• RU
  • icon На проверке: 16
Меню

Курсовой проект- Проектирование мотор- редуктора

  • Добавлен: 29.11.2019
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 3
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Курсовой проект, чертеж сборочный А1, чертеж зубчатого колеса, вала- А3, спецификация.

Состав проекта

icon
icon Пояснительная записка.pdf
icon Вал тихоходный.cdw
icon Колесо зубчатое.cdw
icon Мотор редуктор лист 1.cdw
icon Мотор редуктор лист 2.cdw
icon Спецификация к мотор редуктору.spw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Пояснительная записка.pdf

1. Цель и задачи проектирования ..7
2. Краткое описание конструкции мотор-редуктора 7
3. Условия эксплуатации мотор-редуктора 7
4. Определение ресурса мотор-редуктора . 7
Кинематический расчет:
1. Определение КПД мотор-редуктора . .8
2. Определение требуемой мощности электродвигателя .8
3. Выбор подходящих вариантов электродвигателя .8
4. Определение передаточного числа привода ..9
5. Выбор окончательного варианта электродвигателя (с обоснованием) 9
6. Определение на быстроходном и тихоходном валу привода частоты вращения
мощности угловых скоростей и крутящих моментов .. 10
Расчет закрытой передачи:
1. Выбор материала и термообработки 11
2. Определение допускаемых напряжений при расчете на контактную и изгибную
усталостную прочность . .12
3. Определение геометрических параметров передачи ..13
4. Определение сил в зацеплении ..15
5. Проверочный расчет передачи на контактную и изгибную усталостную прочность 15
Предварительный расчет валов:
1 Выбор материалов термообработки и допускаемых напряжений . 18
предварительные эскизы валов ..18
Подбор соединительных муфт . .23
1. Выбор типа и типоразмера подшипников для всех валов привода ..24
2. Выбор схемы установки подшипников способа их закрепления на валу и в корпусе .24
3. Составление расчетных схем для валов и определение реакций в опорах ..25
4. Проверка долговечности подшипников . ..28
5. Оценка пригодности выбранных подшипников . .30
Конструирование зубчатых колес:
1. Выбор конструкции колес .31
2. Расчет размеров колес .31
поверхностей шероховатостей (результаты свести в таблицу) .. 32
Расчет шпоночных и шлицевых соединений . ..33
Уточненный расчет валов:
1. Уточнение размеров валов .. 35
2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов 35
3. Проверка статической прочности валов 39
4. Конструирование валов. Выбор конструктивных элементов определение их размеров
выбор посадок предельных отклонений допусков форм и расположения поверхностей
шероховатостей . ..43
5. Проверка усталостной прочности валов 43
Выбор способа смазки и смазочного материала для всех узлов .51
Конструирование корпуса редуктора:
1. Выбор конструкции и определение размеров корпуса ..52
2 Выбор смазочных и уплотнительных устройств ..55
Сборка редуктора и монтаж мотор-редуктора . .58
1 Цель и задачи проектирования.
Цель: спроектировать мотор-редуктор.
предварительный расчет валов рассчитать подбор соединительных муфт определиться с
выбором подшипников выполнить их расчёт.
2 Краткое описание конструкции мотор-редуктора.
цилиндрического зубчатого редуктора горизонтального расположения. Крутящий момент
передаётся от электродвигателя через муфту на редуктор который в свою очередь
увеличивает его (крутящий момент) и понижет частоту вращения.
3 Условия эксплуатации.
Режим работы: три смены с небольшими динамическими нагрузками реверс
4 Определение ресурса мотор-редуктора.
Ресурс мотор-редуктора определим по формуле:
L – срок службы в годах (6 лет)
Кинематический расчет.
1 Определение КПД мотор-редуктора.
Определим общий к.п.д. мотор редуктора по формуле
где м 098 - к.п.д. муфты
зп 097 - к.п.д закрытой цилиндрической передачи
пк 099 - к.п.д. одной пары подшипников качения
2 Определение требуемой мощности электродвигателя.
Р=4 кВт – требуемая выходная мощность.
3 Выбор подходящих вариантов электродвигателя.
Подбираем электродвигатель с номинальной мощностью 5.5 кВт. Этой мощности
соответствуют 4 варианта электродвигателей.
Таблица 1 – Параметры выбранных электродвигателей
4 Определение передаточного числа привода.
Где n – частота вращения выходного вала n = 320 обмин;
5 Выбор окончательного варианта электродвигателя.
Оптимальное передаточное число закрытой цилиндрической передачи лежит в
диапазоне 2-7.1. Из четырех вариантов два попадают в указанный диапазон.
Из электродвигателей необходимо выбрать один обеспечивающий минимальные
габариты и массу так как к проектируемому мотор-редуктору предъявляются высокие
требования к компактности. Выбираем второй вариант электродвигателя так как он имеем
небольшие габариты и при нём реализуется передаточное отношение близкое к
Выбираем электродвигатель с частотой вращения 1445 обмин передаточное число
-й ряд: 2 2.5 3.15 4 5 6.3
-й ряд: 2.24 2.8 3.55 4.5 5.6 7.1
Значения 1-го ряда следует предпочитать значениям 2-го ряда.
Больше всего подходит значение 4.5.
Фактическая частота вращения выходного вала:
Проверяем отклонение фактической частоты вращения от заданной:
6 Определение на быстроходном валу и тихоходном валу привода частоты
вращения угловой скорости мощности и вращающего момента.
Таблица 2 – Кинематические и силовые параметры привода
Расчет закрытой передачи.
Вращающий момент на тихоходном валу T3 = 152.38 Нм;
Частота вращения тихоходного вала n3= 321.1 обмин;
