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