Проектирование мотор-редуктора

Федеральноеагентство по образованию Российской Федерации
Филиал «СЕВМАШВТУЗ» государственногообразовательного учреждения высшего профессионального образования
«Санкт-Петербургский государственныйморской технический университет» в г. Северодвинске
Факультет кораблестроения иокеанотехники
Кафедра технологии металлов имашиностроения

КурсовОЙПРОЕКТ
по дисциплине «Детали машин»
Тема: проектирование МОТОР-РЕДУКТОРА
Работу выполнил: студент 3 курса,1390 группы Рожок И.Е.
Научный руководитель: Слуцков В.А.
г. Северодвинск 2011 год
 

Введение
Мотор-редуктор представляет собойэлектродвигатель и редуктор, соединенные в единый агрегат (в некоторых странахего называют редукторным электродвигателем). Мотор-редуктор более компактен посравнению с приводом на базе редуктора, его монтаж значительно проще, крометого, уменьшается материалоемкость фундаментной рамы, а для механизма снасадным исполнением (с полым валом) не требуется никаких рамных конструкций.Большое количество конструкционных решений и типоразмеров дает возможностьоснащения предприятий прецизионными редукторами приводов различных назначений,размеров и мощностей. Мотор редуктор, как универсальный элементыэлектропривода, находят свое применение практически во всех областяхпромышленности.
Наибольшее распространение впромышленности получили планетарные и цилиндрические мотор-редукторы,выполненные по соосной схеме взаимного расположения электродвигателя ивыходного вала, а также червячные мотор-редукторы с расположениемэлектродвигателя под 90 град. к выходному валу. К мотор-редукторамобщемашиностроительного применения относят: цилиндрические мотор-редукторы,планетарные мотор-редукторы, спироидные мотор-редукторы, червячные и цилиндрическо-червячныемотор-редукторы, волновые мотор-редукторы, мотор-редукторы специальногоназначения. Область применения: средства автоматизации и системы управления,устройства регулирования, автоматические и автоматизированные системыуправления, следящие мини-приводы, средства обработки и представленияинформации, специальные инструменты, медицинская техника.
Такие механизмы пригодны дляиспользования в умеренных климатических условиях, при установке в помещении илина открытом воздухе под навесом. В стандартном исполнении они грунтуютсякраской методом окунания, а затем покрываются сине-серой алкидной эмальювоздушной сушки. Имеются также и специальные покрытия.
Для экстремальных условий и установкина открытом воздухе имеется окраска для всемирного использования.
Верхняя предельная температура 105 K(при температуре охлаждающей среды +40°C), Максимальная допустимая непрерывнаятемпература 155°C.
Целью данного курсовогопроекта является проектирование мотор-редуктора на основании комплексноготехнического задания. Привод включает в себя электродвигатель, соединенный припомощи жесткой муфты с цилиндрическим зубчатым редуктором.
Цилиндрический одноступенчатыйредуктор предназначен для передачи мощности между валами электродвигателя иисполнительного механизма.
 

1. Задание на проектирование
Разработать конструкцию и выпуститьконструкторскую документацию на мотор-редуктор. Исходные данные дляпроектирования – в табл. 1.1 и 1.2.
Мотор-редуктор состоит изэлектродвигателя и редуктора, выполненные в одном блоке. Частота вращениявыходного вала – постоянная. Соединение валов электродвигателя и входного валаредуктора – жесткая муфта. Редуктор закрытого типа, корпус должен иметь лапыдля крепления к раме. Компоновочная схема мотор-редуктора и описание требованийк нему – в табл. 1.2.
Таблица 1.1 Исходные данные дляпроектирования№ варианта
Мощность P,
кВт не менее Частота вращения выходного вала n, об/мин Требуемый ресурс L, лет
№ схемы
(см. табл. 1.2) 9 5 350 11 1
Таблица 1.2 Компоновочная схемамотор-редуктора
№
схемы Компоновочная схема Описание 1
/>
1 – электродвигатель;
2 – зубчатый редуктор;
3 – муфта.
Передача – цилиндрическая зубчатая наружного зацепления, вертикальная компоновка;
Режим работы – 2 смены, со средними динамическими нагрузками, реверсивная передача;
Требования к компактности – средние;
Ограничения по шумности – средние;
Крупносерийное производство.

2. Предварительные расчеты и анализработы мотор-редуктора
 
2.1 Срок службы привода
Срок службы (ресурс) />:
/>часов,
где L – срок службы привода, />11 лет;
/> –количество рабочих дней в году, /> = 250рабочих дней (при пятидневной рабочей неделе);
/> –количество смен, />= 2 смены;
/> –продолжительность смены, /> = 8часов.
 
2.2 Выборэлектродвигателя
2.2.1 КПД редуктора
/>,
где/> –КПД червячной передачи (предварительный);
/> –КПД одной пары подшипников.
2.2.2 Требуемая мощность электродвигателя
Требуемая мощность электродвигателя:
/> кВт;

2.2.3 Подбор электродвигателей
По табл. приложений 1,3 [1] выбираемэлектродвигатели серии 4А с />кВт.Данные заносим в таблицу 2.1:
Таблица 2.1 Параметры выбранных электродвигателей Обозначение электродвигателя Мощность P, кВт
nэд. ном., об/мин
uред 1 4АМ100L2 5,5 2880 8,23 2 4АМ112M4 1445 4,16 3 4АМ132S6 965 2,76 4 4АМ132M8 720 2,06
2.2.4 Передаточное число привода
Передаточное число привода длякаждого варианта электродвигателя:
/>,
где /> –частота вращения выходного вала мотор-редуктора.
/>;/>;
/>;/>.
Оптимальное передаточное числочервячной передачи лежит в диапазоне 2,5…5,6. Из четырех вариантов первый ичетвертый не попадают в указанный диапазон. Больше подходит 2 вариант, так как электродвигатель4 АМ112M4 обладает меньшими габаритами и массой.