Передаточное число u=4.5;
Время работы передачи (ресурс) Lh=36000 ч;
Условия работы: небольшие динамические нагрузки нереверсивный.
1 Выбор материала и термообработки.
Сталь в наше время – основной материал для изготовления зубчатых колес. В
качестве материала для изготовления зубчатого колеса принимаем сталь 45 ГОСТ 1050–88.
Термообработка колеса – улучшение твердость НВ235 262 (НВср248.5); для шестерни
так же сталь 45 ГОСТ 1050–88 термообработка шестерни – улучшение твердость на
поверхности HB269 302 (НВср285.5).
2 Определение допускаемых напряжений при расчете на контактную и
Допускаемые контактные напряжения равны
где [ ]H 0 – предел контактной выносливости:
[ ]Н 0 1.8HBср 67 МПа;
K HL - коэффициент долговечности
Коэффициент долговечности зубчатых колёс редуктора равен
N HO1 НВ3ср 285.53 23.3 106 -
соответствующее пределу выносливости для шестерни;
N HO 2 НВ3ср 248.53 15.3 106 -
соответствующее пределу выносливости для колеса
N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы
N2 60 n2 Lh 60 321.1 36000 694 106
N1 N2 u3п 694 106 4.5 3123 106
H 01 1.8 285.5 67 581 МПа;
H 02 1.8 248.5 67 514 МПа;
Н1 [ ]H 01 KHL1 5811 581МПа
Н 2 [ ]H 02 KHL2 514 1 514МПа
Так как зацепление прямозубое то расчёт ведём по меньшему значению
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
По таблице для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле
изгиба 0F lim b = 103 НВср.
[ ]F 01 = 103 * 285.5 = 294 МПа
[ ]F 02 = 103 * 248.5 = 256 МПа
КFL– коэффициент долговечности:
33 принимаем K FL1 1
42 принимаем K FL1 1
Допускаемые напряжения:
F1 [ ]F 01 КFL1 294 1 294МПа
F 2 [ ]F 02 К FL2 256 1 256МПа
3 Определение геометрических параметров передачи.
Межосевое расстояние:
где K a = 49.5 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;
u - передаточное отношение ступени;
T3 - вращающий момент на тихоходном валу передачи;
a =0.25 0315 – коэффициент ширины венца колеса;
H - расчётное допускаемое контактное напряжение;
K H = 1 1.2 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба
для прирабатывающихся колёс.
Полученное расчетом межосевое расстояние округляют в большую сторону до
стандартного числа из ряда(мм): 40 50 6371 80 90 100 112 125 140 160 180 200 225
m (0.01 0.02)а 1.4 2.8
принимаем стандартное значение m 2
Ширина венца зубчатого колеса равна
Для обеспечения прочности принимаем b2 =35 мм
Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Определим число зубьев шестерни
тогда число зубьев колеса
Определим фактическое передаточное отношение редуктора в соответствии с
принятыми числами зубьев колес
Определим размеры колёс
Диаметр вершин зубьев
da 2 230 2 2 234 (мм)
Диаметр впадин зубьев
d f 1 50 25 2 45 (мм)
d f 2 230 25 2 225 (мм)
4 Определение сил в зацеплении.
где T1 - вращающий момент на быстроходном валу;
d1 - делительный диаметр шестерни.
где =200 - угол зацепления;
Fr 1424 tg 20 518 (Н)
5 Проверочный расчет передачи на контактную и изгибную усталостную
Проверяем контактные напряжения:
где K = 428 – вспомогательный коэффициент
для прямозубой передачи
Ft - окружная сила в зацеплении;
K H 1.05 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
К Н 1.1 – коэффициент концентрации нагрузки
K H 1.1 – коэффициент динамической нагрузки
b2 – ширина венца зубчатого колеса;
d 2 – делительный диаметр зубчатого колеса
Выбора коэффициентов осуществляется в зависимости от окружной скорости колес и
степени точности передачи
Окружная сила в зацеплении
Окружная скорость колеса:
где 2 - угловая скорость тихоходного вала редуктора
Такой скорости соответствует 8-я степень точности изготовления колёс.
05 1111 480.2 514 (Нмм2)
Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни F1 и колеса F2:
· KFα · KF · KF ≤ []
где KFα = 1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
KF = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
KF = 107 – коэффициент динамической нагрузки зависящий от окружной
скорости колес и степени точности передачи;
YF1 = 3.9 и YF2 = 361 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса
определяемые в зависимости от числа зубьев шестерни z1 и колеса
Y = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба.
· 1 · 1 · 107 = 78.6 256 Нмм2.
Условие прочности по напряжениям изгиба выполняются.
Вывод: зубчатая передача редуктора является недогруженной что находится в
пределах допускаемых значений т.е. условие прочности выполнятся.
Предварительный расчет валов.
1. Выбор материалов термообработки и допускаемых напряжений.
Выбор материалов валов:
валы редукторов рекомендуется изготавливать из конструкционных углеродистых и
слабо легированных марок стали (стали 40 45 40Х 40ХН). Для повышения механических
свойств обычно вводят общую термообработку до твёрдости НВ 200-230 по Бринелю и
при необходимости (шлицевый хвостовик или вал- шестерня) поверхностную закалку до
твёрдости HRC 38-45. Быстроходный вал редуктора изготавливается как одно целое с
шестерней из слабо легированной стали 40ХН. Тихоходный вал редуктора так же
изготовим из стали 40ХН.
Выбор допускаемых напряжений на кручение:
проектный расчёт валов редуктора выполняют только по напряжениям кручения то
есть при этом не учитывают напряжений изгиба концентрации напряжений и
переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Для компенсации этого
значения допускаемых напряжений на кручение выбирают заниженными в пределах [] кр =
