1
Politechnika Krakowska
Im. Tadeusza Kościuszki
Zbigniew Skrzyszowski
Reduktor walcowo-walcowy
PKM PROJEKTOWANIE
Pomoc dydaktyczna
Kraków 2000
1
2
SPIS TREŚCI
1.OBLICZENIA WSTPNE ...............................................................................4
1.1. Dane do projektu .....................................................................................4
1.2. Dobór przełożenia przekładni walcowo- walcowej ............................... 4
1.2.1.Przyjęcie ilości zębów kół z1 i z2 ................................................................4
1.2.2. Określenie błędu przełożenia .....................................................................6
1.3. Obroty wałków .............................................................................................6
1.4. Sprawność pary kół współpracujących .........................................................6
1.5.Współczynnik strat mocy w łożyskach ..........................................................7
1.6. Moc na poszczególnych wałkach ..................................................................7
1.7. Orientacyjne średnice wałków ......................................................................7
1.8. Momenty skręcające .....................................................................................7
1.9. Materiały na koła zębate ................................................................................7
1.9.1. Stale do ulepszania cieplnego ....................................................................8
1.9.2. Stale do nawęglania i azotowania ..............................................................8
1.10. Twardość zębnika i koła .............................................................................8
1.11. Naprężenia dopuszczalne na zginanie zęba u podstawy .............................9
1.12. Naprężenia dopuszczalne na docisk powierzchniowy ..............................10
2. OBLICZENIA WYTRZYMAAOŚCIOWE PIERWSZEJ PRZEKAADNI
WALCOWEJ ...............................................................................................12
2.1. Obliczanie modułu normalnego z warunku na wytrzymałość zęba
u podstawy .................................................................................................12
2.2. Obliczanie modułu normalnego z warunku na naciski
Hertza w punkcie C ....................................................................................13
2.3. Przyjęcie modułu znormalizowanego ...................................................14
2.4. Sprawdzenie naprężeń maksymalnych na zginanie u podstawy ..........14
2.5. Sprawdzenie naprężeń na docisk powierzchniowy w punkcie B1
jednoparowego zazębienia ..........................................................................14
2.6. Sprawdzenie przekładni walcowej na grzanie .....................................16
2.7. Wymiary geometryczne pierwszej przekładni walcowej ....................17
3. OBLICZENIA WYTRZYMAAOŚCIOWE DRUGIEJ EJ PRZEKAADNI
WALCOWEJ ..............................................................................................20
3.1. Obliczanie modułu normalnego z warunku na wytrzymałość zęba
u podstawy ................................................................................................20
3.2. Obliczanie modułu normalnego z warunku na naciski
Hertza w punkcie C i przyjęcie modułu znormalizowanego ......................21
3.3. Sprawdzenie naprężeń maksymalnych na zginanie u podstawy ..........21
3.4. Sprawdzenie naprężeń na docisk powierzchniowy w punkcie B1
jednoparowego zazębienia ...........................................................................22
3.5. Sprawdzenie przekładni walcowej na grzanie ......................................22
3.6. Wymiary geometryczne drugiej przekładni walcowej ................................23
3.6.1. Koła o zębach prostych nie korygowanych ..............................................23
3.6.2. Koła o zębach śrubowych nie korygowanych .......................................28
4. USYTUOWANIE KÓA NA WAAKACH, SPRAWDZENIE BEZKOLIZYJNOŚCI
PRZEKAADNI ...............................................................................................31
5. SIAY W PRZEKAADNI WALCOWEJ O ZBACH SKOŚNYCH
(ŚRUBOWYCH) .......................................................................................... 32
2
3
6. OBLICZENIA WYTRZYMAAOŚCIOWE I KSZTAATOWANIE
WAAKÓW PRZEKAADNI ......................................................................... 34
6.1. Obliczenia wytrzymałościowe .............................................................. 34
6.2. Kształtowanie wałów ............................................................................ 38
6.2.1. Zalecane średnice czopów na wejściu i wyjściu
z przekładni .................................................................................. 39
7. AOŻYSKOWANIE WAAKÓW PRZEKAADNI ......................................... 40
17.1. Układy łożysk skośnych lub stożkowych ............................................. 41
17.2. Pasowanie łożysk tocznych .................................................................. 43
8. SMAROWANIE PRZEKAADNI ................................................................. 44
18.1. Wskazniki poziomu oleju ..................................................................... 45
9. USZCZELNIENIA ........................................................................................ 46
9.1.Uszczelnienia filcowe ........................................................................... 46
9.2. Uszczelnienia za pomocą pierścieni gumowych
typu Simmerring ........................................................................................ 47
9.3. Uszczelnienia labiryntowe ................................................................... 47
9.4.Uszczelnienia szczelinowo rowkowe ................................................. 48
9.5.Uszczelnienia za pomocą tarcz ochronnych ......................................... 49
10. WYBRANE PRZYKAADY ROZWIZAC KONSTRUKCYJNYCH
PRZEKAADNI ZBATYCH ................................................................... 57
11. Dodatek A. WYBÓR NORM ....................................................................
12. Dodatek B. Obliczenia wałków przekładni walcowej ...............................
13. LITERATURA ...........................................................................................
3
4
1. OBLICZENIA WSTPNE
1.1. Dane do projektu
" Przekładnia walcowo-walcowa, pozioma, stacjonarna,
" korpus odlewany lub spawany,
" moc na wejściu do przekładni N [kW],
" obroty silnika n [1/min],
" przełożenie przekładni ic,
" trwałość Lh [h].
Rys. 1. Schemat dwustopniowego reduktora walcowego
4
5
1.2. Dobór przełożenia przekładni walcowo-walcowej
Aby uzyskać możliwie zwartą przekładnię ( L = min rys.1), koła z2 i z4 powinny posia-
dać zbliżone średnice
d2 E" d4 , przy czym d4 > d2 (1)
Warunek ten może być spełniony przy właściwym doborze przełożenia przekładni wal-
cowej i1 i przekładni walcowej i2. W produkowanych przekładniach stosunek przełożeń
i1
= 1,0
= 1,2. (2)
=
=
i2
Uwzględniając, że
i1 " i2 = ic (3)
z zależności (2) i (3) obliczymy i1 oraz i2.
1.2.1. Przyjęcie ilości zębów kół z1 i z3
Minimalna liczba zębów z1 zależy od wielkości przenoszonej mocy i prędkości obwo-
dowej kół.
(z1, z3) min = f( N, v).
Na tym etapie projektowania nie znamy średnic podziałowych kół, zatem nie możemy do-
kładnie określić prędkości obwodowych v. Obliczymy je w sposób przybliżony przyjmując,
że średnice podziałowe kół wynoszą:
" dla kół nacinanych na wałku dp E" 1,4 dw , (1)
" dla kół nasadzanych na wałek dp E" 2,0 dw , (2)
gdzie dw średnica wałka .
Wykorzystując znany wzór na obliczanie średnicy wałka lekkiego , w którym naprężenia
dopuszczalne na skręcanie ks = 20 [N/mm2],
N
3
dw = 134 " , (3)
n
oraz na prędkość obwodową
Ą " d " n
p
v = , (4)
60000
otrzymamy wzory na prędkość obwodową:
" dla kół nacinanych
3
v = 0,00982 " N " n2 [m/s] (5)
" dla kół nasadzanych
3
v = 0,0140 " N " n2 [m/s] (6)
Dla koła z3 , do wzorów (9) i (10) wstawiamy odpowiednio NII i n2 .
Przyjęcie na tym etapie obliczeń koła nacinanego lub nasadzanego nie
jest obowiązujące w ostatecznym rozwiązaniu konstrukcyjnym.
5
6
Minimalne ilości zębów dla kół z1 i z3 przyjmujemy z tablicy 1.
Tablica 1
Minimalne ilości zębów w przekładniach
Moc przkładni v [m/s]
N[kW]
do 0,8 powyżej 20
0,8 5,0 5,020
Znikomo mała do 5
1015 1217 1721* 2125**
Mała 5 25 1217 1721* 2125* 2125**
Średnia 25 300 1721* 1721* 2125** 2530**
Duża powyżej 300
2125* 2125** 2539** 30 35**
Oznaczenia:
* zalecane zęby skośne,
** obowiązujące zęby skośne.
Znając z1 , obliczymy ilości zębów kół współpracujących
z2 = z1 " i1 , z4 = z3 " i2
1.2.2. Określenie błędu przełożenia
Rzeczywiste przełożenie przekładni
z2 z4
irz = " . (13)
= "
= "
= "
z1 z3
Błąd przełożenia
i - icrz
-
-
-
= "100[%]d" [ ]
[
= " [ ]d"1[%] . (14)
= " [ ]d" [ ]
= " [ ]d" ]
i
1.3. Obroty wałków
z1 z1 z3
nII = n " , nIII = n " "
= " "
= " "
= " "
z2 z2 z4
(15)
gdzie: n - obroty na wejściu do przekładni.
1.4. Sprawność pary kół współpracujących
Sprawność mechaniczna przekładni zębatej zależy od współczynnika tarcia przy ślizganiu
się względem siebie współpracujących zębów, liczby zębów w zębniku, przełożenia prze-
kładni oraz kąta przyporu. Dość trudne jest określenie współczynnika tarcia, który zależy
również od warunków smarowania, rodzaju kół zębatych, rodzaju obróbki mechanicznej,
dokładności wykonania, chropowatości bocznych powierzchni zębów, twardości powierzchni
itp. Zgodnie z [6] można przyjąć, że sprawność zazębienia dla
z1 = z2 = 14, a także z1 = 60, z2 = 180, oraz współczynnika tarcia
= 0,1 0,01 zawiera się w granicach
6
7
p = 0,91 0,99. (9)
1.5. Współczynnik strat mocy w łożyskach
Straty mocy w łożyskach spowodowane są oporami wewnętrznymi przy toczeniu się ob-
ciążonego łożyska. Opory te zależą od bardzo wielu czynników i można je określić na stano-
wisku badawczym. Literatura dotycząca łożysk podaje momenty tarcia dla niektórych typów
łożysk pracujących w określonych warunkach. Graniczne wartości współczynnika strat mocy
w łożysku można przyjąć następująco:
l = 0,95 0,99. (9)
1.6. Moc na poszczególnych wałkach
2
NII = N " " NIII = N " " (10)
= "l "p, = " "
= " " = "3 "2,.
