м
Результаты
произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1 являются исходными данными
для последующих расчетов передач.
Таблица
1.
Валы
|
Мощности на валах, кВт
|
Частоты вращения валов, мин-1
|
Крутящие моменты на валах, Н ּ
м
|
Передаточные числа передач
|
I
II
|
1,1
0,88
|
695
22,06
|
15,12
380,96
|
Uред=31,5
|
2. Расчёт
червячной передачи
Выбор материала и
термической обработки червяка и колеса
Червяк: Сталь 40Х,
Термообработка: цементация и закалка ТВЦ, твёрдость 45 HRC, шлифование и полирование.
Червячное колесо:
,
(2.1)
где V5 – скорость скольжения, м/с.
Назначаем материал II группы БрА9Ж3Л. Способ отливки ц –
центробежный
σТ=200МПа.
σв=500МПа
Колесо менее прочное,
следовательно по нему и определяем напряжения.
Определение срока
службы передачи
tΣ = L·365·Kr·24·Kc, (2.2)
где tΣ – срок службы передачи.
tΣ = 5·365·0,80·24·0,29=10161,6 час.
Определение
допускаемых напряжений на контактную прочность
=(300
– 275) – 25VS (2.3)
=275-25·2,26=218,5
Мпа
Определение допускаемых
напряжений на изгиб
(0,25σт+0,08σв)·, (2,4)
где σт –
предел текучести, Мпа;
σв –
предел выносливости на растяжение, Мпа;
NFE – эквивалентное число циклов
нагружения.
NFE
= 60·n1·tΣ·(a1b19+
a2b29+…+ aibi9),
(2.5)
где ai,bi – коэффициенты с графика нагрузки.
NFE = 60·22,06·10161,6·(0,0005·1,59+
0,5·19+0,5∙0,59)=8,7·106
(0,25·200+0,08·500)·=70,74МПа
Назначение числа
заходов червяка и числа зубьев колеса
Z1=1 – число заходов червяка,
Z2=Z1·Uч
Z2=2·31,5=32 – число зубьев колеса.
Назначение
коэффициента диаметра червяка q
qопт=0,25·Z2=0,25·32=8 (2,6)
Назначаем из стандартного
ряда q=14. ГОСТ 19672-74.
Определение межосевого
расстояния aw
, (2.7)
где К – коэффициент
нагрузки;
q1 – коэффициент диаметра червяка, для передачи без
смещения q1=q=8
К=0,5(Кβ+1),
(2.8)
где Кβ0 –
начальный коэффициент концентрации нагрузки.
Кβ = 1,07
К=0,5(1,07+1)=1,04
Принимаем из стандартного
ряда по ГОСТ 2144-76 аw =
125мм.
Определение модуля
передачи
m=2aw/(Z2+q) (2.9)
m=2·125/(32+8)=6,25мм
Согласуем со стандартным
рядом ГОСТ 2144-76 m=6,3мм.
x=aw/m-0,5(q+Z2), (2.10)
где х – коэффициент
смещения.
x=125/6,3-0,5(32+8)=-0,16
принадлежит допустимому
интервалу 0,7.
Определение
геометрических размеров червяка и колеса
Червяк:
Делительный диаметр d1=m·q (2.11)
d1=6,3·8=50,4мм
Начальный диаметр dw1=m(q+2x) (2.12)
dw1=6,3·(8+2·(-0,16))=48,4мм
Диаметр вершин витков da1=d1+2m (2.13)
da1=50,4+2·6,3=63мм
Диаметр впадин db1=d1-2,4m (2.14)
db1=50,4-2,4·6,3=35,28мм
Длина нарезной части
червяка b1(11+0,06Z2)m (2.15)
b1(11+0,06·32)·6,3=81,4 принимаем b1=82мм.
Угол подъема линий витков
червяка
Червячное колесо:
Делительный диаметр d2= m·Z2 (2.16)
d2= 6,3·32=201,6мм
Диаметр вершин зубьев в среднем
сечении da2=m(Z2+2+2x) (2.17)
da2=6,3·(32+2+2·(-0,16))=212,2мм
Наибольший диаметр колеса
dam2da2+6m/(Z1+2) (2.18)
dam2212,2+6·6,3/(1+2)=224,8мм
Диаметр впадин в среднем
сечении db2=m(Z2-2,4+2x) (2.19)
db2=6,3·(32-2,4+2·(-0,16))=184,5мм
Ширина колеса b20,75 da1 (2.20)
b20,75·63=47,25мм
принимаем b2=47мм.