30 МПа. Меньшие значения [] кр для быстроходных валов большие значения []кр для
Для редукторных валов рекомендуется принимать: [] кр = 10-15 МПа – для
быстроходных валов; [] кр = 15-25 МПа – для тихоходных валов.
2. Выбор конструкции вала. Предварительное определение размеров валов
Для облегчения монтажа подшипников зубчатого колеса и других деталей
применяем ступенчатую конструкцию вала.
Определение размеров ступеней быстроходного вала:
Диаметр выходного конца быстроходного вала dв1 мм по расчету на кручение
([] кр1=15 МПа) вычисляем по формуле
Согласовывая с диаметром вала электродвигателя и параметрами муфты из
Размер концевого участка вала l1 определяют для цилиндрического конца вала по
ГОСТ 12080-66. Рекомендуется принимать исполнение 1 (длинный конец вала). Для
Где t1 – величина заплечика
Длину ступени вала l2 на которой располагается подшипник определим по формуле
где В – ширина подшипника по ГОСТ 333-79 мм В=23 мм;
манжетное уплотнение и сквозную крышку.
Диаметр третьей ступени вала dв3 мм рассчитаем по формуле
где r – радиус закругления внутреннего кольца подшипника
Длину l3 выбираем конструктивно в зависимости от расстояния между зубчатым
колесом и подшипниками установленными на тихоходном валу редуктора. Примем
Следующая ступень вала – это сама шестерня диаметры и её ширину рассчитывали
Длина l4 равна ширине левого подшипника плюс фаска В=25 мм.
Эскиз быстроходного вала с предварительными размерами изображен на рисунке 1.
Рисунок 1 – Эскиз быстроходного вала.
Определение размеров ступеней тихоходного вала:
Диаметр выходного конца тихоходного вала dт1 мм по расчету на кручение
([] кр2=20 МПа) вычисляем по формуле:
где T3- вращающий момент на тихоходном валу Н·мм;
Размер концевого участка вала lт1 определяют для цилиндрического конца вала по
ГОСТ 12080-66. Для диаметра dт1=35 мм цилиндрического конца тихоходного вала
Диаметр вала под подшипники dт2 мм определяем по формуле
Округляем до стандартного значения:
Длина ступени вала на которой располагается подшипник l2 мм определим по
где В - ширина подшипника по ГОСТ 333-79 мм B= 18 мм;
Диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса dт3 мм то есть за подшипником
определяем по формуле
dт3 = dт2 + 3 r = 40+3 1.5=44.5 мм
Длину ступицы зубчатого колеса lст мм определяем по формуле
Округляя до стандартного значения принимаем lст= 45 мм.
Для нахождения длины l3 прибавим к длине ступицы 10 мм чтобы обеспечить
расстояние между зубчатым колесом и правым подшипником.
Конечная длина участка l3 после округления до ряда стандартных величин составит
Диаметр ступени вала dт4 мм определяем по формуле
Округляя до стандартного значения получаем
Длину l4 принимаем равную 10 мм.
Длина l5 равна ширине левого подшипника плюс фаска В=20 мм.
Эскиз тихоходного вала с предварительными размерами изображен на рисунке 2.
Рисунок 2 – Эскиз тихоходного вала.
Подбор соединительной муфты.
Муфты – устройство основное назначение которого – соединение валов и передача
Кроме основных функций муфты могут выполнять функции:
- предохранять от перезагрузки;
- компенсировать неточность взаимного расположения валов;
- соединяетразъединяет валы по команде оператора.
Муфты стандартизованы подбор осуществляется по справочникам муфт для моторредукторов применяются постоянные муфты. Муфта будет установлена на быстроходном
валу. Она соединяет вал двигателя с быстроходным валом и передает вращающий момент.
Применяется для валов диаметром от 9 до 160мм; величина вращающего момента от 63 до
000 Нм частота вращения огранчена окружной скоростью = 30 мс. Муфта допускает
радиальное смещение осей валов 02-04 мм.
Продольное смещение = 10-15 мм.
Расчетный вращающий момент: Трасч = k Тном ≤ Ттабл
Коэффициент k – учитывает режим работы механизма он равен 11-1.5 при спокойной
работе и небольшой разгрузочной нагрузке (примерно 5 кВт)
При средней работе: 15-2.
При ударных нагрузках и больших разгрузочных массах: 25-3.
Трасч = 15 35.6 = 53.4 Н×м ≤ 250
По этим критериям подходит муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) которая
широко применяется в машиностроении особенно для приводов от электродвигателей
благодаря легкости изготовления простоте упругих элементов и удобству их замены
пакетами резиновых дисков. МУВП применяется для валов диаметрами 9–160 мм при
вращающих моментах 63–16000 Нм. Частоту вращения муфты ограничивают окружной
скоростью 30 мс. Муфта допускают в зависимости от типоразмера радиальное 9
смещение осей валов на 02–04 мм продольное смещение валов на 10–15 мм и угловое
смещение на 1°. Диапазон рабочих температур от –40° до +50°С.
Выбираем муфту МУВП 250-35-1-38-1 У3 ГОСТ 21424-93.
1 Выбор типа и типоразмера подшипников для всех валов привода.
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы
редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности
редуктора типа передачи соотношения сил в зацеплении частоты вращения внутреннего
кольца подшипника требуемого срока службы приемлемой стоимости схемы установки.
На первом этапе рекомендуется после определения диаметра вала под подшипники
назначить по данному диаметру шарикоподшипники лёгкой или средней серии. В
большинстве своем они проходят в дальнейших расчётах.
подшипники средней серии №308. Данные подшипники предназначены для восприятия
совместно действующих радиальных и осевых нагрузок.
