Детали машин. Курсовое проектирование. Дунаев, Леликов 2004 (968756), страница 24
Текст из файла (страница 24)
Размеры (мм) b и Ьо, минимальное число Z канавок принимают в зависимости от диаметра dвала:d...b ...bo ...z...св. 20до 5024...53св. 50до 8036... 84св. 80до 100410... 124Рис. 8.22Щелевые уплотнения не обеспечивают полной герметизации,их целесообразно сочетать с другими уплотнениями.Лабиринтные уплотнения. Большое распространение получили лабиринтные уплотнения, в которых уплотняющий эффектдостигают чередованием радиальных и осевых зазоров.
Эти зазоры образуют длинную узкую извилистую щель. При окружнойскорости вала до 30 м/с эту щель заполняют пластичным смазочным материалом.193Радиальный зазор в лабиринтесоответствует посадке сопряженныхдеталей Hll/dll (рис. 8.23). Точноезначение осевого зазора получитьтруднее вследствие осевой "игры"вала, отклонений монтажной высотыподшипников, толщин регулировочных прокладок и осевых размеровдеталей лабиринта.
С учетом этогоосевой зазор делают большей величины: So= 1 ... 2 мм.В крышке подшипника можно выРис. 8.23полнять дренажные отверстия (рис. 8.23),через которые просочившееся масло возвращают в сборник.Фирма SKF применяет лабиринтные уплотнения, выполненные в виде набора штампованных из стальной ленты шайб(рис. 8.24, а). Толщина h ленты для наружного диаметра подшипника Z) = 42 ... 55 ммравна 1,25 мм; шириа)"убе/шчено на В одного комплекта из двух шайб равна 5 мм; для D = 62......
110мм соответственно: А = 1,5 мм, В == 6 мм.Фирма "Циллер"выпускает лабиринтные уплотнения в видетонкостенных штампованных ^ колец, приклеенных к двум пластмассовым кольцам(рис. 8.24, 6). Толщинатакого уплотнения длявалов диаметром d == 20 ... 80 мм составляет4 мм.Рис. 8194Центробежные и комбинированные уплотнения. Уплотне-ния, основанные на действии центробежной силы, конструктивноочень просты. Их применяют при окружной скорости вала v > 0,5м/с.
Центробежные уплотнения (рис. 8.25)эффективны для валов, расположенныхвыше уровня масла. Их применяют в сочетании с дренажными отверстиями,особенно широко - в металлорежущихстанках отечественного и зарубежногопроизводства.Для повышения уплотняющего эффекта различные виды уплотнений комбинируют.При пластичном смазочном материале уплотнения ставят с обеих сторонподшипника.
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 отбрасывалосьцентробежной силой и не попадало в полость размещения пластичного смазочного материала, не вымывало его.а)6)Ь)—ЩРис. 8.26Эффективное уплотнение при постоянном направлении вращения вала создает винтовая канавка, нарезанная на внешней поверхности кольца 1 (рис. 8.26, б), по которой просочившееся маслоотводят внутрь корпуса.Весьма эффективно также уплотнение упругими шайбами(рис. 8.26, в).
Чтобы создать точное центрирование шайбы, междуней и заплечиком вала ставят кольцо 7, перекрывающее по ширине канавку на валу.195Глава 9РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕПЛАНЕТАРНЫХПЕРЕДАЧ9.1. Кинематический расчетВ машиностроении наиболее широко применяют планетарные передачи по схемам, приведенным на рис. 9.1, а - е .На рис. 9.1, а дана схема простейшей одноступенчатой планетарной передачи с тремя основными звеньями - два центральных колеса а, b w водило h {основными называют звенья, нагруженные внешними моментами). По классификации, общепринятойсреди специалистов, эта схема обозначена 2K-h.
Обозначение производят по основным звеньям: К - центральное колесо: h - водило.о)ЬS)1^5чГ0ц,•гатА' V'Iш .Рис. 9.1На этой схеме также обозначены: g - сателлиты; со^ и со/, - угловая скорость ведущей шестерни и водила; а^ - межосевое расстояние передачи.Диапазон передаточных чисел и = 3,15...
8,0: КПД передачиЛ = 0,96 ...0,98.На рис. 9.1, б приведена схема двухступенчатой планетарнойпередачи, состоящей из последовательно соединенных двух передач первой схемы. Передаточное число передачи, выполненнойпо этой схеме, и < 125, КПД передачи г| Л) Л2 ^ 0,92 ... 0,96.На рис. 9.1, в приведена схема планетарной передачи 2K-h сдвухвенцовым сателлитом. Основные звенья - два центральныхколеса а, b и водило h.
Венцы сателлита обозначены ^ и / . Передаточное число10... 16, К П Д - л = 0,95 ...0,97.196в качестве темы курсового проекта рекомендуется приниматьпланетарную 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 z^ > 17. Чаще всего принимают z^ = 18.