Определение скорости
скольжения и КПД червячной передачи
,
(2.21)
где V1 – окружная скорость червяка, м/с.
(2.22)
КПД червяка: , (2.23)
где приведённый угол
трения, φ' = 2,3˚
Проверочный расчёт передачи
на контактную прочность
,
(2.24)
где q1 = q+2x; (2.25)
q1=8+2∙(-0,16)=7,68
K – коэффициент нагрузки,
К=Кβ·КV , (2.26)
где Кβ –
коэффициент концентрации нагрузки;
КV – коэффициент динамической нагрузки.
Кβ=1+(Z2/Θ)3·(1-x), (2.27)
где Θ – коэффициент деформации червяка, Θ=72;
х – коэффициент режима
работы червячной передачи.
х=(a1b1+a2b2+…+aibi)
(2.28)
x=(0,0005·1,5+0,5·1+0,5∙0,5)=0,75
Кβ =
1+(32/72)3·(1-0,75)=1,02
Для нахождения КV определяют окружную скорость колеса V2, м/с:
V2= (2.29)
V2=
V2=0,23<3м/с => принимаем КV=1.
К=1·1,02=1,02
Уточняем допускаемое
напряжение:
=218,5МПа
> σН=152,66МПа
Условие контактной
прочности выполняется.
Проверка зубьев колеса
на напряжения изгиба
,
где YF – коэффициент формы зуба, который
принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса ZV2.
ZV2=Z2/cos3γw
(2.31)
ZV2=32/cos37,42=32,65
Назначаем YF = 1,43.
σF=4,44МПа < =70,74МПа.
Прочность зубьев на изгиб
обеспечена.
Определение усилий в
зацеплении
Окружная сила на колесе,
равная осевой силе на червяке:
Ft2=Fa2=2T2/d2 (2.32)
Ft2=2·380,96/201/6=3,78кН
Окружная сила на червяке,
равная окружной силе на колесе:
Fa2=2T1/dw1 (2.33)
Fb1=2·15,12/48,4=0,62кН
Радиальная сила:Fr= Ft2·tgαx , (2.34)
где αx =20˚ - угол зацепления.
Fr=3,78·tg20=1,38кН.
Тепловой расчёт.
tраб=20˚+, (2,35)
где ψ – коэффициент,
учитывающий отвод тепла тела в плиту или раму, ψ=0,3;
-
допускаемая температура нагрева масла, =95˚С;
Кт –
коэффициент теплоотдачи, Кт = 9 (Вт/м2·˚С)
А – площадь поверхности
охлаждения, кроме поверхности дна, м2.
Приближённо площадь
поверхности охлаждения можно определить по соотношению:
А=12·аw1,71
11
А=0,35м2
tраб=20˚+
Охлаждение за счёт
поверхности корпуса редуктора.
3. Расчёт
валов
3.1 Расчёт
тихоходного вала
Материал вала Сталь 45.
σв=580МПа
σт=320МПа
Предварительный расчёт
диаметров тихоходного вала
a)
Для выходного
конца диаметр тихоходного вала:
Принимаем d=40мм
b)
Для диаметра под
подшипник:
dn≥d+2t,
где t – высота буртика, t=2,5
dn=40+2∙2
принимаем стандартное
значение по внутреннему кольцу подшипника dn=45мм.
c)
Диаметр вала под
колесо рассчитываем по формуле:
dδn=dn+3r,(4.12)
где r – координата фаски подшипника, r=2
dδn=45+3·2=52мм
Разработка расчётной
схемы
Для фиксации вала
применяют следующее расположение подшипников: обе опоры располагаются по разные
стороны от места посадки колеса на вал. С обеих сторон ставим конические
однорядные роликовые подшипники. Обе опоры фиксируем, т.к. они ограничивают перемещение
вала в одном из направлений и воспринимают радиальную и осевую нагрузки. Т.к. в
опорах вала стоят роликовые конические подшипники, поэтому вычисляем величину
«а»
Нахождение реакций в
опорах в вертикальной плоскости
Считаем, что в
вертикальной плоскости действует радиальная Fr и осевая Fa силы, которые вызывают появление
реакций в опорах RAx, RBx и RAz. Плечо действия силы Fa равно
Составляем уравнение
равновесия:
ΣМА=0 RBx2a-Fr2a+Fa2d2/2=0
ΣМB=0 Fa2d2/2+Fr2а-RAх2а=0
RBх=(1,38∙0,0425-0,62∙0,101)/0,085=-0,05кН
RАх=(1,38·0,0452+0,62∙0,101)/0,085=1,43кН
Проверка:
ΣFx=0 Fr2-RAx+RBx=0
1,38-1,43+0,05=0
ΣFz=0 RAz-Fa2=0
RAz=Fa2=0,62 кН
Определяем изгибающий
момент:
Сечение I-I:Mх1=RAхz1,
при z1=0 Mx1=0
при z1=a Mx1=RAx·a=1430·0,0425=60,78Н∙м
Сечение II-II:Mx2=-RBx∙z2,
при z2=0 Mx2=0,
при z2=a Mx2=-RBx∙z2=-50∙0,0425=-2,13H∙м
Нахождение реакций в
опорах в горизонтальной плоскости
Условно считаем, что в
горизонтальной плоскости действует только окружная сила Ft, которая вызывает появление реакций
в опорах RAy и RBy.
