20. Выбор смазки подшипников валов редуктора.

Определив требуемую величину вязкости масла, назначаем его необходимую марку. Так как , то выбираем масло И-Т-Д100.

Т. к. окружная скорость зубчатых колес V<3 м/с, то подшипники смазывают индивидуально пластичным смазочным материалом. Пластичные (мазеобразные) смазочные материалы представляют собой загущенные специальными загустителями жидкие масла с включением различных присадок. Обычно используют минеральные масла И-Т-Д100, составляющие 75…90% общего объема. В качестве загустителей применяют кальциевые, натриевые и литиевые мыла, а также углеводороды (парафин, церезин). В качестве присадок обычно используют дисульфид молибдена, графит.

Основными пластичными смазочными материалами, применяемыми в подшипниковых узлах редукторов общего назначения, в настоящее время являются Литол–24 [31] (для работы в температурном интервале – 40…+130С). Поэтому принимаем для смазки подшипников быстроходного вала И-Т-Д100, а для тихоходного вала «Литол-24» [31].

21. Выбор уплотнений валов редуктора.

При использовании пластичного смазочного материала полость гнезда подшипника отделяют от внутренней полости корпуса редуктора специальными уплотнениями: мазеудерживающими шайбами. Мазеудерживающие шайбы эффективны только при весьма ограниченных окружных скоростях (V5 м/c).

Применение торцовых уплотнений позволяет резко снизить (по сравнению с манжетами) уровень требований к качеству поверхности вала в месте их установки. Однако необходимо отметить, что отсутствие стандартизации и централизованного изготовления уплотняющих шайб на специализированных заводах, в значительной мере мешают им более успешно конкурировать с манжетными уплотнениями.

22. Расчет подшипниковых крышек корпуса редуктора.

Материал, точность изготовления и другие технические требования к накладным подшипниковым крышкам регламентирует [24].

Крышки изготавливают литыми чугуна марки СЧ15 [14].

Установка крышки в отверстие стакана, а не корпуса редуктора – условие, при котором стандартные крышки подобрать невозможно.

В условиях среднесерийного производства подшипниковых крышек для снижения расхода металла (что является весьма актуальным в этих условиях производства) фланцы накладных крышек необходимо конструировать по формам, показанным на рис.

Рис. 22.1 Форма фланца, рекомендуемая для нестандартизованных

накладных крышек подшипниковых гнезд редукторов

Размеры фланцев (их толщину и наружный диаметр) определяют форма и размеры отверстий, предназначенных для размещения винтов или шпилек, которыми крышка крепится к корпусу редуктора. В свою очередь, форму и размеры этих отверстий определяют вид головки крепежных винтов и величина наружного диаметра их резьбы.

Для крепления подшипниковых крышек к корпусу редуктора применяем шпильки.

Необходимый класс прочности винтов выбирают по [16]. Этот выбор производят в зависимости от требуемого (по условию обеспечения статической прочности стержня винта при действии пиковой нагрузки) значения предела текучести _т материала винтов.

Требуемое значение _Т , МПа, предела текучести материала винтов (шпилек) крепления подшипниковых крышек к корпусу редуктора определяют, исходя из условия статической прочности тела их резьбовых участков при действии пиковых нагрузок, по следующей зависимости:

, (22.1)

где F_{a max} – осевое усилие, передающееся от наиболее нагруженного (в осевом направлении) подшипника рассматриваемого вала редуктора на его крышку при пиковом нагружении редуктора. Его определяют по следующей формуле:

, (22.2)

где ;

F_{a ном} – осевое усилие, действующее на рассматриваемую подшипниковую крышку при номинальном режиме нагружения редуктора: .

K_S – коэффициент динамичности приложения нагрузки к рассматриваемой подшипниковой крышке, возникающей при пуске редуктора: .

Н.

[S_T] – необходимое значение коэффициента запаса по текучести материала крепежных винтов. Обычно при техническом обслуживании (проводимом в процессе эксплуатации) редукторов общего назначения контроль уровня затяжки резьбовых соединений их деталей – отсутствует. В связи с этим .

К_зат – коэффициент запаса усилия затяжки винтов. Затяжка винтов (шпилек) крепления подшипниковых крышек к корпусу редуктора должна обеспечивать герметичность стыка торцовых поверхностей их фланцев с торцовыми поверхностями подшипниковых гнезд корпуса редук­тора при наличии в стыке плоских металлических прокладок и в условиях нестационарности его нагружения. В этом случае принимают К_зат =3…5 (меньшие значения – при использовании для смазывания подшипников пластичного смазочного материала): .

– коэффициент внешней нагрузки на винт. В связи с наличием в стыке рассматриваемых деталей плоских металлических прокладок, значение коэффициента внешней нагрузки, действующей на винт их крепления, можно назначить в пределах : .

z – принятое количество винтов для крепления подшипниковой крышки к корпусу редуктора: .

d₁– внутренний диаметр резьбы принятых винтов (шпилек), определяемый по ГОСТ 9150-81: мм.

.

Следовательно .

Так как , то класс прочности винтов 3.6, а марка сталь10.

