2.5 Смазка зацеплений и подшипников

Скорости и контактные напряжения:

- червяка v₁ = 1,767 м/с; _Н = 207,5 МПа,

• колеса v₂ = 0,18 м/c,

При скоростях v = 0,3...12,5 м/с [5,c.172] применяют картерную смазку окунанием зацеплений. В червячном редукторе с нижним расположение червяка, принимают глубина погружения червяка в масло [5, с. 174]:

h_м = (0,1…0,5)d_a1, но не менее 10 мм.

Минимально необходимый объем масла для смазывания червячной передачи V_min = 0,5P^’_дв л/кВт = 0,5∙0,55 = 0,275 л.

Фактический объем масла в картере редуктора V = L_вн  В_вн  h =

= 20011050 = 1,0510⁶ мм³ или V = 1,1 л, где L_вн, В_вн – внутренние длина и ширина корпуса редуктора из его чертежа.

Рекомендуемая марка масла при _Н до 200 МПа и v_S = 1,767 м/с

(при t ⁰ = 40 ⁰) И-Г-А-46 ГОСТ 207999-66.

Смазка подшипников при v1 м/с [5, c.174] разбрызгиванием.

Выходные концы валов закрыты манжетами [5, с. 184]

Для герметизации плоскость разъема крышки и корпуса перед окончательной сборкой должна быть покрыта тонким слоем герметика УТ–34 ГОСТ 24285–80.

2.6 Усилия в передачах.

Усилия, действующие в передаче, показаны на рисунке 2.5.

Рисунок 2.6.1 – Схема сил в передаче

Формулы сил червячной передачи [9, c.21]:

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

F_t2 = F_а1= 2000Т₂ / d₂ = 2000329,83 / 200 = 3298,3 Н.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

F_t1 = F_а2= 2000Т₂ / d_w1uη = 2000329,83 / 50500.69 = 382,41 Н.

Радиальная сила

F_r= 0.364 F_t2 / cos_W = 0,3643298,3 / cos4,58⁰ = 1204.5 Н

2.7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

Расчетные диаметры валов d_б = 20 мм, d_т = 42 мм.

Конец выходного вала (по муфте) конический, входного вала – конический. Из условия установки подшипников на эти валы, без выемки шпонок с концов, диаметры участков валов под подшипники должны быть равны [5, с. 159]

d_п ≥ d+2t₂+1,

где d – диаметр вала; [5, с. 432]; t₂ – глубина паза ступицы под шпонку [5, с. 433].

Таблица 2.7.1 – Параметры опор валов

Параметры	В а л ы
	входной	выходной
1. Диаметр цапфы вала dП, мм	25	45
2. Подшипник	7205 А	7209 А
4. Установка	«враспор»		«враспор»

Для валов основным видом разрушения является усталостное разрушение, статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчета на сопротивление усталости является основным, а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный.

2.6. 1. Проверочный расчет входного вала.

Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

:

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

:

2.6. 2. Определение суммарных реакции опор

2.6. 3. Построение эпюр изгибающих моментов.

Максимальные изгибающие моменты:

в горизонтальной плоскости

M_x1 = R_x1l₁ = 7.72 Нм

M_x2 = -F_rx2l₃ = -14.56 (Нмм)

в вертикальной плоскости:

M_y1 = R_y1l₁ = 85.11 (Нмм)

M_y2 = -F_ry2l₃= 6.77 (Нм)

2.6. 4. Определение суммарных моментов.

:

:

Определение максимальных моментов, с учетом перегрузки двигателя

Mmax1=M1*2.5=213.375Нм Mmax2=M2*2.5=40.5Нм Тmах=9,56*2,5=23,9Нм

Моменты сопротивления сечения вала-червяка [c. 25 7]:

Напряжения изгиба:

Напряжение кручения:

Частные коэффициенты запаса прочности марка стали 12ХН3А Пределы выносливости материала (таблица 1.1[7]): _В = 1000 МПа, _т = 700 МПа, _T= 240 МПа _-1 = 430 МПа; _-1 = 240 МПа Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений _ = 0.15; _ = 0.1

Коэффициент запаса прочности только по нормальным напряжениям изгиба:

Коэффициент запаса прочности только по касательным напряжениям кручения:

Коэффициент запаса прочности:

:

В опасном сечение червяка .Статическая прочность вала при кратковременных перегрузках от максимальной нагрузки обеспечивается.

2.6. 6. Проверочный расчет выходного вала.

Для выходного вала выбираем сталь 45. Определяем усилие создаваемое муфтой

F_M = 50Т^1/2 = 504422,5 = 894,4 H.

Данный расчет выходного вала проводиться аналогично с учетом особенностей вала.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

2.6. 7. Определение суммарных реакции опор

При расчете запаса прочности считаем, что реакция от муфты R_m1 и R_m2 совпадают с суммарными реакциями R1 и R2. Полные реакции для подбора подшипников F_r1= R₁+F_m1, F_r2= R₂+F_m2.

F_r1=1953+874=2827Н

F_r2=1656+874=2530Н

2.6. 8. Построение эпюр изгибающих моментов.

Максимальные значения изгибающих моментов

в горизонтальной плоскости

M_xA = -R_x1 l₁= 70,9 Нм

M_mA = 1/2 77= 38,5 Нм

в вертикальной плоскости:

M_yA = -R_y1l₁ = 45Нм

2.6. 9. Определение суммарных моментов.

Определение максимальных моментов, с учетом перегрузки двигателя

Мmax=122.1*2.5=305.25Нм Tmax=329.8*2.5=824500Нм

Моменты сопротивления сечения вала при наличии шпоночного паза [c. 25 7]:

Напряжения изгиба:

:

Моменты сопротивления сечения вала-червяка [c. 25 7]:

Напряжения изгиба:

Напряжение кручения:

Частные коэффициенты запаса прочности марка стали 12ХН3А Пределы выносливости материала (таблица 1.1[7]): _В = 1000 МПа, _т = 700 МПа, _T= 240 МПа _-1 = 430 МПа; _-1 = 240 МПа Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений _ = 0.15; _ = 0.1

Коэффициент запаса прочности только по нормальным напряжениям изгиба:

;

Коэффициент запаса прочности только по касательным напряжениям кручения:

Коэффициент запаса прочности:

В опасном сечение червяка S_T>[S_T]. Статическая прочность вала при кратковременных перегрузках от максимальной нагрузки обеспечивается.