Смазочные системы и устройства

Nbsp; Размеры других конструктивных элементов крышек можно принимать следующими: толщину фланца при креплении крышки болтами δ1 ≈ 1,2 δ; толщину центрирующего пояска δ2 = (0,9...1,0) δ; диаметр фланца крышки Dф = D + (4,0 ... 4,4) d; d — диаметр отверстия под винты. Для предотвращения просачивания масла между фланцами и корпусом устанавливают прокладки из технического картона или паронита. Если позволяет длина направляющей части крышки, то на ней выполняют канавку и в качестве уплотнения применяют резиновое бензомаслостойкое кольцо круглого сечения (рис. 8.16, г). Профиль канавки показан на рис. 8.16, д, а размеры ее конструктивных элементов принимают следующими: b= 5,6 мм, d1 =  D - 7,4 мм. Диаметр сечения резиновых колец dк = 4,6 мм. При небольшом межосевом расстоянии фланцы двух крышек подшипников могут перекрывать друг друга. Тогда у обеих крышек срезают их фланцы на размер до посадочного диаметра D крышки. Зазор между срезами оставляют в пределах 1...2 мм (рис. 8.17, а). Фланцы привертных крышек выполняют не только круглыми, но и других очертаний, например близкими к квадратной форме (рис. 8.17, 6) Таблица 8.22. Основные элементы крышек.Размеры в мм Параметр D 50-62 63...95 100... 145 150...20О δ 5 6 7 8 d 6 8 10 12 z 4 4 6 6     или фасонными (рис. 8.17, в). Исполнение фланцев крышек по рис. 8.17, б характерно снижением расхода металла, что особенно целесообразно при крупносерийном и массовом производстве. Врезные крышки подшипниковых опор не требуют специального крепления к корпусу. В связи с этим отпадает надобность в крепежных отверстиях в крышках, резьбовых отверстиях в корпусе, а также в винтах. Однако их можно применять только в корпусе, имеющем плоскость разъема по осям валов. На рис. 8.18 изображены типовые конструкции врезных крышек. Наружный диаметр крышек выполняют для удерживания смазки по допуску h8. Сопряжение кольцевого выступа (по ширине) с канавкой в корпусе должно соответствовать посадке Н11/h11. Ширину паза вы­полняют примерно равной толщине стенки крышки, т.е. b ≈ δ. Толщину стенки δ принимают как и для привертных крышек по данным, приведенным в табл. 8.22. Высоту выступа обычно принимают с= 0,5b. На рис. 8.18, в показана схема расположения двух закладных крышек. Чтобы обеспечить необходимый осевой зазор a∑ применяют компенса­торное кольцо 1.     При конструировании узлов подшипников качения не всегда обя­зательно разрабатывать конструкцию крышек, их можно принимать как готовые комплектующие изделия по ГОСТ 18511-73, ГОСТ 18514-73, ГОСТ 11641-73 (табл. П.16...П.18). Конструктивные формы крышек с отверстиями для прохода вала зависят от типа уплотнений, при выборе которых учитывают вид сма­зывания, рабочую температуру, окружную скорость вала и характер внешней среды. Наиболее распространены контактные уплотне­ния, в которых уплотняющие элементы соприка­саются по цилиндрическим или торцевым поверх­ностям. Особенно часто применяются манжетные армированные уплотнения из синтетической рези­ны. Они предназначены для работы в минераль­ных маслах, пластичных смазках и воде при избы­точном давлении до 50 МПа. Допускаемая темпе­ратура от 45 до 120° С и кратковременно (не более 2 ч) до 130° С. Манжета (рис. 8.19 и табл. 8.23) состоит из корпуса   Рис. 8.19. Резино-                                2, изготовленного из бензомаслостойкой резины, каркаса 3, вая манжета представляющего собой стальное кольцо                            Г-образного сечения, и браслетной пружины. Каркас придает корпусу манжеты жесткость и может находиться внутри корпуса или на поверхности. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты. Благодаря этому образуется рабочая кромка манжеты шириной b = 0,4...0,8 мм, плотно охва­тывающая поверхность вала. Нормальная работа манжеты возможна лишь при смазывании поверхностей трения. Манжету устанавливают в крышку подшипника или корпуса редуктора в зависимости от направления действия давления р в соответствии с рис. 8.20. Отверстие в крышке подшипника под манжету выполняют с допуском по Н8, с шероховатостью Rа = 3,2 мкм. Центрирующий поясок крышки выполняют с допуском по h8. Несоосность этого пояска относительно отверстия под манжету для валов диаметром 18...50 мм не должна превышать 0,015 мм; для валов диаметром 50...120 мм — 0,02 мм. Для выталкивания изношенной манжеты в крышке подшипника предусмат­ривают два-три отверстия диаметром 3...4 мм. Поверхность вала под уплотнением выполняется с допуском по h11, с шероховатостью Rа ≤ 0,32 мкм, закаленной до твердости более 50 НRСЭ. При большой шероховатости поверхности происходит быстрое изнашивание рабочей кромки манжеты, а при малой твердости вала — образование канавки, ослабляющей вал. Для защиты вала от изнашивания рекомендуется устанавливать втулку 3 (рис. 8.20, б), которая одновременно выполняет функции дистанцион­ной для осевого фиксирования детали, устанавливаемой на концевом участке вала, и исключает необходимость в выполнении на валу допол­нительной ступени. Втулку монтируют на валу с посадкой Н7/к6, которая обеспечивает надежное крепление ее в осевом направлении. Для предохранения манжеты 2 от выворачивания при значительном перепаде давления (например, при нагнетании пластичной смазки в подшипни­ковую полость через пресс-масленку) рекомендуется применять конусный упор 4 (рис. 8.20, б). Для предохранения рабочей кромки манжеты от повреждения при монтаже на валу 1 или втулке 3 предусматривают заходную фаску под углом 15° (см. рис. 8.20, а, 6). Таблица 8.23. Резиновые армированные манжеты (ГОСТ 8752-79).       