Требуемую длину шпилек l^, мм, определяют по формуле

(22.3)

где Н_г – высота гайки, мм, Н_г=6,5мм;

S – толщина стопорной шайбы, мм, S=2.0мм;

– суммарная толщина фланца крышки и набора прокладок, мм.

.

Полученную величину l^ требуемой длины винтов округляют до ее ближайшего стандартного значения l. В данном случае l=25мм.

Необходимую глубину h_н завинчивания шпилек назначают по справочным данным в зависимости от требуемой (выбранным классом прочности шпильки) величины предела прочности _в их материала и вида материала корпуса редуктора:

. (22.4)

Выбранное значение h_н округляют до ближайшей стандартной величины l₁ длины резьбового конца шпильки, завинчиваемого в корпус. В данном случае его округлять не надо.

Проверку достаточности фактической глубины завинчивания в корпус шпилек l₁ производят по условию отсутствия смятия и среза витков резьбы в отверстиях корпуса редуктора при действии пиковых нагрузок.

Условием отсутствия смятия и среза витков резьбы в крепежных отверстиях наиболее нагруженного (в осевом направлении) подшипникового гнезда рассматриваемого вала редуктора при действии пиковых нагрузок служит одновременное выполнение следующих неравенств:

; ,

где , – соответственно, напряжения смятия и среза, возникающие в витке резьбы рассматриваемых отверстий при пиковом нагружении редуктора, МПа.

F_{a max} – осевое усилие, передающееся на крышку рассматриваемого подшипникового гнезда при пиковом нагружении редуктора: Н.

K_ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между витками резьбы. Величину коэффициента выбирают в зависимости от отношения пределов прочности при растяжении материалов винта _{вр в} ( ) и корпуса _{вр к} ( ), : при >1.3: .

К_зат – коэффициент запаса усилия затяжки винтов: .

– коэффициент внешней нагрузки, действующей на винт: .

Z₀ – количество крепежных отверстий в рассматриваемом подшипниковом гнезде: .

Z_P – расчетное число витков резьбы на глубине h (l₁) завинчивания винтов в рассматриваемое отверстие. Его определяют из условия:

, (22.7)

где Р – шаг резьбы, назначаемый по [20]: мм.

. Следовательно , так как следующие (за 6-м) витки резьбы практически не воспринимают внешнюю осевую нагрузку (например, 8-й виток воспринимает только 2% нагрузки, а 10-й – всего 0,89%).

К_n – коэффициент полноты резьбы в отверстии (для метрических резьб К_n = 0.88);

d, d₁ – соответственно, наружный и внутренний диаметры резьбы в рассматриваемых отверстиях: .

[_cм], [_ср] – допускаемые напряжения, гарантирующие отсутствие, соответственно, смятия и среза витков резьбы рассматриваемых отверстий, МПа. Их назначают в долях от допускаемого напряжения растяжения [_р] материала корпуса редуктора. Величина этой доли зависит от вида крепежных деталей (винты или шпильки) завинчиваемых в отверстия рассматриваемого подшипникового гнезда редуктора.

Согласно данным [5, c.110], при использовании шпилек имеем:

(22.8)

Допускаемые напряжения при растяжении [_р], МПа, для материала корпуса редуктора определяют по следующей формуле:

, (22.9)

где _пред – предельное (для материала корпуса) напряжение растяжения, МПа;

[S] – необходимое значение коэффициента запаса соответствующей прочности.

Для корпусов редукторов, изготовленных из серого чугуна, под _пред понимают предел прочности чугуна при растяжении _вр ( МПа), а коэффициент запаса прочности (по неразрушению) [S_в] в этом случае назначают в пределах : .

,

Тогда

,

следовательно условие выполняется.

, следовательно условие выполняется.

Толщину фланцев подшипниковых крышек назначают в зависимости от вида головки крепежных винтов. При креплении винтами с шестигранной головкой .

Согласно ряду .

Наружный диаметр фланца нестандартных подшипниковых крышек D_фл рекомендуется [7, c. 102] определять по следующей зависимости:

,

где D_y – установочный диаметр: ,

d – наружный диаметр резьбы шпилек, .

.

Согласно ряду .

Диаметр D₀ окружности, на которой располагают центры крепежных отверстий фланца подшипниковых крышек, вычисляют по формуле:

,

.

Накладные подшипниковые крышки устанавливают в предназначенное для них отверстие корпуса редуктора по посадке H7/h8, а номинальное значение D_a наружного диаметра их заходного пояска назначают равным номинальному значению наружного диаметра выбранного подшипника.

Наибольший диаметр внутренней полости подшипниковых крышек определяют по формуле

,

где D_a – наружный диаметр заходного пояска крышки, ;

– толщина стенки заходного пояска. Ее вычисляют по следующей формуле:

,

где  – толщина дна крышки: .

. .

Согласно ряду .

Чтобы торцовые поверхности фланца подшипниковой крышки и корпуса редуктора сопрягались по плоскости, на наружной поверхности заходного пояска крышки предусматривают кольцевую канавку, форму и размеры которой регламентирует [21]:

Основной базовой поверхностью накладной крышки является торцовая поверхность ее фланца. В связи с этим, длину С заходного пояска крышки назначают небольшой, чтобы он не мешал установке крышки по торцу корпуса редуктора (или стакана). Обычно принимают

.