dunaev_lelikova (819766), страница 25
Текст из файла (страница 25)
Ширину поверхности трения кольца 2 делают больше Ь на 2 ... 4 мм. Рабочие поверхности уплотнительных колец должны иметь отклонения от плоскостности не более 0,9 мкм, а шероховатость Яа < 0,16 мкм. С помощью пружины 3 создают на уплотняющей поверхности давление 0,05 ... 0,15 Нlмм'. Кольцо 1 снабжают дополнительным, так называемым статическим, уплотнением 4.
Статическим уплотнением чаще всего служит резиновое кольцо круглого сечения. Размеры резиновых колец принимают (рис. 8.19): диаметр сечения а', = 4,6 мм; диаметр отверстия а1 = = Й вЂ” 8 мм. Здесь |1 — диаметр (мм) отверстия уплотняемого сопряженна (например, отверстия в крышке подшипника на рис. 8.18), ко- 191 торый принимают из ряда чисел: 36, 38, 40, 42, 43, 44, 45, 46, 48, 50, 52, 53, 55, 56, 58, 60, 62, 63, 65, 66, 68, 70, 71, 72, 73, 75, 76, 78, 80, 82, 83, 85, 86, 88, 90, 92, 95, 98, ! 00. Рис.
8.19 Форма канавки для резинового кольца дана на рис. 8.19; размеры канавки: Ь = = 5,6 мм; г1з = ( — 7,4) мм. Фирма "Циллер" !Германия) производит уплотнение упругими стальными игайбами (рнс. 8.20), которые применяю г при скорости скольжения до 6 мыс и смазывании подшипников любым смазочным материалом. Толщина шайб в зависимости от их диаметрального размера составляет а = 0,3 ...
0,6 мм. Торцовая рабочая грань шайб выступает за их плоскость на с = О, 5 ... 0,6 мм, что создает после закрепления шайб достаточную силу прижатия рабочей грани к торцу кольца подшипника. Размеры стальных уплотнительных шайб приведены в табл. 19.17.
Рис. 8.20 Щелевые уплотнения. Формы канавок щелевых уплотнений даны на рис. 8.21. Зазор щелевых уплотнений заполняют пластичным смазочным материалом, который защищает подшипник от попадания извне пыли и влаги. Рис. 8.21 При смазывании жидким маслом в крышке подшипника выполняют дополнительную канавку шириной Ьо и дренажное отверстие (рис. 8.22). Размеры (мм) Ь и Ьо, минимальное число з канавок принимают в зависимости от диаметра о1 вала: Рис. 8.22 Щелевые уплотнения не обеспечивают полной герметизации, нх целесообразно сочетать с другими уплотнениями.
Лабнринтные уплотнения. Большое распространение получили лабиринтные уплотнения, в которых уплотняющнй эффект достигают чередованием радиальных и осевых зазоров. Эти зазоры образуют длинную узкую извилистую щель. При окружной скорости вала до 30 м/с эту щель заполняют пластичным смазочным материалом. 193 а' ... св. 20 до 50 Ь ... 2 Ьо . 4".5 г ...
3 св. 50 св. 80 до 80 до 100 3 4 6 ... 8 1 0 ... 1 2 4 4 Радиальный зазор в лабиринте соответствует посадке сопряженных деталей Н11/411 (рис. 8.23). Точное значение осевого зазора получить труднее вследствие осевой "игры" вала, отклонений монтажной высоты ее с ъ Рис. 8.24 194 подшипников, толщин регулировочных прокладок и осевых размеров деталей лабиринта.
С учетом этого осевой зазор делают большей величины:ее= 1 ... 2 мм. Рис. 8.23 В крышке подшипника можно вы- полнять дренажные отверстия (рис. 8.23), через которые просочившееся масло возвращают в сборник. Фирма ЯКЕ применяет лабиринтные уплотнения, выполненные в виде набора штампованных из стальной ленты шайб (рис. 8.24, а). Толщина Ь ленты для наружного диаметра подшип- ника .0 = 42 ... 55 мм е) равна 1,25 мм; шири- А на В одного комплекууееячеее та из двух шайб равна 5 мм; для )3 = 62 ... 110 мм соответственно: Ь = 1,5 мм, В = =бмм. Фирма "Циллер" выпускает лабиринтф ные уплотнения в виде А тонкостенных штампованных'колец, приклеенных к двум пластмассовым кольцам и (рис.
8.24, о). Толщина такого уплотнения для е валов диаметром д = = 20 ... 80 мм составляет 4 мм. Центробежные и комбинированные уплотнения. Уплотнеиия, основанные на действии центробежной силы, конструктивно очень просты. Их применяют при окружной скорости вала ч > 0,5 м/с. Центробежные уплотнения (рис. 8.25) 4 эффективны для валов, расположенных — — выше уровня масла. Их применяют в сочетании с дренажными отверстиями, особенно широко — в металлорежущих станках отечественного и зарубежного производства.