= " " = " "
l p
1.7. Orientacyjne średnice wałków [mm]
Przyjmując naprężenia dopuszczalne na skręcanie ks = 20 [N/mm2],
N
dI = 134" ,
= "3
= "
= "
n
NII
dII = 134" , (11)
= "3
= "
= "
nII
NIII
dIII = 134" ,
= "3
= "
= "
nIII
Obliczone wg (11) średnice wałków służą jedynie do sprawdzenia bezkolizyjności kół prze-
kładni z wałkami.
1.8. Momenty skręcające [Nmm]
N
Ms1 = 9549000" [Nmm],
= "
= "
= "
n
NII
MsII = 9549000" [Nmm], (12)
= "
= "
= "
nII
NIII
MsIII = 9549000" [Nmm],
= "
= "
= "
nIII
1.9. Materiały na koła zębate
Mimo że nie są znane dokładne zależności między własnościami mechanicznymi materia-
łów, określanymi klasycznymi metodami badań, a odpornością materiałów na zużycie, przyj-
muje się na podstawie dotychczasowej praktyki eksploatacyjnej korzystanie z pewnych wska-
zówek co do doboru materiałów na koła zębate na zasadzie znajomości ich podstawowych
własności mechanicznych. Wybrano pewne rodzaje materiałów jako specjalnie przydatne do
produkcji kół zębatych, ustalono dla nich optymalne rodzaje obróbki cieplnej, a także opty-
malne skojarzenia materiałowe.
7
8
1.9.1. Stale do ulepszania cieplnego
" O małej hartowności
Stale te dostarczane są przez hutę ( na koła duże ) w stanie normalizowanym lub ulepsza-
nym cieplnie do twardości HBmax = 280 [dN/mm2].Duże koła (o znacznych wymiarach) po
obróbce mechanicznej nie poddajemy obróbce cieplnej. Na małe koła stal dostarczana jest w
postaci prętów walcowanych na gorąco ( koła o module m < 5 [mm] ).
Możliwe do osiągnięcia twardości przy hartowaniu powierzchniowym:
Stal 35 - 51 57 HRC
45 - 55 61 HRC
55 - 59 63 HRC
50G - 58 62 HRC.
" Stale o dużej hartowności
1. 35SG - 53 58 HRC - stal odporna na zacieranie
2. 40H - 54 59 HRC
3. 35HM - 52 57 HRC
4. 50HN - 56 61 HRC
5. 37GHNM - 53 58 HRC
6. 36HNM - 53 58 HRC
Stale 1, 5, i 6 stosowane są głównie na ciężkie przekładnie (walcownicze) o modułach kół
m > 10.
1.9.2. Stale do nawęglania i azotowania
Na małe koła zębate charakteryzujące się spokojną pracą ( bez uderzeń ) zaleca się stoso-
wać stale:
14HG , 20HG , 18HGT.
Na koła duże :
15HGM , 18HGM, 17HGN.
Stal 15HN stosuje się na koła pracujące przy dużych przeciążeniach i uderzeniowych wa-
runkach pracy.
Dokładne informacje dotyczące doboru rodzaju materiału na koła zębate oraz zalecane
warunki obróbki cieplnej podaje [6].
1.10. Twardość zębnika i koła
Aby zużycie zębnika i koła postępowało mniej więcej jednakowo stosuje się zasadę, że
zębnik jest twardszy od koła. Zasada ta dotyczy kół o małej i średniej twardości. Przy wyso-
kich twardościach zużycie kół jest znikome, zatem przyjmuje się jednakowe twardości zębni-
ka i koła.
Zalecane twardości zębnika i koła, w zależności od przeznaczenia przekładni i prędkości
obwodowej kół, podano w tablicy 2.
Tablica 2
Zalecane twardości zębnika i koła
8
9
Prędkość
Zastosowanie HB [dN/mm2] HB [dN/mm2]
obwodowa
przekładni zębnika koła
v [m/s]
Napęd: turbina,
silnik spalinowy
Odbiór: generator 225 180 20
sprężarka, pompa
tłokowa
Przekładnie 575 575
ogólnego 5 15
350 300
przeznaczenia
210 180
Przeliczenie twardości HB na HRC podano w tablicy 41 str. 107
Wartości wytrzymałości trwałej na zginanie jednostronne Zgj [N/mm2] oraz doraznej wy-
trzymałości na rozciągania Rm [N/mm2] dla niektórych materiałów podano w tablicy 3.
Tablica 3
Wartości Rm i Zgj dla materiałów na koła zębate
Rodzaj
Rm Zgj Rodzaj stali Rm Zgj
stali
220 130 35HM 1000 627
BA101
315 160 40HM 1050 640
500 350 36HNM 610
850 1000
BA1032
550 355 34HNM 640
900 1100
ZL250 250 190 30H2N2M 740
1000 1250
ZL300 300 225 10 320
420 650
Zs40012 400 320 15 380
500 750
Zs50007 500 360 15H 700 460
St3 420 321 20H 800 530
St4 470 360 14HG 850 560
St5 560 428 20HG 900 610
St6 660 505 15HGM 950 640
St7 770 590 18HGM 1100 740
35 540 420 15HN 1000 670
45 610 490 18H2N2 1200 790
55 660 500 18HGT 1000 670
35SG 900 560
1.11. Naprężenia dopuszczalne na zginanie zęba u podstawy
Z
gj
kgj = " Cc , (13)
xzj
gdzie:
Cc - współczynnik zależny od żądanej ilości cykli obciążenia n ,
( wg rys.2).
9
10
Rys.2. Współczynnik Cc trwałości zębów przy obliczaniu
Wytrzymałości zębów u podstawy:
krzywe: 1
stal o HB = 210 - 245, 2 - stal o HB = 302 - 351,
3 -stal o HRC =58 - 63(hartowana powierzchniowo),
4 - stożkowe koła zębate ( każda twardość)
n = 60" z1 " n" , (14)
gdzie:
=Lh - żądana trwałość przekładni [h],
xzj - współczynnik bezpieczeństwa wg tablicy 4.
Tablica 4
Współczynnik bezpieczeństwa xzj
Współczynnik Rm[N/mm2]
bezpieczeństwa
750 1200
xzj 1,8 2,0
Współczynnik bezpieczeństwa xzj przyjmujemy wg tablicy 4 w zależności od wytrzymało-
ści doraznej Rm. Dla pośrednich wartości Rm stosować liniową interpolację lub ekstrapolację.
1.12. Naprężenia dopuszczalne na docisk powierzchniowy
Wytrzymałość zmęczeniowa powierzchni bocznych zębów na docisk jest proporcjonalna
do twardości materiału
HB
ZH = " ZHo , (15)
HBo
gdzie:
ZH - wytrzymałość zmęczeniowa trwała na naciski Hertza dla zastosowanej
stali o twardości HB,
ZHo - wytrzymałość zmęczeniowa trwała na naciski Hertza dla stali o twar-
dości HBo odczytana z wykresu zmęczeniowego Whlera [6] lub ta-
blicy 5.
Tablica 5
Wytrzymałość zmęczeniowa na naciski ZHo [N/mm2 ]
Materiał, twardość powierzchni bocznych zęba ZHo
Stal stopowa nawęglana HBo = 620 1600
Stal węglowa 10 nawęglana HBo = 600 1520
10
11
Stal niklowo-chromowa 37HN3 ulepszana cieplnie HBo = 340 1100
Stal chromowo-molibdenowa ulepszana cieplnie HBo = 340 800
Stal 45 ulepszana cieplnie HBo = 220 600
Stal St5 HBo = 150 430
Stal St4 HBo = 125 350
Staliwo L40 HBo = 150
350
Żeliwo ZL20 HBo = 170
Odczytując z tablicy 5 wartość ZHo i odpowiadającą twardość HBo możemy obliczyć wy-
trzymałość na naciski Hertza dla dowolnej twardości boku zęba HB
ZHo
ZH = " HB . (15)
HBo
Wartości z tablicy 5 należy odczytać dla danej grupy materiału, z którego będzie wykona-
ne koło zębate, np. stal stopowa do ulepszania cieplnego, stal węglowa do nawęglania, stal
konstrukcyjna zwykłej jakości itp.
Naprężenia dopuszczalne na docisk powierzchniowy liczymy wg wzoru
ZH " Co " CCH
kH = , (18)
xzc
gdzie :
Co - współczynnik zależny od lepkości oleju. Na tym etapie
projektowania współczynnik ten przyjmujemy Co = 1,
CCH - współczynnik zależny od żądanej ilości cykli. Gdy ZH przyjmu-
jemy jako wytrzymałość trwałą, wtedy CCH = 1,
Xzc - współczynnik bezpieczeństwa
gdzie:
xzc = 1,1" , (19)
p
- współczynnik stanu powierzchni zależny od Rm oraz rodzaju obróbki
p
mechanicznej ( frezowanie, szlifowanie ) - rys.3.
