9. Выбор смазочного материала и способы смазывания подшипников редуктора.

Экономичность и долговечность машины в большой степени зависит от правильности выбора смазочного материала. Обычно значения коэффициентов трения в парах трения снижается с ростом вязкости смазочного материала, но вместе с тем повышаются гидромеханические потери на перемешивание смазочного материала.

1. Выберем смазку для редуктора:

Окружная скорость: м/с, так как <10м/с, то примем картерную смазку. Колесо погружаем в масло на высоту не менее двух высот зуба.

Определяем объем масляной ванны:

V=(0,5…0,8) P_эд , где P_эд =1,1 мощность электродвигателя, кВт; V=0,5 л.

Требуемую вязкость масла предлагается устанавливать, руководствуясь

нагрузочно - скоростным фактором - .[1 стр. 124].

Для цилиндрических (и прямозубых конических колес) зубчатых передач

, где

F- тангенциальная сила, Н; b- ширина зуба, мм; d-диаметр начальной окружности, мм; u-передаточное отношение; -коэффициент, учитывающий профиль зубьев; - коэффициент перекрытия, тогда

Тогда получим: класс вязкости 100.

Замену масла производить через 3…6 мес.

2. Выберем смазку для подшипников:

Подшипники смазывать пластичным смазочным материалом, заложить в подшипниковые пары при монтаже. Сорт смазки выбираем по таблице 19.2[3. стр. 345] лидол жировой УС-2 ГОСТ 1033-79.

10.Выбор уплотнений валов редуктора

Для герметизации подшипниковых узлов применим резиновые армированные манжеты (ГОСТ 8752-79), т.к. они упрощают конструкцию по сравнению с войлочными уплотнениями. [7. т.3 стр.190]

11.Выбор подшипниковых крышек корпуса редуктора

Взяв за основу внешний диаметр подшипников валов (D=52мм), выберем две глухие крышки ГОСТ 18511-73 и две крышки с отверстием ГОСТ 18512-73 под входной и выходной концы валов редуктора. [7. т.2 стр.148;150]

12.Выбор и расчет соединений валов

12.1 Подбор посадки колеса на вал, обеспечивающую неподвижность соединения:

На колесо действует крутящий момент Т = 22,6 Н·м и осевая сила Fa = 117 H.

Диаметр вала d = 50 мм, диаметр ступицы колеса dст = 46 мм, длина ступицы колеса = 28мм. Колесо и вал из улучшенной стали 45. Сборка прессованием.

1. Общая нагрузка, действующая на вал (в месте соединения)

2. Удельное давление а поверхности(контактные)

МПа

Где k – коэффициент запаса(k = 1,3…2,0), f – коэффициент трения

(f = 0,1…0,15).

3. Проверим отсутствие в сопрягаемых деталях пластических деформаций. Они будут отсутствовать, если:

МПа

Пластические деформации на поверхности при р = 7,6 МПа отсутствуют, таким образом при расчетах можно применять формулы, справедливые при упругих деформациях.

4. Расчетный натяг

Здесь и - коэффициент Пуассона, модуль упругости ступицы и вала.

5. Минимально измеренный натяг при сборке прессованием . Назначаем чистоту обработки сопрягаемых поверхностей = 1,0 мкм, что соответствует = 4 мкм, т.е. высота неровностей 4 мкм. Тогда

6. По этому натягу выбираем посадку так, чтобы минимальный натяг получился в пределах 13,4 мкм. Лучше всего подходят посадки для отверстия Н7, для вала s6. При d = 30 мм для отверстия нижнее отклонение 0, верхнее +21мкм, для вала нижнее отклонение +34 мкм, верхнее +48 мкм.

Минимальный натяг составит 34-21=13 мкм, что практически равно требуемому. Максимальный натяг +48 мкм, следовательно принемаем

Ø30

7. Проверим возможность возникновения пластических деформаций в соединении при максимальном натяге:

МПа;

Что меньше определенного ранее p = 146 МПа, т.е. пластических деформаций не возникнет и, следовательно, расчеты верны.

Проверку на отсутствие пластических деформаций можно также провести по максимальным напряжениям, возникающим на контактирующих поверхностях. Наибольшие напряжения возникают на поверхности охватывающей детали

МПа;

Что меньше =440 МПа.

12.2 Подбор посадок валов на шкив и муфту выполним аналогично. Получим следующие посадки:

Для муфты: Ø22

Для шкива: Ø22