2.3 Расчет кинематических и силовыхпараметров привода
2.3.1 Частота вращения и угловаяскорость вала электродвигателя
/>об/мин;/> сек-1.
Частота вращения быстроходного валаредуктора совпадает с частотой вращения вала электродвигателя:
/>об/мин;/> сек-1.
Частота вращения тихоходного валаредуктора (выходного вала мотор-редуктора):
/>об/мин; /> сек-1.
2.3.2 Мощность на валуэлектродвигателя
/>кВт.Мощность на быстроходном валу редуктора (с учетом потерь на трение вподшипниках вала):
/> кВт.
Мощность на выходном валу (с учетомпотерь на трение в в зубчатой передаче и подшипниках вала):
/> кВт.
2.3.3 Вращающий момент на валуэлектродвигателя:
/> Н∙м.

Вращающий момент на быстроходном валуредуктора:
/> Н∙м.
Вращающий момент на тихоходном(выходном) валу:
/> Н∙м.
Результаты расчетов заносим в таблицу2.2:
Таблица 2.2 Кинематические и силовыепараметры приводаВал Частота вращения n, об/мин
Угловая скорость w, сек-1 Мощность P, кВт Вращающий момент M, Н×м Вал двигателя 1445 151,24 5,5 36,37 Быстроходный вал 1445 151,24 5,45 36,04 Тихоходный вал 347 36,32 5,23 143,98

3. Проектирование зубчатой передачи
 
3.1 Исходные данные дляпроектирования
· Вращающий моментна шестерне />36,04 Н∙м;
· Частота вращенияшестерни />=1445 об/мин;
· Передаточноечисло u =4,16;
· Время работыпередачи (ресурс) />=44000 ч;
· Условия работы:реверсивность, средние динамические нагрузки.
Особые технологические иэксплуатационные требования:
· Условиясмазывания – закрытаяпередача;
· Тип передачи – снаружным зацеплением;
· Схема механизма –одноступенчатый редуктор с симметричным расположением колес относительно опор;
· Требования ккомпактности – средние;
· Масштабпроизводства – крупносерийное;
· Ограничения пошумности – средние.
 
3.2 Предварительные расчеты
Из соображенийобеспечения средней компактности и средней стоимости изготовленияпредварительно примем:
· Твердость зубьевшестерни: H1 ³ 45 HRC, колеса: H2 £ 350 HB;
· Передача –косозубая (рис. 3.1). Объем применения данных передач – свыше 40 % объемаприменения всех цилиндрических колес в машинах.

/>
3.2.1 Предварительное (впервом приближении) значение межосевого расстояния />,мм:
/>мм,
Где коэффициентK = 8.
3.2.2Предварительные размеры заготовок шестерни и колеса
/>мм,
/>мм.
3.2.3Предварительная окружная скорость:
/>м/сек.

После анализарезультатов выполненных расчетов примем:
· Марки материалов:шестерни – сталь 40Х с закалкой ТВЧ до твердости 45…50 HRC; колеса – сталь 45 сулучшением до твердости 235…262 HB.
· Тип передачи –косозубая.
· Степень точностиизготовления – 8.
 
3.3 Допускаемыенапряжения
3.3.1 Допускаемое контактноенапряжение
Предел контактной выносливости:
для шестерни:
/>МПа;
для колеса:
/>МПа.
Число циклов, соответствующееперелому кривой усталости:
для шестерни (/>):
/>;
для колеса:
/>.
Требуемый ресурс в циклах:
для шестерни:
/>;
для колеса:
/>.
Коэффициент долговечности:
для шестерни:
/>, поэтому />;
для колеса:
/>, поэтому />.
Коэффициент запаса прочности:
для шестерни:
/>,
где/> –минимальный коэффициент запаса;
/>–коэффициент запаса, учитывающий ответственность;
/> – коэффициентзапаса, учитывающий допущения при определении напряжений. для колеса:

/>,
где/> –минимальный коэффициент запаса;
/>–коэффициент запаса, учитывающий ответственность;
/>– коэффициентзапаса, учитывающий допущения при определении действующих и допускаемыхнапряжений.
Допускаемые напряжения: дляшестерни:
/>МПа;
для колеса:
/>МПа.
Допускаемое контактное напряжение />, принимаемое для расчетов:
/>МПа.
3.3.2 Допускаемое изгибноенапряжение
Предел изгибной выносливости:
для шестерни:
/>МПа;
для колеса:
/>МПа.
Требуемый ресурс в циклах:
для шестерни:

/>;
для колеса:
/>.
Коэффициент долговечности:
для шестерни:
/>, поэтому />;
для колеса:
/>, поэтому />.
Коэффициент запаса прочности:
для шестерни и колеса:
/>,
где/> –коэффициент запаса прочности;
/>–коэффициент запаса, учитывающий ответственность;
/> – коэффициентзапаса, учитывающий допущения при определении напряжений.
Допускаемые напряжения изгиба: дляколеса:
/>МПа;

для шестерни:
/>МПа.
 
3.4 Коэффициентнагрузки
Коэффициенты/>, />, учитывающие внутреннююдинамическую нагрузку:
/>;
/>.
Коэффициентыширины:
/>;
/>.
Коэффициенты/>, />, учитывающиенеравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:
/>;
/>.
Коэффициенты/>, /> учитывающие распределениенагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления шестерни и колесадля косозубых передач:
/>, поэтому />,
где/> – число, обозначающеестепень точности по нормам плавности (ГОСТ 1643-81);
а= 0,25 – коэффициент, при /> >350 НВ и /> ≤ 350 НВ.
Коэффициентнагрузки /> при расчетах на контактнуювыносливость:
/>.
Коэффициентнагрузки /> при расчетах на изгибнуювыносливость:
/>.
 