Rys.3. Współczynnik stanu powierzchni p dla stali zależny
od rodzaju obróbki powierzchni przejściowej u pod-
zęba i wytrzymałości Rm [N/mm2]
Tablica 6
Współczynnik lepkości oleju Co
11
12
o
E50 1,5 3,0 4,0 6,0 8,0 10,0 13,5
Co 0,836 0,867 0,882 0,912 0,940 0,965 1,0
o
E50 16 20 25 30 35 40
Co 1,024 1,055 1,089 1,116 1,140 1,161
Tablica 7
Współczynnik CCH
Liczba cykli obciążenia CCH
103 1,4
105 1,4
106 1,25
107 1,1
108 1,0
109 1,0
2. OBLICZENIA WYTRZYMAAOŚCIOWE PIERWSZEJ PRZEKAADNI
WALCOWEJ
2.1. Obliczanie modułu normalnego z warunku na wytrzymałość zęba u podstawy
N1 " cos1 "[cp " cd ]
" " "
" " "
" " "
mn (zg) = 267 " 3 , (20)
= "
= "
= "
" zast1 " z1 " n1 " kgj1 " C
" " " " "
" " " " "
" " " " "
gdzie
zast - współczynnik wytrzymałości zęba u podstawy; zast dla
zastępczej liczby zębów (21) lub dla zębów
prostych, odczytujemy z tablicy 8:
z1
zzast1 = , (21)
=
=
=
cos3 1
Tablica 8
Współczynniki , ( ) wg L.D. Czasownikowa dla zębów normalnych, korygowanych ą = 20o, c = 0,25 m
zast
z x współczynnik przesunięcia zarysu
(zzast) - 0,6 - 0,2 0 +0,2 +0,4 +0,6
12 0,325 0,406 0,487 0,565
14 0,345 0,420 0,490 0,565
16 0,296 0,362 0,430 0,498 0,565
18 0,314 0,378 0,442 0,504 0,565
20 0,333 0,395 0,452 0,509 0,565
24 0,367 0,420 0,470 0,519 0,565
30 0,303 0,401 0,444 0,498 0,530 0,564
36 0,333 0,421 0,463 0,501 0,537 0,564
42 0,355 0,436 0,475 0,510 0,543 0,563
50 0,378 0,451 0,488 0,520 0,546 0,562
80 0,435 0,488 0,510 0,528 0,545 0,556
100 i > 0,454 0,498 0,513 0,528 0,542 0,552
C - współczynnik zależny od skokowej liczby przyporu:
12
13
C = 1,1 dla d" 1,5 ,
C = 1,2 dla > 1,5 ,
b
= - współczynnik szerokości wieńca - tablica 15.
mn
Tablica 9
Wartości współczynnika szerokości wieńca
Wykonanie zę- Ułożyskowanie
max
bów
Bardzo staranne ułożyskowanie na łożyskach
b. dokładne tocznych lub ślizgowych, sztywna obudowa, 30 40
sztywne wały
średnio Dobre ułożyskowanie w skrzynkach
do 25
dokładnie
dość Ułożyskowanie na konstrukcjach stalowych,
do 15
dokładnie kształtownikach itp.
niezbyt Jednostronne ułożyskowanie
do 10
dokładnie (koło zwisające )
Koła ze starannie odlanymi zębami, dość
Odlane do 10
staranne ułożyskowanie
Zaleca się na tym etapie obliczeń przyjąć współczynniki Cp i Cd odpowiednio wg tabeli 11 i
12 (według przybliżonej prędkości obwodowej kół, wzór 5 lub 6). Przy wyborze wielkości
kąta pochylenia linii zęba należy kierować się przede wszystkim tym, aby poskokowy stopień
pokrycia > 1, przy czym przyjmuje się dla zębów śrubowych
= 8 300 (200).
W przypadku, gdy wytrzymałość zmęczeniowa na zginanie koła na Zgj2 <
Zgj1 , należy obliczyć moduł również dla koła z2 ze wzoru (20) wstawia-
jąc odpowiednio NII, nII, z2.
2.2. Obliczanie modułu normalnego z warunku na naciski Hertza w
punkcie C.
ł ł
ł ł
ł ł
ł ł
z2
ł ł
ł ł
C2 " NII " cos2 " ł1+ ł "[cp " cd ]
" " " ł + ł " "
" " " + " "
" " " + " "
m,ą
ł ł
ł ł
ł ł
ł ł
3 z1
ł łł
ł łł
ł łł
ł łł
mn (H) = 267 " (22)
= "
= "
= "
" z2 " k2 " nII " ą
" " " "
" " " "
" " " "
2 H 2
gdzie
stałą Cm,ą - przyjmujemy z tablicy 10,
ą - czołowy stopień pokrycia .
Na tym etapie obliczeń, nie znając wymiarów koła przyjmujemy ą = 1.
Tablica 10
Wartości stałych Cm,ą dla ą = 200
Materiały na koła Cm,ą [N/mm2]1/2
Stal na stali E1 = E2 = 210 000 [N/mm2] 478,2
Stal na żeliwie E1= 210 000 [N/mm2]
390,6
lub brązie E2 = 105 000 [N/mm2]
Żeliwo na żeliwie lub brąz na brązie
338,5
E1 = E2 =105 000 [N/mm2]
13
Obrobione
14
Na podstawie obliczonych modułów ze wzorów (20) i (22) przyjąć najbliższy większy z ciągu
modułów znormalizowanych mn (PN).
mn1 (PN) > max{mn(zg), mn(H)} .
2.3. Przyjęcie modułu znormalizowanego
Ciąg modułów uprzywilejowanych wg PN-78/M-88502 (cyfry pogrubione) i modułów do-
puszczalnych (ujęte w nawiasy)
0,6; 0,8; 1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; (3,5); 4; (4,5); 5; (5,5); 6; 7 ....
Dla kół o zębach skośnych, śrubowych i łukowych modułem znormalizowanym jest moduł
średni w przekroju normalnym !
Dla kół o zębach skośnych, śrubowych lub łukowych jako moduł znormalizowany przyj-
mujemy większy od największego modułu obliczonego wg (28 ) i (31).
Moduł czołowy
mn1(PN)
mt1 = (23)
=
=
=
cos
2.4. Sprawdzenie naprężeń maksymalnych na zginanie u podstawy
Pzast1
g max = d" kgj1 , (24)
= d"
= d"
= d"
b1 " zast1 " mn1 " C
" " "
" " "
" " "
gdzie:
Pzast1 = Pstat1 " cp " cd , (25)
cp - współczynnik przeciążenia - tablica 11, b1=*mn1
Tablica 11
Współczynnik przeciążenia cp wg Niemanna
Silnik napędowy
Napędzane maszyny
elektryczny turbina, siln. Siln.
lub mechanizmy
wielocyl. jednocylindr.
Prądnice, przenośniki, dmuchawy, wy-
1,0 1,25 1,5
ciągi, mieszalniki
Obrabiarki, suwnice, pompy tłokowe 1,25 1,50 1,75
Prasy, nożyce, walcarki, koparki 1,75 2,0 2,25
cd - współczynnik nadwyżek dynamicznych - tablica 12,
Tablica 12
Współczynnik nadwyżek dynamicznych cd wg Henriota
14
15
Grupa dokładności
Wielkości
I II III IV
v [m/s] 100 50 20
5 10
Klasy dokładności kół
2 5 4 6 6 8 8 10
cd
1+ 1+ 1+ 1+
30 12 6 3
1000 " N1
"
"
"
Pstat1 = [N], (26)
=
=
=
v1
prędkość obwodowa
Ą " d1 " n1
" "
" "
" "
v1 = [m/s], (27)
=
=
=
60000
d1 = z1 " mt1 , (28)
Gdy kgj2 < kgj1 sprawdzić naprężenia dla koła (z2)
2.5. Sprawdzenie naprężeń na docisk powierzchniowy w
punkcie jednoparowego zazębienia B1 - rys. 4.
Rys.4. Punkt B1 jednoparowego zazębienia rozpoczyna
się w nim współpraca jednej pary zębów, a w pun-
kcie E1 kończy się współpraca drugiej pary zębów.
Maksymalne naprężenia na docisk liczymy ze wzoru
Pzast1
c1max = Cm " d" kH1 , (29)
= " d"
= " d"
= " d"
b1 " d1 " C1
" "
" "
" "
gdzie
C1 współczynnik zależny od wielkości promieni krzywizn zarysów
współpracujących boków zębów w punkcie B1 tablica 14 lub
wzory (30), (31) podane przez Niemanna.
15
16
Tablica 13
Wartości stałej Cm
Materiały kół współpracujących Cm [N/mm2]1/2
Stal na stali E1 = E2 = 210 000 [N/mm2] 271
Stal na żeliwie E1 = 210 000 [N/mm2]
221
E2 = 105 000 [N/mm2]
Żeliwo na żeliwie (lub brązie ) E1 =E2 = 105 000 [N/mm2] 192
Tablica 14
Wartości współczynnika C1 - uzębienie normalne -zerowe (y = 1, x = 0, ą = 200 )
C1 dla z2/z1
z1
1 1,4 2 3 5 10
9 0,103 0,107 0,111 0,114
10 0,117 0,122 0,130 0,135 0,141
11 0,130 0,137 0,147 0,154 0,162
12 0,098 0,140 0,148 0,169 0,167 0,177
13 0,126 0,148 0,158 0,171 0,181 0,192
14 0,142 0,154 0,165 0,179 0,190 0,203
15 0,146 0,158 0,171 0,186 0,199 0,211
17 0,150 0,165 0,180 0,197 0,212 0,227
20 0,155 0,172 0,189 0,207 0,225 0,241
24 0,157 0,177 0,196 0,216 0,236 0,254
30 0,159 0,180 0,201 0,224 0,246 0,266
45 0,160 0,184 0,207 0,232 0,256 0,278
70 0,161 0,186 0,211 0,237 0,263 0,286
150 0,162 0,187 0,213 0,239 265 0,289
Współczynnik C1 można obliczać wg wzorów podanych przez Niemanna:
ł łł
ł śł
ł1- f śł
C1 = f " cos2 ą " , (30)
ł
ł łśł
z2
tgąw " ł łśł
ł
ł1+ łśł
z1 ł
ł
ł łł
ł
gdzie
2
2
ł1+ + x)łł
(y
ł śł
2"Ą
z
f = -1 - . (31)
ł śł
cosą z
ł śł
ł ł
Przy korekcji P-0 , ąw = ą.