Для быстроходного вала параметры подшипника:
для которого Cоr 22.4 кН Cr 41 кН.
подшипники лёгкой серии №208 с параметрами
для которого Cоr 17.8 кН Cr 32 кН.
2 Выбор схемы установки подщипников способа их закрепления на валу и в
Для фиксации валов и осей относительно корпуса механизма наружное кольцо
закрепляем в корпусе внутренне – на валу. При закреплении внутреннего кольца на валу
для упрощения крепления на валу выполняется буртик подшипник устанавливают на вал
по посадке с натягом. Подшипник упирают в буртик другой стороны поджимают
Способ установки подшипников зависит от условий работы. Короткие валы у
устанавливают по схеме «враспор». При установке «враспор» требуется минимальное
количество крепежных деталей поэтому такая схема наиболее распространена в
Рисунок 3 – Способ установки подшипников
3. Составление расчетных схем для валов и определение реакций в опорах.
Горизонтальная плоскость:
Определяем реакции опор:
Ft a Fм (a b c) 1424 44 450 (44 44 70)
FAx Ft FBx Fм 1424 1520 450 354 Н.
Вертикальная плоскость:
FAy Fr FBy 518 259 259 Нм.
Определяем суммарные реакции:
RB FBx2 FBy2 15202 2592 1542 Н.
Рисунок 4 – расчетная схема для быстроходного вала
FAx Ft FBx 1424 712 712 Н.
RB FBx2 FBy2 7122 2592 758 Н.
Рисунок 5 – расчетная схема для тихоходного вала.
4 Проверка долговечности подшипников.
Принимаем за радиальную силу Fr наибольшую суммарную реакцию опоры на
данном валу: Fr= RВ = 1542 Н.
Осевой силы не возникает поэтому эквивалентная нагрузка равна:
Рr V Fr K Б КТ 11542 1.5 1 2313Н
где KБ — коэффициент динамичности нагрузки
KБ = 1.5 (нагрузка средняя);
KТ — температурный коэффициент
Определяем номинальную долговечность работы подшипников:
где С – динамическая грузоподъемность по каталогу С = 41000 Н;
Р – эквивалентная нагрузка;
р – показатель степени для шариковых подшипников р = 3.
По условию задания срок службы привода 36000 часов это меньше чем прослужат
подшипники поэтому они вполне подходят для эксплуатации.
данном валу: Fr= RА = RВ = 758 Н.
Рr V Fr K Б КТ 1 758 1.5 1 1137 Н
где С – динамическая грузоподъемность по каталогу С = 32000 Н;
5711часов 36000часов
долговечность объясняется тем что ведомый вал имеет малую частоту вращения.
5 Оценка пригодности выбранных подшипников.
Lh = 64240 > 36000 ч
Lh = 115711 ч > 36000 ч
Условия выполняются. Подшипники пригодны.
Конструирование зубчатых колес.
1 Выбор конструкции колес.
между опорами мы задали на стадии эскизного проектирования редуктора.
Рисунок 7 – Конструкция зубчатого колеса.
При крупносерийном производстве зубчатые колеса изготавливают методом
штамповки (рис. 7б) с последующей обработкой. Для облегчения выемки заготовки из
штампа или литейной формы необходимо на ободе и ступице предусмотреть уклоны γ ≥ 7°
и радиусы закругления R ≥ 6мм.
2 Расчет размеров колеса.
Форма зубчатого колеса может быть плоской или с выступающей ступицей.
Длину lст колеса желательно принимать равной или больше ширины зубчатого венца
(lст≥ b2). Принятую длину ступицы рассчитывают по формуле:
Принимаем lст=45 мм.
Диаметр dст назначают в зависимости от материала ступицы: для стали:
Толщина диска C 0.2 0.3b2 7 10.5 мм принимаем C 10 мм
Толщина обода 0 (2.5 4)m 5 8 мм принимаем 0 8мм
D0 da 2 2 0 4.5m 234 16 9 210 мм
Диаметр центров отверстий Dотв ( D0 dст )0.5 140 мм
Диаметр отверстий dотв ( D0 dст ) 4 35 мм
3. Выбор посадок предельных отклонений допусков форм и расположения
поверхностей шероховатостей.
Допуск на размер диаметра окружности выступов можно принять 8 степени
точности – h9. Допуск на длину ступицы принимают h11- h12. Допуски на остальные
размеры обычно принимают по 14 квалитету.
Поверхности элементов зубчатой передачи должны иметь шероховатость указанные
Элементы зубчатой передачи
Шероховатость Ra мкм
Рабочие поверхности зубьев зубчатого колеса
Рабочие поверхности зубьев шестерни
Поверхности выступов зубьев
Фаски и выточки на зубчатом колесе
Торцы ступицы базирующейся по торцу заплечиков
Рабочие поверхности шпоночных пазов
Нерабочие поверхности шпоночных пазов
Посадочные поверхности отверстий при посадке H7:
Таблица 4. Шероховатость поверхностей элементов зубчатой передачи.
Расчет шпоночных и шлицевых соединений.
Шпонки применяем призматические по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок: сталь 45
Призматические шпонки применяемые в проектируемых редукторах проверяют
Выберем и проверим шпонку на тихоходном валу под зубчатым колесом. Диаметр
вала под посадку колеса равен 45 мм поэтому принимаем призматическую шпонку по
ГОСТ 10748-79 с параметрами:
bxhxt1=14х9х5.5 и l=40 мм
Т – крутящий момент передаваемый валом;
bh.t- стандартные размеры.
Асм (9 5.5) 26 91мм2 ;
4 см (80 150) Н мм2 .
Условие прочности выполняется.
Проверим шпонку на конце быстроходного вала под полумуфтой. Диаметр вала под
посадку равен 35 мм поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с
bxhxt1=10х8х5 и l= 50 мм
b h t- стандартные размеры.
Асм (8 5) 40 120 мм2 ;
95 см (80 150) Н мм2 .
Проверим шпонку на конце тихоходного вала. Диаметр вала под посадку равен 35 мм
поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами:
bxhxt1=10х8х5 и l=50 мм
6 см (80 150) Н мм2 .
Уточненный расчет валов.
1 Уточнение размеров валов
В результате расчетов размеры валов не изменялись поэтому окончательно
установленные размеры определены валов в п. 4.2.