3.5 Проектировочныйрасчет
3.5.1 Межосевоерасстояние (второе приближение):
/>мм,
где/> =410 для косозубых и шевронных зубчатых колес и /> =450 для прямозубых зубчатых колес;
/> –коэффициент ширины (выбран в п. 3.4).
Полученное значение /> округляем до ближайшегостандартного значения: />= 125 мм.
3.5.2 Ширина венца колеса:
/>мм.
Ширину венца шестерни принимаютбольшую, чем у колеса, мм:

3.5.3 Минимальный модуль />(из условия изгибнойпрочности колеса):
/>мм,
где /> –коэффициент, равный 2800 для косозубых передач;
/> –коэффициент нагрузки принимаемый равным />.
Максимально допустимый модуль /> (из условия не подрезаниязубьев у основания):
/>.
Нормальный модуль зубчатых колесопределяют (с дальнейшим округлением по ГОСТ 9563-60) из следующих соотношений:
/>мм,
где /> –коэффициент по табл. 2.8 [3].
Из стандартного ряда принимаем />2 мм.
/>;
/> –условие соблюдается.

3.5.4 Минимальный угол наклона зубьев(для косозубых передач):
/>.
Суммарное число зубьев:
/>.
Округляем /> доцелого в меньшую сторону: />.
Действительное значениеугла наклона зубьев:
/>, />.
3.5.5 Числа зубьев шестерни /> и колеса />
/>.
Округляем, /> округляют до целого числа:/>24.
Минимальное число зубьев длякосозубых зубчатых колес:
/>.
/> –условие выполняется.
Число зубьев колеса />:
/>.

Фактическое значение передаточногочисла u с точностью до 0,01:
/>.
3.5.6. Определение геометрическихпараметров передачи
/>
Диаметр делительной окружности:
шестерни:
/>мм;
колеса:
/>мм;

Диаметр окружности вершин зубьев:
шестерни:
/>мм;
колеса:
/>мм;
Диаметр окружности впадин зубьев:
шестерни:
/>мм;
колеса:
/>мм;
Уточненное межосевое расстояние:
/>мм.
3.5.7 Силы в зацеплении (рис. 3.3):
Окружная сила:
/>Н;
Радиальная сила:

/>
/>Н;
Осевая сила:
/>Н.
 
3.6 Проверочныйрасчет зубчатой передачи
3.6.1 Проверочный расчет наконтактную выносливость:
/>
/>МПа/>МПа.
где /> –коэффициент, равный 8400 для косозубых передач.
Условие контактной выносливостисоблюдается.

3.6.2 Проверочный расчет навыносливость при изгибе
Для шестерни:
Приведенное число зубьев:
/>.
/> –коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения при /> по рис. 2.14 [3].
Коэффициент, учитывающий наклон зуба:
/>.
/> =0,65 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев по табл. 2.9 [3].
Коэффициент, учитывающий влияние нанапряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона зубьев:
/>.
/>МПа />МПа.
Условие прочности соблюдается.
Для колеса:
Приведенное числозубьев:
/>.

/> –коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения при />.
Коэффициент, учитывающий влияние нанапряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона зубьев:
/>.
/>МПа />МПа.
Условие прочности соблюдается.
 
3.7 Результатырасчета
Таблица 3.1 Шестерня Колесо Число зубьев z 24 99 Модуль m, мм 2 Угол наклона зубьев β 10,2631º Коэффициент смещения x Делительный диаметр d, мм 48,78 201,22
Диаметр окружности вершин da, мм 52,78 205,22
Диаметр окружности впадин df, мм 43,78 196,22
Контактные напряжения σH, МПа 406,36
Изгибные напряжения σF, МПа 55,63 54,46

4. Предварительный расчет валов
 
4.1 Проектировочный расчет валов
4.1.1 Построение эскизов валов
Разработку эскиза вала начинаем с концавала. Применяем стандартные концы (табл. 4 приложения [1]): цилиндрические – поГОСТ 12080-66. Цилиндрические концы валов проще в изготовлении. На начальнойстадии проектирования еще неизвестны длины отдельных участков вала, поэтомуневозможно оценить величины действующих на вал изгибающих моментов. Расчет валаведется только на кручение, но чтобы учесть неизвестные изгибные напряжения, врасчете принимают заниженные допускаемые напряжения. Диаметр вала d, мм:
/>,
где/> –крутящий момент, Н∙мм;
/> –допускаемые напряжения для материала вала, МПа. /> почтине зависят от материала вала, а зависят от длины вала и частоты вращения. Дляредукторных валов рекомендуется принимать: />=10-15МПа – для быстроходных валов; />=15-25МПа – для тихоходных валов.
Размеры фасок и радиусов галтелейданы в таблице 4.1.

/>
Высоту заплечика t (рис. 4.1) принимаемконструктивно, (2,0…2,5)r. Диаметры остальных участков вала определяемпоследовательно с учетом высоты заплечиков каждой ступени (п. 2.4.5 [1]). Длиныучастков валов определяются с помощью прорисовки с учетом габаритовнасаживаемых деталей, их взаимного расположения, величины необходимых зазоровмежду ними и т.д.
/>
Если участок вала необходимо приизготовлении шлифовать, вместо обычного перехода предусматривают канавку длявыхода шлифовального круга (рис. 4.2, табл. 4.2).

Таблица 4.1 Размеры заплечиков вала,мм.Диаметр вала d 30-46 48-68 70-100 Радиус закругления r 2,0 2,5 3 Фаска c 1,6 2,0 2,5
Таблица 4.2. Размерыканавки под выход шлифовального круга, ммДиаметр вала d 10-48 50-100 Ширина канавки b 3 5 Радиус закругления r 1,0 1,6
Диаметр канавки d1 d–0,5 d–1,0
4.1.2 Ведущий вал (рис. 4.3):
/>
Рис. 4.3. Предварительная компоновкаведущего вала
Диаметр выходного вала:
/>мм.
где — />мм.диаметр выходного вала электродвигателя.
Диаметр шеек под подшипники принимаем/>мм.
Предварительно принимаем />мм.
По табл. приложений 4 [1] предварительнопринимаем длину выходного конца быстроходного вала />мм.
Расстояние между опорами реакцииподшипников вала принимаем
конструктивно />1=350 мм.
4.1.3 Ведомый вал (рис. 4.4):
/>
Рис. 4.4. Предварительная компоновкаведомого вала
Диаметр выходного конца ведомого валапри />=15 МПа
/> мм.
Округляем до ближайшего большегостандартного значения из 1-го ряда:
/>мм.
Диаметр шеек под подшипники принимаем/>мм.
Диаметр буртика />мм.
Диаметр под колесом />мм.
Длина ступицы:
/>мм.
окончательно принимаем />мм.
По табл. 4 [1] предварительнопринимаем длину выходного конца тихоходного вала />мм.
Расстояние между опорами реакцииподшипников вала принимаем конструктивно />2=130мм.