Составляем уравнения
равновесия:
ΣМА=0 RBy2a-Ft2a=0
ΣМB=0 Ft2a- RAy2a=0
RBy=3,78·0,0425/0,085=1,89кН
RАy=3,78·0,0425/0,085=1,89кН
Проверка:
ΣFy=0 Ft2- RАy-RBy=0
3,78-1,89-1,89=0
Строим эпюру изгибающих
моментов.
Сечение I-I:Мy1= RAyz1,
при z1=0 Мy1= 0
при z1=a My1=RAy·a=1890∙0,0425=80,32H∙м
Крутящий момент
От середины полумуфты до
центра колеса действует крутящий момент T=Ft∙d2/2=3780∙0,202/2=381,78 H∙м
Определение опасных
сечений
1 опасное сечение –
выходной конец вала:
a)
Шпоночный паз
b)
Галтель
2 опасное сечение – место
посадки колеса на вал.
3.1.8. Расчёт первого
опасного сечения
τ=T/0,2d3=381,78/0,2·0,043=29,7МПа
где ε – коэффициент
влияния абсолютных размеров, ε=0,8;
S – коэффициент запаса прочности, S=1,5;
Кτ –
коэффициент концентрации напряжения, Кτ =1,48;
τ-1 –
предел выносливости при кручении
τ-1=0,28σв=0,28∙580=162,4
МПа
a)
Галтель - d=40мм., t=2,5мм., r=1,5мм.
;
Самым опасным
концентратом напряжений в данном случае является галтель по которой и ведём
расчет
τ=29,7МПа<[τ]=55,2МПа
Прочность вала в данном
сечении обеспечена
Расчёт второго
опасного сечения
σэкв=
τвх = T/0,2d3=381,78/0,2∙0,0523=13,58МПа
,
где S=1,5;
ε = 0,8;
σ-1 - предел
выносливости при изгибе
σ-1 =
0,43 σв = 0,43·580=249,4МПа;
a)
Шпоночный паз, Кδ=1,73
b)
Посадка колеса с
натягом
,
Кδ
/ε=( Кδ /ε)0·ξ'· ξ'',
где (Кδ
/ε)0=3, при изгибе и кручении;
ξ' – коэффициент,
учитывающий предел прочности материала вала.
ξ'=0,305+0,0014·
σв
ξ'=0,305+0,0014·580=1,117
Кδ
/ε=3·1,117·1=3,35
Прочность вала в данном
сечении обеспечена.
3.2 Расчёт
быстроходного вала червяка
Материал вала червяка:
Сталь 40Х, Т.О. улучшение и закалка ТВЦ, термообработка витков червяка:
цементация и закалка, шлифование и полирование.
σт=750МПа,
σв=900МПа.
Разработка эскиза вала
a)
Для выходного
конца диаметр быстроходного вала считается по формуле: d≥(7…8),
d≥
Так как диаметр вала принятого
нами двигателя d=22мм., то и
диаметр выходного конца быстроходного вала примем равным 22мм.
b)
Для диаметра под
подшипник:
dn≥d+2t,
где t – высота буртика, t=2,2
dn=22+2∙2,2=26,4мм.
принимаем стандартное
значение по внутреннему кольцу подшипника dn=30мм.
c)
dБП=dп+3r=30+3∙2=36мм.