На практике зубья нарезают со смещением и z^ > 12.Подбор чисел зубьев других колес производят, учитывая триусловия: соосности, симметричного расположения сателлитов (условие сборки) и соседства.Кинематический расчет выполняют по следующим формулам:- передаточное числоW = c0,/c0;, = l + z,/z,;- числа зубьев колес а,(9.1)gz,-18;z^=0,5(z,-zj;(9.2)- условие соосности (без смещения исходного контура)(9.3)- условие симметричности расположения сателлитов (условиесборки)zJC = yи zJC^y,(9.4)где С - число сателлитов в передаче (обычно С = 3), у - любое целое число;- условие соседства(z^+2)<(z, + z^)sin(180VC).(9.5)После выполнения кинематических расчетов приступают ксиловому расчету передачи.1979.2.
Силовой расчетПервые этапы силового расчета планетарных передач (выборматериала, термической обработки и определение допускаемыхнапряжений) выполняют по рекомендациям для расчета цилиндрических зубчатых передач.Некоторое различие заключается в следующем.При определении допускаемых напряжений коэффициентыдолговечности Khl И Kpi находят для относительного движения колес, т.е.(9.6)где N' - число циклов перемены напряжений при относительномдвижении колес.Для ведущей центральной шестерни аK=60n',L,C,(9.7)где С - число сателлитов;- относительная частотавращения ведущей центральной шестерни; Па и щ - частоты вращения ведущей шестерни и водила; Ьи - время работы передачи, ч.Для сателлитов(9.8)где п^ = n^z^ ^ ^g " относительная частота вращения сателлита.Затем по формулам (2.6), (9.6) и табл.
2.2 определяют допускаемые контактные [а]я и изгибные [а]/г напряжения и приступаютк расчету межосевого расстояния передачи.Предварительно определяют коэффициенты:Ка = 49,5 - коэффициент межосевого расстояния;К с = \ , \ ... 1,2 - коэффициент неравномерности распределениянагрузки между сателлитами;^яр ~ коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий вычисляют по формуле (2.9), принимая: индекс схемы 5 = 8 ; \\^ьа - коэффициент ширины колеса:^ьа = 0,4 при и <6,3 ; \\Jha = 0,315 при и> 6,3 ; =передаточное число пары колес внешнего зацепления; \\Jbj =+ 1).198Предварительно определяют межосевое расстояние, мм:.
^ c V L(9 9)где Т\ = Та - вращающий момент на валу центральной шестерни,Н-мм; С - число сателлитов; [а]я - допускаемое контактное напряжение, Н/мм^.После этого определяют ширину колеса g: bg = \\fba ci'w, предварительное значение диаметра шестерни d'^ =1{и' +1) и модульпередачи т -d'^lz^ . Полученный расчетом модуль округляют вбольшую сторону до стандартного значения (см. с. 22).Окончательное значение межосевого расстояния передачиШирину венца колеса b принимают на 2 ... 4 мм больше значения bg, а ширину Ьа центральной шестерни Ьа=Выявляют пригодность размеров заготовок колес (см.
разд. 2.1.1п. 8) и вычисляют силы в зацеплении.Окружную силу определяют по формуле(9.10)где da - делительный диаметр ведущей шестерни, мм; Тх - Н мм.Затем по формулам (2.29), (2.30), (2.31) выполняют проверкузубьев 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 радиальныеоднорядные легкой серии, для опор сателлитов - шариковые сферические двухрядные средней серии.Для расчета подшипников качения находят реакции опор R\ иRi (рис. 9.2). Здесь F - сила, действующая на вал со стороны зацепления. Учитывая наибольшую возможную неравномерность рас199пределения общего момента по потокам, силу F (Н) определяют поформулам (здесь С = 3,Кс= 1,2):- для входного (ведущего) вала (рис.
9.2, а)F=OaTa/da,(9.11)где da - делительный диаметр зубьев центральной ведущей шестерни (рис. 9.3); Та - Н мм;- для выходного (ведомого) вала (рис. 9.2, б, в)F=OA П/а^,(9.12)где Th - вращающий момент на выходном валу-водиле, Н-мм, Ти == Taur[\ а^ - межосевое расстояние передачи.ГLf/?;IF^Рис. 9.2На всех схемах сила F^ - консольная нагрузка от муфты, значение которой принимают по рекомендациям, приведенным в гл. 15.Наиболее нагружены подшипники сателлитов. Требуемуюдинамическую грузоподъемность С^тр этих подшипников вычисляют по формуле1ла2310^(9.13)где Re = VRrK^Kj - эквивалентная динамическая нагрузка {R^ радиальная реакция опоры, Rr = 2Ft; относительно вектора радиальной нагрузки вращается наружное кольцо; значения коэффициентов АГБ, К^^ см. табл.
6.4 и 6.5); агъ - коэффициент условий применения (см. разд. 6.3, для шарикоподшипников сферическихдвухрядных (723 = 0,5 ... 0,6);= - «/, и z^ - относительная часто200вращения и число зубьев центральной ведущей шестерни;требуемый ресурс подшипника, ч; Zg - число зубьев сателлита;р ^ показатель степени к о р н я , = 3 для шариковых ир = 3,33 дляроликовых подшипников.9.3. Конструирование планетарных передачНа рис. 9.3 приведена наиболее распространенная конструкция планетарного редуктора, выполненная по схеме рис. 9.1, а.При изготовлении деталей возникают погрешности, которыеприводят к неравномерному нагружению потоков.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