Для повышения уплотняюшего эффекта различные виды уплотнений комбинируют. Рис. 8.25 При пластичном смазочном материа- ле уплотнения ставят с обеих сторон подшипника. Например, с внутренней стороны корпуса устанавливают маслосбрасывающее кольцо 1 (рис. 8.26, а). Кольцо должно несколько выступать за стенку корпуса (или торец стакана), чтобы попадающее на него жидкое горячее масло отбрасывалось центробежной силой и не попадало в полость размещения пластичного смазочного материала, ие вымывапо его. Рис. 8.26 Эффективное уплотнение при постоянном направлении вращения вала создает винтовая канавка, нарезанная на внешней поверхности кольца 1 (рис.
8.26, 6), по которой просочившееся масло отводят внутрь корпуса. Весьма эффективно также уплотнение упругими шайбами (рис. 8.26, в). Чтобы создать точное центрирование шайбы, между ней и заплечиком вала ставят кольцо 1, перекрывающее по ширине канавку на валу. 195 Глава 9 , РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ 9.1. Кииематический расчет В машиностроении наиболее 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, Ь и водило Ь (основиььии называют звенья, нагруженные внешними моментами). По классификации, общепринятой среди специалистов, эта схема обозначена 2К-Ь. Обозначение производят по основным звеньям: К вЂ” центральное колесо: Ь вЂ” водило. Рис. 9.1 На этой схеме также обозначены: я — сателлиты; сз, и сзь — угловая скорость ведущей шестерни и водила; а„— межосевое расстояние передачи. Диапазон передаточных чисел и = 3,! 5...
8,0: КПД передачи з1 = 0,96 ... 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 ~1 = г1 ~ з1з = 0,92 ... 0,96.
На рис. 9.1, в приведена схема планетарной передачи 2К-Ь с двухвенцовым сателлитом. Основные звенья — два центральных колеса а, Ь и водило Ь. Венцы сателлита обозначены я и~ Передаточное число и = 10 ... 16, КПД вЂ” т~ = 0,95 ... 0,97. 196 — передаточное число с~«/ил — 1+ зь/зи 1 — числа зубьев колес а, Ь, я г, =18; гз —— г,(и — !); г„=0,5(г„— г,); — условие соосности (без смещения исходного контура) г„= г, +2зя; (9.1) (9.2) (9.3) — условие симметричности расположения сателлитов (условие сборки) з,/С=у и г„/С=у, (9.4) где С вЂ” число сателлитов в передаче (обычно С = 3), у — любое це- лое число; — условие соседства (г„+ 2) ((г, + г„)гйп(180 /С) .
(9.5) После выполнения кинематических расчетов приступают к силовому расчету передачи. 197 В качестве темы курсового проекта рекомендуется принимать планетарную передачу по простейшей схеме (рис. 9.1, а). 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 зубья нарезают со смещением и г, > 12. Подбор чисел зубьев других колес производят, учитывая три условия: соосности, симметричного расположения сателлитов (условие сборки) и соседства. Кинематический расчет выполняют по следующим формулам: 9.2.
Силовой расчет 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. Прн определении допускаемых напряжений коэффициенты долговечности Ки( и Кгь находят для относительного движения колес, т.е.
К,.=(((Ф„,7У'( Кь =б( (О'(((', (96( где У' — число циклов перемены напряжений при относительном движении колес. Для ведущей центральной шестерни а Ф,' = 60и,'Е„С, (9. 7) где С вЂ” число сателлитов; и,' = и, -и„ вЂ” относительная частота вращения ведущей центральной шестерни; п, и пь — частоты вращения ведущей шестерни и водила; Хь — время работы передачи, ч. Для сателлитов У', = 60п',2ь, (9.8) где и„'= и,'г, I г„— относительная частота вращения сателлита. Затем по формулам (2.6), (9.6) и табл. 2.2 определяют допускаемые контактные «о'1и и изгибные [о)г 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 нагрузки между сателлитами; Кис — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий вычисляют по формуле (2.9), принимая: индекс схемы о = 8; ()((„— коэффициент ширины колеса: («((„= 0,4 при и < 6,3; (р( = 0,315 при и> 6,3; и'=г,lг,— передаточное число паРы колес внешнего зацеплениЯ; (Ры= 0,5 (1(м(и'+ 1). 198 Предварительно определпот межосевое расстояние, мм: КСК Т, а' >К,(и +1)з Счгми'[о3ц (9.9) Г,= 2КсТ, /(СЫ,), (9.10) где с~, — делительный диаметр ведущей шестерни, мм; Т, — Н мм. Затем по формулам (2.29), (2.30), (2.31) выполняют проверку зубьев колес по напряжениям изгиба и контактным напряжениям. После завершения расчетов приступают к составлению эскизной компоновки редуктора.
При этом определяют предварительные размеры валов, расстояния между деталями, реакции опор и намечают типы и размеры подшипников, схемы их установки. Подшипники качения принимают: для опор центральных валов — шариковые радиальные однорядные легкой серии, для опор сателлитов — шариковые сферические двухрядные средней серии. Для расчета подшипников качения находят реакции опор Я, и /! (рис. 9.2).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