Разработка расчётной
схемы
Для фиксации вала червяка
применяем следующее расположение подшипников: обе опоры расположены по разные
стороны от червяка; с одной стороны стоят два однорядных конических
роликоподшипников, расположенные «враспор», с другой стороны один роликовый
радиальный подшипник. Обе опоры фиксируются, т.к. они ограничивают перемещение
вала в одном из направлений и воспринимают радиальную и осевую нагрузку.
Нахождение реакций в
опорах в вертикальной плоскости
Считаем, что в
вертикальной плоскости действует радиальная Fr и осевая Fa силы, которые вызывают появление
реакций в опорах RAx, RBx и RAz. Плечо действия силы Fa равно
Составляем уравнения
равновесия:
ΣМА=0 RBx(a+b)+Fr1a-Fa1·dw1/2=0
ΣМB=0 -RAx(a+b)-Fr1b-
Fa1·dw1/2=0
ΣFx=0 RAx+
RBx- Fr1=0
RBx=(3,78∙0,024-1,38∙0,112)/(0,112+0,104)=-0,296кH
RAx=(-3,78∙0,024-1,38∙0,104)/(0,112+0,104)=-1,084кН
0,296+1,084-1,38=0
Определяем изгибающие
моменты:
Сечение I-I:Mх1=-RAхz1,
при z1=0 Mx1=0
при z1=a Mx1=RAx·a=-1084·0,112=-121,4Н∙м
Сечение II-II:Mx2=-RBx∙z2,
при z2=0 Mx2=0
при z2=b Mx2=RBx∙z2=-296∙0,104=-30,8H∙м
Нахождение реакций в
опорах в горизонтальной плоскости
Условно считаем, что в
горизонтальной плоскости действует только окружная сила Ft1, которая вызывает появление реакций в опорах RAy и RBy.
Составляем уравнения
равновесия:
ΣМА=0 RBy(a+b)-Ft1a=0
ΣМB=0 -RAy(a+b)+Ft1b=0
ΣFy=0 RAy+
RBy- Ft1=0
RBy=0,62·0,112/(0,112+0,104)=0,321кН
RAy=0,62·0,104/(0,112+0,104)=0,299кН
0,321+0,299-0,62=0
Определяем изгибающие
моменты:
Сечение I-I:My1=RAyz1,
при z1=0 My1=0
при z1=a My1=RAy·a=299·0,112=33,4Н∙м
Сечение II-II:My2=RBy∙z2,
при z2=0 My2=0
при z2=b My2=RBy∙z2=-321∙0,104=33,4H∙м
Крутящий момент
От середины полумуфты до
центра колеса действует крутящий момент T=Ft∙dw1/2=620∙0,048/2=15H∙м
Определение опасных
сечений
1 опасное сечение –
выходной конец вала:
a)
Шпоночный паз
b)
Галтель
2 опасное сечение –
Галтель за подшипником
3 опасное сечение – по
впадинам червяка
Расчёт первого
опасного сечения
где ;
S=1,5
a)
Шпоночный паз -
b)
Галтель – d=22мм.; t=3,5мм.; r=1,5мм.;
t/r=2,3; r/d=0,053
Самым опасным
концентратом напряжений является галтель, по нему и ведём расчёт
Прочность вала в данном
сечении обеспечена.
Расчёт второго
опасного сечения
По теореме подобия
находим изгибающий момент действующий в сечении с галтелью
σэкв=
,
где S – коэффициент запаса, S=1,5;
σ-1 -
предел выносливости.
σ-1 =
0,43 σв = 0,43·900=387МПа;(4.7)
ε = 0,73
d=36мм.; t=3мм.; r=3мм.;
t/r=1; r/d=0,073
Кδ=1,65
Прочность вала в данном
сечении обеспечена.
Расчёт третьего опасного
сечения
σэкв=
,
где S=1,5;
σ-1 =
387МПа;
ε = 0,71
Кδ=1,97
Прочность вала в данном
сечении обеспечена.
3.3 Проверяем
червяк на прочность
Принимаем червяк как
двухопорную балку круглого сечения диаметром d=30мм., нагруженной радиальной силой Fr.
Наибольший прогиб
возникает в середине пролёта, его находим по формуле:
где l – длинна пролёта, м;
Е – модуль упругости,
Е=2∙105МПа (для стали);
Ix – момент инерции, м4;
4. Расчёт
и подбор подшипников
4.1 Расчёт
подшипников быстроходного вала
Первоначально в опорах
червяка, и в левой и в правой, было установлено по одному роликовому
коническому подшипнику лёгкой серии. В результате расчёта оказалось, что
подшипник в левой опоре, на которую действует осевое усилие, не обеспечивает
заданной долговечности. Один подшипник средней серии также не достигает
требуемого срока службы.
