Курсовая работа: Расчет и проектирование привода тяговой лебедки для транспортирования ЛА на стартовой площадке

Вращающий момент на валу колеса:

.

Таким образом,

.

Из конструктивных соображений принимаем .

2.1.6 Определение модуля зацепления

.

Округляя это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ9563-60, получаем .

Межосевое расстояние

.

Тогда

,

.

2.2 Проверочный расчет

2.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

,

где

 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Уточняем окружную скорость:

.

Уточняем коэффициент расчётной нагрузки:

,

где

 - удельная окружная динамическая сила;

 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;

 - коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

 - удельная расчётная окружная сила в зоне наибольшей концентрации;

 - полезная окружная сила;

 - радиальная сила;

 - ширина зубчатого венца.

Cледовательно,

;

;

.

Определю удельную расчётную окружную силу:

,

,

таким образом, недогрузка 3,9%.

2.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

Определю коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:

 для

 для

, ,

так как 80,8<84 проверяем зуб шестерни:

.

,

где  - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности

; ;

 - коэффициент, учитывающий наклон зубьев

.

2.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.

,

.

2.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

- диаметр вершин зубьев:

,

,

- диаметр впадины зубьев:

,

.

, .

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

,

,

где .

Принимаем из конструктивных соображений .

3. Расчет планетарной прямозубой цилиндрической передачи II-ой ступени

Привод от электродвигателя

.

Мощность, подводимая к валу шестерни .

Частота вращения шестерни .

Срок службы .

Принимаем число зубьев шестерни равное .

По заданному передаточному отношению вычисляем число зубьев шестерни:

.

Определяем частоты вращения и угловые скорости валов:

—ведущего:

—ведомого:

 .

3.1 Проектировочный расчет

3.1.1 Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни

Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

где  и  - количество контактов зубьев шестерни и колеса соответственно за один оборот (принимаем их равными 1).

3.1.2 Определение начального (делительного) диаметра шестерни

где  по- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра;

 - для стальных колес при 20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчете прямозубых цилиндрических передач.

Вращающий момент на валу колеса:

.

Таким образом,

.

Из конструктивных соображений принимаем .

3.1.3 Определение модуля зацепления

.

Округляя это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ9563-60, получаем .

Тогда

,

.

Межосевое расстояние

.

3.2 Проверочный расчет

3.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

,

где

 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

 - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Уточняем окружную скорость:

.

Уточняем коэффициент расчётной нагрузки:

,

где

 - удельная окружная динамическая сила;

 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;

 - коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

 - удельная расчётная окружная сила в зоне наибольшей концентрации;

 - полезная окружная сила;

- радиальная сила;

 - ширина зубчатого венца.

Cледовательно,

;

;

.

Определю удельную расчётную окружную силу:

,

,

таким образом, недогрузка 8,6%.

3.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

Определю коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:

 для

 для

, ,

так как 76,5<82,9 проверяем зуб шестерни:

.

,

где

 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности

;

;

 - коэффициент, учитывающий наклон зубьев

.

3.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.

,

.

3.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

- диаметр вершин зубьев:

,

,

- диаметр впадины зубьев:

,

.

, ;

.

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

,

,

где

.

Принимаем из конструктивных соображений .

4. Расчет барабана

Барабаны изготавливаем в виде цилиндра из стали 15Л. Как орган навивки гибкого элемента – троса, барабан нарезается по винтовой линии и содержит желоб, соответствующий виду гибкого органа.

Срок службы каната значительно увеличивается, если он укладывается на барабан в один слой в специально предназначенный для него желоб полукруглого профиля радиусом

,

где  - диаметр каната.

Шаг нарезки канавки определяется по формуле:

Длина нарезанной части  барабана при однослойной навивке одного троса

,

где - число витков, определяемое по формуле

;

 - длина троса;

- число несматываемых витков, равное двум.

Из конструктивных соображений общую длину барабана принимаем , так как трос можно наматывать на барабан в несколько слоев.

Максимальное напряжение в опасном сечении барабана получается в результате совместного действия изгиба, кручения и сжатия. Трос, навитый при постоянном натяжении на барабан, сжимает его стенки радиальными силами давления. Максимальная величина напряжения сжатия

,

где  - максимальное натяжение каната;

- минимальная толщина стенки барабана.

