D_L_Kurs_1 (538377), страница 21
Текст из файла (страница 21)
Рис. 8Л9 Форма канавки для резинового кольца дана на рис. 8.19, а размеры ее принимают: Ь = 5,6 мм, Из=Р— 7,4 мм. Фирма «Циллер» (ФРГ) производит уплотнения упругими стальными шайбами, которые применяют при любом смазочном материале Рис. 8.20 и скорости скольжения до 6 м/с. Применение подобных шайб показано на рис. 8.20.
Толщина шайб в зависимости от их размера составляет а=0,3...0,6 мм. Торцовая грань шайб выступает за их плоскость на величину С=0,5...0,6 мм, что создает после закрепления шайб достаточную силу прижатия рабочей грани шайбы к торцу кольца подшипника. Размеры стальных уплогнитсльных шайб приведены в табл. 19.17. Щелевые уплотнения.
Формы канавок щелевых уплотнений даны на рис. 8.21. Ширину Ь канавки принимают в зависимости от диаметра вала Ы; при И свыше 20 до 50 — 2 мм; свыше 50 до 80 — 3 мм; свыше 80 до 120 — 4 мм. Зазоры щелевых уплотнений заполняют пластичным смазочным материалом, который защищает подшипник от попадания извне пыли и влаги. В случае применения жидкого масла в крышке подшипника выполняют дополнительную канавку шириной бс яа55 Рис. 8.21 М5 и дренажное отверстие (рис.
8.22). Ширину канавки Ьс принимают в зависимости от диаметра вала Ы: при с1 свыше 20 до 50 4 ... 5 мм; свыше 50 до 80 — б ... 8 мм, свыше 80 до 120 — -1О ... 12 мм. Лабиринтиые уплотнения. Большое распространение получили лабиринтные уплотнения, в которых уплотняющий эффект создается чередованием радиальных и осевых зазоров. Эти зазоры образуют длинную узкую извилистую гдель.
При окружной скорости вала до 30 мыс эту щель заполняют пластичным смазочным материалом. Радиальный зазор в лабиринте получают при изготовлении де~алей по посадке Н11/с111. Точный осевой зазор получить труднее. Величина его колеблется в относительно широких пределах вследствие колебаний монтажной высоты подшипников, осевой «игры» вала, толщины регулировочных прокладок и осевых размеров деталей лабиринта. Поэтому осевой зазор делают большей величины, принимая его 1,0 ... 2,0 мм. Эффективны дренажные отверстия, через которые просочившееся масло возвращается в сборник (рис.
8.23). Фирма 8КГ применяет лабиринтные уплотнения, выполненные в виде набора пггампованных колец (рис. 8.24, а). Фирма «Циллер» выпускает лабиринтные уплотнения в виде штампованных колец, приклеенных к двум пластмассовым кольцам (рис. 8.24, б). Толщина такого уплотнения для валов диаметром 0=20...80 мм составляет 4 мм.
Центробежные и комбинированные уплотнения. Уплотнения, основанные на действии центробежной силы, конструктивно очень просты. Их применяют при окружной скорости вала Г>0,5 м/с. Центробежные уплотнения очень эффективны для валов, расположенных выше уровня масла, особенно в сочетании с дренажными отверстиями (рис. 8.25). Для уплотнения шпинделей металлорежущих станков оте- Ряс. 8.24 чественного и зарубежного производства применяют в основном центробежные уплотнения по типу рнс. 8.25. Для повышения уплотняющего эффекта различные виды уплотнений комбинируют.
В случае применения пластичного смазочного материала уплотнения ставят с обеих сторон подшипника. В этих случаях с внутренней стороны корпуса усганавливают маслосбрасывающие кольца (рис. 8.26, а). Такие кольца должны выступать за стенку корпуса или торец стакана, чтобы попадающее на них жидкое горячее масло отбрасывалось центробежной силой и не попадало в полость размещения пластичного смазочного материала. Эффективное уплотнение при постоянном направлении вращения вала создает винтовая канавка, нарезанная на внешней поверхности кольца 1 (рис.
8.26, 6), по которой масло направляется внутрь корпуса Рис. 8.25 !47 (направление нарезки винтовой канавки противоположно направлению вращения). Весьма эффективно также уплотнение упругими шайбами (рис. 8.2б,в). Чтобы создать точное центрирование шайбы, между ней и буртиком вала ставят кольцо 1. ГЛАВА В ПЛАНЕТАРНЫЕ ПЕРЕДАЧИ В машиностроении широко применяют планетарные передачи по схемам, приведенным на рис. 9.1, а — в.
На рис. 9.1, а дана схема простейшей одноступенчатой планетарной передачи с тремя основными звеньями два центральных колеса а и 6 и водило Ь (основными называют звенья, нагруженные внешними моментами). По классификации, общепринятой среди специалистов, эта схема обозначена 2К вЂ” Ь.
