Механика РГР. РГР. Расчет мощности и выбор двигателя

• Название: Расчет мощности и выбор двигателя
• Анкор: Механика РГР
• Дата: 27.12.2022
• Размер: 479.11 Kb.
• Имя файла: РГР.docx
• Тип: Реферат; #865964

МИНОБРНАУКИ РОССИИ федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Самарский государственный технический университет» (ФГБОУ ВО «СамГТУ»)

Кафедра «Механика»

Расчетно-графическая работа

Конический редуктор

Вариант №2

Выполнил: студент

1 курс ФПП - 4

Яковлева В.В.

Проверил:

Преподаватель

Поляков К.А.

Самара 2019

СОДЕРЖАНИЕ

Введение………………………………………………………………………... Исходные данные…………………………………………………………….... 1. Расчет мощности и выбор двигателя…………………………………......... 2. Кинематический и силовой анализ………………………………………… 3.Выбор материала и расчет допускаемых напряжений…………………….. 4. Расчет прямозубой конической передачи………………………………….. 5. Проектный расчет валов. Подбор подшипников………………………….. 5.1. Входной вал………………………………………………………………... 5.2. Выходной вал…………………………………………………………….... 6. Расчет элементов конического колеса……………………………………… 7. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений…………………... 7.1. Входной вал………………………………………………………………... 7.2. Выходной вал…………………………………………………………….... 8. Проверочный расчет выходного вала……………………………………… 8.1. Расчет и построение эпюр изгибающих моментов……………………… 8.2. Расчет коэффициента запаса усталостной прочности……………………	3 4 5 7 8 10 13 13 13 15 16 16 16 18 18 21

ВВЕДЕНИЕ

Электромеханический привод состоит из двигателя с редуктором, соединенных между собой муфтой. Привод в виде единой установки размещается на литой плите или сварной раме.

Редуктор – это механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором размещены зубчатые или червячные передачи, закрепленные на валах. Передача движения от колес к валам и наоборот производится с помощью шпонок. Валы опираются на подшипники качения, размещенные в гнездах корпуса. Подшипники удерживаются от осевого смещения крышками, которые с двух сторон привертываются винтами к корпусу редуктора.

Для уменьшения потерь на трение детали передач смазываются маслом. Уровень масла контролируется маслоуказателем. Масло заливается через смотровое окно. Это окно закрывается крышкой с пробкой – отдушиной через которую из редуктора улетучиваются пары разогретого масла. Загрязненное масло удаляется через сливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой. Для предотвращения выбросов масла из редуктора на входном и выходном валах устанавливаются уплотнения в виде резиновых манжет.

Все детали редуктора разделяются на оригинальные и стандартные. Оригинальные – это детали передач (шестерни, колеса, червяк), валы, корпус редуктора. Размеры валов и колес находят из проектных и проверочных расчетов. Размеры элементов корпуса принимают в основном конструктивно. Стандартные изделия (шпонки, подшипники, муфты) подбирают по размерам валов и для них выполняют только проверочные расчеты. Остальные детали (крышки, маслоуказатель, пробки, уплотнения и т.д.) не воспринимают нагрузку и их размеры назначают конструктивно.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Техническое задание №2

Частота вращения вала двигателя

n_дв = 1500 об/мин

Частота вращения выходного вала

n_вых = 500 об/мин

Вращающий момент на выходном валу

Т_вых = 20 Н ∙ м

Срок службы редуктора (в годах)

L = 8

Тип редуктора: конический (КР)

Коэффициенты нагрузки

К_год = 0,5; К_сут = 0,2

Расположение валов: 2



1. РАСЧЕТ МОЩНОСТИ И ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ

Мощность на валу редуктора



Расчетная мощность двигателя



где η = 0,98 – КПД конического редуктора.

По каталогу выбираем двигатель типа 4АМ80А2УЗ

dдв = 22 мм

l₁ = 50 мм



Рис.1. Двигатель 4АМ80А2УЗ

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ АНАЛИЗ

Передаточное отношение редуктора



Частоты вращения валов

n₁ = n_дв = 1500 об/мин

n₂ = n_вых = 500 об/мин

Момент на входном (1-ом) валу



Суммарное время работы редуктора



L – срок службы в годах


4АМ80А2УЗ



u = 3

Z₁ = 18

Р=1,1 кВт



Z₂ = 54



Т₁= 6,8 Н∙м



Т₂ = 20 Н∙м

n₁ = 1500 об/мин



n₂ = 500 об/мин


Рис.2. Кинематическая схема конической передачи

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛА И РАСЧЕТ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Расчетная твердость стали

