСТ 13552-81

K_f- коэффициент, учитывающий расположение цепи, K_f=6,0 [1, c.151];

q =8,4кг/м, [1, табл.7.20];

а –уточненное значение межосевого расстояния, м.

F_q= 9,81^. 6^.8,4^.0,882 = 436Н

Fv – центробежная сила, которая определяется по формуле:

F_v= q·V²=8,4^.4,72²=187Н.

F₁= 1165+436+187=1788Н

3.7.8 Расчетная нагрузка на валы определяется по формуле:

F_ц= F_t+2F_q=1165 +2^.436=2037 Н.

3.7.9 Коэффициент запаса прочности цепи определяется по формуле:

S=Q/ F_t, =66^.10³/1788=37

где Q – разрушающая нагрузка, Q= 66 кН [1, табл.7.20]

Нормативный коэффициент запаса прочности [S]=26 [1, табл.7.22]

Условие S>[S] выполняется.