Расчет и проектирование механизма тяговой лебедки

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

Национальный аэрокосмический университет

Им Н.Е.Жуковского

«ХАИ»

 

 

Кафедра 202

 

РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЗМА ТЯГОВОЙ ЛЕБЕДКИ

 

Пояснительная записка к курсовому проекту

Дисциплина – «Детали машин и основы конструирования»

 

 

Разработал: студент группы 436

Маркович А.Г.

Руководитель: преподаватель

Кузьминов Ф.Ф.

 

 

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ…………………………………………………………………3

Принятые обозначения………………………………………………………………...4

Задание на курсовой проект...…………………………………………………………5

1 Кинематический расчет……………………………………………………………...6

2 Расчет 1 ступени редуктора…………………………………………………...8

2.1 Выбор материала шестерни и колеса ……………………...……………………8

2.2 Проектировочный расчет...………………………………………………………8

2.3 Проверочный расчёт..…………………………………………………………..11

2.4 Конструирование зубчатого колеса и шестерни………………………………13

3 Расчет 2 ступени редуктора………………………………………………….14

3.1 Условие соосности...….………………………………………………………...14

3.2 Проектировочный расчет………………………………………………………14

3.3 Проверочный расчёт……………………………………………………………15

3.4 Конструирование зубчатого колеса и шестерни...…………………………….18

4 Расчет и подбор призматических шпонок………………………………………...19

5 Расчет на растяжение болтов………………………………………………………20

6 Расчет валов редуктора..............................................................................................22

6.1 Эпюры моментов………………………………………………………………...24

7 Подбор подшипников………………………………………………………………27

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ……………………………………..28

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата, служащий для понижения угловой скорости и соответственно повышения крутящих моментов.

Редуктор — неотъемлемая составная часть современного оборудования.

В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсо-

вом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Значительные преимущества планетарных механизмов перед непланетар­ными (рядными или кратными) обеспечили им весьма широкое распростране­ние: вертолеты и самолеты, ракеты и спутники, автомобили и гусеничные ма­шины, станки, судовые приводы, грузоподъемные машины, механизмы буре­ния, приводы металлургического оборудования, машины химической, тек­стильной и пищевой промышленностей, приводы бесступенчатого регулиро­вания, механизмы навигации и счетно-решающих устройств, механизмы дис­танционного управления и автоматики и многие другие.

Все особенности планетарных механизмов связаны с наличием зубчатых колес-сателлитов, совершающих плоское (а не вращательное) движение, как правило, в виде вращения вокруг своей оси (относительное) и одновременного вращения относительно центральной оси механизма (переносное). Преимуще­ства планетарных механизмов (высокий КПД, малый вес и габариты, компакт­ность и другие) наглядны при применении нескольких сателлитов, расположенных по окружности вокруг центральной оси и дающих разделение потоков мощности по параллельным ветвям, а также при рацио­нальном применении внутреннего зацепления.

Во многих случаях планетарные механизмы являются незаменимыми, так как они могут выполнять ряд функций, которые нерациональны или невоз­можны для рядных или кратных зубчатых механизмов (суммирование и разде­ление силовых потоков, получение сложных траекторий и т.п.).

Заданием курсового проекта является расчет и проектирование основных узлов редуктора. Расчет на прочность и выносливость шестерни и зубчатых колес. Подбор и расчет основных узлов валов и подбор подшипников. Проектирование узла редуктора с двигателем и барабаном в сборе.

В данном курсовом проекте произведем расчет и проектирование привода механизма тяговой лебедки для департации ракеты из пинала её хранения.

Принятые обозначения:

F - тяговое усилие лебедки (H);

V - скорость тяги лебедки (м/с);

-КПД редуктора;

D_б - диаметр барабана (мм);

n_б - частота вращения барабана (об/мин);

u_p - передаточное отношение редуктора;

d_w - начальный диаметр шестерни (мм);

- предел выносливости зубьев (МПа);

S_FM - коэффициент безопасности для зубьев;

- предел контактной выносливости;

- коэффициент ширины зубчатого винца;

z - число зубьев шестерни (колеса);

m - модуль зацепления (мм);

a_w - межосевое расстояние (мм);

b_w - ширина зубьев шестерни (колеса) (мм);

W_FT - расчетная удельная нагрузка (Н);

T - крутящий момент на валу (Н*м);

d - диаметр вала (мм);

L_h - время работы передачи (ч);

u - передаточное отношение зубчатой передачи;

K_HL, K_FL - коэффициенты долговечности;

K_H , K_HV - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

K_FC - коэффициент, учитывающий приложение 2-х-сторонней нагрузки;

Y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба;

Y_S - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

N_F - число циклов перемены напряжений при изгибе;

N_H - число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость;

 

1. Кинематический расчет:

а) определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа.

F_т=2325H - сила тяги;

V=0.4 м/с-скорость каната;

Мощность двигателя определяется, как

;

КПД редуктора

Принимаем «Двигатель АИР 71В2 ТУ 16-525.564-84»

Р_дв=1,1кВт;

n_ДВ=2805об/мин

(Диаметр вала на выходе d_{В ДВ}= 19 мм)

б) определение разрывного усилия и выбор диаметра троса.