Сталь	Термообр-ка	Твердость HB
Сталь 35	Нормализация	160-180

Предел контактной выносливости



Базовое число циклов



Число циклов нагружения зуба шестерни



Коэффициент долговечности



Допускаемые контактные напряжения



где S_H = 1,1 – коэффициент безопасности

Предел изгибной выносливости



Базовое число циклов: N_FO = 4 ∙ 10⁶

Коэффициент долговечности



Допускаемые напряжения изгиба



Где S_F = 1,75 – коэффициент безопасности

4. РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Расчетное число зубьев шестерни

Z’₁ = 22 - 9logu= 22 – 9log3 = 17.7 Z₁ = 18

Число зубьев колеса

Z₂’ = Z₁ ∙ u = 18 ∙ 3 = 54 Z₂ = 54

Расчетный внешний делительный диаметр шестерни



где К_Н = 1,2 – коэффициент нагрузки;

Расчетный внешний модуль зацепления



m_e = 3 мм

Внешнее конусное расстояние



Углы делительных конусов

к олеса:

шестерни:

Внешний диаметр делительной окружности шестерни

d_e1 = m_e ∙ Z₁ = 3 ∙ 18 = 54 мм

Внешний диаметр делительной окружности колеса

d_e2 = m_e ∙ Z₂ = 3 ∙ 54 = 162 мм

Внешние диаметры окружностей вершин зубьев

d_ae1 = d_e1 + 2 ∙ m_e ∙ cosδ₁ = 54+ 2 ∙ 3 ∙ 0.95 = 59.7

d_ae2 = d_e2 + 2 ∙ m_e ∙ cosδ₂ = 162+ 2 ∙ 3 ∙ 0.316 = 163.9

Ширина зубчатого зацепления

b’ = 0.285 ∙ R_e = 0.285 ∙ 85.381 = 24.3

b = 26 мм

Внешняя высота зуба

h_e = 2.2 ∙ m_e = 2.2 ∙ 3 = 6.6

Проверочный расчет

Рабочее контактное напряжение





Коэффициент формы зуба шестерни



Расчетные напряжения изгиба в зубьях шестерни





где K_F = 1,3 = коэффициент нагрузки

Силы в зацеплении (на колесе):

окружная

р адиальная

осевая

5. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

5.1. ВХОДНОЙ ВАЛ

Предварительный диаметр выходного участка



где [τ] = 20 Мпа – допускаемое напряжение кручения.

Принимаем d_в1 = d_дв = 22мм.

Диаметр ступени под уплотнение

d_y1 = d_в1 + (3÷5)мм = 22+3 = 25мм

Диаметр резьбы цилиндрической гайки

d_p = d_y1+(4÷6)мм = 25+5 = 30мм

Диаметр ступени под подшипники

d_п1 = d_p+(1÷5)мм = 30+5=35мм

Диаметр упорного буртика

d_б1 = d_п1+6мм = 35+6=41мм

В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии.

Габаритные размеры подшипника: d = d_п1 = 35мм, D = 72мм, Т = 18,5мм.

5.2. ВЫХОДНОЙ ВАЛ

Предварительный диаметр выходного участка



Принимаем d_в2 = d_в1+6мм = 22+6 = 28мм

Диаметр ступени под уплотнение

d_y2 = d_в2+(3÷5)мм = 28+4 = 32мм

Диаметр ступени под подшипники

d_п2 = d_y2 + (1÷5)мм = 32+3 = 35мм

Диаметр ступени под коническое колесо

d_к2 = d_п2 + 5мм = 35+5 = 40мм

Диаметр упорного буртика

d_б2 = d_к2 + 10мм = 40+10 = 50мм

В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии

Габаритные размеры подшипников: d = d_п2 = 35мм, D = 72, Т = 18,5

	Обозначение	d	D	T
	7207	35	72	18.5

6. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОНИЧЕСКОГО КОЛЕСА

Диаметр ступицы колеса

d_ст = 1,5d_к2 = 1,5 ∙ 40 = 60

Длина ступицы колеса

l_ст = 1,5d_к2 = 1,5 ∙ 40 = 60

Толщина диска

С = 0,3b = 0,3 ∙ 26 = 8

Толщина обода

h_o = 4m = 4∙3 = 12; 12мм ≥ 8мм

Диаметр диска

D_o ≈ d_e2 – 2b∙cosδ₁ = 162- 2 ∙ 26 ∙ 0,9 = 116

Диаметр отверстий в диске

d_o = 0,25(D_o – d_ст) = 0,25(116 - 60) = 14

7. ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Сечение шпонки b x h выбирается по диаметру вала, длина l назначается на 5÷10 мм меньше длины соответствующей ступени вала L и принимается по ряду длин стандартных шпонок.