5. Подбор соединительной муфты
5.1Выбор муфты
Соединениевалов электродвигателя и входного вала редуктора – глухая муфта, образующаяжесткое и неподвижное соединение валов (глухое соединение). Муфта втулочная1-280-32-У3 ГОСТ 24246-96), в исполнении 1, передающая номинальныйвращающий момент />Нм, с диаметромпосадочного отверстия />мм, />мм, />мм. Скрепление втулки свалами с помощью шпонок.
5.2 Подбор шпонок и проверочныйрасчет шпоночного соединения
Для выходного конца быстроходноговала />мм; передающего вращающиймомент /> Н∙м.
По табл. 7 [2] выбираемпризматическую шпонку со скругленными концами (по ГОСТ 23360-78 исполнение 1,рис. 5.2):
b = 10 мм. – ширина шпонки,
h = 8 мм. – высота шпонки,
t = 5 мм. – глубина паза на валу,
t1 = 3,3 мм. – глубина паза на муфте,
Радиус закругления пазов 0,16
Учитывая длину вала />мм, принимаем длину шпонки />мм.
Расчетная длина шпонки:
/>мм.

/>
Принимая материал шпонки сталь 45 спределом текучести />МПа, допускаемоенапряжение />МПа для стали.
Проверим соединение на смятие:
/>=19,25 МПа.
/> –прочность шпоночного соединения
обеспечена.
Напряжение среза:
/>5,78 МПа.
где /> -площадь среза шпонки: />мм2.
/> –прочность шпоночного соединения обеспечена.

6. Выбор подшипников
 
6.1 Подбор подшипников
6.1.1 Ведущий вал
Предварительнопримем шариковые радиальные однорядные подшипники. Тип 108, ГОСТ 8338-75, особолегкая серия табл. 6.1. Данные подшипники предназначены в основном длявосприятия радиальной нагрузки, но могут воспринимать и осевые в обоихнаправлениях. Сепаратор обычно штампованный, скрепленный из двух частейзаклепками, центрируется по телам качения. Допустимый взаимный перекос осейколец до 8′.Таблица 6.1 Подшипники шариковые радиальные однорядные (поГОСТ 8338-75)Обозначение d D B r Грузоподъемность, kН Масса, кг
/>
/>
Сr
С0r 108 40 68 15 1,5 16,8 9,30 0,191 Особо легкая серия диаметров 1, серия ширин 0 110 50 80 16 21,6 13,2 0,260
6.1.2Ведомый вал
Предварительно примем шариковыерадиальные однорядные подшипники. Тип 108, ГОСТ 8338-75, особо легкая сериятабл. 6.1.

6.2 Выбор схемы установкиподшипников, способа их закрепления на валу и в корпусе
6.2.1 Схема установки подшипников
Для фиксации валов и осейотносительно корпуса механизма, наружное кольцо закрепляем в корпусе, внутренне– на валу. При закреплении внутреннего кольца на валу для упрощения крепленияна валу выполняется буртик, подшипник устанавливают на вал по посадке снатягом. Подшипник упирают в буртик, другой стороны поджимают крышкой (рис.6.1).
/>
6.2.2 Способ установки подшипников
Способ установки подшипников зависитот условий работы. Короткие валы, у которых температурное расширение вызываетнебольшие осевые деформации, устанавливают по схеме «враспор». При установке«враспор» (рис. 6.2) требуется минимальное количество крепежных деталей, поэтомутакая схема наиболее распространена в редукторах.

/>
6.2.3 Составление расчетных схем длявалов и определение реакций в опорах. Расчетная долговечность.
Ведущий вал (рис. 6.3):
/>
Рис. 6.3. Расчетная схема дляведущего вала
Осевая сила:
/>H.
Окружнаясила:
/>Н.
Радиальная сила:
/>Н.
Расстояние между опорамивала />мм.
Диаметр />мм.
Определим реакции опор:
В плоскости xz:
/>H.
В плоскости yz:
/>
/>H.
/>
/>H.
Суммарные реакции:
/>H.
/>H.

Находим осевые составляющиерадиальных реакций подшипников:
S=0,83eR
S1 = 0,83eR1 =0,83×0,22×781,66 = 142,73 H;
S2=0,83eR2 =0,83×0,22×794,56 = 145,09 H;
здесь для подшипников 108 коэффициентосевого нагружения е = 0,22 по таб. 7.5 [3].
Осевые силы подшипников. В нашемслучае S1 ≤ S2; тогда
/>Н;/>Н.
Долговечность определяем по болеенагруженному подшипнику.
Рассмотрим левый (А) подшипник.
Отношение />; эквивалентную нагрузкуопределяем с учетом осевой.
Эквивалентная нагрузка:
/>;
для заданных условий V = Kб= KТ = 1 (таб. 7.3, 7.4 [3]); для шарикового радиального подшипника коэффициентX = 0,56 и коэффициент Y = 1,49 (табл. 7.5 [3]).
/>1056,3Н= 1,06кН.Расчетная долговечность:

/> млн. об.
Расчетная долговечность:
/>ч.
Ресурс подшипника в часах /> должен быть не меньшересурса всего механизма />11 лет/>ч;/>ч/>ч.
Найденная долговечность приемлема.
Ведомый вал (рис. 6.4):
/>
Рис. 6.4. Расчетная схема дляведомого вала
Окружная сила на колесе:/>H.
Осевая сила на колесе: />Н.
Радиальная сила: />Н.
Расстояние между опорами/>мм.
Диаметр />мм.
Определим реакции опор:
В плоскости xz:
/>H.
В плоскости yz:
/>
/>H.
/>
/>H.
Проверка
/>
Суммарные реакции:
/>H.
/>H.