При предварительных расчетах часто пользуются эмпирическими формулами для определения :

.

Так как , то принимаем .

Допускаемые напряжения сжатия для стали 15Л .

Таким образом

.

Для крепления используются планки, прижимаемые болтами. Наличие в планке продольного трапециидального выреза с углом  увеличивает силу трения.

Сила трения  на поверхности соприкосновения каната с барабаном и планками должна равняться или превышать силу  натяжения в закрепленном его конце

.

Так как

,

,

,

,

,

где  - коэффициент трения;

- наименьший угол обхвата барабана в радианах ( при );

- принимаем из конструктивных соображений.

Таким образом, получаем

.

Осевое усилие, нагружающее болт, равно

,

где  - число болтов.

Напряжение в сечении по внутреннему диаметру  болта

,

где

 - изгибающий момент;

 - коэффициент, учитывающий скручивание тела болта моментом.

Для Ст. 4 принимаю .

В приближенном расчете принимаем . Тогда

.

Так как мы не учитывали действие нагрузки , то из конструктивных соображений принимаем  и делаем проверку:

.

По ГОСТ 7798-70 принимаем .

Подбор шпонки: принимаю призматическую шпонку с размерами

 ГОСТ 23360-78

потребная длина шпонки определяется из условия прочности шпоночного соединения на смятие:

.

Из конструктивных соображений принимаем .

5. Проектировочный и проверочный расчет некоторых деталей и узлов

5.1 Тепловой расчет

Необходимо провести проверку температуры масла  в редукторе, которая не должна превышать допускаемую . Температура воздуха вне корпуса редуктора . Температура масла  в корпусе цилиндрической передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:

,

где  - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора;

=9…17Вт/()- коэффициент теплопередачи.

<.

Принимаем масло И-40А ГОСТ 20799-75.

5.2 Проверка по критерию "теплостойкость"

Определение количества тепла, образующегося вследствие потерь мощности.

,

где h=0,87% – КПД редуктора;

 – мощность на ведущем вале:

.

Таким образом,

.

5.3 Расчет валов [6]

Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала являются достаточная прочность, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников; технологичность конструкции и экономию материала. В качестве материала для валов используют углеродистые и легированные стали.

Расчет вала выполняется в четыре этапа:

·  Ориентировочный расчет на кручение (было проведено выше);

·  Расчет на сложное сопротивление (кручение, изгиб);

·  Расчет на выносливость.

За материал валов принимаем сталь 12ХН3А, с характеристикой:

- временное сопротивление разрыву;

- предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба;

- предел выносливости при симметричном цикле напряжений кручения;

-коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении.

5.3.1 Расчет валов на сложное сопротивление

Для расчета вала на сложное сопротивление необходимо составить его расчетную схему:

- разметить точки, в которых расположены условные опоры;

- определить величину и направление действующих на вал сил: окружной , радиальной , осевой . А также точки их приложения. Поскольку на валы не действуют осевые силы, то .

Расчет тихоходного вала:

Рис.4 – Расчетная схема тихоходного вала на сложное сопротивление

Длины расчетных участков находятся после предварительного проектирования:

Реакции опор для входного вала:

Определим реакции опор:

.

.

.

Построим эпюры моментов для тихоходного вала:

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

.

.

Рис.5 – Эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости для тихоходного вала

Максимальный изгибающий момент действует в сечении III –

.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

.

.

Максимальный изгибающий момент действует в сечении II –.

Рис.6 – Эпюра изгибающего момента в вертикальной плоскости для тихоходного вала

Построим эпюру крутящего момента для быстроходного вала

Рис.7 – Эпюра крутящего момента для тихоходного вала

Приведенный момент

Максимальный приведенный момент

;

.

Наиболее опасным является третье сечение

Рис.8 – Эпюра приведенного момента для тихоходного вала

Расчет промежуточного вала:

Рис.9 – Расчетная схема промежуточного вала на сложное сопротивление

Длины расчетных участков находятся после предварительного проектирования:

Реакции опор для промежуточного вала:

Определим реакции в опорах:

.

