Курсовой проект вариант 5 (Косозубая цилиндрическая передача) / Detali_mashin_Kursovoe_proektirovanie_Dunaev_Lelikov_2004

Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса (рис. 8.16, а). К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла. 95 %-ный ресурс для манжет - не менее 3000 ч.

Рис. 8.16

При подаче шприцем пластичного смазочного материала давление внутри подшипниковой камеры может быть очень высоким. Чтобы не повредить манжету, ее устанавливают в этом случае рабочей кромкой наружу (рис. 8.16, б). Тогда при повышении давления смазочный материал отогнет кромку манжеты, и избыток его вытечет наружу.

Рис. 8.17

При высоком уровне масла ставят рядом две манжеты (рис. 8.17, а). При запыленной внешней среде также ставят две манжеты или одну с пыльником (рис. 8.17, б). Свободное пространство ме-

190

жду манжетами, а также между рабочими кромками манжеты и пыльника заполняют при сборке пластичным смазочным материалом (ЦИАТИМ.221).

Торцовые уплотнения. При смазывании подшипников жидким маслом в последнее время получили распространение очень

1000-Ф, а кольцо 2 - из стали марок 40Х, ШХ15, закаленной до высокой твердости. Кольцо 2

устанавливают на валу с натягом.

Ширину b поверхности трения кольца 1 принимают при диаметре вала (мм) свыше 20 до 40 - 3 мм, свыше 40 до 80 - 4 мм и свыше 8 0 - 5 мм. Ширину поверхности трения кольца 2 делают больше b на 2 ... 4 мм. Рабочие поверхности уплотнительных колец должны иметь отклонения от плоскостности не более 0,9 мкм, а шероховатость i?a < 0,16 мкм. С помощью пружины 3 создают на уплотняющей поверхности давление 0,05 ... 0,15 Н/мм^.

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 di = 4,6 мм; диаметр отверстия d\ = /) - 8 мм. Здесь D - диаметр (мм) отверстия уплотняемого сопряжения (например, отверстия в крышке подшипника на рис. 8.18), ко-

191

навки для резинового кольца дана на рис. 8.19; размеры канавки: b = = 5,6 мм; d3 = {D- 7,4) мм.

Фирма "Циллер" (Германия) производит уплотнение упругими стальными шайбами (рис. 8.20), которые применяют при скорости скольжения до 6 м/с 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.

Ш

Рис. 8

192

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.

ДШ /М щ

Рис. 8.21

При смазывании жидким маслом в крышке подшипника выполняют дополнительную канавку шириной Ьо и дренажное отверстие

(рис. 8.22). Размеры (мм) b и Ьо, минимальное число Z канавок принимают в зависимости от диаметра d

Щелевые уплотнения не обеспечивают полной герметизации, их целесообразно сочетать с другими уплотнениями.

Лабиринтные уплотнения. Большое распространение получили лабиринтные уплотнения, в которых уплотняющий 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

ненные в виде набора штампованных из стальной ленты шайб (рис. 8.24, а). Толщина h ленты для наружного диаметра подшип-

194

Центробежные и комбинированные уплотнения. Уплотне-

ния, основанные на действии центробежной силы, конструктивно очень просты. Их применяют при окружной скорости вала v > 0,5 м/с. Центробежные уплотнения (рис. 8.25)

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 уплотняющего эффекта различные виды уплотнений комбинируют.

При пластичном смазочном материале уплотнения ставят с обеих сторон подшипника. Например, с внутренней стороны корпуса устанав-

ливают 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, не вымывало его.

Щ

Рис. 8.26

Эффективное уплотнение при постоянном направлении вращения вала создает винтовая канавка, нарезанная на внешней поверхности кольца 1 (рис. 8.26, б), 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 7, перекрывающее по ширине канавку на валу.

195

Г л а в а 9

Р А С Ч Е Т И К О Н С Т Р У И Р О В А Н И Е П Л А Н Е Т А Р Н Ы Х П Е Р Е Д А Ч

9.1.Кинематический расчет

Вмашиностроении 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 централь-

ных колеса а, b w водило h {основными называют звенья, нагруженные внешними моментами). По классификации, общепринятой среди специалистов, эта схема обозначена 2K-h. Обозначение производят по основным звеньям: К - центральное колесо: h - водило.

Рис. 9.1

На 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 передачи Л = 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 г| Л) Л2 ^ 0,92 ... 0,96.

На рис. 9.1, в приведена схема планетарной передачи 2K-h с двухвенцовым сателлитом. Основные звенья - два центральных колеса а, b и водило h. Венцы сателлита обозначены ^ и /. Передаточное число 10... 16, КПД - л = 0,95 ...0,97.

196

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 z^ > 17. Чаще всего принимают z^ = 18. На практике зубья нарезают со смещением и z^ > 12.

Подбор чисел зубьев других колес производят, учитывая три условия: соосности, симметричного расположения сателлитов (условие сборки) и соседства.

Кинематический расчет выполняют по следующим формулам:

где С - число сателлитов в передаче (обычно С = 3), у - любое целое число;

После выполнения кинематических расчетов приступают к силовому расчету передачи.

197

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.

При определении допускаемых напряжений коэффициенты долговечности Khl И Kpi находят для относительного движения колес, т.е.

(9.6)

где N' - число циклов перемены напряжений при относительном движении колес.

Для ведущей центральной шестерни а

вращения 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 приступают к расчету межосевого расстояния передачи.

Предварительно определяют коэффициенты:

Ка = 49,5 - коэффициент межосевого расстояния; Кс=\,\ ... 1,2 - коэффициент неравномерности распределения

нагрузки между сателлитами; ^яр ~ коэффициент неравномерности распределения нагруз-

ки по длине контактных линий вычисляют по формуле (2.9), при-

198

Предварительно определяют межосевое расстояние, мм:

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, предва-

передачи т -d'^lz^ . Полученный расчетом модуль округляют в

большую сторону до стандартного значения (см. с. 22). Окончательное значение межосевого расстояния передачи

Ширину венца колеса b принимают на 2 ... 4 мм больше значения bg, а ширину Ьа центральной шестерни Ьа=

Выявляют пригодность размеров заготовок колес (см. разд. 2.1.1 п. 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 проверку

зубьев колес по напряжениям изгиба и контактным напряжениям. После завершения расчетов приступают к составлению эскиз-

ной 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 R\ и Ri (рис. 9.2). Здесь F - сила, действующая на вал со стороны зацепления. Учитывая наибольшую возможную неравномерность рас-

199