Находим осевые составляющиерадиальных реакций подшипников по формуле:
S=0,83eR
S3 = 0,83eR3 =0,83×0,19×741,96 = 117,01 H;
S4=0,83eR4 =0,83×0,19×881,45 = 139 H;
здесь для подшипников 110 коэффициентосевого нагружения е = 0,19 по таб. 7.5 [3].
Осевые силы подшипников. В нашемслучае S3 ≤ S4; тогда
/>Н;/>Н.
Долговечность определяем по болеенагруженному подшипнику.
Рассмотрим левый (А) подшипник.
Отношение />; эквивалентную нагрузкуопределяем с учетом осевой.
Эквивалентная нагрузка:
/>;
для заданных условий V = Kб= KТ = 1 (таб. 7.3, 7.4 [3]); для шарикового радиального подшипниковкоэффициент X = 0,56 и коэффициент Y = 2,30 (табл. 7.5 [3]).
/>1536,1Н= 1,54кН.
Расчетная долговечность:
/> млн. об.
Расчетная долговечность:
/>ч.
Ресурс подшипника в часах /> должен быть не меньшересурса всего механизма />11 лет/>ч;
/>ч/>ч.
Найденная долговечность приемлема.

7. Конструирование зубчатого колеса
 
7.1 Конструкция зубчатого колеса
Конструкция зубчатых колеспредставлена на рис. 7.1. Зубчатые колеса состоят из обода, диска и ступицы.Диаметр окружности выступов /> иширина зубчатого венца /> – определяютсяпри проектировочном расчете. Для уменьшения массы в технически оправданныхслучаях можно в диске выполнить 4…6 отверстий.
7.2 Расчет размеров зубчатого колеса
 
Толщину обода S для всех типов колесможно принять:
/>мм.
На торцах зубчатого венца (зубьях иуглах обода) выполняют фаски:
/>мм,
которые округляют до стандартногозначения по тому же ряду, что и /> табл.2.5 [3].

/>
Окончательно принимаем />мм.
На косозубых колесах при твердостименее 350 HB фаску выполняют под углом 45°.
Диаметр ступицы наружный />:
/> –для стальной ступицы при шпоночном соединении и посадке с натягом: />мм,
окончательно принимаем />мм.
Длина ступицы определена припроектировании вала />мм.
Острые кромки на торцах ступицыпритупляют фасками />,/>мм. по табл. 2.5 [3] для />мм.
Толщина диска:
/>мм.
Радиусы закруглений />.
7.3 Выбор посадок, предельныхотклонений, допусков форм и расположения поверхностей, шероховатостей
Допуск на размердиаметра окружности выступов /> можнопринять 8 степени точности – h9. Допуск на длину ступицы /> принимают h11- h12.Допуски на остальные размеры обычно принимают по 14 квалитету.
Поверхности элементовчервячных передач должны иметь шероховатость, указанные в таблице 7.1.
Таблица7.1 Шероховатость поверхностей элементов червячной передачиЭлементы червячной передачи Шероховатость, Ra, мкм Рабочие поверхности зубьев зубчатых колес 0,8 – 0,1 Поверхности выступов зубьев 6,3 Фаски и выточки на зубчатом колесе 6,3
Торцы ступицы, базирующейся по торцу заплечиков валов, при отношении /> 3,2 Рабочие поверхности шпоночных пазов 1,6 Нерабочие поверхности шпоночных пазов 3,2 Посадочные поверхности отверстий при посадке H7: при диаметре > 50 мм 1,6
 

8. Расчет шпоночного соединениязубчатого колеса с валом
Для тихоходного вала (диаметр валапод колесом — />мм) передающеговращающий момент /> Н∙м.
По табл. 7 [2] выбираемпризматическую шпонку со скругленными концами (по ГОСТ 23360-78 исполнение 1,рис. 8.1):
b = 16 мм. – ширина шпонки,
h = 10 мм. – высота шпонки,
t = 6 мм. – глубина паза на валу,
t1 = 4,3 мм. – глубина паза на муфте,
Радиус закругления пазов 0,16
Учитывая длину ступицы зубчатогоколеса = 70мм, принимаем длину шпонки />мм.
Расчетная длина шпонки:
/>мм.
Принимая материал шпонки сталь 45 спределом текучести />МПа, допускаемоенапряжение />МПа для стали.
Проверим соединение на смятие:
/>=16,78 МПа.
/> –прочность шпоночного соединения обеспечена.
Напряжение среза:

/>8,39 МПа.
где /> -площадь среза шпонки:
/>мм2.
/> –прочность шпоночного соединения обеспечена.

9. Уточненный расчет валов
 
9.1 Построение эпюр изгибающих икрутящих моментов
При проверочном расчете валырассматривают как прямые брусья, лежащие на шарнирных опорах и работающие наизгиб и кручение. На данном этапе учитываем не только крутящий, но и изгибающиемоменты. Выполняется на этапе эскизной компоновки, когда предварительно выбраныподшипники, известна длина всех участков вала, известно положение всех деталейна валу, рассчитаны силы, действующие на вал.
Чертятся расчётные схемы вала в двухплоскостях (рис. 9.1, 9.2). По известным силам, действующих на насаженные навал детали и расстояниям до опор строятся эпюры изгибающих моментов вгоризонтальной и фронтальной плоскостях. Затем вычисляется суммарный изгибающиймомент для каждого участка вала. Далее строятся эпюры нормальных и касательныхнапряжений:
9.1.1 Ведущий вал (рис. 9.1):
Плоскость YZ
/>
/>/>
/>
Плоскость XZ

/>
/>/>
/>
Суммарный изгибающий момент:
/> />/>
/>/>
/>

Крутящий момент:
/>
Опасным сечением является сечение
2 />.
Максимальные напряжения изгиба:
/>МПа
Максимальные напряжения кручения:
/>МПа
Условие прочности:
/>;
Допускаемые напряжения можно принять:
/>мПа

где:/> –предел текучести материала вала по табл. 6.1 [3];
/>=2-3, рекомендуемый коэффициентзапаса прочности по пределу текучести.
Максимальное эквивалентноенапряжение:
/>–условие выполняется.
/>

9.1.2 Ведомый вал (рис. 9.2):
Плоскость YZ
/>
/>
/>
/>
Плоскость XZ
/>
/>
/>
/>
Суммарный изгибающий момент:
/>
/>/>
/>/>Крутящий момент:

Опасным сечением является сечение
2 />.
Максимальные напряжения изгиба:
/>МПа
Максимальные напряжения кручения:
/>МПа
Условие прочности:
/>;
Допускаемые напряжения можно принять:
/>мПа
где:/> –предел текучести материала вала по табл. 6.1 [3];
/>=2-3, рекомендуемый коэффициентзапаса прочности по пределу текучести.
Максимальное эквивалентноенапряжение:

/>–условие выполняется.
 