16
17
Tablica 15
Wartości współczynnika f. Zęby normalne y = 1, ą = 200
y + x =1+x1)
z
0,5 0,75 1,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0
0,01980 0,07717 0,16591 0,24264 0,29659 0,35821 0,41794 0,47606
10
0,05006 0,13465 0,21221 0,27062 0,32648 0,38027 0,43237 0,48303
12
0,09896 0,17423 0,24343 0,30525 0,34543 0,39344 0,43991 0,48505
14
0,13499 0,20293 0,26555 0,32017 0,35799 0,40152 0,44362 0,48452
16
0,18440 0,24146 0,29436 0,33436 0,37274 0,40936 0,44535 0,48006
20
0,21655 0,26689 0,31186 0,34672 0,38019 0,41244 0,44369 0,47401
24
0,23909 0,28262 0,323335 0,35435 0,38412 0,41288 0,44073 0,46782
28
0,25572 0,29470 0,33134 0,35927 0,38618 0,41217 0,43739 0,46782
32
0,30826 0,33097 0,35270 0,36952 0,38583 0,40175 0,41725 0,43242
60
0,3318 0,34528 0,35933 0,37017 0,38076 0,39116 0,40137 0,41141
100
0,36397 0,36397 0,36397 0,36397 0,36397 0,36397 0,36397 0,36397
"
Uwaga: dla koła 1 - z = z1, dla koła 2 - z = z2
1)
gdy y = 1, x = - 0,5 , wówczas y + x = 0,5
2.6. Sprawdzenie przekładni walcowej na grzanie
Przy obrotach n e" 1500 [1/min], w przekładniach silnie obciążo-
nych pomimo smarowania może wystąpić zbyt duże grzanie małego
koła (zębnika), , jeśli straty energetyczne są zbyt duże przy przyjętych
wymiarach przekładni.
Obliczenia na grzanie polegają na sprawdzeniu warunku podanego
przez Hofera:
d1 " b
"
"
"
xt = > 1, (32)
= >
= >
= >
1836 " Nt
"
"
"
gdzie moc tarcia
2
ł łł
ł łł
ł łł
ł łł
ł ł
ł ł
ł z1 ł
ł ł
ł ł
ł ł śł
N " ł1 + ł ł
" ł + ł ł śł
" ł + śł
" ł + śł
ł ł
ł ł
ł ł
ł ł
z2 śł
ł śł
ł śł
ł ł łł śł
ł ł łł
ł łł
ł łł
ł ł
ł ł
ł ł
ł ł
Nt = [kW] , (33)
=
=
=
7 " zv
"
"
"
zastępcza liczba zębów
z1
zv = (34)
=
=
=
cos3
xt > 1 zapewnia prawidłową pod względem cieplnym pracę przekładni.
2.7. Wymiary geometryczne przekładni walcowej
2.7.1. Koła o zębach prostych nie korygowanych
Dane: z1 , z2 , m , y , c*, ą
1. Podziałka
p = Ą " m .
17
18
2. Podziałka na kole zasadniczym
pb = p "cosą .
3. Średnice kół podziałowych
d1 = z1 " m1 , d2 = z2 " m1 .
= " = "
= " = "
= " = "
4. Odległość osi kół
1
a = a0 = (d1 + d2)
= = ( + )
= = ( + )
= = ( + )
2
5. Średnice kół zasadniczych
db1 = d1 " cos ą , db2 = d2 " cos ą .
= " = "
= " = "
= " = "
6. Luz wierzchołkowy
c = c* " m .
7. Wysokość głów zębów
ha1 = ha2 = y " m1
= = "
= = "
= = "
8. Wysokość stóp zębów
hf1 = hf 2 = y " m1 + c
= = " +
= = " +
= = " +
9. Średnice wierzchołków
da1 = d1 + 2 " ha1 , da2 = d2 + 2 " ha 2
= + " = + "
= + " = + "
= + " = + "
10. Średnice stóp
df 1 = d1 - 2 " hf 1 , df 2 = d2 - 2 " hf 2
= - " = - "
= - " = - "
= - " = - "
11. Kąt przyporu na wierzchołku
2 2
da1 da 2
tgąa1 = - , tgąa 2 = - .
= -1 = -1
= - = -
= - = -
d2 d2
b1 b2
12. Częściowy wskaznik przyporu
z1 z2
1 = " ( - tgą) , 2 = " ( - tgą)
= "(tgąa1 - ) = "(tgąa2 - )
= " ( - ) = " ( - )
= "( - ) = "( - )
2 " Ą 2 " Ą
" "
" "
" "
13. Całkowity wskaznik przyporu
= 1 + 2
= +
= +
= +
2.7.2. Koła o zębach śrubowych nie korygowane
Dane: z1 , z2 , mn , ąn , , yn=1
1. Wysokość głowy narzędzia
18
19
ha0 = 1.25 mn .
2. Moduł czołowy
mn
mt = .
cos
3. Średnice kół podziałowych
d1 = z1 " mt , d2 = z2 " mt .
= " = "
= " = "
= " = "
4. Kąt przyporu w przekroju czołowym
ł tgąn ł
ł ł
ł ł
ł ł
ąt = artgł ł
= ł ł.
= ł ł
= ł ł
ł ł
ł ł
ł ł
ł ł
cos
ł łł
ł łł
ł łł
ł łł
5. Kąt pochylenia linii zęba na walcu zasadniczym
b = ar sin(cosąn " sin ).
6. Zastępcza liczba zębów na kole zasadniczym
z1
zv1 = .
=
=
=
cos2 b " cos
"
"
"
7. Średnica koła wierzchołków
da1 = d1 + 2 " mn , da 2 = d2 + 2 " mn .
= + " = + "
= + " = + "
= + " = + "
8. Średnica koła stóp
df 1 = d1 - 2 " ha0 , df 2 = d2 - 2 " ha0 .
= - " = - "
= - " = - "
= - " = - "
9. Średnica koła zasadniczego
db1 = d1 " cos ąt , db2 = d2 " cos ąt .
= " = "
= " = "
= " = "
10. Kąt przyporu na średnicy wierzchołków
2 2
da1 da 2
tgąa1 = - , tgąa 2 = - .
= -1 = -1
= - = -
= - = -
d2 d2
b1 b2
11. Częściowy wskaznik przyporu
z1 z2
1 = "(tgąa1 - tgąt ) , 2 = "(tgąa2 - tgąt ).
= "( - ) = "( - )
= "( - ) = "( - )
= "( - ) = "( - )
2 "Ą 2 "Ą
" "
" "
" "
12. Czołowy wskaznik przyporu
19
20
ą = 1 + 2 .
= +
= +
= +
13. Poskokowy wskaznik przyporu
b " sin
= .
Ą " mn
14. Całkowity wskaznik przyporu
ł = ą + .
3. OBLICZENIA WYTRZYMAAOŚCIOWE DUGIEJ PRZEKAADNI WALCOWEJ
3.1. Obliczanie modułu normalnego z warunku na wytrzymałość zęba u podstawy
NII " cos2 " " cd ]
" "[cp "
" " "
" " "
mn (zg) = 267 " 3 , (47)
= "
= "
= "
" zast 2 " z3 " nII " kgj3 " C
" " " " "
" " " " "
" " " " "
gdzie
zast - współczynnik wytrzymałości zęba u podstawy; zast dla
zastępczej liczby zębów (48) lub dla zębów
prostych, odczytujemy z tablicy 8:
z3
zzast 2 = , (48)
=
=
=
cos3 2
C - współczynnik zależny od skokowej liczby przyporu:
C = 1,1 dla d" 1,5 ,
C = 1,2 dla > 1,5 ,
b
= - współczynnik szerokości wieńca - tablica 15.
mn
Tablica 15
Wartości współczynnika szerokości wieńca
Wykonanie zę- Ułożyskowanie
max
bów
Bardzo staranne ułożyskowanie na łożyskach
b. dokładne tocznych lub ślizgowych, sztywna obudowa, 30 40
sztywne wały
średnio Dobre ułożyskowanie w skrzynkach
do 25
dokładnie
dość Ułożyskowanie na konstrukcjach stalowych,
do 15
dokładnie kształtownikach itp.
niezbyt Jednostronne ułożyskowanie
do 10
dokładnie (koło zwisające )
Koła ze starannie odlanymi zębami, dość
Odlane do 10
staranne ułożyskowanie
20
Obrobione
21
Przy wyborze wielkości kąta pochylenia linii zęba należy kierować się przede wszystkim tym,
aby poskokowy stopień pokrycia > 1, przy czym przyjmuje się dla zębów śrubowych
= 8 300 .
W przypadku, gdy wytrzymałość zmęczeniowa na zginanie koła na Zgj4 <
Zgj3 , należy obliczyć moduł również dla koła z4 ze wzoru (47) wstawia-
jąc odpowiednio NIII, nIII, z4.
3.2. Obliczanie modułu normalnego z warunku na naciski Hertza w
punkcie C.
ł ł
ł ł
ł ł
ł ł
z4
ł ł
ł ł
C2 " NIII " cos2 " ł1+ ł "[cp " cd ]
" " " ł + ł " "
" " " + " "
" " " + " "
m,ą
ł ł
ł ł
ł ł
ł ł
3 z3
ł łł
ł łł
ł łł
ł łł
mn (H) = 267 " (49)
= "
= "
= "
" z2 " k2 " nIII " ą
" " " "
" " " "
" " " "
4 H4
gdzie
stałą Cm,ą - przyjmujemy z tablicy 9,
ą - czołowy stopień pokrycia .
Na tym etapie obliczeń, nie znając wymiarów koła przyjmujemy
ą = 1.
Na podstawie obliczonych modułów ze wzorów (47) i (49) przyjąć najbliższy większy z ciągu
modułów znormalizowanych mn (PN), czyli
mn2 (PN) > max{mn(zg), mn(H)} .