2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
При составлении расчетной схемы валы рассматривают как прямые брусья лежащие
на шарнирных опорах. При выборе типа опоры полагают что деформации валов малы и
если подшипник допускает хотя бы небольшой наклон или перемещение цапфы его
считают шарнирно-неподвижной или шарнирно-подвижной опорой. Подшипники качения
воспринимающие одновременно радиальные и осевые усилия рассматривают как
шарнирно-неподвижные опоры а подшипники воспринимающие только радиальные
усилия как шарнирно-подвижные.
На данном этапе учитывается не только крутящий но и изгибающие моменты.
Чертим расчетные схемы вала в двух плоскостях как в пункте 6.3. По известным
силам действующим на насаженные на вал детали и расстоянием до опор строятся эпюры
изгибающих моментов в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Затем вычисляется
суммарный изгибающий момент каждого вала.
Строим эпюры изгибающих моментов на быстроходном валу в горизонтальной и
вертикальной плоскости используя метод сечений а также эпюру крутящего момента.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х:
M Bх Fм c 450 0.07 31.5 Нм;
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:
M Dy FAy a 259 0044 11.4 Нм;
Рисунок 8 – Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала в вертикальной и
горизонтальной плоскостях.
Строим эпюру крутящих моментов:
горизонтальной плоскости изображены на рисунке 8.
Затем вычисляем суммарный изгибающий момент для каждого участка вала по
Строим эпюры изгибающих моментов на тихоходном валу в горизонтальной и
M Dy FAy a 259 0042 10.9 Нм;
Эпюра изгибающих моментов тихоходного вала в горизонтальной и веротикальной
плоскости изображена на рисунке 9.
Рисунок 9 – Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала в вертикальной и
3 Проверка статической прочности валов.
После построения эпюр необходимо найти нормальные и касательные напряжения в
опасном сечении. Опасным сечением для быстроходного вала является сечение под
подшипником со стороны муфты так как там действует максимальный изгибающий
Нормальное напряжение 1 МПа действующее в опасном сечении быстроходного
вала определяем по формуле
где Ми- суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала Нмм Ми=31500;
W1- осевой момент сопротивления для круглого поперечного сечения диаметром
А1- площадь поперечного сечения мм2;
Fа1- осевая сила на быстроходном валу Н
Касательное напряжение 1 МПа действующее в опасном сечении быстроходного
Для проверки статической прочности вала в целях предупреждения пластических
эквивалентное напряжение э1 МПа в опасном сечении по четвертой теории прочности:
Коэффициент запаса прочности обеспечен.
Опасным сечением для тихоходного вала является сечение где происходит
зацепление между шестерней и колесом так как там действует максимальный изгибающий
Нормальное напряжение 2 МПа действующее в опасном сечении тихоходного
где Ми1- суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала Н·мм Ми1=31800;
W2- осевой момент сопротивления для круглого поперечного сечения диаметром
А2- площадь поперечного сечения мм2;
Fа2- осевая сила на тихоходном валу Н
Касательное напряжение 2 МПа действующее в опасном сечении тихоходного вала
эквивалентное напряжение э2 МПа в опасном сечении по четвертой теории прочности:
Так как материал быстроходного и тихоходного валов одинаков то принимаем
такое же допускаемое напряжение как в пункте 9.3.1.
4. Конструирование валов. Выбор конструктивных элементов определение
их размеров выбор посадок предельных отклонений допусков форм и расположения
Для снижения концентрации напряжений в местах перехода с одного диаметра вала
на другой целесообразно предусмотреть галтели. На торцевых поверхностях валов
необходимо сделать фаски.
Участки валов для посадки деталей с натягом таких как подшипники зубчатое
колесо и муфта необходимо обработать шлифованием. Шероховатость поверхности после
обработки Ra = 1.25 мкм. Поэтому на этих участках будут выполнены канавки для выхода
шлифовального круга.
Поверхность на которой будет установлена манжета для предотвращения вытекания
масла должна быть обработана полированием. Шероховатость Ra = 02 мкм.
Посадка подшипников на вал H7k6 зубчатого колеса на вал H7р6. Муфта будет
посажена на вал с посадкой H7n6.
Поверхность торцов заплечиков для базирования подшипников Ra = 16 мкм.
Шероховатость поверхности боковых граней шпоночных пазов Ra = 16 мкм.
Отклонения на глубину шпоночного паза на валу +02 мм.
Допуск на ширину шпоночного паза по JS9.
Допуск симметричности шпоночных пазов 004 мм допуск параллельности
шпоночных пазов 0018 мм.
Допуск перпендикулярности торцов участков валов для упора подшипников 003
Допуск соосности участков валов под подшипники 0025 мм
Допуск цилиндричности участков валов под подшипники 0005 мм.
Допуск соосности участка тихоходного вала под колесо 0025 мм.
Допуск цилиндричности участка тихоходного вала под колесо 0005 мм.
Допуск на радиальное биение по участку под колесо 0025 мм.
Допуск цилиндричности участка под муфту 0005 мм.
5 Проверка усталостной прочности валов.
Расчет сечений быстроходного вала на сопротивление усталости.
Материал Сталь 40ХН (d 80) углеродистая.
Механические характеристики выбранного материала
В расчетах валов принимают что нормальные напряжения изменяются по