Поэтому в левую опору
ставим двурядный роликовый конический подшипник средней серии, в правую
роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 2000 средней серии.
Подбираем подшипники
качения для опор вала червяка
Частота вращения вала n=695 мин-1.
Диаметр посадочной
поверхности вала d=30мм.
Максимально длительно
действующие силы:
Fr=1380 H,Fа1=3780H,
RAy=299H,
RBy=321H,
RAx=1084H,RBx=296H.
Определяем суммарные
радиальные силы в опорах.
Проверяем подшипники в
левой опоре
Подшипник роликовый
конический средней серии №7306А
Грузоподъёмность: Cr=52,8кН, Cr0=39кН, так как подшипник двухрядный, то Сrсум=Сr∙1,625=52,8∙1,625=85,8кН.
Факторы нагрузки: l=0,31, Y=1,9, Y0=1,1.
Определяем
эквивалентную нагрузку
РrA=(X·V·FrА+Y·Fa1)·Kδ·Kt,
где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
X=0,67, Y=1,5-для
двурядного подшипника,
V – коэффициент вращения, V=1;
Kδ – коэффициент безопасности, Kδ = 1,4;
Kt – температурный коэффициент, Kt = 1 при t<100˚C.
РrA=(0,67·1·1124,48+1,5·3780)·1,4·1=8,99кН.
Определяем расчётную
долговечность подшипника
,(5.9)
где Ln – расчётная долговечность
подшипника, ч;
n – частота вращения вала, мин-1;
Р – показатель степени,
равный для роликоподшипников 3,33;
а1 – коэффициент,
учитывающий надёжность работы подшипника, а1=1;
а23 –
коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;
-
требуемая долговечность подшипника, =10161,6 час.
Данный подшипник удовлетворяет
требованию долговечности.
Проверяем подшипник в
правой опоре
Подшипник роликовый радиальный
с короткими цилиндрами роликами, средней серии №2306
Грузоподъёмность: Cr=36,9кН, Cr0=20кН.
Определяем
эквивалентную нагрузку
РrA=X·V·FrВ·Kδ·Kt,(5.6)
где X – коэффициенты радиальной:X=0,67;
V – коэффициент вращения, V=1;
Kδ – коэффициент безопасности, Kδ = 1,4;
Kt – температурный коэффициент, Kt = 1 при t<100˚C.
РrA=0,67·1·436,64∙1,4·1=409,57Н.
Определяем расчётную
долговечность подшипника
,(5.9)
где Ln – расчётная долговечность
подшипника, ч;
n – частота вращения вала, мин-1;
Р – показатель степени,
равный для роликоподшипников 3,33;
а1 – коэффициент,
учитывающий надёжность работы подшипника, а1=1;
а23 –
коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;
-
требуемая долговечность подшипника, =10161,6 час.
Данный подшипник удовлетворяет
требованию долговечности
4.2 Расчёт
подшипников тихоходного вала
Выбор подшипников
Частота вращения вала n=22,06 мин-1.
Диаметр посадочной
поверхности вала d=45мм.
Максимально длительно
действующие силы:
Fа=0,62кH,
RAy=1,89кH,RBy=1,89кH,
RAx=1,43кH,RBX=0,05кH.
Роликовые конические подшипники
лёгкой серии № 7209.
Грузоподъёмность: Cr=62,7кН, Cr0=50кН.
е=0,4.
Определяем суммарные
радиальные силы в опорах
Определяем суммарные
нагрузки в опорах
SA=0,83·0,4·2,37=0,787кН
SB=0,83·0,4·1,89=0,627кН
S1=SВ=0,627кН
S2=SА=0,787кН
S1<S2
и FА=620Н>S2-S1=160H
Fa1=
S2=787Н
Fa2=
Fa1+FA=787+160=947Н
Определяем
эквивалентную нагрузку
Самым нагруженным
является подшипник в опоре А, по нему и ведём расчёт.
РrA=(X·V·FrА+Y·Fa1)·Kδ·Kt
V=1;Kδ = 1,4;Kt = 1
Fa2/V·FrА=947/1·2370=0,4=е=0,4
X=1;Y=0
РrВ=(1·1·2,37+0·0,787)·1,4·1=3,32кН.