Moduł czołowy
mn2 (PN)
mt2 = (50)
=
=
=
cos
3.3. Sprawdzenie naprężeń maksymalnych na zginanie u
podstawy
Pzast 2
g max = d" kgj3 , (51)
= d"
= d"
= d"
b2 " zast " mn " C
" " "
" " "
" " "
gdzie:
Pzast2 wg wzoru (36), b2=*mn2
cp współczynnik przeciążenia tablica 10,
cd współczynnik nadwyżek dynamicznych tablica 11,
1000 " NII
"
"
"
Pstat 2 = [N], (52)
=
=
=
v2
prędkość obwodowa
Ą " d3 " nII
" "
" "
" "
v2 = [m/s], (53)
=
=
=
60000
21
22
d3 = z3 " mt2 , (54)
Gdy kgj4 < kgj3 sprawdzić naprężenia dla koła (z2)
3.4. Sprawdzenie naprężeń na docisk powierzchniowy w
punkcie jednoparowego zazębienia B1 - rys. 4.
Maksymalne naprężenia na docisk liczymy ze wzoru
Pzast 2
c3max = Cm " d" kH3 , (55)
= " d"
= " d"
= " d"
b2 " d3 " C1
" "
" "
" "
gdzie
C1 współczynnik zależny od wielkości promieni krzywizn zarysów
współpracujących boków zębów w punkcie B1 tablica 13 lub
wzory (42), (43) podane przez Niemanna.
3.5. Sprawdzenie przekładni walcowej na grzanie
Przy obrotach n e" 1500 [1/min], w przekładniach silnie obciążo-
nych pomimo smarowania może wystąpić zbyt duże grzanie małego
koła (zębnika), , jeśli straty energetyczne są zbyt duże przy przyjętych
wymiarach przekładni.
Obliczenia na grzanie polegają na sprawdzeniu warunku podanego
przez Hofera:
d3 " b
xt = >1, (56)
1836 " Nt
gdzie moc tarcia
2
ł łł
ł z3 ł
ł ł
N " ł1 + śł
ł ł
z4 śł
ł
ł łł
ł ł
Nt = [kW] , (57)
7 " zv
zastępcza liczba zębów
z3
zv = (58)
cos3
xt > 1 zapewnia prawidłową pod względem cieplnym pracę przekładni.
3.6. Wymiary geometryczne przekładni walcowej
3.6.1. Koła o zębach prostych nie korygowanych
22
23
Dane: z3 , z4 , m , y , c*, ą
1. Podziałka
p = Ą " m .
2. Podziałka na kole zasadniczym
pb = p "cosą .
3. Średnice kół podziałowych
d3 = z3 " m , d4 = z4 " m .
4. Odległość osi kół
1
a = a0 = (d3 + d4 )
2
5. Średnice kół zasadniczych
db3 = d3 " cosą , db4 = d4 " cosą .
6. Luz wierzchołkowy
c = c* " m .
7. Wysokość głów zębów
ha3 = ha 4 = y " m
8. Wysokość stóp zębów
hf 3 = hf 4 = y " m + c
9. Średnice wierzchołków
da3 = d3 + 2 " ha3 , da4 = d4 + 2 " ha4
10. Średnice stóp
d = d3 - 2 " hf 3 , d = d4 - 2" hf 4
f 3 f 4
11. Kąt przyporu na wierzchołku
2 2
da3 da4
tg ą = - 1 , tg ą = -1 .
a3 a4
2 2
db3 db4
12. Częściowy wskaznik przyporu
z3 z4
3 = " (tg ą - tg ą) , = "(tg ą - tg ą)
a3 4 a4
2 " Ą 2"Ą
13. Całkowity wskaznik przyporu
= 3 +
4
23
24
3.6.2. Koła o zębach prostych z korekcją P - 0
Dane: z3 , z4 , m , y, c*, ą
1. Podziałka
p = Ą " m .
2. Podziałka na kole zasadniczym
pb = p "cosą .
3. Średnice kół podziałowych
d3 = z3 " m , d4 = z4 " m .
4. Odległość osi kół
1
a = a0 = (d3 + d4 )
2
5. Średnice kół zasadniczych
db3 = d3 " cosą , db4 = d4 " cosą .
6. Luz wierzchołkowy
c = c* " m .
7. Współczynniki korekcji
-
z0 - z3
x e" x3 > , x4 = - x3
z0
-
gdzie x - maksymalne odsunięcie narzędzia z racji ograniczenia grubości
zęba na promieniu ra.
8. Wysokości głów zębów
ha3 = (y + x3 )" m , ha4 = (y + x4 )" m .
9. Wysokości stóp zębów
hf 3 = (y - x3)" m + c , hf 4 = (y - x4 )" m + c .
10. Średnice wierzchołków
da3 = d3 + 2 " ha3 , da4 = d4 + 2 " ha4 .
11. Średnice stóp
d = d3 - 2 " hf 3 , d = d4 - 2 " hf 4 .
f 3 f 4
12. Kąt przyporu na wierzchołku
24
25
2 2
da3 da4
tgąa3 = -1 , tgąa4 = -1 .
2 2
db3 db4
13. Częściowy wskaznik przyporu
z3 z4
.
3 = "(tgąa3 - tgą) , 4 = " tgąa4 - tgą)
(
2" Ą
2 "Ą
14. Całkowity wskaznik przyporu
= 3 + .
4
15. Grubość zębów u wierzchołka
ł 2 " x3 " tgą ł
Ą
ł ł
sa3 = da3 " + + invą - invąa3 ł ,
ł
2 " z3 z3
ł łł
ł ł
Ą 2 " x4 " tgą
ł ł
sa4 = da4 "ł + + invą - invąa4 ł .
2 " z4 z4
ł łł
3.6.3. Koła o zębach prostych korygowanych - korekcja P.
Dane: z3 , z4 , m , y, c*, ą
1. Podziałka
p = Ą " m .
2. Podziałka na kole zasadniczym
pb = p " cosą .
3. Średnice kół podziałowych
d3 = z3 " m , d4 = z4 " m .
4. Zerowa odległość osi kół
1
a0 = (d3 + d4 )
2
5. Średnice kół zasadniczych
db3 = d3 " cosą , db4 = d4 " cosą .
6. Luz wierzchołkowy
c = c* " m .
1.Gdy dane są współczynniki korekcji np. wyliczone wg wzorów
z0 - z3 z0 - z4
x3 = , x4 = ,
z0 z0
przy czym x3 max e" x3 e" x3 min , x4 max e" x4 e" x4 min
25
26
7. Kąt przyporu na średnicy tocznej
x3 + x4
invąw = 2 " "tgą + invą .
z3 + z4
Korzystając z tablic funkcji ewolwentowej (involuty) - odczytać kąt ąw
8. Moduł po korekcji
cosą
mw = m "
cosąw
9. Odległość osi po korekcji
aw = 0,5 " mw "(z3 + z4 )
2. Gdy dana jest odległość osi aw
7. Moduł po korekcji
2 " aw
mw = ,
z3 + z4
tu należy dobrać wg obowiązującej normy moduł narzędzia m najbliższy obliczonemu mw.
8. Kąt przyporu współpracujących kół
ł ł
m
ąw = ar cosł " cosął .
ł mw łł
9. Sumaryczne odsunięcie narzędzia
(invąw - invą)"(z3 + z4 )
x3 + x4 = C = ,
2 " tgą
tu należy wg odpowiednich zasad rozdzielić przesunięcie jednostkowe C na koła z3 i z4 .
Dla przypadku 1 i 2 liczymy dalej wg poniższych wzorów
10. Przesunięcie osi
"p = ax -a0.
11. Wysokość zęba po korekcji
hw = 2 " y " m + c - (x3 + x4 ) " m + "p .
12. Wysokości głów zębów
ha3 = (y - x4 )" m + "p , ha4 = (y - x3 )" m + "p .
13. Średnice wierzchołków
26
27
da3 = d3 + 2 " ha3 , da4 = d4 + 2 " ha4 .
14. Średnice stóp
d = da3 - hw , d = da4 - hw .
f 3 f 4
15. Średnice kół tocznych
dw3 = z3 " mw , dw4 = z4 " mw .
16. Kąt przyporu na wierzchołku
2 2
da3 db4
tgąa3 = -1 , tgąa4 = -1 .
2 2
db3 da4
17. Kąt przyporu na wierzchołku
2 2
da3 db4
tgąa3 = -1 , tgąa4 = -1 .
2 2
db3 da4
18. Częściowy wskaznik przyporu
z3 z4
3 = "(tgąa3 - tgą), = "(tg ąa4 - tgą).
4
2 "Ą 2 "Ą
19. Całkowity wskaznik przyporu
= 3 + .
4
3.6.4. Koła o zębach śrubowych nie korygowane
Dane: z3 , z4 , mn , ąn , ,
1. Wysokość głowy narzędzia
ha0 = 1.25 mn .
2. Moduł czołowy
mn
mt = .
cos
3. Średnice kół podziałowych
d3 = z3 " mt , d4 = z4 " mt .
4. Kąt przyporu w przekroju czołowym
27
28
ł tgąn ł
ąt = ar tgł ł.
ł ł
cos
ł łł
5. Kąt pochylenia linii zęba na walcu zasadniczym
b = ar sin(cosąn " sin ).
6. Zastępcza liczba zębów na kole zasadniczym
z3
zv1 = .
cos2 b " cos
7. Średnica koła wierzchołków
da3 = d3 + 2 " mn , da4 = d4 + 2 " mn .
8. Średnica koła stóp
d = d3 - 2 " ha0 , d = d4 - 2 " ha0 .
f 3 f 4
9. Średnica koła zasadniczego
db3 = d3 " cosąt , db4 = d4 " cosąt .
10. Kąt przyporu na średnicy wierzchołków
2 2
da3 da4
tgąa3 = -1 , tgąa4 = -1 .
2 2
db3 db4
11. Częściowy wskaznik przyporu
z3 z4
3 = "(tgąa3 - tgąn ) , = "(tgąa4 - tgąn ).
4
2 "Ą 2 "Ą
12. Czołowy wskaznik przyporu
ą = 3 + .
4
13. Poskokowy wskaznik przyporu
b " sin
= .