9.2 Проверка усталостной прочностивалов
9.2.1 Ведущий вал
Опасным сечением является сечение
2 — />.
Коэффициент запаса прочности S:
/>;
— где />=1,5–2,5минимально допустимое значение;
Коэффициенты запаса по нормальным икасательным напряжениям:
/>;
/>;
Пределы выносливости вала врассматриваемом сечении:
/>МПа; />МПа;

где/>;/> – пределы выносливостигладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения табл. 6.1[3];
Коэффициенты снижения пределавыносливости:
/>;
/>;
где/>;/> – эффективные коэффициентыконцентрации напряжений – табл. 6.6 [3];
/>/> – коэффициенты влиянияабсолютных размеров поперечного сечения табл. 6.2 [3];
/>;/> – коэффициенты влияниякачества поверхности табл. 6.3 [3];
/> –коэффициент влияния поверхностного упрочнения табл. 6.4 [3];
Коэффициент влияния асимметрии цикладля рассматриваемого сечения вала:
/>
где/> –коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений табл. 6.1[3].

/> — условие прочностивыполняется.
9.2.2 Ведущий вал
Опасным сечением является сечение 2 — />.
Коэффициент запаса прочности S:
/>;
— где />=1,5–2,5минимально допустимое значение;
Коэффициенты запаса по нормальным икасательным напряжениям:
/>;
/>;
Пределы выносливости вала врассматриваемом сечении:
/>МПа;
/>МПа;
где/>;/> – пределы выносливостигладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения табл. 6.1[3];
Коэффициенты снижения пределавыносливости:

/>;
/>;
где/>;/> – эффективные коэффициентыконцентрации напряжений – табл. 6.6 [3];
/>/> – коэффициенты влиянияабсолютных размеров поперечного сечения табл. 6.2 [3];
/>;/> – коэффициенты влияниякачества поверхности табл. 6.3 [3];
/> –коэффициент влияния поверхностного упрочнения табл. 6.4 [3];
Коэффициент влияния асимметрии цикладля рассматриваемого сечения вала:
/>
где/> –коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений табл. 6.1[3].
/> — условие прочностивыполняется.
 

9.3 Выбор посадок и расчет полейдопусков
 
9.3.1 Посадка зубчатого колеса на вал/> Ø55 мм по ГОСТ25347-82
Определяем предельные отклонения,предельные размеры, допуски, предельные зазоры или натяги, допуск посадки (рис.9.3).
/>
9.3.2 Посадка в системе отверстия,вид посадки с натягом
Номинальный размер />мм.
9.3.3 Детали соединения
· отверстие.Ø55/>, квалитет 7
· вал Ø55/>, квалитет 6
9.3.4 Предельные отклоненияГОСТ25347-82
· отверстие />;
· />;
· вал />;
· />.
9.3.5 Обозначения на чертежах
/>
9.3.6 Предельные размеры (мм)
· отверстие />;
· />;
· />.
9.3.7 Допуски (мм)
· отверстие />;
· />;
· />.
9.3.8 Предельные зазоры (мм)
· />;
· />;
· />;
· />;
/>.
9.3.9 Допуск посадки (мм)
· />;
· />.
9.4 Шероховатостьповерхностей валов
Поверхностивалов должны иметь шероховатость, указанные в таблице 9.1.
Таблица9.1 Шероховатость поверхностей валовЭлементы валов Шероховатость, Ra, мкм Неподвижные соединения с посадкой скольжения 0,2 – 0,05 Соединения с переходными посадками 0,4 – 0,1 Прессовые и конусные соединения 0,4 – 0,05 Упорные буртики неподвижных цилиндрических соединений (рабочие поверхности) 1,6 – 0,4 Посадки подшипников качения на валу при классе точности подшипника: нормальном 0,4 – 0,1 Шпоночно-пазовые соединения (рабочие грани пазов) 3,2 – 0,8 Резьбы наружные 3,2 – 1,6 Уплотнения цилиндрические контактные с мягкими элементами манжеты (рабочие поверхности валов) 0,1 – 0,05 Свободные поверхности деталей (торцы и ненесущие цилиндрические поверхности валов, фаски и т.п.): малонагруженных 6,4 – 1,6 нагруженных высокими цикличными нагрузками 1,6 – 0,2 Галтели: неответственного назначения 3,2 – 1,6 деталей, нагруженных высокими цикличными нагрузками 0,4 – 0,1

10. Выбор способасмазки и смазочного материала для всех узлов мотор-редуктора
 
10.1 Смазывание зубчатой передачи
Смазывание зубчатых передач служитдля: уменьшения потерь мощности на трение, снижения скорости износа трущихсяповерхностей передач, предохранения от заедания, защиты от коррозии, отводатеплоты и продуктов износа от трущихся поверхностей, уменьшения шума.
Для смазки передач при окружныхскоростях до 12,5 м/сек применяем картерное смазывание: в картер заливаютмасло, образующее масляную ванну. Вязкость масла выбирают тем выше, чем большенагрузка и меньше скорость.
По таблице 2.10 [2] выбираемрекомендуемый сорт индустриального масла соответствующей вязкости (И-Г-А-46).
Зубчатые колеса рекомендуют погружатьв масло на глубину 4…5 модулей. При низких скоростях допускается погружение до0,25 диаметра колеса. Принимаем />мм.
10.2 Смазывание подшипников
Если смазывание разбрызгиванием невозможноиз-за малых окружных скоростей зубчатых колес (менее 4 м/сек), применяютпластичную смазку, например ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-74, ЛИТОЛ-24 ГОСТ 21150-87.При этом виде смазки подшипников в подшипниковых узлах предусматриваютнекоторое пространство для заполнения смазкой (примерно 1/4 ширины подшипника)и маслоудерживающие шайбы. Смазочный материал набивают в подшипник вручную приснятой крышке подшипникового узла на несколько лет работы. Смену смазочногоматериала производят при ремонте.