.

.

Построим эпюры моментов для тихоходного вала:

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

.

Рис.10 – Эпюра изгибающего момента в горизонтальной плоскости для промежуточного вала

Максимальный изгибающий момент действует в сечении III – .

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

.

.

Максимальный изгибающий момент действует в сечении III –

Рис.11 – Эпюра изгибающего момента в вертикальной плоскости для промежуточного вала

Построим эпюру крутящего момента для быстроходного вала.

Рис.12 – Эпюра крутящего момента для промежуточного вала

Приведенный момент

Максимальный приведенный момент

;

.

Наиболее опасным является третье сечение

Рис.13 – Эпюра приведенного момента для промежуточного вала

5.3.2 Расчет валов на выносливость[1]

Для примера будем рассчитывать быстроходный и тихоходный вал.

5.3.2.1 Расчет быстроходного вала на выносливость

Определим коэффициент запаса прочности  быстроходного (рис.14) вала двухступенчатого цилиндрического редуктора

Рис.14 – Расчетная схема быстроходного вала на выносливость

1. а) Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении I-I. Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена наличием шестерни. Находим эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении от шестерни. При

, ;

масштабный коэффициент для вала  ; коэффициент состояния поверхности при шероховатости

 .

Эффективный коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала при изгибе и кручении в случае отсутствия технологического упрочнения:

б) Находим запас прочности для касательных напряжений.

Напряжение кручения

Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения

.

Запас прочности для касательных напряжений

2. Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении вала в сечении II-II, вызванные посадкой внутреннего кольца подшипника на вал. Для вала с , .

Определяем запас прочности для касательных напряжений:

,

здесь напряжение кручения:

,

амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения

5.3.2.2 Расчет тихоходного вала на выносливость

Определим коэффициент запаса прочности  тихоходного (рис.15) вала двухступенчатого цилиндрического редуктора.

Рис.15 – Расчетная схема тихоходного вала на выносливость

1.а) Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении I-I. Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена наличием шпоночного паза. Находим эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении от шпоночного паза.

При , ; масштабный коэффициент для вала  ; коэффициент состояния поверхности при шероховатости  . Эффективный коэффициент концентрации напряжений для данного сечения вала при изгибе и кручении в случае отсутствия технологического упрочнения:

б) Находим запас прочности для касательных напряжений.

Напряжение кручения

.

Амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения

.

Запас прочности для касательных напряжений

.

2. Определяем эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении вала в сечении II-II, вызванные посадкой внутреннего кольца подшипника на вал. Для вала с , .

Определяем запас прочности для касательных напряжений:

,

здесь напряжение кручения:

,

амплитуда и среднее значение номинальных напряжений кручения

.

5.4 Расчет подшипников на долговечность

Основные критерии работоспособности подшипников качения – его динамическая и статическая грузоподъемности. Метод подбора по динамической грузоподъемности применяют в случаях, когда частота вращения кольца превышает .

Исходя из конструкции механизма, подбираем:

1) шариковый радиальный однорядный подшипник (дет.32) номер 206 ГОСТ 8338-75:

Необходимо обеспечить номинальную долговечность  при условии, что  

а) Выбираем коэффициенты X и Y. Отношение

этому соответствует [7, табл. 12.26] .

Поскольку , то .

б) Определяем эквивалентную нагрузку

.

в) Определяем расчетную долговечность по формуле:

,

где  - показатель степени:  - для шарикоподшипников;  - для роликоподшипников.

Такая расчетная долговечность приемлема

2) шариковый радиальный однорядный подшипник (дет.33) номер 210 ГОСТ 8338-75:

Необходимо обеспечить номинальную долговечность  при условии, что  

а) Выбираем коэффициенты X и Y.

Отношение  этому соответствует [7, табл. 12.26] . Поскольку , то .

б) Определяем эквивалентную нагрузку

.

в) Определяем расчетную долговечность по формуле:

,

где  - показатель степени:  - для шарикоподшипников;  - для роликоподшипников.