Диаметр вала d D h h1  не более Диаметр вала d D h h1  не более 1-го ряда 1-го ряда 20, 21, 22 40 10 14 40 60, 62 10 14 24 40 7 10 42 62 10 14 25 42 10 14 45 65 10 14 26 45 10 14 48, 50 70 10 14 28 50 10 14 52 75 10 14 30, 32 52 10 14 55, 56, 58 80 10 14 35, 36 58 10 14 60 85 10 14 38 52 7 10 63, 65 90 10 14 38 58 10 14 70, 71 95 10 14   При установке манжеты рядом с коническим подшипником в отверстии под подшипник выполняют дренажные канавки для отвода масла, которое нагнетается подшипником (см. рис. 8.20, б). При высоком уровне масла (например, в глобоидных червячных редукторах) или запыленной внешней среде устанавливают рядом две манжеты (рис. 8.20, в) или одну с пыльником (рис. 8.20, г). При этом свободное пространство между манжетами или рабочими кромками манжетами заполняют при сборке пластичной смазкой.     При использовании для подшипников жидкого смазочного материала обычно применяют уплотнения по торцовым поверхностям колец подшипников. Из ряда конструктивных разновидностей этого типа приведем наиболее простые и достаточно эффективные уплотнения упругими стальными шайбами (рис. 8.21). Толщина шайб в зависимости от их размера δ = 0,3 … 0,6 мм. Торцовая грань шайб выступает за их плоскость на размере с = 0,5 … 0,6 мм. Это создает после закрепления шайб некоторую силу прижатия их граней к торцам кольца подшипника. Контактные уплотнения оказывают сопротивление вращению, поэтому их применяют при небольших скоростях (υ < 15 м/с). Бесконтактные уплотнения не оказывают сопротивление вращению. Приведем их некоторые разновидности. Щелевые (рис. 8.22, а, б) и лабиринтные (рис. 8.22, в) уплотнения создают сопротивление протеканию жидкости. Это узкие щели, радиальные и осевые выточки (лабиринты) сложной формы. Уплотнения надежно защищают подшипники от грязи и пыли при смазывании их любым смазочным материалом, не имеют трущихся деталей, применимы практически при любой окружной скорости   Рис. 8.21. уплотнения стальными шайбами     Рис. 8.22. щелевые и лабиринтные уплотнения  Формы канавок показаны на рис. 8.22, а и б; их размеры (мм) принимают по следующим рекомендациям. Диаметр вала d 20...50 50...80 80...120 b 2,0 3,0                    4.0 е 0,2 0,3              0.4 r 1,5 2,0               2.5   Зазоры щелевых и лабиринтных уплотнений целесообразно запол­нять пластичной смазкой, создающей дополнительный жировой заслон для попадания на подшипник извне пыли и влаги. Для повышения уплотняющего эффекта различные виды уплотне­ний комбинируют. На рис. 8.22, в показана комбинация лабиринтного и щелевого уплотнений. Для свободного просачивания масла при смазывании подшипников качения масляным туманом полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса, а для обеспечения лучшей циркуляции масла подшип­никовые гнезда желательно дренажировать (рис. 8.23, а). При расположении рядом с подшипником шестерни, наружный диаметр которой меньше наружного диаметра подшипника, выжимаемое из зацепления масло при значительных скоростях обильным потоком выбрасывается в подшипник. Если подшипник необходимо защищать от излишнего количества масла, применяют внутреннее уплотнение в виде маслоотбойных шайб, изготовляемых механической обработкой (вариант 1) или штамповкой (вариант 2, рис. 8.23, б). Толщина шайбы 1,2...2,0 мм, зазор между корпусом и наружным диаметром шайбы 0,2..0,6 мм. В случае применения пластичной смазки (при ресурсном смазы­вании) подшипниковые узлы должны быть изолированы от внутренней полости во избежание вымывания пластичной смазки жидкостной, применяемой для смазывания зацепления. В этом случае подшипниковый узел закрывают маслосбрасывающим кольцом (рис. 8.23, в). Кольцо устанавливают с внутренней стороны корпуса редуктора так, чтобы гребенка наружного диаметра выходила за торец подшипникового гнезда на 1 ... 2 мм; зазор между наружной поверхностью кольца и корпусом (стаканом) равен приблизительно 0,2 мм; D0 = — 0,2 мм, где D — диа­метр подшипникового гнезда; а = 6 ... 9 мм; t = 2 ... 3 мм. Размер b равен высоте бурта вала. Размеры l и с выбирают из условий конструкции.     Рис. 8.23. Маслоотбойные и маслообрабатывающие устройства  