Ą " mn
14. Całkowity wskaznik przyporu
ł = ą + .
28
29
3.6.5. Koła o zębach śrubowych korygowane
Dane: z3 , z4 , mn , ąn , ,
1. Moduł w przekroju czołowym
mn
mt =
cos
2. Wymagany luz obwodowy
j = 0,15 [mm]
3. Wysokość głowy narzędzia
hao = 1,25 mn .
4. Średnica koła podziałowego
d3 = z3 " mt , d4 = z4 " mt .
5. Czołowy kąt zarysu na średnicy podziałowej
tg ąn
ąt = ar tg .
cos
6. Kąt pochylenia linii zęba na walcu zasadniczym
b = ar sin(cosąn " sin ).
7. Zastępcza liczba zębów
z3 z4
zv3 = , zv4 = .
cos2 b " cos cos2 b " cos
8. Wielkość pomocnicza
0,5
c = .
2
tg ąn + cos2
9. Średnica koła zasadniczego
db3 = 2 " z3 " mn " c , db4 = 2 " z4 " mn " c .
a) Gdy założona jest odległość osi aw
10a. Kąt przyporu na średnicy tocznej w przekroju czołowym
mn "(z3 + z4 )" c
ąw = ar cos .
aw
11a. Suma współczynników przesunięcia zarysu
29
30
z3 + z4 j
x3 + x4 = "(invąw - invą)- .
2 " tgąn 2 " mn " sinąn
12a. Współczynniki przesunięcia zarysu podzielić wg przyjętych zasad !
b) Gdy założone są współczynniki przesunięcia zarysu x3 i x4
10b. Kąt przyporu na średnicy tocznej w przekroju czołowym
2 " tgąn ł ł
j
ł ł
invąw = " x3 + x4 + + invąn .
z3 + z4 ł 2 " mn " sinąn ł
ł łł
11b. Odległość osi
aw = c "(z3 + z4 )" mt .
12b. Rozsunięcie kół podziałowych
"a = aw - 0,5"(d3 + d4 ).
13b. Średnica koła tocznego
z3 z4
dw3 = 2 " aw " , dw4 = 2 " aw " .
z3 + z4 z3 + z4
Dla przypadku a) i b) liczymy dalej wg poniższych wzorów
14. Średnice podstaw
d = d3 - 2 " mn + "a + 2 " mn " x3 , d = d4 - 2 " mn + "a + 2 " mn " x4
f 3 f 4
15. Średnice wierzchołków
da3 = d3 + 2 " mn + "a - 2 " mn " x4 , d = d4 + 2 " mn + "a - 2 " mn " x3 .
f 4
16. Kąt przyporu na średnicy wierzchołków
2 2
da3 da4
tgąa3 = -1 , tgąa4 = -1 .
2 2
db3 db4
17. Częściowy wskaznik przyporu
30
31
z3 z4
3 = "(tgąa3 - tgąn ) , = "(tgąa4 - tgąn ).
4
2 "Ą 2 "Ą
18. Czołowy wskaznik przyporu
ą = 3 + .
4
19. Poskokowy wskaznik przyporu
b " sin
= .
Ą " mn
20. Całkowity wskaznik przyporu
ł = ą + .
4. USYTUOWANIE KÓA NA WAAKACH, SPRAWDZENIE
BEZKOLIZYJNOŚCI PRZEKAADNI
Właściwe usytuowanie kół na wałkach daje konstrukcję zwartą o minimalnym ciężarze,
zwiększa sztywność wałków istotną ze względu na prawidłową pracę zazębienia, obniża
koszty materiałowe, zmniejsza udział ciężaru przekładni w stosunku do przenoszonej mocy.
Na tym etapie projektu wykonujemy orientacyjny rysunek przekładni w skali 1 : 1 (naj-
wygodniej na papierze milimetrowym) opierając się na wcześniej obliczonych wymiarach kół
zębatych i średnicach wałków dI , dII , dIII - rys. 8.
Rys.8. Rozmieszczenie kół na wałkach
Na rysunek nanosimy walce i stożki kół podziałowych (tocznych) oraz szerokości
wieńców rezerwując odpowiednie miejsca dla piast i łożysk. Ustalając położenie kół prze-
kładni walcowej należy zachować symetrię przekładni względem osi wałka dI (łatwiejsza
technologia obróbki korpusu). Wykonany rysunek służy do określenia długości obliczenio-
wych wałków (rozmieszczenia podpór), jak również sprawdzenia bezkolizyjności koła z2 z
wałkiem dIII .
Gdy luz L1 jest mały, oznacza to, że geometrycznie przekładnia została prawidłowo za-
projektowana. W tym przypadku długość przekładni będzie najmniejsza ( przy danych modu-
31
32
łach oraz przyjętym rozdziale przełożenia całkowitego) oraz zostaną zapewnione dobre wa-
runki smarowania kół przez zanurzenie.
0,25" d4 e" L1 e" 0.1" d4
W przypadku wystąpienia kolizji L1 < 0 , najprościej będzie zwiększyć ilości zębów z3 i
z4 tak, aby przełożenie przekładni walcowej nie uległo zmianie. Operacja ta nie wymaga po-
nownego sprawdzenia wytrzymałości zębów kół. Możliwe jest również rozważenie zwięk-
szenia modułu przekładni walcowej lub kąta pochylenia linii zębów .
Zmiana przełożenia is i iw z reguły wymaga powtórzenia obliczeń wytrzymałościowych.
Przy wykonywaniu rysunku zaleca się przyjmować następujące wymiary:
" szerokość łożysk l = ( 0,4 0,6 ) dw ,
" szerokość piasty koła lp = (0,8 1,2 ) dw ,
" luz między kołem a ścianką korpusu przyjąć 2 3 moduły zębów danego koła,
a E" b1 ,
b E" 2a.
Zmierzone na rysunku wymiary a, c, d, e, będą obowiązywać przy obliczaniu średnic wał-
ków. Na rysunku złożeniowym przekładni wymiary te można zmniejszać!
5. SIAY W PRZEKAADNI WALCOWEJ O ZBACH SKOŚNYCH
(ŚRUBOWYCH)
Na rys. 5 pokazano rozkład sił w przekładni walcowej o zębach skośnych (śrubowych) dla
obrotów prawych i dla prawego kierunku pochylenia linii zębów zębnika .
Rys.5. Rozkład sił w przekładni walcowej o zębach
skośnych (śrubowych)
Dla obrotów lewych i prawego pochylenia linii zębów zębnika , rozkład sił na kołach
z1 i z2 pokazano na rys 6.
32
33
Rys.6. Rozkład sił na zębniku i kole
Siły w przekładni walcowej obliczymy wg poniższych wzorów:
Siła obwodowa
2 " M
II
P = P3 = P4 = . (35)
d3
Siła osiowa
P = P = P = P " tg . (36)
o o3 o4
Siła promieniowa
P = P = P = P " tgąt . (37)
r r3 r 4
6. Obliczenia wytrzymałościowe i kształtowanie wałków przekładni
6.1. Obliczenia wytrzymałościowe
Wałki przekładni obciążone są momentami skręcającymi i zginającymi, wywołanymi si-
łami międzyzębnymi. Średnicę wałka w dowolnym punkcie liczymy stosując zmodyfikowaną
hipotezę wytężeniową Hubera
32" M
z
d = , (65)
3
Ą " kgo
gdzie moment zastępczy
2
2
M = M + (ą " M ) , (66)
z g s
przy czym:
Mg - moment zginający całkowity (sprowadzony do jednej płaszczy-
zny),
Ms - moment skręcający,
33
34
ą - współczynnik,
kgo
ą = . (67)
2"ksj
Dla przekładni pracującej przy niewielkich wahaniach momentu skręcającego (cp d" 1,2)
we wzorze (67) zamiast ksj przyjmujemy ks. Naprężenia dopuszczalne na zginanie i skręcanie
w zależności od materiału, z którego będzie wykonany wał przyjmujemy z tabl.16
Tablica 16
Materiały na wałki przekładni
Materiał Oznaczenie kgo[N/mm2] ksj[N/mm2] ks[N/mm2]
1 2 3 4 5
St4 53 62 86
Stale węglowe zwykłej St5 60 69 96
jakości
St6 66 75 107
St7 72 84 117
cd.tabl. 16
1 2 3 4 5
35(T) 70 79 110
Stale węglowe wyższej
45(T) 78 88 123
jakości do ulepszania
55(T) 86 97 135
cieplnego
65(T) 92 105 144
Stale węglowe 10(H) 67 75 94
do nawęglania
20(H) 72 97 118
15H 75 118 160
20H 98 125 185
Stale stopowe
15HGM 102 130 195
do nawęglania
15HN 108 135 200
18H2N2 130 165 244
30H 98 125 185
40H 108 130 200
50H 120 150 222
Stale stopowe
40HM 114 145 213
do ulepszania
50HN 120 150 222
40H2MF 135 172 253
35HGS 180 226 235
(T) - stal ulepszana cieplnie,
(H) - stal hartowana.
Dla projektowanej przekładni proponuje się wykonanie szkicu jak na rys. 14. Przyjęte
na rysunku oznaczenia pozwalają na uniknięcie pomyłek w rozkładzie sił obciążających po-
szczególne wałki przekładni.
Mając ustalone zwroty sił Po1 i Po2 , należy założyć kierunek pochylenia linii zębów
na kole z3 tak, aby siła Po3 posiadała zwrot przeciwny do zwrotu siły Po2 przy założonym
kierunkach obrotów.
34
35
Rys.14. Zwroty sił i oznaczenia podpór
Przyjęte na rys. 14 oznaczenia podpór będą obowiązywać w analizie wytrzymałościo-
wej wałków. W analizie tej korzystnie jest rozpatrywać momenty gnące w dwóch wzajemnie
prostopadłych płaszczyznach h-x i v-x
W nawiązaniu do rys. 14 na rys. 15 pokazano siły działające na koło stożkowe wałka atakują-
cego.