11. Конструирование корпуса редуктора
 
11.1 Определение элементов корпуса
К корпусным деталям относят детали,обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие основныесилы, действующие в машине или в механизме. Так же корпуса защищают детали иузлы от загрязнения, и является емкостью для жидкой смазки.
Корпусные детали обычно имеютдовольно сложную форму, поэтому их изготавливаем литьем. Для изготовлениякорпусных деталей используем серый чугун СЧ 15-32. Корпусная деталь состоит изстенок, ребер, бобышек, фланцев и других элементов, соединенных в единое целое.
При конструировании литой корпуснойдетали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщинастенки, обеспечивающая необходимую прочность и жесткость, а так же хорошеезаполнение формы жидким металлом:
/>,принимаем/>мм.
где/> –вращающий момент на выходном (тихоходном) валу, Н∙м.
Толщина стенки крышки:
/>.
принимаем />мм.
Радиусы сопряжений стенок (для α= 90º) по табл. 11.1. Размеры элементов сопряжения стенок разной толщины втабл. 11.2. Размеры посадочных мест под крепежные детали даны в табл. 11.3.

Таблица 11.1 Радиусы сопряжений, мм
/>
Таблица 11.2 Размеры элементовсопряжения стенок разной толщины, мм
/>
Таблица 11.3 Размеры посадочных местпод крепежные детали, мм
/>
Размеры фланцев для крепления корпусак раме (фундаменту) и крепления крышки к корпусу даны в таблице 11.4.

Таблица 11.4 Размеры фланцев корпусаи крышки редуктора, ммФланцы для крепления к фундаменту
/>
/>
Диаметр болта крепления к раме d1
/> 16
Толщина фланца />
/> 18
Ширина фланца S1
/> 50 Фланцы корпуса и крышки в районе подшипниковых узлов
/>
Диаметр болта крепления крышки к корпусу d2
/> 12
Ширина фланца S2
/> 42 /> /> /> /> /> />

Таблица 11.4Фланцы корпуса и крышки
/>
Диаметр болта крепления к раме d3
/> 8
Толщина фланца корпуса />
/> 12
Толщина фланца крышки />
/> 10
Ширина фланца S3
/> 34
Конструкция и размеры крышекподшипниковых узлов (рис. 11.1) даны в таблице 11.5.
Таблица 11.5 Основные размеры крышекподшипниковых узлов, ммD Болт крепления крышки Кол-во болтов z
Диаметр отверстия d5
Толщина фланца h1
Толщина стенки δ2 80 М8 4 9 8 6 68
Диаметр установки болтов D1
/> 90 -ведомый вал -ведущий вал 102
Наружный диаметр фланца D2
/> 108 -ведомый вал -ведущий вал 120
Толщина цилиндрической части крышки δ3
/> 8 -ведомый вал -ведущий вал /> /> /> /> /> /> />

/>
В конструкции корпуса и крышкинеобходимо предусмотреть возможность строповки с помощью проушин.
Для периодического осмотра состояниячервячного зацепления в крышке корпуса необходимо предусмотреть смотровой люк(табл. 11.6). Его же используют для заливки масла. На люке устанавливаетсяотдушина (табл. 11.7) для компенсации давления при нагреве редуктора.
Таблица 11.6 Крышка смотрового люка,мм
/>
/> A
A1
A2
A3 B
B1
B2
d4 130 105 80 – 120 95 70 М6 /> /> /> /> /> /> /> /> />
подшипник зубчатый вал колесо

Таблица 11.7 Ручка-отдушинасмотрового люка, мм
/> d
d1
d2
d3 D
h1
h2 H
R1
R2 e k М10 4,0 16 10 25 14 8 36 25 7 3 4
Для контроля уровня масла необходиммаслоуказатель (табл. 11.8).
Таблица 11.8 Маслоуказатель изоргстекла, мм
/> D 60 d 32
D1 50 L 12
Для слива масла используют сливноеотверстие (табл. 11.9), в нижней части боковой стенки.

Таблица 11.9 Размеры пробок сливныхотверстий с цилиндрической резьбой, мм
/> d D
D1 S L l a f М20 30 25,4 22 28 15 4 4
11.2 Выбор уплотнительных устройствВыбираем резиновые манжеты (табл. 11.10, 11.11).Таблица 11.10 Резиновые армированные манжеты для валов (поГОСТ 8752-79)
/>
1 – корпус;
2 – каркас;
3 – пружина. Диаметр вала d D h 40 60 10 50 70

Таблица 11.11 Уплотнительные узлы сприменением манжет по ГОСТ 8752-79
/> D h
h2
h3 60 10 12 1,5 70
 