Определяем расчётную
долговечность подшипника
,
где Ln – расчётная долговечность
подшипника, ч;
n – частота вращения вала, мин-1;
Р – показатель степени,
равный для роликоподшипников 3,33;
а1 –
коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а1=1;
а23 –
коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а23=0,9;
-
требуемая долговечность подшипника, =10161,6 ч.
Данный подшипник
удовлетворяет требованию долговечности.
5. Расчёт
шпоночных соединений
5.1 Расчёт
шпоночного соединения на входном валу
Для передачи крутящего
момента Т=15Н·м на вал d=22мм
применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80
b=6мм;
h=6мм;
t1=3,5мм;
l=45мм.
Проверяем шпоночное
соединение на смятие:
,
где Т – вращающий момент,
Н∙м;
l – рабочая длинна шпонки, мм;
к = 0,4h – глубина врезания шпонки в ступицу,
мм;
=80…120
Мпа;
к=0,4∙6=2,4мм
Условие смятия
соблюдается.
5.2 Расчёт
шпоночного соединения на выходном валу
Для передачи крутящего
момента Т=381Н·м выходного вала d=40мм
применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80
b=12мм;
h=8мм;
t1=5мм;
l=50мм.
Проверяем шпоночное
соединение на смятие:
,
где Т – вращающий момент,
Н∙м;
l – рабочая длинна шпонки, мм;
к = 0,4h – глубина врезания шпонки в ступицу,
мм;
=80…120
Мпа;
к=0,4∙8=3,2мм
Условие смятия
соблюдается.
5.3 Расчёт
шпоночного соединения, сконструированного в месте соединения червячного колеса
с валом
Для передачи крутящего
момента Т=381Н·м выходного вала d=52мм
применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80
b=16мм;
h=10мм;
t1=6мм;
l=45мм.
Проверяем шпоночное
соединение на смятие:
,
где Т – вращающий момент,
Н∙м;
l – рабочая длинна шпонки, мм;
к = 0,4h – глубина врезания шпонки в ступицу,
мм;
=80…120
Мпа;
к=0,4∙10=4мм
Условие смятия
соблюдается.
6. Подбор
муфты
Для соединения вала
электродвигателя с входным валом редуктора применяем муфту упругую со
звёздочкой, а на выходном конце тихоходного вала ставим цепную муфту.
Размеры муфты подбираем
по справочнику исходя из известных нам расчётных моментов и диаметров валов, на
которые устанавливаются муфты.
Муфты подбираются по
расчётному моменту:
Тр=Тн∙к≤[Т],
где к – коэффициент
динамичности
к=1,25…1,5 – для
ленточных транспортеров
ТрI=15,12∙1,3=19,7Н∙м≤[Т]=
ТрII=380,96∙1,3=495,2Н∙м≤[Т]=
7. Выбор и
обоснование способа смазки передачи и подшипников
Для смазывания червячных
передач широко применяют картерную смазку. Этот способ допустим при скорости
скольжения до 10м/с, что подходит к нашему редуктору.
При вращении колеса масло
увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса,
оттуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц
масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса
деталей.
Для выбора смазки необходимо
знать контактное напряжение σН=152,66МПа, а также скорость
скольжения VS=2,26м/с.
Выбираем масло И-Т-Д-220
по ГОСТ 17479.4-87
Для смазки подшипников
применяем ЦИАТИМ-202 или ЛИТОЛ-24.Смазочный материал подают под давлением
специальным шприцом.
При верхнем расположении
червяка червячное колесо погружается в масляную ванну на глубину:
hм=2,2m…0,25d2
hм=2,2∙6,3…0,25∙202
hм=13,9…50,5мм
Объем масляной ванны: V=0,106∙0,056∙0,28=0,0017м3
или 1,7л
Достаточность масляной
ванны проверяется по удельному объёму:
Vуд=1,7/1,1=1,55л/кВт>0,7л/кВт
Литература
1. Дунаев Л.Ф., Леликов О.П.
Конструирование узлов и деталей машин.- 4 -е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая
школа, 1985.- 416 с.
2. Иванов М.Н. Детали. – 5-е изд.,
перераб. –М.: Высшая школа, 1991. -383с.: илл.
3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов
и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. – М.:
Высшая школа, 1978. – 352с., ил.
4. Черемисинов В.И. Курсовое
проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Киров: ВГСХА, 1998.- 163с.