Конструирование корпусов

Корпусные детали. Корпус, стаканы и крышки относятся к группе корпусных деталей. Их назначение — обеспечить правильное рас­положение деталей, передающих вращающий момент, и воспринимать все силы, действующие в редукторе.

Корпус должен быть достаточно жестким, чтобы предотвратить пе­рекос осей валов под действием внутренних и внешних сил. Для повышения жесткости при одновременном снижении массы корпус выполняют с ребрами. Расположение ребер согласовывают с направле­нием сил, деформирующих корпус. Ребра также увеличивают поверхность охлаждения корпуса, что имеет особое значение при проектировании червячных редукторов. По конструктивному оформлению корпуса бы­вают разъемные и неразъемные. Разъем корпуса обычно выполняют в плоскости, параллельной его основанию (плоскость расположения осей зубчатой пары).

В современном редукторостроении наблюдаются следующие тенден­ции формообразования корпусов: простые геометрические формы (рис. 8.24 и 8.25), ограниченные прямолинейными плоскостями, имеющими снаружи горловины для подшипников и ребра внутри; лапы под фунда­ментные болты не выступают за габариты корпуса; для подъема редук­тора проушины отлиты заодно с корпусом; отсутствие выступающих частей корпуса, облегчающее размещение редуктора в обшей компоновке; пространство для заливки масла увеличено; горизонтальная верхняя поверхность крышки служит технологической базой при обра­ботке ответственной поверхности разъема и выверки редуктора при монтаже; нет низкотехнологичных зенковок под гайки стяжных болтов.

 

 

На рис. 8.24 приведено конструктивное оформление литого корпуса редуктора. Он изготовлен в виде разъемной коробки, что облегчает сборку агрегата. Корпус состоит из нижней части — основания — и верх­ней — крышки. В плоскости разъема размещены оси валов. Эта плос­кость, как правило, горизонтальная. В некоторых случаях применяют наклонный разъем, позволяющий уменьшить объем масляной ванны, обеспечить одинаковое погружение колес в масло и снизить потери мощности на трение в масле. Прокладки между корпусом и крышкой не допускаются, так как они могут нарушить посадки подшипников.

При расположении валов в вертикальной или нескольких плоскостях применяют более сложные конструкции корпусов с несколькими разъемами.

Таким образом, конструкции корпусов весьма разнообразны. Между тем в них есть общие конструктивные элементы: стенки 8; бобышки 4 для подшипников; фланцы 3 для крепления крышки и корпуса: ниши или фланцы 10 для крепления корпуса к плите или раме; ребра жесткости 9, платики 11, выравнивающие поверхность под гайки и головки винтов; смотровой люк 2, бобышки 7 и ниша 6 с резьбовыми отверстиями для установки пробки и маслоуказателя; отверстие е для слива масла; резьбовые отверстия а для отжимных болтов; отверстия d для конических (цилиндрических) штифтов, используемых для фиксации крышки и корпуса; отверстия b и f для установки винтов (шпилек), служащих для крепления крышки с корпусом и корпуса с рамкой (плитой), канавки с для кольцевых выступов крышек подшипников, проушины 1 или грузовые крюки 5 для транспортировки крышки и основания и т.д.

Литой корпус должен удовлетворять требованиям, предъявляемым к литью по форме переходов, конструктивным (служащим для упрочнения элементов корпуса) и технологическим (формовочным) уклонам Последние создаются для свободной выемки моделей из формы. Радиусы закруглений принимают разными: при толщине стенки до 25 мм примерно 1/3, а при толщине более 25 мм — 1/5 полусуммы толщин сопрягаемых стенок. Нормальный ряд радиусов для галтелей следующий 3; 5; 8; 10; 15; 20; 25; 30; 40 мм.

Конструктивные и технологические уклоны должны выполняться в направлении выемки модели из формы, т.е. на поверхностях, перпендикулярных к плоскости разъема модели. Минимально допустимые уклоны задаются углом или отношением катетов.

На конструкцию корпусных деталей оказывает влияние и технология механической обработки. Конструкция детали должна быть простои формы, удобной для обработки. Технология механической обработки корпусных деталей включает три основные технологические операции обработку плоскостей, обработку крупных точных отверстий и обработку мелких отверстий.

При обработке плоскостей деталей должен обеспечиваться свободный проход инструмента. Обрабатываемые поверхности должны располагаться в одной плоскости. Отдельные платики следует размещать так, чтобы общая ширина обрабатываемых плоскостей была наименьшей. Обрабатываемые плоскости должны быть расположены под углом 90 или 180º одна к другой.

Крупные точные отверстия могут иметь уступы и канавки только при единичном и мелкосерийном производствах. Однако и в этом случае отверстия с уступами, канавками, подрезанными торцами удлиняют время обработки, удорожают изготовление корпусной детали, поэтому их следует по возможности избегать. Растачиваемые отверстия следует выполнять одного диаметра (особенно отверстия, расположенные соосно). Ряд диаметров мелких отверстий желательно сокращать, особенно отверстий,

Рис. 8.25. Корпус цилиндрического одноступенчатого редуктора

расположенных на одной стороне детали.

 

 

Поверхность детали на входе и выходе сверла должна быть перпен­дикулярной к оси сверла (во избежание его поломок).

Все отверстия (гладкие и резьбовые) желательно выполнять сквоз­ными. Резьбовые отверстия должны иметь со стороны входа метчика фаску для лучшего центрирования последнего. На стенках резьба нарезается диаметром не менее М6. Оси всех отверстий следует распола­гать перпендикулярно базовой плоскости детали.

