XIV. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,2512,7  3,2 дм³.

По табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контакт­ных напряжениях _Н = 392 МПа и скорости v = 3,38 м/с реко­мендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 2810^-6 м²/с. По табл. 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 (см. табл. 9.14), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

XV. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 ^оС;

в ведомый вал закладывают шпонку 18 х 11 х 70 и напрес­совывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем наде­вают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и уста­навливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редук­тора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закла­дывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закреп­ляют крышки винтами.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее торцовым креплением: винт торцового крепления стопорят специальной планкой.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с про­кладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими усло­виями.

§ 12.2. Расчет цилиндрического косозубого редуктора с колесами из стали повышенной твердости

Проведем этот расчет для того, чтобы показать, как влияет твердость зубьев на размеры редуктора. Все данные для расчета примем такими же, как и в предыдущем примере см. § 12.1); изменим только материалы, из которых выпол­нены зубчатые колеса.

ЗАДАНИЕ НА РАСЧЕТ

Рассчитать одноступенчатый горизонтальный цилиндриче­ский косозубый редуктор (см. рис. 12.1 и 12.2) для привода к ленточному конвейеру по следующим данным: вращающий момент на валу колеса Т₂ = 62510³ Нмм; передаточное число редуктора и = 5.

Примем материалы: для шестерни сталь 40ХН, термообра­ботка — объемная закалка до твердости HRC 50; для колеса та же сталь 40ХН, термообработка - объемная закалка до твердости HRC 45 (см. табл. 3.3 и 3.9).

РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

Допускаемые контактные напряжения [см. формулу (3.9)]

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (см. табл. 3.2.)

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора, когда число циклов нагружения больше базового, k_kl= 1; коэффициент безопасности при объемной закалке [S_Н] = 1,2.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

допускаемое контактное напряжение для колеса

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение [см. формулу (3.10)]

Коэффициент нагрузки для несимметричного расположения зубчатых колес относительно опор (этим мы учитываем натя­жение от цепной передачи) при повышенной твердости зубьев по табл. 3.1 примем К_Н = 1,35.

К

оэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем

. Для колес повышенной твердости следует принимать значе-

ния _ba меньшие, чем для колес нормальной твердости. В примере, разобранном выше, для колес нормальной твердости был принят коэффи­циент _ba = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев [см. формулу (3.7)]

Примем по ГОСТ 2185-66 a_w = 160 мм. Напомним, что в примере, разобранном выше, межосевое рас стояние было a_w = 200 мм.

Нормальный модуль зацепления

По ГОСТ 9563 — 60 принимаем т_п = 2 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев  = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

принимаем z₁ = 26; тогда z₂ = z₁ u = 26  5 = 130. Уточняем значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры

Проверка

Диаметры вершин зубьев

Ширина колеса b₂ = _baa_w = 0,25  160 = 40 мм.

Ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм = 45 мм.

В примере, разобранном выше, ширина колеса была b₂ = 80 мм, а шестерни – b₁ = 85 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

где ₁ = 101,5 рад/с.

При данной скорости и повышенной твердости принимаем 8-ю степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки для проверки контакт­ных напряжений

По табл. 3.5 при _bd = 0,85 для несимметричного располо­жения колес повышенной твердости К_Н = 1,23.

По табл. 3.4 для 8-й степени точности и скорости 2,7 м/с К_Н = 1,08.

По табл. 3.6 для косозубых колес при скорости 2,7 м/с и повышенной твердости K_Нv = 1,0.

Таким образом,

Проверка контактных напряжений

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая F_a = F_t tg  = 4700 tg 12^o50'  1040 Н.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [см. формулу (3.25)]

Коэффициент нагрузки K_F = K_F K_Fv .

По табл. 3.7 при _bd = 0,85, несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор и повышенной твердости K_F = 1,31.

По табл. 3.8 для 8-й степени точности, скорости v = 2,7 м/с и повышенной твердости K_Fv = 1,1.

Таким образом, K_F = 1,31  1,1  1,45.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев z_v1 и z_v2 [см. пояснения к формуле (3.25)]:

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1 = 3,84 и Y_F2 = 3,60.

Допускаемое напряжение

Здесь по табл. 3.9 для стали 40ХН при объемной закалке предел выносливости при отнулевом цикле изгиба ⁰_{F lim b} = 500 МПа.

Коэффициент безопасности [S_F]=[S_F] [S_F] =1,80; по табл. 3.9 [S_F]'  1,80; для поковок и штамповок [S_F]" = 1.

Допускаемые напряжения при расчете на выносливость для шестерни и колеса

Находим отношения

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как для нее найденное отношение меньше.

Коэффициент Y_ учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми [см. пояснения к формуле (3.25)]:

Коэффициент K_f учитывает распределение нагрузки между зубьями. По формуле, приведенной в ГОСТ 21354 — 75,

где _ — коэффициент торцового перекрытия и п — степень точ­ности зубчатых колес [см. формулу (3.25) и пояснения к ней].

Примем среднее значение _ = 1,5; выше была принята 8-я степень точности. Тогда

Проверяем зуб шестерни по формуле (3.25):