4.5.2 Выбор смазки подшипников и зацепления

Для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы. Назначение жидкой смазки подшипников приемлемо при окружной скорости колес v>1м/с.

Для передач при окружных скоростях в зацеплении v>12м/с применяют картерное смазывание – окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

Выбор сорта масла для зубчатых передач начинают с определения необходимой кинематической вязкости масла в зависимости от кружной скорости. При v=2,01м/с и σ_н=489,8 МПа кинематическая вязкость равна 34мм²/с [3, табл.10,8]. Объем масла определяют из расчета (0,25 …0,5) л/кВт. При передаваемой мощности 25 кВт количество масла-6,7 литра.

По найденному значению вязкости выбираем масло индустриальное– И-30А ГОСТ20799-75 [1, табл.10.8].

4.6 Первый этап компоновки редуктора

Первый этап компоновки редуктора проводится для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего расчета реакций и проверки долговечности подшипников.

Компоновочный чертеж редуктора выполняется на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1 в одной проекции .

1. Проводятся оси валов на расстоянии а_w друг от друга.

2. Вычерчиваются упрощенно шестерня и колесо в виде прямоугольников со сторонами В₁, d_a1 и В₂, d_a2 соответственно.

3. Очерчивается внутренняя стенка корпуса:

а) принимается зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁=1,2δ, где δ=0,03 а_w+1 (но не менее 8мм) – толщина стенки корпуса редуктора: δ= 10 мм, А₁= 12 мм;

б) принимается зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ, А= 10 мм;

в) принимается расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ, А=10 мм.

4. Схематично изображаются подшипники ведущего и ведомого валов. Измеряется расстояние l₁ и l₂ от горизонтальной осевой линии до точек приложения к валам радиальных реакций.

5. Определяются размеры гнезда подшипников. Используются закладные крышки подшипников. Толщина стенки крышки подшипника Δ=8мм.

4.7 Проверка долговечности подшипников.

Для определения долговечности подшипников составляем пространственную схему сил, действующих в редукторе (рис.9).

Рис.9 Схема сил, действующих в редукторе.

4.7.1 Ведущий вал.

Силы в зацеплении: окружная F_t1=12964H, радиальная F_r1=5471 H.

Расстояние между точками приложения реакций, полученные из компоновки: l₁= 128 мм l₂= 128 мм, l₃= 110 мм.

Консольная нагрузка от ременной передачи F_в= 2489 Н

Угол наклона ременной передачи равен 60⁰, составляющие консольной нагрузки равны:

F_вх= F_вcos 60⁰=2489^. 0,5 =1244,5 Н

F_ву= F_вsin 60⁰=2489^.0,866 =2155Н

Схема нагружения ведомого вала показана на рис.10.

Определяем опорные реакции в подшипниках.

В плоскости XOZ:

ΣM (1)=0; F_ву.l₃+F_t1· l₂-R_x2 (l₁+ l₂) =0;

R_x2 = F_ву.l₃+ F_t1· l₂/ (l₁+ l₂) = ;

ΣM(2)=0; F_ву(l₃+ l₂+ l₁)-F_t1· l₁+R_x1 (l₁+ l₂) =0;

R_x1= -F_{ву (}l₃+ l₂+ l₁)+F_t1 l₁/ (l₁+ l₂) =

Проверка: -R_х1- R_х2+F_t1 – F_ву=0;

В плоскости YOZ: ΣM(1)=0; F_вхl₃+F_r1· l₂ -R_у2 (l₁+ l₂) =0;

R_у2 = F_вхl₃+F_r1· l₂ /(l₁+ l₂)=

ΣM(2)=0; = F_вх* (l₃+ l₂+ l₁)-F_r1· l₁ +R_у1 (l₁+ l₂) =0;

R_у1 = -F_вх (l₃+ l₂+ l₁)+F_r1· l₂ /(l₁+ l₂)=

Проверка: R_y1- R_y2+ F_r1 -F_вх=0;

Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:

Проверим долговечность подшипников по более нагруженной опоре № 2:

Эквивалентная нагрузка подшипника определяется по формуле :

Рэ=(Х^.Р_г2V+Y ^.P_al,) K_бK_,

где V – коэффициент, учитывающий вращение кольца; при вращении внутреннего кольца V =1;

Х – коэффициент, учитывающий величину радиальной силы; Х =1

Y – коэффициент, учитывающий величину осевой силы; Y =0

R_R – суммарная радиальная реакция опоры, Н;

P_А – осевая сила, действующая на подшипники;

К_б – коэффициент безопасности, для редукторов всех типов К_б=1,3 [3, табл.9.12];

Рис.10. Расчетная схема ведущего вала

К_т – температурный коэффициент К_т=1,0 [3, табл.9.20];

Р_э=1^.1^. 7728^.1,3^.1=10046 Н.

Расчетная долговечность определяется по формуле :

где m – показатель степени: для роликоподшипников m=3,3;

С_r – динамическая грузоподъемность подшипника № 32213, кН;

n – частота вращения вала, мин^-1;

Р_э – эквивалентная нагрузка, кН.

Полученная долговечность больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому подшипники

№ 32213 подходят для ведущего вала редуктора.