Длина отверстий должна быть возможно меньшей. Длину гладкого отверстия следует принимать не более трех диаметров, а его резьбовой части — не более двух. Несквозные резьбовые отверстия, нарезаемые резцом, должны оканчиваться канавкой для выхода резца.

В показанных на рис. 8.25...8.28 конструкциях корпуса дно корпуса выполнено наклонным (1—2°) в сторону сливного отверстия.

Приведенная конструкция корпуса соответствует современным требованиям технической эстетики. Однако она обладает известными недостатками: большая масса; увеличение трудоемкости формовки; сложность внутренней очистки и окраски. Для уменьшения этих недостатков в редукторах малых и средних размеров можно сократить число ребер и ограничиться ребрами у горловин тихоходного вала в корпусе, устанавливая их парами.

Определение размеров корпуса дано в табл. 8.24.

Таблица 8.24. Ориентировочные соотношения основных размеров (мм) чугунного литого корпуса цилиндрического редуктора (см. рис. 8.25) и его крепежных деталей

 

Элементарные корпуса		Расчетные зависимости
Толщина стенки основания корпуса		δ = 2 ≥ 6
Толщина стенки крышки корпуса		δ 1 = 0,9 δ ≥ 6
Толщина ребра в основании		δ 3 = δ 1
Толщина подъемного уха в основании		δ 2 = 2,5 δ
Диаметр стяжного болта (винта)		d1 = ≥10
Диаметр штифтов		d2 = (0,7 … 0,8) d1
Толщина фланца по разъему корпуса		h2 = δ
Диаметр фундаментного болта		d = ≥ 12
Толщина лапы фундаментного болта		h =1,5 d
Ширина пояса жесткости (фланца)		bфл ≥1,5 d
Высота центров редуктора		H0 = (1 … 1,12) аw
Наружный диаметр прилива		D1 = 1,25 D+10мм
Расстояние между торцом шестерни (вдоль оси) и выступающими элементами внутренней части корпуса		∆1 ≈ 0,8 δ корп
Расстояние между зубьями колеса в радиальном направлении и торцом фланца, днищем основания	∆2 ≈ 1,2 δ корп
* Уточненные значения ∆1 и ∆2 принимают при эскизной компоновке

 

Корпуса червячных редукторов конструируют двух исполнений: первое (при а_w ≤ 200 мм) с двумя окнами на боковых стенках, через которые при сборке в корпус вводят комплект вала с червячным колесом; второе — с плоскостью разъема по оси вала червячного колеса.

В первом исполнении (см. рис. 8.26) боковые крышки центрируют по диаметру D и крепят к корпусу винтами (сечение Б – Б). Диаметры и количество винтов принимают по рекомендациям, приведенным при описании конструкции крышек (см. табл. 8.22).

Соединение крышек с корпусом уплотняют резиновыми кольцами круглого сечения (см. рис. 8.26, элемент 1).

Для создания необходимой жесткости боковые крышки выполняют с высокими центрирующими буртиками и шестью радиально располо­женными ребрами жесткости (см. рис. 8.26, вид А). Высота буртика крышки должна быть H ≥ 0,1D_кр . Конструкция корпуса червячного редуктора с разъемом по оси колеса и нижним расположением червяка показана на рис. 8.27. Для повышения жесткости червяка его опоры максимально сближают. Места расположения приливов (горловины) определяют прочерчиванием.

Крепят крышки к корпусу винтами с цилиндрической круглой голов­кой, утопленной в гнезде (см. рис. 8.27, сечения В—В, Г— Г).

 

Рис. 8.27. корпус червячного редуктора с разъемом по оси вала колеса

 

В разъемных конструкциях корпусов (см. рис. 8.26 и 8.27) для точного фиксирования основания корпуса с крышкой в процессе расточки отверстий для подшипников, а также во избежание относительного смещения крышки и корпуса в процессе сборки предусматривают штиф­ты (см. рис. 8.27, сечение Д— Д). Точность фиксирования достигается двумя, обычно коническими, штифтами, которые располагают по диагонали фланцев корпуса. При конструкции корпуса с фланцем, уходящим внутрь, и глухом отверстии применяют штифты с внутрен­ней резьбой или с резьбовой цапфой. При помощи резьбы извлекают штифты при разборке. Ориентировочный диаметр штифта назначают в зависимости от диаметра d_в стяжного винта (см. табл. 8.16). Размеры штифтов выбирают по табл. 8.25 и 8.26.

Герметичность разъемов кроме тщательного их изготовления дости­гается дополнительными мерами. Перед сборкой разъемы смазывают шеллаком, цапонлаком или пастой «Герметик». Шелковая нить, уложенная по контуру разъема, облегчает удаление слоя засохшего лака при разборке. Разъемы смотровых отверстий и прочих заглушек уплот­няют картонными или резиновыми прокладками. Для облегчения отделения крышки от основания редуктора при разборке во фланце крышки предусматривают резьбовое отверстие для отжимного винта.

Описанные выше конструкции корпусов редукторов не являются единственно возможными. При необходимости можно создать и другие конструкции. Так, на рис. 8.28 представлена конструкция корпуса двухступенчатого цилиндрического редуктора, а ориентировочные соотношения основных размеров приведены в табл. 8.27.