Rys. 15. Siły działające na koło wałka atakującego
Redukując siły do osi wałka, otrzymamy schemat pokazany na rys. 16.
Rys. 16. Siły obciążające wałek atakujący
35
36
Skupiony moment gnący w płaszczyznie v-x
dm
M1 = Po1 " . (68)
2
Moment skręcający:
dm
M = P1 " . (69)
s
2
Siłę Po1 działającą w osi wałka uwzględniamy jedynie przy obliczaniu obciążenia za-
stępczego łożysk. Obciążenia wałka w płaszczyznie h-x i v-x pokazano na rys. 17 i 18.
Rys.17. Obciążenia wałka w płaszczyznie h-x
Rys.18. Obciążenia wałka w płaszczyznie v-x
Całkowite reakcje promieniowe podpór wynoszą odpowiednio:
2 2 2 2
RA = RAv + RAh , RB = RBv + RBh . (70)
Reakcja poosiowa
Rx = Po1 .
W celu obliczenia średnic wałka w punktach A i B należy postępować wg poniższego
schematu:
" obliczyć momenty gnące w płaszczyznach h-x i v-x oraz narysować wykresy momen-
tów,
" obliczyć całkowite momenty zginające w interesujących nas punktach:
2 2
M = M + M , MgB = 0 (71)
gA gAh gAv
36
37
oraz narysować wykres Mg = Mg (x),
" obliczyć momenty zastępcze w punktach A i B
2
2
M = M + (ą " M ) , k = A , B , (72)
zk gk s
" narysować wykres momentu zastępczego Mz = Mz (x) i wg wzoru (66) obliczyć średnice
wałka w kilku wybranych przekrojach.
W podobny sposób postępujemy przy obliczaniu wałka II.
W nawiązaniu do rys. 14, na rys.19 i rys 20 pokazano obciążenia kół wałka II i wałka III.
Rys. 19. Siły obciążające koła na wałku II
Rys. 20. Siły obciążające koła na wałku III
Po redukcji sił do osi wałka postępujemy zgodnie ze schematem obliczeń dla wałka I .
Ze wzoru (65) liczymy średnice dla większej ilości liczby punktów niż poprzednio, wykorzy-
stując narysowany w skali wykres momentu zastępczego Mz(x). Otrzymane wartości służą do
narysowania teoretycznego zarysu wałka d(Mz). Na bazie tego zarysu konstruujemy wałek
przewidując czopy pod łożyska i koła.
6.2. Kształtowanie wałów
Zalecenia konstrukcyjne dotyczące kształtowania wałów maszynowych podaje norma PN-
82/M-02045. Kształt wałka wpływa zasadniczo na jego wytrzymałość zmęczeniową. Przy
stopniowaniu należy stosować się do zaleceń konstrukcyjnych zmniejszających zmęczeniowy
współczynnik spiętrzenia naprężeń.
Kilka rodzajów zalecanych podcięć z zaznaczonymi naddatkami na szlifowanie poka-
zano na rys. 21. Wielkości zaznaczone na rysunku podaje tablica 17.
37
38
Rys. 21. Konstrukcja podcięć z naddatkiem na szlifowanie
Tablica 17
Wartości podcięć - do rys. 21
Wymiary [mm]
szlifowanie szlifowanie
b zewnętrzne wewnętrzne h R R1 d
d1 d2
(1) d-0,3 d+0,3 0,15 0,3 0,3 do 10
(1,5) d-0,3 d+0,3 0,15 0,5 0,5 do 10
2 d-0,5 d+0,5 0,25 0,5 0,5 do 10
3 d-0,5 d+0,5 0,25 1,0 0,5
1050
5 d-1,0 d+0,5 0,5 1,5 0,5
50100
8 d-1,0 d+0,1 0,5 2,0 1,0 >100
(10) d-1,0 d+0,1 0,5 3,0 1,0 >100
Na rys.22 pokazano zalecane promienie przejść, gwarantujące zmniejszenie zmęczeniowego współczynnika spiętrzenia naprężeń.
Należy przyjmować:
1 > 2 , = 0,1d , R = d , D = 1,3d , R1 = 0,1d
38
39
Rys. 22 . Zalecane promienie przejść
6.2.1. Zalecane średnice czopów na wejściu i wyjściu z przekładni
Rys. 23. Czop na wejściu lub wyjściu z przekładni
Tablica 18
Zalecane średnice czopów na wejściu i wyjściu z przekładni
d[mm]
14 16 18 20 22 25 28 30 32 35
38 40 42 45 50 55 60 65 70 75
80 85 90 100 110 120 125 130 140 150
160 170 180 190 200 220 250 280 320 360
7. AOŻYSKOWANIE WAAKÓW PRZEKAADNI
Zdolność łożyska do przejmowania obciążeń przy prędkości obrotowej jednego z pier-
ścieni n > 10 [1/min] określa nośność ruchowa C [N] a dla n d" 10 [1/min] - nośność spo-
czynkowa Co [N].
Nośnością nazywamy takie obciążenie zastępcze łożyska [N] , przy którym 90% pro-
dukowanych łożysk wykona 1 mln obrotów do chwili pojawienia się pierwszych oznak zmę-
czeniowego zużycia powierzchni przy prawidłowej zabudowie i właściwych warunkach sma-
rowania. Pomiędzy obciążeniem zastępczym P [N] , nośnością ruchową C [N] i trwałością L
wyrażoną w milionach obrotów istnieje zależność
39
40
C
k
= L , (73)
P
gdzie:
k = 3 - dla łożysk kulkowych,
10
k = - dla łożysk wałeczkowych.
3
Gdy łożysko posiada zdolność przenoszenia obciążeń promieniowych i wzdłużnych,
siłę zastępczą liczymy ze wzoru
P = X " F + Y " F (74)
r a
gdzie:
X - współczynnik przeliczeniowy obciążenia promieniowego,
Y - współczynnik przeliczeniowy obciążenia osiowego,
Fr - obciążenie promieniowe łożyska [N],
Fa - obciążenie osiowe łożyska [N].
Wartości współczynników X i Y dla łożysk kulkowych zwykłych przedstawiono w ta-
blicy 19. Dla innych łożysk wartości X i Y są podane w katalogach łożysk tocznych .
W urządzeniach pracujących przy stałej liczbie obrotów trwałość wygodniej określać
w godzinach pracy łożyska Lh [h]. Pomiędzy trwałością wyrażoną w milionach obrotów L i
trwałością wyrażoną w godzinach Lh istnieje związek
Lh " n " 60
L = ,
106
Tablica 19
Wartości współczynników X i Y dla łożysk kulkowych zwykłych z luzami normalnymi
Fa Fa
Względne obcią-
d" e > e
Fr Fr
żenie osiowe
e
Rodzaj łożyska
Fa
X Y X Y
Co
0,014 1 0 0,56 2,30 0,19
0,028 1 0 0,56 1,99 0,22
0,056 1 0 0,56 1,71 0,26
Aożyska kulkowe
0,084 1 0 0,56 1,55 0,28
poprzeczne o kącie
0.11 1 0 0,56 1,45 0,30
" = 0o
0,17 1 0 0,56 1,31 0,34
0,28 1 0 0,56 1,15 0,38
0,42 1 0 0,56 1,04 0,42
0,52 1 0 0,56 1,00 0,44
skąd
C 60 " Lh " n
k
= . (75)
P 106
40
41
7.1. Układy łożysk skośnych lub stożkowych
W przypadku gdy wałek obciążony jest siłą wzdłużną , stosuje się do jego podparcia łoży-
ska skośne lub stożkowe pracujące w układzie X lub O . Na rysunku 24 pokazano odpo-
wiednie przykłady zabudowy łożysk skośnych.
Rys. 24. Zabudowa łożysk skośnych w układzie X oraz w układzie O
Aożyska wyżej wymienione montuje się z napięciem wstępnym [9]. Układ X wy-
maga elementu napinającego łożyska (np. nakrętka), związanego z pierścieniem zewnętrz-
nym. W układzie O łożyska napinamy nakrętką związaną z wałkiem.
Sama siła promieniowa wywołuje wzdłużne obciążenie łożyska stożkowego lub skośnego
siłą
Fr
S = , (76)
2 "Y
gdzie:
Y - w przypadku łożysk skośnych i stożkowych zależy od kąta
działania ".
W układzie dwóch łożysk powstają siły S1 i S2 , które poprzez elementy zabudowy działają
S1 - na łożysko 2,
S2 - na łożysko 1.
Gdy na układ łożysk działa siła wzdłużna Fw , siłę wewnętrzną obciążającą dane łożysko
liczymy z odpowiedniego wzoru - tablica 20. Sposób postępowania przy obliczaniu siły we-
wnętrznej podano w [7] .
Tablica 20
Wzory do obliczania siły wewnętrznej dla łożysk stożkowych i skośnych
41
42
F e" 0
w
1a Fr1 Fr 2
F
r1
>
F =
a1
Y1 Y2
2 "Y1
Fr1 Fr 2
F1
r
<
Fa2 = + Fw
Y1 Y2
2"Y1
1b
ł Fr 2 Fr1 ł
ł
Fw e" 0,5 " - ł
ł
Y2 Y1 ł
ł łł
F F Fr 2
r1 r 2
< Fa1 = - Fw
Y1 Y2 2 "Y1
1c
ł F F ł
r 2 r1
ł
Fw d" 0,5 " - ł
Fr 2
ł
Y2 Y1 ł Fa 2 =
ł łł
2 "Y2
F F
r1 r 2
<
Y1 Y2
2a
F
r 2
F = + F
a1
F e" 0
w
2 "Y2 w
F F
r1 r 2
>
Fr 2
Y1 Y2
Fa 2 =
2 "Y2
2b
ł Fr1 Fr 2 ł
ł
Fw e" 0,5 "ł - ł
Y1 Y2 ł
ł łł
F F
F
r1 r 2
r1
>
F =
a1
Y1 Y2
2 "Y2
2c
ł F F ł Fr1
r1 r 2
ł
Fw d" 0,5 " - ł Fa2 = - Fw
ł
2 "Y1
Y1 Y2 ł
ł łł
Wzory 1a, 1c, 2a, 2c z tabl. 20 ważne są również, gdy Fw = 0 . Współczynniki Y `" 0 należy
przyjmować jak dla przypadku, gdy
F
a
> e .