симметричному циклу a и и m 0 а касательные напряжения – по отнулевому циклу
Амплитуду напряжений цикла в опасном сечении вычисляют по формулам:
- моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении;
M k T - крутящий момент.
Рассмотрим сечение под подшипником.
Суммарный изгибающий момент в данном сечении равен:
Вычисляем амплитуду напряжений цикла в данном сечении для этого находим
моменты сопротивления вала:
Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на вал с натягом.
Поэтому концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом. Далее для
расчетов используем таблицы. При установке с натягом колец подшипника табличное
значение следует умножить на 09. Тогда получаем:
Посадочную поверхности вала тонко обтачивают поэтому:
Поверхность вала выбираем без упрочнений тогда коэффициент KV 1
Далее определяем коэффициенты снижения предела выносливости по формулам:
Определим пределы выносливости вала в данном сечении по формулам:
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
039 - коэффициент чувствительности к асимметрии
Наконец находим коэффициент запаса прочности в сечении:
Условие выполняется.
Рассмотрим сечение для ступенчатого перехода с галтелью.
Находим на эпюре моментов значения моментов соответствующих нашему
сечению. Получаем что
Тогда результирующий изгибающий момент будет равен:
M M x 2 M y 2 135002 02 13500 Нмм
При перемене диаметра концентратор напряжений в сечении – ступенчатый переход
с галтелью. Далее для расчетов используем таблицы. K выбирается исходя из отношения
t 2 где t=25. Значит r=125. Далее r 0 025 . И по этому значению по таблице
выбираем K . K d . Аналогично с K d и K :
048 - коэффициент чувствительности к асимметрии
Ступенчатый переход с
Расчет сечений тихоходного вала на сопротивление усталости.
Рассмотрим сечение под зубчатым колесом
Результирующий изгибающий момент равен:
Колесо на вал установлено шпоночным соединением. Поэтому концентратор
напряжений в сечении – шпоночный паз. Далее для расчетов используем таблицы. Исходя
из этих таблиц получаем:
В работе используем тонкое обтачивание поэтому:
цикла напряжений. Находим коэффициент запаса прочности в сечении:
Выбор способа смазки и смазочного материала для всех узлов мотор-редуктора.
Смазывание зубчатой передачи служит для: уменьшения потерь мощности на
трение снижения скорости износа трущихся поверхностей передач предохранения от
заедания защиты от коррозии отвода теплоты и продуктов износа от трущихся
поверхностей уменьшения шума.
Для смазки передач при окружных скоростях до 125 мс применяют
преимущественно картерное смазывание в картер заливают масло образующее
масляную ванну. Вязкость масла применяют тем выше чем больше нагрузка и меньше
Для смазки цилиндрической зубчатой передачи с контактным напряжением
противоизносными и противозадирными присадками с кинематической вязкостью 32
мм2с при температуре 40ºС (И-Г-А-32).
В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса- глубина
погружения примерно равна 10-15 мм.
Смазывание подшипников качения редуктора наиболее просто осуществляется
разбрызгиванием масла зубчатыми колесами (масляным туманом).
Конструирование корпуса редуктора.
1 Выбор конструкции и определение размеров корпуса.
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи защиты
их от загрязнения организации системы смазки а также восприятия сил возникающих в
зацеплении редукторной пары подшипниках открытой передаче. К корпусным деталям
относят детали обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие
основные силы действующие в машине или в механизме. Так же корпуса защищают
детали и узлы от загрязнения и является емкостью для жидкой смазки.
Корпусные детали обычно имеют довольно сложную форму поэтому их
изготавливаем литьем. Для изготовления корпусных деталей используем серый чугун СЧ
-32 т.к он подходит по назначению. Корпусная деталь состоит из стенок ребер
бобышек фланцев и других элементов соединенных в единое целое.
При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности
выполнять одинаковой толщины. Толщина стенки обеспечивающая необходимую
прочность и жесткость а так же хорошее заполнение формы жидким металлом.
Толщину стенки мм рассчитаем по формуле:
= 12 × 4√Мвых > 8 мм
где Мвых - вращающий момент на выходном (тихоходном валу) Н×м Мвых = 152.38
= 12 × √152.38 = 4.2
Толщину стенки крышки кр мм рассчитаем по формуле
кр = (08 09) × > 7 мм
кр = (08 09) × 8 = 6.4 – 7.2 мм
Принимаем кр = 7 мм.
Радиусы сопряжений стенок (для α = 90º) по табл. 5. Размеры элементов сопряжения
стенок разной толщины в табл. 6. Размеры посадочных мест под крепежные детали даны в
Радиусы сопряжений мм
Таблица 5 – Радиусы сопряжений
Таблица 6 – Размеры элементов сопряжения стенок разной толщины
Таблица 7 - Размеры посадочных мест под крепежные детали
Определим диаметры болтов:
d1 = (003 – 0036) · α + 10 = (003 – 0036) · 140 + 10 = (14.2 – 15.04) мм
d2 = (07 - 075) · d1 = (07 - 075) · 14 = (9.8 – 10.5) мм
- соединяющих крышку с корпусом:
d3 = (05 - 06) · d1 = (05 - 06) · 14 = (7 – 8.4) мм
Размеры фланцев для крепления корпуса к раме (фундаменту) и крепления крышки
к корпусу даны в таблице 8 .
Фланцы для крепления к фундаменту
Диаметр болта крепления к раме
Фланцы корпуса и крышки в районе подшипниковых узлов
Диаметр болта крепления к корпусу
Фланцы корпуса и крышки
Диаметр болта крепления