Таблица 8.25. Конические штифты (ГОСТ 3129-70).Размеры в мм

d	4	6	8	10
l	16…70	20…110	25…140	30…180

Таблица 8.26. Конические штифты с внутренней резьбой (ГОСТ 9464-79).

Размеры в мм

 

Параметр	d
	8	10	12	16
d1	M5	M6	M8	M10
l1	8	10	12	16
l	18…80	26…100	26…100	40…160
ПРИМЕЧАНИЕ. Размер l в заданных пределах принимают из ряда чисел, приведенных в таблице 8.25.

 

Таблица 8.27. Ориентировочные размеры характерных элементов редукторных корпусов (обозначения см. на рис. 8.28)

Элементы корпусных деталей	Расчетные зависимости
Толщина стенок основания корпуса	δ = 2 ≥ 6
Толщина стенок крышки корпуса	δ1 = 0,9 δ
Наружный диаметр прилива под подшипник	D1 = 1,25 D + 10 мм, где D – наружный диаметр подшипника качения или вкладыша подшипника скольжения
Толщина ребер в основании	δ3 =  δ1
Диаметр фундаментного болта	d = (0,08 … 0,12)аw
Толщина фундаментной лапы	h = (2…3) d
Длина опорной поверхности лапы в зоне болта	l = (4…5) d
Ширина опорной поверхности лапы	b =(2,5…4) d
Диаметр болтов, стягивающих корпус по разъему: вблизи подшипников                      остальных	d1 = (0,7…0,8) d
Толщина фланца по разъему корпуса	d2 = (0,5…0,6) d
Диаметр болтов крепления крышки подшипника	h2 = 1,5 d2
Диаметр штифтов	d3 = 0,04D1 + 4 мм
Толщина проушины для подъема крышки корпуса	d4 ≈ 0,8 d2
Диаметр отверстия для слива масла	δ4 = 2,5 δ1
Суммарная толщина фланцев h1	d5 = М16…М36 в зависимости от размера редуктора. Определяется из условия размещения болтов вблизи подшипника

 

Ответственными элементами, влияющими на удобство и безопасность работ при монтаже и обслуживании редуктора, являются строповочные устройства. Не вполне надежны приливы к стенкам (рис. 8.29, а, б), поскольку возможное утонение стенки из-за смещения стержней при отливке, оставшееся незамеченным, может привести к отрыву прилива вместе с участком стенки. Надежнее проушины или крюки, соединенные с фланцем (рис. 8.29, в, г). Размеры крюков даны в табл. 8.28. Для подъема редуктора используют также удлиненные рым-болты (ГОСТ 4751-73*) одновременно служащие для скрепления фланцев корпуса (рис. 8.29, д). Расположение строповочных элементов выбирают таким, чтобы исключить возможность опрокидывания поднятого груза.

 

 

Таблица 8.28. строповочные крюки (см. рис. 8.29).Размеры в мм

 

Допускаемая нагрузка на крюк (кН) для отливки		Н	L	L1	c	r	r1	h	δ, не менее
стальной	Чугунной
5	4	80	25	20	40	12	8	17	13
10	6	100	30	25	50	15	10	20	15
20	10	120	40	30	60	18	12	21	20
30	15	140	50	40	70	20	15	26	25
50	25	160	60	50	80	22	15	32	30
100	45	190	80	60	90	25	20	35	40
150	65	220	100	80	110	30	25	45	50
200	90	250	100	100	130	35	31	50	60

 

Рис. 8.29. строповочные крюки (см. рис. 8.29.). Размеры в мм

Смазочные системы и устройства

Совокупность устройств, обеспечивающих подачу смазочного материала к поверхностям трения, а также его возврат в масляный бак или другую емкость (картер двигателя внутреннего сгорания или редуктора) называют смазочной системой (ГОСТ 20765-87). Для редукторов общего назначения обычно применяют смазочные системы с жидким смазочным материалом и в отдельных узлах — с пластичным смазочным материалом.

В системе с жидким смазочным материалом наиболее простой спо­соб смазывания погружением зубьев колес (витков червяка) в масло, залитое в картер редуктора, применяют при окружных скоростях υ < 12... 15 м/с. Уровень масла в картере редуктора должен обеспечивать погружение венца колеса на глубину до двух высот зубьев, но не менее 10 мм. Колеса конических передач необходимо погружать в масло на всю длину зуба. В червячных передачах с нижним расположением червяка (рис. 8.30, а) его следует погружать в масло на глубину h_м = (0,2...0,5)d₁; при верхнем расположении червяка (рис. 8.30, б) глубина погружения не должна превышать h_м = 2,2т + 0,25d₂.

В червячных редукторах с нижним расположением червяка и не­большой (п < 750 мин ^-1) частоте вращения применяют разбрызгиватели (рис. 8.30, в, г). Закрепленные на червяке, они и создают при вращении масляный туман, улучшающий смазывание зацепления и подшипников.

 

Объем масляной ванны принимают таким, чтобы обеспечить отвод выделяющейся в зацеплении теплоты к стенкам корпуса. В частности для одноступенчатых цилиндрических редукторов объем масляной ванны рекомендуется принимать таким, чтобы на 1 кВт передаваемой мощности

приходилось 0,35.. .0,7 л масла, а в червячных передачах — от 0,6 до 1 л на 1 кВт передаваемой мощности. Большие значения принимают для масел большей вязкости. Чем больше объем масляной ванны, тем дольше сохраняются свойства масла и лучше условия смазывания. Поэтому максимальный объем ванны ограничивают предельно допустимой высотой h уровня масла в корпусе и расстоянием b₀.