F
r
W produkowanych przekładniach istnieje duża liczba rozwiązań konstrukcyjnych ze
względu na rodzaj zastosowanych łożysk. Na wybór rodzaju łożyska mają wpływ:
" wielkość obciążenia i jego charakter,
" wymagana sztywność łożyskowania,
" koszt łożysk.
Podstawowa zasada zabudowy łożysk tocznych (prócz układów X i O) wymaga ustalenia
jednego łożyska na wale i w obudowie oraz zapewnienie swobody przesuwu drugiej podpory
(ze względu na dylatacje cieplną wału). Odpowiednie przykłady pokazano na rys.25 i rys.26.
42
43
Rys.25. Przykład zabudowy łożyska wahliwego i walcowego
Rys.26. Przykład zabudowy łożysk kulkowych promieniowych
Na rys.25 łożysko walcowe 2 umożliwia przesuw wzdłużny wałka między wałeczkami a
pierścieniem wewnętrznym, natomiast łożysko baryłkowe wahliwe jest ustalone na wale i
obudowie będzie ono przejmować siłę osiową.
Na rys.26 pokazano przykład zabudowy łożysk kulkowych.
7.2. Pasowanie łożysk tocznych
Aożyska są elementami zamiennymi, zatem posia-
dają ściśle określone odchyłki wymiarowe podawane
przez producentów w katalogach łożysk. W normach
pasowań nie ma odpowiednika literowego położenia
pola tolerancji względem linii zerowej (wymiaru no-
minalnego). Na rys.27 pokazano położenie pola tole-
rancji głównych wymiarów łożysk.
Rys.27. Położenie pola tolerancji
głównych wymiarów łożysk
43
44
Na rys.28 przedstawiono trzy różne sposoby oznacza-
nia pasowań na czopie i oprawie. Prawidłowa praca łożyska w
dużym stopniu uzależniona jest od rodzaju pasowania tego
łożyska na czopie i w obudowie.
Firmy produkujące łożyska w katalogach łożysk podają zalecenia odnoszące się do do-
boru pasowań.
Najczęściej spotykane tolerancje czopa i oprawy:
czop - j6, j5, k5, k5,
oprawa - H6, J6, K6, M6.
Rys.28. Prawidłowe oznaczanie
pasowania łożysk
Podstawowa zasada pasowania łożysk:
Ruchomy wałek: pasowanie ciasne na czopie.
Ruchoma oprawa: pasowanie ciasne w oprawie.
8. SMAROWANIE PRZEKAADNI
Rodzaj oleju dobierany jest na podstawie prób stanowiskowych i eksploatacyjnych proto-
typu przekładni zębatej. Konstruktor przekładni określa jedynie lepkość oleju.
Obudowane przekładnie zębate smarowane są olejem:
" przez zanurzenie,
" pod ciśnieniem .
Według Bloka i Dudleya smarowanie zanurzeniowe można stosować, gdy
2 " v2
1) d" 500 [m/s2] - dla kół dokładnie obrobionych,
dw2
2 " v2
2) d" 600 [m/s2] - dla kół mniej dokładnie obrobionych.
dw2
Gdy powyższe warunki nie są spełnione, stosujemy smarowanie pod ciśnieniem (natry-
skowe). Głębokość zanurzenia dużego koła w oleju przy smarowaniu zanurzeniowym powin-
na wynosić ( 1 6 )m. Lepkość oleju dobieramy z tablicy 21 w zależności od prędkości ob-
wodowej koła v oraz od wartości umownego nacisku powierzchniowego, liczonego wg wzo-
ru
P
c = [N/mm2] , (77)
b " p
gdzie: P - siła obwodowa [N],
b - szerokość wieńca [mm],
p - podziałka [mm].
Tablica 21
44
45
Zalecana lepkość oleju w oE50 przy smarowaniu przez zanurzenie
v [m/s] c < 4 c > 10
c = 4 10
do 2 12 20 30
8 12 20
2 6
6 8 12
6 12
8.1. Wskazniki poziomu oleju
Na rys.29 pokazano konstrukcję olejowskazu okrągłego, a w tablicy 22 podano ich wymiary.
Rys.29. Konstrukcja olejowskazu okrągłego
Tablica 22
Wymiary olejowskazów okrągłych
d D h
D1 ą 0,2
20 55 40 6
32 70 53 8
50 90 72 12
Na rys 30 pokazano przykładowo konstrukcję olejowskazu bagnetowego.
45
46
Rys.30. Olejowskaz bagnetowy
9. USZCZELNIENIA
Jednym z warunków poprawnej i długotrwałej pracy przekładni są uszczelnienia, których
zadaniem jest uniemożliwienie wycieku oleju z przekładni i ochrona łożysk i kół przed czyn-
nikami atmosferycznymi (wilgoć, zapylenie). Te warunki muszą spełniać stosowane uszczel-
nienia. Na wybór rodzaju uszczelnienia mają wpływ:
" rodzaj smarowania,
" warunki otoczenia (temperatura, wilgoć, zapylenie),
" prędkość obwodowa wałka,
" temperatura pracy łożyska.
9.1. Uszczelnienia filcowe
Rys.31. Uszczelnienie za pomocą pierścieni filcowych
46
47
Uszczelnienia filcowe należą do najprostszych uszczelnień stosowanych głównie przy
smarowaniu smarem stałym . Można je również stosować przy smarowaniu olejem, lecz przy
małych prędkościach obwodowych, v d" 4 [m/s] i średniej gładkości czopa lub v d" (7 8 )
[m/s] przy wałach polerowanych.
Pojedynczy pierścień filcowy skutecznie chroni łożysko o średnicy
d d" 50 [mm] pracujące w otoczeniu suchym i czystym. W celu zwiększenia pewności działa-
nia należy je stosować łącznie z innymi rodzajami, np. labiryntowymi lub szczelinowo-
rowkowymi. Przykładowe rozwiązanie konstrukcyjne uszczelnienia za pomocą pierścieni fil-
cowych pokazano na rys. 31. Pierścienie filcowe można dobierać z tablicy 37.
9.2. Uszczelnienia za pomocą pierścieni gumowych typu
Simmerring
Rys.32. Przykład uszczelnienia czopa wyjściowego z
przekładni za pomocą pierścienia gumowego
Uszczelnienia za pomocą pierścieni typu Simmerring wg PN -66/M - 86960 służą do
uszczelnienia wałków obrotowych. Pod względem konstrukcyjnym dzielą się na dwa rodzaje:
" A - z metalową wkładką usztywniającą,
" B - w zewnętrznej obudowie metalowej.
Uszczelnienia te stosuje się przede wszystkim przy smarowaniu olejem. Można je wyko-
rzystywać przy prędkościach obwodowych v d" ( 5 6 ) [m/s] i średniej gładkości czopa lub
d"
d"
d"
v d" ( 8
d"
d" 10 ) [m/s] - przy czopach polerowanych. Docisk kołnierza (wargi ) do czopa zapew-
d"
nia pierścieniowa sprężyna spiralna. Uszczelki tego rodzaju mogą pracować w temperaturze
do 200oC w zależności od rodzaju gumy. Przykładowe rozwiązanie konstrukcyjne pokazano
na rys. 32.
9.3. Uszczelnienia labiryntowe
Rozwiązanie konstrukcyjne uszczelnienia labiryntowego pionowego pokazano na
rys.33 a na rys. 34 - uszczelnienie z labiryntem poziomym. Labirynt pomiędzy elementami
wirującymi a nieruchomymi wypełniony smarem stałym chroni łożysko przed zapyleniem.
47
48
Uszczelnienia tego typu należą do grupy uszczelnień bezstykowych. Stosowanie ich nie jest
ograniczone prędkością obwodową czopa. Natomiast temperatura pracy łożyska musi być
niższa od temperatury topnienia zastosowanego smaru stałego.
Rys.33. Uszczelnienie labiryntowe Rys.34. Uszczelnienie labiryntowe pionowe
Poziome
9.4. Uszczelnienia szczelinowo-rowkowe
Rys. 35. Uszczelnienie szczelinowo-rowkowe
Uszczelnienie łożyska uzyskuje się dzięki odpowiednio ukształtowanej powierzchni
przylgowej kołnierza, nacięciu rowków o odpowiednim kształcie i wymiarach - rys. 35.
Szczeliny i rowki wypełnia się smarem plastycznym w celu uniemożliwienia przenikania do
łożyska pyłu i wilgoci. Uszczelnienia tego typu mogą pracować przy każdej prędkości obwo-
dowej pod warunkiem, że temperatura pracy łożyska będzie niższa od temperatury topnienia
smaru użytego do uszczelnienia. Celem zwiększenia skuteczności uszczelnienia te zaleca się
stosować łącznie z innymi rodzajami, np. labiryntowym.
48
49
9.5. Uszczelnienia za pomocą tarcz ochronnych
Rys.36. Uszczelnienie za pomocą tarcz ochronnych
Sposób uszczelnienia pokazany na rys.36 zapobiega wymywaniu smaru stałego z ło-
żysk przez olej smarujący koła zębate przekładni. Skuteczność tego typu uszczelnienia jest
niewielka. Stosuje się je przy prędkościach obwodowych wałka v = (5 6) [m/s] i najczęściej
wraz z innymi rodzajami uszczelnień.
49
Wyszukiwarka
Podobne podstrony:
reduktoryNECAM MEGA regeneracja reduktora darmowa instrukcjareduktor opracowanie na zaliczenie15 Reduktory prędkości obrotowejReduktorkolo reduktor sReduktoryKOŁO ReduktorMathcad Obliczenia reduktorwięcej podobnych podstron