Толщина фланца корпуса
Толщина фланца крышки
Таблица 8 – Размеры фланцев корпуса и крышки редуктора
2 Выбор смазочных и уплотнительных устройств.
В конструкции корпуса и крышки необходимо предусмотреть возможность
строповки с помощью проушин. Для периодического осмотра состояния зацепления в
крышке корпуса необходимо предусмотреть смотровой люк. Его же используют для
заливки масла. На люке устанавливается отдушина (рисунок 11) для компенсации
давления при нагреве редуктора.
Для контроля уровня масла необходим маслоуказатель (рисунок 12).
Для слива масла используют сливное отверстие (рисунок 13) в нижней части
Рисунок 11 – Отдушина
Рисунок 12 – Маслоуказатель
Рисунок 13 – Пробка сливного отверстия
армированные манжеты для валов по ГОСТ 8752-79 (рисунок 14).
Резиновые армированные манжеты – устройства обеспечивающие уплотнения
(воздуха жидкости и прочих рабочих сред) в различных полостях конструкций. В отличие
от обычных резиновых колец в уплотнительных манжетах предусмотрены стальные
пружины обеспечивающие наиболее плотный охват вращающихся валов.
зависимости от условий работы и требований к соединению например для герметизации
вращающегося вала или определенных поступательно-возвратных механизмов в агрегатах.
Применение манжет армированных для валов позволяет увеличить бесперебойный срок
эксплуатации конструкционных узлов.
Армированная манжета без пыльника 1-го типа используется для герметизации
вращающихся узлов (валов) препятствуя вытеканию рабочей среды из полости
конструкции. Данные уплотнения монтируют на агрегаты и механизмы которые работают
в нормальных условиях.
Рисунок 14 – Армированные манжеты
устойчивость; высокая
термоустойчивость; стойкость
минеральным маслам различным нефтепродуктов и ряду химически-активных веществ.
Сборка редуктора и монтаж мотор-редуктора.
Детали механизма следует располагать в корпусе компактно более плотно
используя его пространство.
Конструкция проектируемого механизма должна обеспечивать возможность его
сборки и разборки свободный доступ для регулировки настройки отдельных узлов и
замены деталей. Предпочтителен узловой метод сборки при котором отдельные детали
собираются в узлы а из них собирается механизм.
При проектировании разъемного корпуса необходимо предусмотреть элементы
обеспечивающие фиксацию взаимного положения корпусных деталей.
растворителем (уайт-спиритом) ГОСТ 3134-78 или бензином авиационным марки Б-70
Мотор-редуктор и рабочая машина должны быть установлены на жестком
основании обеспечивающем неизменность их взаимного расположения. Фундаментные
болты должны быть равномерно затянуты до отказа. Элементы привода (шкивы
шестерни полумуфты) устанавливаемые на выходной вал мотор-редуктора с натягом
до установки нагреть до температуры 100-150°С. Производить установку ударами
категорически запрещается.
При соединении мотор - редукторов с рабочей машиной валы должны быть
сцентрированы с точностью требуемой конструкцией муфт или передач.
Необходимо предусмотреть возможность нормального охлаждения моторредуктора. Решетка вентиляционного кожуха на двигателе не должна закрываться
близко расположенными предметами.
Перед сборкой внутреннюю поверхность корпуса тщательно очищают и
покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора начиная с
- на быстроходный вал насаживают подшипники предварительно нагретые в
масле до 100 ºС затем весь узел вставляют в корпус;
- в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в
бурт вала затем надевают распорную втулку и предварительно нагретые подшипники.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку
корпуса. Для центровки устанавливают крышку с помощью двух штифтов затем
затягивают болты крепящие крышку к корпусу.
После этого в подшипниковые сквозные крышки вставляют манжетные
уплотнения и устанавливают крышки с регулировочными прокладками.
металлических прокладок устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по
программе установленной техническими условиями.
Целью данного курсового проекта является разработка цилиндрического моторредуктора.
унифицированные детали и узлы. Для повышения технологичности и уменьшения
трудоемкости изготовления конструкции следует сокращать номенклатуру используемых
стандартных и нормализованных деталей и узлов а также используемых материалов.
Везде где возможно следует применять в деталях форму тел вращения технологически
более простую в изготовлении.
В процессе выполнения курсового проекта был выбран электродвигатель для моторредуктора. Произведен кинематический расчет в ходе которого были определены частоты
вращения всех валов мощности и вращающие моменты на валах. Далее были выбраны
материалы для колеса и шестерни и произведен расчет передачи. В ходе проектировочного
расчета были определены геометрические характеристики передачи а в ходе проверочного
расчета проверена правильность выбранных материалов и термообработки. Был
произведен проектировочный расчет валов по крутящему моменту и определены размеры
валов. Выполнен расчет валов на статическую и усталостную прочность. Определены
размеры корпуса редуктора и подобраны подшипники. Выбраны смазочные материалы и
рассчитаны шпоночные соединения.
Курсовой проект включает в себя пояснительную записку и чертежи: сборочный
чертеж мотор-редуктора со спецификацией; чертеж тихоходного вала; чертеж зубчатого