Для смазывания опор валов, далеко расположенных от уровня масляной ванны, применяют различные устройства: так, например, для смазывания подшипников вала конической шестерни на фланце корпуса в плоскости разъема делают канавки, а на крышке корпуса скосы (рис. 8.31, а). В эти канавки со стенок крышки стекает масло и через отверстия в стенке попадает к подшипникам.

 

 

Если доступ масляных брызг к подшипникам качения затруднен, смазывание их осуществляют индивидуально пластичным смазочным материалом. В этом случае полость подшипника отделяют от внутрен­ней части корпуса маслосбрасывающим кольцом. Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняют на 1/3 объема пластичной мазью. Для подачи в подшипниковую полость смазочного материала без снятия крышки применяют пресс-масленки (рис. 8.32). Смазочный материал подают под давлением специальным шприцем. Для удобства подвода шприца в некоторых случаях применяют переходные штуцера 1.

Для наблюдения за уровнем масла в картере редуктора предус­матривают различные маслоуказатели (рис. 8.33). В местах, труднодос­тупных для наблюдения, следует применять жезловые (рис. 8.33, а) или крановые (рис. 8.33, б) маслоуказатели. Жезловые указатели (щупы) желательно защищать 01 масляной волны (стенкой или трубкой), чтобы в любой момент работы редуктора можно было проверить уровень масло, В корпус редуктора жезловые указатели вставляют по скользи щей посадке (рис. 8.33, а) или ввинчивают при помощи резьбы Крановые маслоуказатели устанавливают попарно для контроля за нижним и верхним уровнями масла. В кране, пока­занном на рис. 8.33, б, надеж­ность уплотнения достигается затяжкой, в результате которой происходит смятие гнезда в

 

 

 

 

Рис. 8.33. Маслоуказатели

 

 

корпусе редуктора. По аналогии с этими конструкциями для контроля за уровнем масла применяют также обычные резьбовые пробки, устанав­ливаемые в корпусе редуктора на верхнем и нижнем уровнях смазочного материала (рис. 8.33, в).

Во время работы повышается давление внутри редуктора в связи с ^; нагревом воздуха и масла. Это приводит к выбрасыванию масляного тумана из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой установкой отдушин в верхней части корпуса. Наибольшее применение нашли от­душины, изображенные на рис. 8.34.

Размеры резьбовых пробковых отдушин приведены на рис. 8.34, а, б. Заметим, что отдушина, показанная на 8.34, б может быть соединена со смотровой крышкой люка редуктора с помощью сварки или установлена с натягом.

В редукторах с плоскими горизонтально расположенными крышками смотровых люков целесообразно применять отдушину, изображенную на рис. 8.34, в. Устройство такой крышки-отдушины следующее. Во внутренней штампованной крышке высотой H ≈ 0,1L пробиты 2…4 отверстия диаметром 4…5 мм. По периметру торца эта крышка окантова­на с двух сторон привулканизированной резиной. Наружная крышка плоская. Вдоль длинной ее стороны выдавлены 2...3 гребня (сечение А — А), через которые внутренняя полость редуктора соединена с внешней средой. Пространство между внутренней и внешней крышками заполнено фильтром из тонкой медной проволоки, металлокерамики или другого материала.

При работе передачи масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Отработанное масло нужно слить таким образом, чтобы не произво­дить разборку механизма привода. Для этой цели в нижней части кор­пуса редуктора предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой (рис. 8.35 и табл. 8.29).

 

 

 

Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения. Поэтому под пробку с цилиндрической резьбой ставят уплотняющие прокладки из промасленного технического картона толщиной А = 1...1,5 мм, паронита толщиной h = 1,5...2 мм, алюминия или меди. Коническая резьба создает герметичное соединение, и пробки с этой резьбой дополнитель­ного уплотнения не требуют. Поэтому применение их предпочтительно.

Внутреннюю поверхность дна корпуса выполняют с уклоном, а у сливного отверстия нужно предусмотреть местное углубление (рис. 8.34, а, б). При этом исполнении масло почти без остатка может быть слито из корпуса. Однако часть его будет стекать по стенке корпуса и падать на плиту или фундамент. Поэтому лучше сливное отверстие располагать (если это удобно для пользования) в дне корпуса (рис. 8.35, в). Нередко сливное отверстие располагают на стороне опорного фланца корпуса. В этом случае его выполняют в приливе, как показано на рис. 8.35, г.

 

 

Выбор смазочного материала. От правильности выбора смазочных материалов, способов смазывания и видов уплотнений в значительной степени зависят работоспособность и долговечность механизмов. В качестве смазочных материалов для передач редукторов и их подшипни­ков используют жидкие нефтяные и синтетические масла, а также пла­стичные смазки.

Выбор смазочных масел для передач редукторов общемашино­строительного применения производится, главным образом, по кине­матической вязкости (табл. 8.30), которая характеризует сопротивление отдельных слоев жидкости относительному сдвигу.

