3.8. Смазывание редуктора.

В редукторах общего назначения для смазывания зубчатого зацепления применяется картерное смазывание (окунанием колеса в масло, залитое внутрь корпуса) при окружной скорости колеса V≤12м/с. Зубчатое колесо следует погружать в масло на высоту зуба (предельно допустимая глубина погружения h_M= m…0,25d₂, где m – модуль зацепления; d₂ – диаметр делительной окружности колеса).

Объем масляной ванны редуктора определяется из расчета 0,5 - 0,8 л. масла на 1 кВт передаваемой мощности. Сорт масла выбираем по табл. П.45.

Подшипники смазываются пластичным смазочным материалом (консталин УТ-1, солидол УС-1) при окружной скорости колеса V=2 м/с (при V>2 м/с подшипники смазывают разбрызгиванием масла из картера колесом). Смазочный материал набивается в подшипниковый узел при сборке на несколько лет.

3.9. Выбор муфты.

В приводах общего назначения рекомендуется применять муфту упругую втулочно-пальцевую. Типоразмер муфты выбираем по (табл. П.46) по диаметру концов соединяемых валов и расчетному вращающему моменту.

Т_рас=К·Т₁(Т₂)≤[Т],

где Т₁ (Т₂) - вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н·м; К – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; при постоянной нагрузке К= 1,15…1,2 при переменной нагрузке с колебаниями К=1,3…1,5; при нагрузке со значительными колебаниями К=1,7…2; [Т] – допускаемый вращающий момент муфты.

Допускается диаметр одной из полумуфт уменьшать до любого значения, установленного стандартом.

При выборе муфты принимается материал полумуфт – чугун СЧ20 или сталь 30Л.

3.10. Расчет шпоночных соединений.

Для шпоночных соединений быстроходного вала с полумуфтой или шкивом и тихоходного вала с зубчатым колесом или полумуфтой (рис.2.1) принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Размеры поперечных сечений шпонок и пазов для них выбираем по ГОСТу 23360-78 (табл. П47). Длины шпонок определяем по формуле:

l=l_ст – (5…10 мм),

согласуя со стандартным рядом. Здесь l_ст – длина ступицы детали, соединяемой с валом, мм.

Проверяем прочность шпонок на смятие по формуле:

σ_см=,

где d – диаметр вала, мм; h и b – размеры поперечного сечения шпонки, мм; t₁- глубина паза вала, мм; Т- вращающий момент на валу, Н·м; [σ]_{см –} допускаемое напряжение смятия, МПа. Для стальной ступицы [σ]_см=150…190 МПа; для чугунной ступицы [σ]_см=80…100 МПа (большие значения принимают при постоянной нагрузке, а меньшие значения - при переменной и ударной нагрузке). Материал шпонок – сталь 45, термическая обработка – нормализация.

3.11. Уточненный расчет валов на прочность.

Цель уточненного расчета валов – определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях каждого вала и сравнение их с допускаемым значением [s]=1,3…3.

Для выбранного материала валов по табл. П.4 определяем предел прочности σ_в. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба для легированных сталей, МПа:

Σσ_-1=0,35σ_в+(70…120),

для углеродистых сталей σ_-1=0,43σ_в.

Предел выносливости при отнулевом цикле касательных напряжений кручения:

t_-1=0,58σ_-1

Расчетная схема быстроходного вала приведена на рис. 3.7. В сечении А-А концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s_τ=,

где амплитуда и среднее напряжение цикла, МПа.

τ_а=τ_т=.

Момент сопротивления кручению сечения вала, мм:

W_{к нетто}=,

где k_τ - эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. П.50); ε_τ – масштабный фактор ( табл. П.53); ε_П – коэффициент влияния шероховатости поверхности (ε_П=0,98…0,9 при R_а=0,32…2,5 мкм); ψ_τ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла (ψ_τ= 0,1 для легированной стали, ψ_τ=0,05 для углеродистой стали).

Величина изгибающего момента от консольной нагрузки F_в(F_М1), Н·м:

М_А-А=F_в(F_М1)l/2,

где l – длина полумуфты или длина ступицы шкива открытой передачи.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:

s_σ=,

где σ_а= М_А-А/W_нетто амплитуда цикла нормальных напряжений изгиба.

Момент сопротивления изгибу:

W _нетто =.

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений, МПа:

σ_m=.

При F_a1=0 или малой ее величине принимается σ_т=0; k_σ -эффективный коэффициент концентрации напряжений (табл. П.50); ε_σ – масштабный фактор (табл. П.53); ψ_σ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла (ψ_σ= 0,2 для легированной стали, ψ_σ=0,1 для углеродистой стали).

Общий коэффициент запаса прочности:

s=.

При необходимости аналогичные расчеты проводятся для других сечений быстроходного вала.

Расчетная схема тихоходного вала приведена на рис. 3.8. В сечении А-А концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям, МПа:

s_τ=,

где амплитуда и среднее напряжение цикла, МПа:

τ_а=τ_т=.

W_{к нетто}=,

коэффициенты k_τ , ε_τ определяем по табл. П.50, П.53; коэффициенты ε_П ,ψ_τ определяем согласно рекомендациям приведенным в расчете быстроходного вала.

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А, Н·м:

М_А-А=,

где М_А-Ау=R_xB·l₂; М_А-Аx=R_yB·l₂+F_a2d₂/2.

Коэффициент запаса прочности по номинальным напряжениям изгиба:

s_σ =,

где амплитуда цикла напряжений, МПа: σ_а=М_А·W_нетто,

W_нетто=.

Среднее напряжение цикла, МПа:

σ_т=4F_a2/πd_к2².

Коэффициенты k_σ , ε_σ определяем по табл. П50, П53; коэффициенты ε_П , ψ_σ определяем по рекомендациям, приведенным в расчете быстроходного вала.

Общий коэффициент запаса прочности:

s=.

Аналогичные расчеты проводятся для других сечений тихоходного вала. В сечении К-К концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (табл.П.52.) В сечении Л-Л концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра d_П2 к диаметру d_в2 (табл.П.48).