12. Сборка и монтаж мотор-редуктора
Детали механизма следует располагатьв корпусе компактно, более плотно используя его пространство.
Конструкция проектируемого механизмадолжна обеспечивать возможность его сборки и разборки, свободный доступ длярегулировки, настройки отдельных узлов и замены деталей. Предпочтителен узловойметод сборки, при котором отдельные детали собираются в узлы, а из нихсобирается механизм.
При проектировании разъемного корпусанеобходимо предусмотреть элементы, обеспечивающие фиксацию взаимного положениякорпусных деталей.
Перед сборкой внутреннюю полостькорпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии сосборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
На ведущий вал насаживаютмазеудерживающие кольца и шарикоподшипники предварительно нагретые до 80-100°C.
В ведомый вал закладывают шпонку инапрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Затем надевают распорнуювтулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительнонагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основаниекорпуса редуктора и нагревают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхностистыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку накорпус с помощью двух конических шрифтов, затягивают болты, крепящие крышку ккорпусу.
После этого на ведомый вал надеваютраспорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставяткрышки подшипников.
Проверяют, проворачиванием валов,отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) изакрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала вшпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают полумуфту или звёздочку изакрепляют её торцевым креплением.
Затем ввёртывают пробку маслоспускногоотверстия с прокладкой и маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрываютсмотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляюткрышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают иподвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
Перед монтажом мотор-редукторнеобходимо очистить от пыли и антикоррозионной смазки. Смазку удалитьсалфеткой, смоченной бензином-растворителем (уайт-спиритом) ГОСТ 3134-78 илибензином авиационным марки Б-70 ГОСТ 1012-72.
Мотор-редуктор и рабочая машинадолжны быть установлены на жестком основании, обеспечивающем неизменность ихвзаимного расположения. Фундаментные болты должны быть равномерно затянуты доотказа. Элементы привода (шкивы, шестерни, полумуфты), устанавливаемые навыходной вал мотор-редуктора с натягом, до установки нагреть до температуры 100-150°С.Производить установку ударами категорически запрещается.
При соединении мотор-редукторов срабочей машиной валы должны быть сцентрированы с точностью, требуемойконструкцией муфт или передач.
Необходимо предусмотреть возможностьнормального охлаждения мотор-редуктора. Решетка вентиляционного кожуха надвигателе не должна закрываться близко расположенными предметами.

13. Техника безопасности
Несмотря на то, что редуктор являетсяотносительно не сложным агрегатом, при его эксплуатации возможны отказы.Поэтому необходимы предварительные меры безопасности.
При монтаже редуктора, а также призамене подшипников и манжет, следует использовать специальный инструмент.
Соединение муфты должны быть надёжнозакреплены и защищены ограждающим кожухом. Если позволяют условия, корпусредуктора должен быть защищён сетчатым кожухом.
Для безопасной работы редукторанеобходимо соблюдать следующие условия.
1. При сборке все детали редуктораподбирать согласно расчётным данным.
2. Перед сборкой производить внешнийосмотр деталей, а если необходимо, то и испытания на стендах для выявленияскрытых дефектов в деталях.
3. Не применять слишком большихусилий при сборке узлов редуктора.
4. Грамотно производить всерегулировки в узлах редуктора и между ними.
5. Все крепёжные детали (болты,гайки, шайбы, винты) должны быть затянуты и зафиксированы стопорными шайбами.
6. Не запускать редуктор в работу безсмазки.
7. Не допускать скорость вращенияредуктора выше расчётной.
8. Не превышать мощностныехарактеристики редуктора.
9. Все вращающиеся части редукторавыступающие за его корпус должны быть ограждены.
10. Не бросать и не кантовать вовремя транспортировки и монтажа.
11. Иметь приспособление длязакаливания редуктора при транспортных и монтажных работах.
12. Не производить ремонт итехническое обслуживание редуктора при его работе.
13. Не запускать редуктор в работу втехнически неисправном состоянии.
Запрещается снимать крышки,закрывающие смотровые окна при работе редуктора во избежание разбрызгиваниянагретого масла. Проверку уровня масла, замену свежим и слив отработанногомасла следует производить только при полной остановке привода.
Пользоваться на ходу щуповымуказателем запрещается. Не рекомендуется поджимать сливные пробки во избежаниесрыва резьбы.
При монтажных работах необходимоотключить электрические источники питания, проверить заземление и снять внешниенагрузки на валы.
При ремонте не пользоваться сваркой.
При монтаже следует соблюдать общиеправила безопасности, применяемые при монтаже и погрузочно-разгрузочных работах.
Транспортировка редуктораосуществляется за элементы страховки.
 

Заключение
При выборе варианта конструкциинеобходимо изучить известные технические решения и выполнить их анализ,максимально использовать унифицированные детали и узлы. Для повышениятехнологичности и уменьшения трудоемкости изготовления конструкции следуетсокращать номенклатуру используемых стандартных и нормализованных деталей иузлов, а также используемых материалов. Везде, где возможно, следует применятьв деталях форму тел вращения, технологически более простую в изготовлении.
Для наиболее удачного размещениядеталей и узлов рекомендуется рассмотреть несколько вариантов конструкциипроектируемого устройства. При этом возможны существенные измененияпервоначально разработанной конструкции и выполненных расчетов. В качествеокончательного варианта конструктивного решения выбирается наиболее удачнаяэскизная проработка проектируемого устройства, обеспечивающая минимальныемассово-геометрические параметры и максимальную экономичность в эксплуатации.
При конструировании деталей следуетстремиться к упрощению ее конструкции, что приводит к снижению еесебестоимости.
Рационально спроектированное иправильно построенное устройство должно быть прочным, долговечным, возможнодешевым и экономичным в работе, а также безопасным для обслуживающих ее лиц.Этим основным требованиям должны удовлетворять не только само устройство, но икаждая его деталь.

Список литературы
1. Бабкин А.И.,Руденко А.В. Проектирование мотор редуктора. Методические указания к курсовойработе для студентов заочной формы обучения специальности 180103. VI семестр. –Северодвинск: РИО Севмашвтуза, 2007 – 82 с.
2. Бабкин А.И.,Руденко А.В. Детали машин и основы конструирования. Учебное пособие длястудентов заочной формы обучения специальности 180103. V семестр. –Северодвинск: РИО Севмашвтуза, 2007 – 106 с.
3. Бабкин А.И.,Руденко А.В. Детали машин и основы конструирования Учебное пособие длястудентов заочной формы обучения специальности 180103. VI семестр. –Северодвинск: РИО Севмашвтуза, 2007 – 125 с.
4. Иванов М.Н.Детали машин – М.: Высшая школа, 1991 – 383 с.
5. Эрдели А.А.,Эрдели Н.А. Детали машин. – М.: Высшая школа, –2002г.
6. Анурьев В.И.Справочник конструктора-машиностроителя в 3 – х; Т1 – М.: «Машиностроение» –2001 г.