Для повышения стойкости зубьев против заедания желательно применять масла высокой вязкости. Однако это связано с заметным увеличением потерь на перемешивание масла. Поэтому вязкость масла выбирают в зависимости от окружной скорости, нагрузки и материала зубьев. Чем больше нагрузка и меньше скорость, тем выше должна быть вязкость масла. Ориентировочно необходимая вязкость (мм²/с) смазоч­ного материала может быть подобрана по эмпирической формуле

ν₅₀ ≈ ν₁/ ,             (8.9)

где ν₅₀— рекомендуемая кинематическая вязкость смазочного материала при температуре 50 °С и заданной средней окружной скорости υ или скорости скольжения передачи υ, м/с; ν₁— рекомендуемая вязкость при υ = 1 м/с; ν₁ = 260...280 мм²/с для высокопрочных зубчатых передач (σ_в ≥ 1000 МПа) с термически обработанной поверхностью зубьев (закалка, цементация, азотирование); ν₁ = 170...180 мм²/с для стальных передач (σ_в ≈ 600...800 МПа) с зубьями без термообработки; ν₁ = 120... 130 мм²/с для передач, состоящих из пар сталь-чугун, сталь-бронза или сталь-пластмасса; ν₁ = 300...340 мм²/с для червячных передач (большее значение для тяжелых условий работы).

Наиболее часто используют индустриальные масла с вязкостью ν₅₀ = 30...60 мм²/с. Для легких особо быстроходных передач в целях уменьшения потерь на разбрызгивание масла применяют менее вязкие индустриальные масла с ν₅₀ = 15...20 мм²/с и ниже. Наоборот, для тяжелых тихоходных редукторов (υ < 5 м/с), как правило, применяют тяжелые индустриальные масла с ν₅₀ = 100...300 мм²/с.

Марку масла с необходимой вязкостью в зависимости от режима, окружной скорости зубчатых передач или от скорости скольжения чер­вячных передач выбирают по табл. 8.31.

Особое внимание должно быть уделено выбору смазочного материала червячных передач, условия работы которых характеризуются высокими коэффициентами трения и скоростью скольжения, оказывающими отри­цательное действие на работоспособность передачи (см. гл. 5). Поэтому для повышения сопротивления заеданию зубьев червячного колеса, их интенсивному изнашиванию и улучшенного отвода теплоты применяют более вязкие масла (табл. 8.31).

Объем V_м(л) масла (при смазывании окунанием), необходимый для нормальной работы червячных редукторов с а_w = 40... 160 мм в непре­рывном режиме, можно определить по формуле

V_м ≥ 0,2 + К_м (0,01 а_w)³, (8.10)

где К_м = 1,8 ... 2,5 в зависимости от взаимного расположения осей ре­дуктора в пространстве (меньшие значения для исполнений с нижним червяком, большие — для вертикальных червяков).

Для подшипниковых узлов с автономной смазочной системой и для открытых зубчатых передач, работающих при окружных скоростях υ до 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание весьма вязкими маслами или пластичными смазками (табл. 8.32), которые наносят на зубья через определенные промежутки времени. В некоторых случаях (при υ до 1,5 м/с) применяют капельное смазывание или смазывание погружением в корыто, наполненное вязким маслом и расположенное под зубчатым колесом.

Таблица 8.31. Марки масел, применяемые в червячных редукторах типов Ч и РЧУ

 

Типоразмер редуктора	Режим работы	Температура окружающей среды, ºС
		- 40…0	- 5…+ 25	+ 20…+ 50
Ч – 40 (РЧУ – 40А)	Непрерывный	АЗСп – 6 АЗСп - 10	ИПГд – 114 ИПГд - 152	ИПГд - 152
	Повторно-кратковременный	ИПГд - 72	ИПГд – 114	ИПГд – 114
Ч – 63 (РЧУ – 63А)	Непрерывный	АЗСп – 6 АЗСп - 10	ИПГд – 152	ИПГд - 182
	Повторно-кратковременный	ИПГд - 72	ИПГд – 114	ИПГд - 152
Ч – 80 (РЧУ – 80А)	Непрерывный	АЗСп – 6 АЗСп - 10	ИПГд - 182	ИПГд - 182
	Повторно-кратковременный	ИПГд - 72	ИПГд - 152	ИПГд - 182
Ч – 100	Непрерывный	АЗСп – 6 АЗСп - 10	ИПГд – 152 ИПГд - 182	ИПГд - 182
	Повторно-кратковременный	ИПГд - 72	ИПГд - 152	ИПГд - 152
Ч – 125	Непрерывный	АЗСп – 6 АЗСп - 10	ИПГд - 152	ИПГд - 182
	Повторно-кратковременный	ИПГд - 72	ИПГд – 114	ИПГд - 152
Ч - 160	Непрерывный	АЗСп – 6 АЗСп - 10	ИПГд – 114	ИПГд - 152
	Повторно-кратковременный	ИПГд - 72	ИПГд – 114	ИПГд – 114

 

 

Таблица 8.32. Распространенные антифрикционные пластичные смазки

 