7.1. ВХОДНОЙ ВАЛ

Длина выходного участка вала l_в1 принимается равной длине вала двигателя l₁: l_в1 = l₁ = 50мм. По диаметру d_в1 = 22мм, длине выходного участка L = l_в1 и l = L – (5÷10)мм = 40мм выбираем шпонку 6 х 6 х 40 мм.

Проверочный расчет на смятие:





где t₁ – глубина паза на валу

[σ]_см = 120 Мпа – допускаемое напряжение смятия.

7.2. ВЫХОДНОЙ ВАЛ

Для выходного участка по диаметру d_в2 = 28мм, длине выходного участка L = 2d_в2 = 56мм и l = L – (5÷10)мм = 50мм выбираем шпонку 8 х 7 х 56 мм.

Проверочный расчет на смятие:





Для ступени под колесо сечение шпонки b x h выбираем по диаметру d_к2 = 40, а длину – по длине ступицы колеса L=l_ст = 60, l=L-(5÷10)мм =50мм: 12 х 8 х 50 мм.





8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВЫХОДНОГО ВАЛА

8.1. РАСЧЕТ И ПОСТРОЕНИЕ ЭПЮР ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ

Нагрузка на вал:

F_t2 = 288,1 Н F_r2 = 203,9 Н F_a2 = 580,8 Н

Средний делительный диаметр конического колеса:

d₂ = 0,857 ∙ d_e2 = 0,857 ∙ 162 = 138,834 мм

Расстояние между опорами: l₁ = 58,9 мм; l₂ = 123,91 мм

Плоскость Axz – действует сила F_t2

∑M_A = 0; R_Bz ∙ (l₁+l₂) - F_t2 ∙ l₁ = 0





Изгибающий момент на участке х₁:

М_z1 = R_Az ∙ x₁:

при х₁ = 0 М_z1 = 0;

при х₁=l₁ M_z1 = R_Az ∙ l₁ = 195,28 ∙ 58,9 = 11502 Н∙мм

П лоскость Ayx – действуют силы F_r2 и F_a2

∑M_A = 0;



∑ M_В = 0;



Изгибающий момент на участке х₁:

М_у1 = R_Ay ∙ x₁;

при х₁ = 0 М_у1 = 0;

при х₁ = l₁ M_y1 = R_Ay ∙ l₁ = 358,7 ∙ 58,9 = 21127,43 Н∙мм

Изгибающий момент на участке х₂:

М_у2 = -R_By ∙ x₂;

при х₂ = 0 М_у2 = 0;

при х₂ = l₂ M_y2 = - R_By ∙ l₂ = - 154,85 ∙ 123,91 = - 19187,5 Н∙мм

Суммарные изгибающие моменты в опасном сечении





M_{u max} = 24055,4 Н∙мм

Крутящий момент на валу

Т=Т_вых ∙ 10³ = 20 ∙ 10³ = 20000 Н∙мм



Рис.3. Эпюры изгибающих и крутящего момента

8.2. РАСЧЕТ КОЭФФИЦИЕНТА ЗАПАСА УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ

Вал изготавливается из стали 40 (ГОСТ 1054-74) с пределом прочности σ_В = 620 МПа и пределами выносливости на изгиб σ_-1 и кручение τ_-1:

σ_-1 = 0,43 ∙ σ_В = 0,43 ∙ 620 = 267 МПа

τ_-1 = 0,58 ∙ σ_-1 = 0,58 ∙ 267 = 155 Мпа

Коэффициенты концентрации напряжений

k_σ = 0,9 + 0,0014 ∙ σ_B = 0,9 + 0,0014 ∙ 620 = 1,768

k_τ = 0,6 + 0,0016 ∙ σ_В = 0,6 + 0,0016 ∙ 620 = 1,592

Масштабные факторы

ε_σ = 0,984 - 0,0032 ∙ d_k2 = 0,984-0,0032 ∙ 40 = 0,856

ε_τ = 0,86 – 0,003 ∙ d_k2 = 0,86 – 0,003 ∙ 40 = 0,74

Коэффициент шероховатости: β = 0,92

Коэффициенты асимметрии цикла: ψ_σ = 0,2; ψ_τ = 0,1

Осевой W и полярный W_p моменты сопротивления





где b , t₁ – ширина и глубина шпоночного паза для диаметра d_k2.

Напряжения в опасном сечении

σ_m = 0



Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба:



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения:



Общий коэффициент запаса усталостной прочности:



Проверка условия прочности:

n ≥[ n]=1,7; 25,4 ≥ 1,7 – условие выполняется