4.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления

Выбор сорта масла зависит от окружной скорости и величины контактного напряжения в зацеплении. При v=1,57м/с и σ_н=837 МПа кинематическая вязкость равна 34мм²/с [1, табл.10,8]. Объем масла определяют из расчета (0,25…0,5) л/кВт. При передаваемой мощности 5,5 кВт количество масла- 1,5 литра. По найденному значению вязкости выбираем масло индустриальное И-30А ГОСТ20799-75 Для смазки подшипников применяем пластичную смазку. Один из подшипников ведущего вала значительно удален, что затрудняет применение жидких масел.

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

где В – ширина внутренней части корпуса: В=180 мм;

L –длина внутренней части корпуса; L =190 мм;

H – высота уровня масла, заливаемого внутрь корпуса. H =45 мм.

В х L х H=0,18^.0,19^.0,045 =1,5л.

Уровень масла в редукторе контролируется жезловым маслоуказателем.

4.6 Первый этап компоновки редуктора

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

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 = 10 мм - толщина стенки корпуса редуктора;

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

3. Схематично изображаем подшипники ведущего и ведомого валов.

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

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

Для роликоподшипников на валу шестерни и колеса:

а₁= а₂= мм,

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

4.7. Проверка долговечности подшипников

Для проверки долговечности подшипников составляем пространственную схему сил в редукторе (рис.11).

Из предыдущих расчетов имеем : Ft₁= 4090Н, F_г1= 557 Н и F_а1= 1380 Н.

Из первого этапа компоновки l₁= 72мм. с₁= 88мм. f₁= 40 мм (см. рис.12).

F_в- нагрузка от ременной передачи; F_в=1268Н

Угол наклона ременной передачи равен 45^0., составляющие нагрузки:

F_вх= F_вcos 30⁰=1268^.0,707=896 Н

F_ву= F_вsin 30⁰=1268^.0,707=896 Н

Рис.11 Пространственная схема сил в редукторе

4.7. 1 Проверка долговечности подшипников ведущего вала.

Составляем расчётную схему вала и определяем силы, нагружающие подшипники. Определяем реакции опор в плоскости XОZ :

Σ М (1 ) =0; -F_вх· l₁+F_t1 (c₁ + f₁)-Rx₂ ^.c₁ =0

Rx₂ = -F_вх· l₁+F_t1 (c₁ + f₁) / c₁=

Σ М ( 2 ) =0; -F_вх (l₁ + c₁) +F_t1^. f₁+Rx₁ ^.c₁ =0

Rx_l = F_ву (l₁ + c₁) -F_t1^. f₁/ c₁=

Проверка: Rx₁ +Rx₂ - F_вх - Ft₁ =0

В плоскости YОZ:

Σ М (1 ) =0; -F_ву· l₁+F_r1 (c₁ + f₁) -Fа₁^. (d_m1 /2) -Rу₂ c₁=0:

Rу₂= F_ву· l₁+F_r1 (c₁ + f₁) -Fа₁^. (d_m1 /2) / c₁₌

= .

Σ М ( 2 ) =0; -F_ву· (l₁ + c₁) +F_r1 · f₁-Fа₁^. (d_m1 /2) +Rу₁ c₁=0:

Rу₁= F_ву· (l₁ + c₁) -F_r1 · f₁+Fа₁^. (d_m1 /2) / c₁₌

= .

Рис.12 Расчётная схема ведущего вала

Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:

Осевые реакции в подшипниках:

S₁=0,83 е R_r1 =0,83^.0,37^. 2210=679Н

S₂=0,83 е R_r2 =0,83^.0,37^. 5232=1611Н

е- параметр осевого нагружения; е=0,37;

Осевая нагрузка на подшипники с учетом осевых реакций и осевых сил в зацеплении (1, табл. 9.21):

S₁ <S₂, F_а1> S₂ -S₁, _, тогда Fа₁= S₁=679 Н

Fа₂= S₁ +F_а1= 679+1380=2059 Н

Рассмотрим более нагруженный подшипник № 2:

Отношение F_а2/ R_r2 = 2059/5232=0,39> е, тогда осевую силу учитываем.

Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 0,45

Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 1,6

Эквивалентная нагрузка: P_Э = (X · v · R_r1 + Y · Fа₁) · K_б · K_T

v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0.

K_б - коэффициент безопасности ; для редукторов всех типов K_б=1,3 [1, табл. 9.19].

К_T = температурный коэффициент. При температуре подшипника менее 100 С⁰ К_T =1,0.

P_Э =(1^. 0,45^.5232+1,6^.2059)^.1,3^.1=7343Н.

Расчетная долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶(С/Рэ)³/60n₁,

где n ₁- частота вращения ведущего вала ;

С- динамическая грузоподъемность подшипника № 7210, Кн.

Полученная долговечность а больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому принятые подшипники № 7210 подходят для ведущего вала редуктора.