Группа	Марка	ГОСТ, ТУ	Интервал рабочих температур, ºС	Примечания
Общего назначения	Солидол: синтетический жировой	ГОСТ 4366 – 76* ГОСТ 1033 – 79*	- 20…65 - 25…65	Постепенно заменяемые смазки, но еще широко распространенные
Общего назначения для повышенных температур	1 -13 жировая Консталин	ОСТ 38.01145 - 85 ГОСТ 1957 – 73*	- 20…110 - 20…110	Успешно заменяются смазкой Литол – 24
Многоцелевые	Литол – 24	ТУ 21150 - 75	- 40…130	Основной перспективный сорт
Термостойкие	Униол - 1	ТУ 201150 – 78	- 40…150	Комплексная широкого применения
Морозостойкие	ЦИАТИМ – 201	ГОСТ 6267 – 74*	- 60…90	Общего применения
Для электромашин	ВНИИ НП – 242   ЛДС – 2	ГОСТ 20421 – 75*   ТУ 201291 - 77	- 40…110   - 40…120	Литевая многоцелевая водостойкая Литевая, применяется для крупносерийных двигателей
Индустриальные	Униол – 1     Сиол     Старт	ГОСТ 23510 – 79*     ТУ 10152 – 74     ТУ 401204 – 81	- 30…160     До 130	Для металлургического и кузнечно-прессового оборудования Для высокоскоростных подшипников n ≥ 16000 мин -1 До dn ≤ 6*105 мм/мин
Противозадирные	ЛС – 1П	ТУ 201145 -77	- 40…140	Широкого применения
Авиационные	Эра	ТУ 101950 - 83	- 60…120	Общего назначения для летательных аппаратов

 

Соединение корпусных деталей. Основание редуктора с крышкой, а также крышки подшипниковых узлов и смотровых люков соединяют с помощью резьбовых деталей (винтов, шпилек, болтов). Для малонагру-женных соединений: крышек смотровых люков, подшипниковых узлов (без осевой нагрузки в зацеплении) винты выбирают по конструктивным соображениям (см. § 8.6 и табл. П. 19). Для соединения основания с крышкой, крышек подшипниковых узлов передач при действии осевой нагрузки, а также крепление редуктора к раме используют соедини­тельные болты, которые выбирают по рекомендациям § 8.6 и табл. П.20 и П.21 с последующей их проверкой на условие нераскрытия от действия сил в зацеплении и наибольшего значения реакций на опоры в вертикальной плоскости (см. примеры расчетов в гл. 11).

Винты изготовляют из стали 30, 35, класса прочности 5.6 (первое число, умноженное на 100, определяет предел прочности σ_в = 500 МПа; произ­ведение чисел 5 и 6, умноженное на 10, определяет предел текучести -  σ_в = 300 МПа).

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным на­пряжениям при совместном действии растяжения и кручения (МПа):

σ_экв = 1,3 F_р /А ≤ [σ]

Расчетная сила затяжки винтов F_р(Н), обеспечивающая нераскры­тие стыка под нагрузкой:

F_р = [K₃ (1-x) + x] F_в

где F_в = 0,5R_y — сила, воспринимаемая одним стяжным винтом, Н [R_y  — большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного или тихоходного вала (см. рис. 11.6, в)]; К₃ — коэффи­циент затяжки, К₃ = 1,25...2 — при постоянной нагрузке, К₃ = 2,5...4 — при переменной; х — коэффициент основной нагрузки, х = 0,2...0,3 — для соединения стальных и чугунных деталей без прокладок, х = 0,4...0,5 — для металлических деталей с упругими прокладками (паронит, резина и т.п.).

Площадь А (мм²) опасного сечения винта

А = п_p²/4,

где d_р ≈ d₂ — 0,94р — расчетный диаметр винта; d₂ — наружный диаметр винта (см. табл. П. 18); р — шаг резьбы (см. там же).

Допускаемое напряжение [σ](МПа) при неконтролируемой затяжке для винтов (болтов) с наружным диаметром до 16 мм [σ]= (0.2...0.25) σ_т; от 16 до 30 мм - [σ] = (0,25.-0,4) σ_т;

Если винты (болты) окажутся излишне прочными, уменьшать их диаметр не следует.

.

Таблица 8.30. Рекомендации по применению масел в редукторах общемашиностроительного применения

 

Марка масла	Номинальная кинематическая вязкость мм2 /с, ºС		Температура	Условия применения
				Контактное напряжение: 1 – до 800 МПа; 2 – до 1600 МПа;	Окружная скорость или скорость скольжения, м/с
	50	100			До 1	0,5…2,5	2,0…4,0	3,5…6,0	5,0…10,0	8,0…15,0
Зубчатые передачи
ИРП – 40	35…45	8…10	- 10…+ 50	1 2					+ +	+ +
ИРП – 75	72…80	11…13	- 10…+ 50	1 2				+ +	+ +	+ +
ИРП – 150	140…160	18…20	- 10…+ 50	1 2		+ +	+ +	+ +	+ +
ИТП – 200	220…240	-	- 10…+ 50	1 2	+ +	+ +	+ +
ИТП – 300	304…357	35…45	- 7…+ 50	1 2	+ +	+ +
И -40А	40	-	- 15…+ 45	1 2
И – 50А	50	7	- 20…+ 45	1 1					+ +	+ +
Червячные передачи
ИГП – 114	110…120	15	+50… -15	1			+	+	+
ИГП – 152	147…158	20	+50… -15	1		+	+	+
ИГП – 182	175…190	23…28	+ 50…- 8	1	+	+	+
МС – 20	157	20	+ 50…- 18	1		+	+	+	+
Цилиндровое 52	60	50…70	+ 50…- 5	1	+	+	+

 

 

 

---

Дата добавления: 2018-02-18; просмотров: 447; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!