Обозначение производят по основным звеньям: К в центральное колесо; Ь водило. На этой схеме также обозначены: 8 †-сателлиты; ш„ и ш„ †углов скорость ведущей шестерни и водила; а— межосевое расстояние передачи. Диапазон передаточных чисел и= 3,15...12,5; КПД передачи т1 =-0,9б...0,98. На рис. 9.1, б приведена схема двухступенчатой планетарной передачи, состоящей из последовательно соединенных двух передач первой схемы. Передаточное число передачи, выполненной по этой схеме, и<125, КПД передачи т1 = г)д, =0,92...0,9б. На рис.
9.1, в приведена схема планетарной передачи с двухвенцовым сателлитом 2К вЂ” Ь с тремя основными звеньями два центральных колеса а и Ь и водило Ь. Сателлиты обозначены я и 1; Передаточное число и=10...1б, КПД г1 = 0,96...0,98. В качестве темы курсового проекта рекомендуется принимать планетарную передачу по простейшей схеме (рис.
9.1, а). Рис. 9.1 149 В связи с этим дальнейшее изложение будет относиться только к передачам этой схемы. Конструирование планетарных передач начинают с кинематического расчета. Передаточное число передачи является исходной величиной. Кинематический расчет сводится к подбору чисел зубьев колес. Чтобы не было подрезания ножки зуба центральной ведущей шестерни, число ее зубьев должно быть г.>17. Чаще всего принимают г,=18.
(На практике передачу корригируют и з,>12.) Подбор чисел зубьев других колес производят, учитывая три условия: соосности, симметричного расположения сателлитов (условие сборки) и соседства. Кинематический расчет выполняют по следующим формулам: передаточное число и = 01а! 01ь = 1 + хь/з„' (9.1) числа зубьев колес з.>18; г,=г,(и — 1); з,=0,5(г — г,); (9.2) условие соосности (без смещения исходного контура); г,=з.+2г,; (9.3) условие симметричности расположения сателлитов (условие сборки) Кш.=,У'х1ноР~' Кп.=,~ (9.5) где Х' †чис циклов перемены напряжений при относительном движении колес. Для ведущей центральной шестерни Ж,' = бОл,'Е„С, (9.6) 150 г,1С=у и ~~,'С=у, (9.4) где С число сателлитов в передаче (обычно С=3), 7 любое целое число.
После выполнения кинематических расчетов приступают к силовому расчету передачи. Первые этапы силового расчета планетарных передач (выбор материала, термической обработки и определение допускаемых напряжений) выполняют по рекомендациям для расчета цилиндрических зубчатых передач. Некоторое различие заключается в следующем. При определении допускаемых напряжений коэффициенты долговечности Кя и Кгь находят для относительного движения колес, т. е. где С число сателлитов; и,' =л, — п„ вЂ относительн частота вращения ведущей центральной шестерни; п, и л„— частоты вращения ведущей шестерни и водила; 1.н — -время работы передачи, ч.
Для сателлитов Ж', = 60л'„Лн, (9.7) где л„' =л,з,/з, †относительн частота вращения водила. Затем по формулам табл. 2.2 определяют допускаемые контактные 1о)л и изгибные 1а) напряжения и приступают к расчету межосевого расстояния передачи. Предварительно определяют коэффициенты: К„=49,5 — коэффициент межосевого расстояния; К = 1,1...1,2 — коэффициент неравномерности распределения йагрузки между сателлитами; ʄ— коэффициент концентрации нагрузки, вычисляемый по формуле (2.9). Индекс схемы принимают 5=8, ф,— коэффициент ширины колеса, который принимают при и < 6,3 ф.
= 0,5; при и>6,3 ф,=0,315; С вЂ” — число сателлитов, и'=г,7г,— передаточное число; ф„= 0,5ф„(и'+ 1) — коэффициент ширины. Предварительно определяют межосевое расстояние >К ( +1) ~н~нн~1 ' С~„[,)2,' После этого определяют ширину колеса Ь, = ф.а, предварительное значение диаметра шестерни ~Г,=2а' /(и'+1) и модуль передачи т'=~Г,/з, Полученный расчетом модуль округляют в большую сторону до стандартного значения (см.
с. 16). Окончательное значение межосевого расстояния передачи а =0,5т(гн+гк). Затем по формулам (2.23) и (2.24) определяют окончательные размеры колес и проверяют условие соседства: а„яп 180'/С > 0,5а~... (9.9) где Ы,„— диаметр вершин зубьев сателлита. Выясняют пригодность размеров заготовок колес и вычисляют силы в зацеплении (2.25).
Окружную силу определяют по формуле ~, =2К,7;~(С 1.), (9.10) где Ы,— делительный диаметр ведущей шестерни. Затем производят проверку зубьев колес по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям по формулам (2.29), (2.30), (2.31). После выполнения расчетов приступают к составлению эскизной компоновки редуктора. 151 Рис. 9.2 Здесь определяют предварительные размеры валов, расстояния между деталями, реакции опор н намечают типы и размеры подшипников.
Подшипники качения принимают: для опор центральных валов — шариковые радиальные легкой серии, для опор сателлитов — шариковые или роликовые сферические средней серии. Для расчета подшипников качения находят реакции опор А, и Ат (рис. 9.2), à — сила, действующая на вал. Учитывая наибольшую возможную неравномерность распределения общего момента по потокам, эту силу определяют по формулам (Кс=1,2; С=3): для быстроходного ведущего вала (рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