, где k=6 и ;

По таблице выбираем стальной канат d_К=4мм, соответствующий

F_разр=13950Н.

в) определение диаметра барабана

D_бар=(20...25)×d_К, принимаем D_бар=25×d_К=25×4=100мм;.

Определение числа оборотов барабана:

;

 

г) определение общего передаточного отношения редуктора и разбивка его по ступеням.

;

 

Разбивка передаточного числа редуктора по ступеням. Передаточное число быстроходной ступени:

 

U_цп=4.5, тогда

;

 

Окончательно принимаем U_цп=4,6;

 

Проверочный расчёт

Проверка передачи на контактную выносливость:

Определим коэффициент торцевого перекрытия:

Определим коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

= = 0.87;

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колёс примем:

Определим коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

При отсутствии смещения

 

Окружная сила на делительном цилиндре равна:

Окружная скорость:

 

Определим ширину зубчатого венца:

Округлим до ближайшего целого значения:

 

Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку примем:

(при равномерной нагрузке);

 

Коэффициент, учитывающий влияние модификации профиля и вида зубьев:

;

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:

Для седьмой степени точности по нормам плавности и модуля m=1 ;

 

Определим удельную окружную динамическую силу:

;

;

Определим коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями примем:

(для прямозубых передач);

Определим коэффициент нагрузки:

Контактное напряжение в полюсе зацепления равно:

Сравнение действующих контактных напряжений с допускаемыми:

Есть недогрузка.Уменьшать ширину колеса не целесообразно.

Проверим зубья на изгибную выносливость:

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в случае отсутствия смещения для прямозубых колёс равен:

для шестерни:

для колеса:

 

Коэффициент , учитывающий наклон зуба, при = 0° равен 1.

Коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых колёс равен 1.

Для случая равномерной нагрузки двигателя примем коэффициент внешней динамической нагрузки = 1.

Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, с инженерной точностью может быть принят равным : .

Коэффициент определим по формуле:

 

Для прямозубых колёс Тогда:

 

Коэффициент расчетной нагрузки:

;

В результате местное изгибное напряжение:

на шестерне:

;

 

на колесе:

 

 

Проверим зацепление на контактную прочность при действии максимальной нагрузки. Для этого определим наибольшее контактное напряжение и сравним его с меньшим из допускаемых напряжений, рассчитанных для шестерни и колеса:

 

 

Для проверки передачи на изгибную прочность при действии максимальной нагрузки рассчитаем действующие напряжения отдельно для шестерни и колеса и сравним их с соответствующими допускаемыми напряжениями:

Выбор числа зубъев.

Количество зубьев равно: ,где

k- количество сателлитов; k=2;

N- любое целое число. Принимаем равным 108.

;

;

Тогда,из условия что :

.

Проверим условие соосности:

 

27+81*2=189;

189=189.

.

Проверим условие соседства:

условие соседства выполняется.

Проверим условие сборки:

;

; 216=216 -условие не заклинивания выполняется.

Проектировочный расчет

Подбор материалов

Таблица

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термообработка	sв, МПА	sт, МПА	Твёрдость поверхности не менее	Базовые числа циклов
Шестерня	Поковка	40Х	Поверхностная закалка			HRC	NHD3= 6·10^7 NFD3= 4·10^6
Колесо	Поковка	40Х	Поверхностная закалка			45 HRC	NHD4= 4·10^7 NFD4= 4·10^6

Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни

где С - количество сателлитов, -относительная частота вращения ведущей

центральной шестерни; -относительная частота вращения сателлита.

Определение допускаемых напряжений

Определение контактных допускаемых напряжений

Коэффициент безопасности для поверхностно-уплотненных зубьев равен 1.2.

Коэффициент , учитывающий шероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от класса шероховатости: для 5-го класса - .

Т.к и больше и то коэффициент долговечности

Предел контактной выносливости:

.

 

В качестве расчетного принимаем .

 

Определение изгибных допускаемых напряжений

Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб

,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;

(для поковок) – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.

Тогда .

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шероховатости не ниже 4-го .

- коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения .

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. - при работе зубьев одной стороной

.

Определение предельных допускаемых напряжений

.

Определение коэффициентов расчетной нагрузки

Коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость ,

где и - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

- коэффициенты динамичности нагрузки.

Определение межосевого расстояния

где - коэффициент ширины колеса;

=49,5-коэффициент межосевого расстояния;

-коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами;

С-число сателлитов;

Предварительное значение диаметра шестерни:

Определение модуля зацепления

Из конструктивных соображений принимаем .

Тогда ,

Ширина зубчатого венца:

мм

мм

мм

Окончательно: .

Проверочный расчет

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;

Cледовательно ;

;

.

Определю удельную расчётную окружную силу:

,

,

Т.о есть допустимая недогрузка.

Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

Определю коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:

для

для

, ,

так как 87,8<94,46 проверяем зуб шестерни:

,

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

; ;

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев

.

Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

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

,

.

3.6.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.ВАЛЫ!!!!!!!

Расчет шпонок

Принимаем на быстроходном валу призматическую шпонку с размерами , длина шпонки по ГОСТ 23360-78. 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 тихоходном валу.

Призматическая шпонка с размерами , длина шпонки по ГОСТ 23360-78:

.

Расчет шлицевых соединений

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а основание их – на изгиб и срез. Для применяемых соотношений элемента шлицевых соединений решающее значение имеет расчёт на смятие:

,

где ,

z – число зубьев;

k – коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

h – высота зуба;

l – рабочая длина шлица;

- допускаемое напряжение на смятие.

Расчет шлицов на валу 1

; ; ; k=0,8; ; ; ;

,

Расчет шлицов на валу 2

; ; ; k=0,8; ; ; ;

Выбор муфт

1) Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424-75

Муфту подбираем по вращающему моменту М₁=19,1(Нм)

Номинальный крутящий момент М=31,5(Нм)

d=15(мм); D=120(мм); L=125(мм).

2) Зубчатая муфта ГОСТ 5006-55

Муфту подбираем по вращающему моменту М₁=405(Нм)

Номинальный крутящий момент М=450(Нм)

d=40(мм); D=170(мм); L=125(мм).

Расчет барабана

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

,

где - максимальное натяжение троса;

- 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 ленты 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 .

Расчет подшипников вала барабана:

Рассчитываем динамическую грузоподъемность подшипника

(4.2.3)

- эквивалентная нагрузка, где

V=1,2-коэффициент вращения

K_σ=1-коэффициент безопасности

K_T=1-температурный коэффициент

Примем надежность 0.9, тогда а₁ = 1;

При обычных условиях для шарикоподшипников а₂₃ = 0.8;

Для шарикоподшипников р = 3;

Подшипники подбирают по условию:

с_р ≤ с_к, (4.2.1)

где с_р – расчетное значение динамической грузоподъемности, Н;

с_к – динамическая грузоподъемность подшипника, взятая из каталога, Н.

Также учитываем что на валу стоит пара подшипников, то

На тихоходный вал поставим подшипник 209 ГОСТ 8338-75 – легкой серии шариковый радиальный двухрядный.

Расчёт диаметров

1. Определим потребное усилие затяжки из условия не раскрытия стыка:

z – принятое число болтов;

Ас – площадь, на которой расположена группа болтов. Тогда:

,

r=30мм.

Wc – момент сопротивления:

,

, ,

k = 1,5 – коэффициент запаса затяжки;

2. Определяем внешнее усилие на болт:

3. Полное усилие, действующее на один болт:

Материал болтов сталь 40Х -

4. Определяем расчетный внутренний диаметр резьбы болтов из условия их прочности на разрыв:

Конструктивно принимаем внутренний диаметр d=20мм.

Проверочный расчет

Определяем коэффициенты запаса усталостной прочности болта:

где ε=0.75 для резьбы М10…М30, К_у – коэффициент, учитывающий технологическое упрочнение (К=1 при нарезной резьбе); β – коэффициент конструктивно упрочнения (β=1.35…1.6, если тело гайки в зоне резьбы частично или по всей длине работает на растяжение).

Выбор смазки редуктора

В качестве смазочных материалов используют жидкие нефтяные и синтетические смазочные масла, пластичные и твёрдые смазки, а также воду, воздух и другие газы. Наибольшее распространение имеют нефтяные смазочные масла и пластичные смазки.

В связи с малыми окружными скоростями, предполагаемым состоянием окружающей среды и температурного режима работы колес подшипники набиваем консистентной смазкой ЦИАТИМ-203 ГОСТ 9433-80.

Исходя из передаваемой мощности, и объема редуктора назначаем количество смазки, заливаемой в картер редуктора, так что бы зубчатое зацепление полностью покрывалось маслом. Таким образом, для заливки в картер назначаем 25% смазки от объема редуктора. Марку смазки определяем по окружной скорости зубчатого колеса на промежуточном валу.

Скорости V_окр=3,46 м/с соответствует смазка, имеющая значение кинематической вязкости м²/с. Этим условиям соответствует Масло Авиационное МС-20 ГОСТ 21743-76.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной курсовой работе в соответствии с полученным заданием спроектирован одноступенчатый планетарный редуктор как составная часть привода тяговой лебедки.

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

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

Были подобраны стандартные подшипники с последующей проверкой по динамической грузоподъемности; проверены на прочность нагруженные детали редуктора: гайка, которая воспринимает тягу винта, и болты, с помощью которых винт крепится к переднему фланцу вала.

Были подобраны материалы для всех деталей редуктора.

Дано техническое описание редуктора, входящего в него механизма измерителя крутящего момента, принцип его действия, маслосистемы.

В проект включены также рабочие чертежи трех деталей: шестерни, вала и крышки.

СПИСОК 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. Алферов В.В. “Визначення геометрычных параметрiв та якiсних показникiв змiщення евольвентного зачеплення”, ХАI,1999р.

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

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