Такая расчетная долговечность приемлема

5.5 Расчет шпоночного соединения

Принимаем на быстроходном валу призматическую шпонку с размерами , длина шпонки  по ГОСТ 23360-78 (дет.39). Выбранную шпонку проверяем на смятие:

,

где - передаваемый момент;

 - диаметр вала;

 - допускаемое напряжение на смятие: при стальной ступице и спокойной нагрузке ; при чугунной – вдвое меньше. В случае неравномерной или ударной нагрузки  на 25-40% ниже.

Проверим на смятие призматические шпонки на промежуточном валу.

а) призматическая шпонка с размерами , длина шпонки  по ГОСТ 23360-78 (дет.36):

.

Проверим на смятие призматические шпонки на тихоходном валу.

а) призматическая шпонка с размерами , длина шпонки  по ГОСТ 23360-78 (дет.37):

.

б) призматическая шпонка с размерами , длина шпонки  по ГОСТ 23360-78 (дет.38):

.

5.6 Проверочный расчет предварительно затянутого болтового соединения фланцев крышек редуктора

Рис.16 – Схема болтового соединения корпуса редуктора

Исходя из конструктивных соображений, выбираем:

- резьба: ;

- болт: ;

- гайка: .

Для болта выбираем материал сталь 45 –

,,

соединяемые детали изготовлены из СЧ 15-32 –

.

Определяем гибкость болта и детали по следующим зависимостям:

,

где

деформированная длина болта

,

Где

 - площадь поперечного сечения эквивалентного цилиндра с наружным диаметром

,

и внутренним

.

Определяем ряд вспомогательных коэффициентов:

 - коэффициент основной нагрузки

 - коэффициент запаса усталостной прочности.

;;

(резьба болта со срезом впадин по прямой).

- амплитудное напряжение в болте;

;

, ;

Прочность болтового соединения обеспечена.

5.7 Расчет корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса редуктора:

для редукторов с силовой крышкой

.

Принимаем .

Толщина ребер жесткости в сопряжении со стенкой корпуса редуктора:

.

Диаметр фундаментных болтов крепления редуктора к раме:

.

Принимаем .

Толщина фундаментальных лап:

.

Количество фундаментальных болтов:

, но не менее 4,

где  - длина редуктора,

 - ширина редуктора.

Диаметр болтов (соединяющих крышки редуктора):

.

Принимаем .

Толщина фланцев корпуса редуктора: .

Расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментальных лап

.

Расстояние от края фланца до оси болта

.

Расстояние между осями болтов для крепления крышки редуктора к корпусу

.

Толщина подъемных ушей корпуса:

.

6. Компоновка и разработка чертежа редуктора

Размеры валов и подшипников в значительной мере определяются компоновочными размерами прямозубых цилиндрических передач, взаимным расположением агрегатов привода, заданными габаритными размерами привода.

Поэтому после расчета передач и установленных размеров их основных деталей приступают к составлению компоновочных чертежей узлов, агрегатов и всего привода.

Компоновка привода определяется его назначением, предъявленными к нему требованиями, зависит от компоновки отдельных агрегатов.

Заключение

В данной курсовой работе в соответствии с полученным заданием спроектирован двухступенчатый цилиндрический редуктор как составная часть привода тяговой лебедки для транспортирования ЛА по стартовой площадке.

В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры деталей механизма, участвующих в передаче движения, таких как: колесо, шестерня, тихоходный, промежуточный и быстроходный валы, крышки редуктора и т.д.

Детали корпуса изделия, крепления и другие элементы разработаны конструктивно. Произведен подбор стандартных деталей крепежа.

Список используемой литературы

1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин, Х.: Основа, 1991, 276с.

2. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» (3 тома). М.,1980.

3. Бейзедьман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перель Л.Я. ”Подшипники качения” (справочник),М. “Машиностроение”,1975, 574с.

4. Иванов М.Н. Детали машин. Учебн.М.: Высшая школа, 1984, 336с.

5. Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. «Расчеты деталей машин» (справочное пособие). Издание 2-е, переработанное и дополненное. – Минск: «Высшая школа», 1978 – 472с.

6. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Боков К.Н. «Проектирование механических передач». Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач. Издание пятое, переработанное и дополненное. – Москва: «Машиностроение», 1984 – 560с.