Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
Методические указания [Прокшин].doc
Скачиваний:
44
Добавлен:
02.05.2014
Размер:
1.44 Mб
Скачать

3. Третий этап рГр. Конструирование основных соединений, разработка эскиза компоновки и определение основных размеров корпусных деталей

3.1. Соединение вал-ступица

Передача вращающего момента Т в соединениях зубчатых колес с валами могут быть выполнены с использованием шпонок (призматических ГОСТ 23360-78 и сегментных ГОСТ 24071 - 80) или зубчатыми (шлицевыми) прямобочными по ГОСТ 1139 - 80 или эвольвентными по ГОСТ 6033 - 80 соединениями.

3.1.1. Соединение призматическими шпонками

Подбор шпонок производится по таблицам стандартов в функции диаметра вала d, определяющего ширину шпонки b и высоту h. Принимая величину допускаемых напряжений смятия [см] = 80…120 МПа, определяют рабочую длину шпонки (мм) по формуле:

lр  4T103 / (dh  [см]).

Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)

l = lр + b/

Полученное значение согласуется со стандартом (см. табл. 19.11, [3]) и принимается из ряда длин, указанного в этой таблице. Обозначение шпонки, например, для вала d = 48 мм. Шпонка 14963 ГОСТ 23360-78.

3.1.2. Соединение сегментными шпонками

Размеры таких шпонок характеризуются фиксированным значением ее длины l, поэтому их расчет возможен только в виде проверочного:

см = 2  Т  103 / (kld)  [см],

где k – высота площадки контактирования шпонки с пазом вала.

3.1.3. Соединения прямобочные зубчатые (шлицевые)

Применяются в случае недостаточной нагрузочной способности шпонками, поскольку производство таких соединений малыми сериями нерентабельно.

Расчеты таких соединений проводят как в проектном, так и в проверочном вариантах.

Проектный расчет сводится к выбору соединения по стандарту (предпочтительно легкой серии) в функции диаметра вала. По таблицам ГОСТ устанавливаются: D – наружный диаметр, d – внутренний диаметр, размеры фасок f, число зубьев. Назначается способ центрирования. Далее принимая допускаемые напряжения смятия для неподвижных соединений [см] по табл. 6.1 [2], определяем необходимую длину соединения (мм):

l = 2  Т  103 / (zhdср  [см]),

где dср – средний диаметр соединения, dср = 0,5  (D + d); h – высота зуба, h = 0,5  (Dd) – f (мм).

Проверочный расчет проводят в форме:

см = 2  Т  103 / (zhdсрl)  [см].

3.1.4. Соединения зубчатые (шлицевые) эвольвентные

Применяются, в основном, в авиационной промышленности из-за высокой нагрузочной способности и хорошей приспособленности к условиям малосерийного производства на универсальном зуборезном оборудовании.

Параметры – модуль m, число зубьев z, коэффициенты смещения и т.п., определяют в функции диаметра D соединения.

Расчеты проводят по вышеприведенному методу (см. п. 3.1.3) со следующими особенностями:

– средний диаметр определяется по формуле:

dm = mz;

– высота зуба:

h = 0,8  m.

3.2. Основные размеры корпуса редуктора

Корпусные детали редукторов общего назначения имеют сложную форму, при этом наиболее рациональной является технология их изготовления из отливок (чаще из чугуна марки СЧ15) с последующей механической обработкой. Корпус редуктора, валы которого размещены в одной плоскости, выполняют состоящим из основания корпуса и крышки с разъемом в плоскости валов.

Конструирование корпуса рекомендуется начинать с прочерчивания его внутренней полости, используя результаты предыдущих расчетов (см. п.1.3.2) и изображения на рис. 1.1 и 1.2, в натуральную величину. При этом полученные ранее размеры зубчатых колес, межосевые расстояния, зазоры между колесами и корпусными деталями воспроизводятся без изменений. На этом изображении прочерчиваются предварительно проработанные (см. п.1.4) конструкции валов (см. рис. 1.4.) с подшипниками и рассматриваются возможные варианты конструкций крышек подшипников – фланцевых или закладных. Закладные крышки (см. гл. 7 [2]) не требуют дополнительных креплений, что существенно упрощает конструкцию корпуса в целом. Крышки, через которые проходят валы редуктора имеют отверстия и расточки под уплотнительные манжеты, например по ГОСТ 8752-79. Между упорными торцами крышек и внешними кольцами подшипников предусматривают зазоры, в которые укладываются дистанционные кольца или втулки, обычно подбираемые при сборке для установки оптимальных зазоров в подшипниках.

Эскиз редуктора в двух проекциях показан на рис. 3.1 (штриховка не показана). Размеры c и e найдены ранее (см. п.1.5 и рис. 1.4). Основные размеры, определяющие внешние очертания корпуса находят в функции толщины стенки  (мм), вычисляемой по формуле

.

Ширина фланца разъема корпуса f, диаметр d резьбы винта, соединяющего крышку и основание корпуса, диаметр df фундаментных винтов, размер k – расстояние от подшипника до торца прилива корпуса и др. определяются приближенными равенствами:

f = (2…2,5); ;

k = (0,18…0,20)DП ≥ 18 мм; df = 1,25d;

b = (0,25…0,40).

Значения, полученные расчетом по этим формулам, необходимо округлить до целых значений, желательно по ряду Ra 20, а диаметры резьбы принимают по стандарту на метрические резьбы – ГОСТ 8724-81.