icon Вал тихоходный.cdw

Вал тихоходный.cdw
Термообработка - улучшение 170 190 НВ
Неуказанные предельные отклонения размеров h14
Сталь 40Х ГОСТ4543-71

icon Колесо зубчатое.cdw

Колесо зубчатое.cdw
Общие допуски по ГОСТ 30893.2 -тК
Неуказанные радиусы скруглении 6 мм
Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Нормальный исходный контур
Коеффициент смещения
Делитетельный диаметр

icon Мотор редуктор лист 1.cdw

Мотор редуктор лист 1.cdw
Технические характеристики мотор редуктора:
- передаточное число U=4.6
- частота вращения быстроходного вала n1=1445 обмин
- крутящий момент на тихоходном валу Т2=152.38 Нм
Технические требования:
- покрытие внутренних поверхностей редуктиора Грунтовка ФЛ-03К
Эмаль ПФ-115 красная ГОСТ6465-76
- при оканчательной сборке плоскость разьёма редуктора покрыть
тонким слоем герметика УТ-31 ГОСТ24285-80
- редуктор залить маслом: индустриальное И-Г-А-32 ГОСТ 20799-75
- не рекомендуется эксплуатироватьредуктор при температуре

icon Мотор редуктор лист 2.cdw

Мотор редуктор лист 2.cdw

icon Спецификация к мотор редуктору.spw

Спецификация к мотор редуктору.spw
Пояснительная записка
Кольцо дистанционное
Кольцо компенсаторное
Прокладка уплотнительная
Болт М12-6gх80.58.16
Болт М10-6gх35.58.16
Штифт 8х30 ГОСТ 3128-70
Электородвигатель асинх
up Наверх