Министерство образования и науки УкраиныНациональныйаэрокосмический университет им Н.Е. Жуковского
ХАИ
Кафедра 202
Пояснительная записка к курсовомупроекту
Дисциплина — “Конструирование машин имеханизмов”
Расчет и проектирование приводатяговой лебедки для транспортирования ЛА на стартовой площадке
Исполнитель: студент группы 432
А.В. Герасимчук
Руководитель: преподаватель
Ф.Ф. Кузьминов
Харьков — 2005
Реферат
Страниц 52, рисунков 16,таблиц 2.
Данный проект являетсяпервой конструкторской работой. Работа является завершающим этапом в циклебазовых общетехнических дисциплин.
Основными задачамиявляются:
1. расширить и углубить знания,полученные при изучении предшествующих курсов;
2. усвоить принцип расчета иконструирования типовых деталей и узлов;
3. ознакомиться с ГОСТами и т.п.
В ходе курсового проектабыли спроектированы привод тяговой лебедки для транспортирования ЛА постартовой площадке, рассчитаны планетарные прямозубые цилиндрические передачидвухступенчатого цилиндрического редуктора, проведены проверочные расчетышестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи, а также быстроходного итихоходного валов, болтовых соединений.
В ходе расчетов былиразработаны следующие чертежи: сборочный чертеж двухступенчатогоцилиндрического редуктора и его основных узлов, чертеж тихоходного вала, чертежзубчатого колеса, чертеж барабана и компоновочный чертеж привода.
Шестерня, сателлит,межосевое расстояние, модуль, делительный диаметр, условие соосности, вал,болтовое соединение, трос, водило, шлицевое соединение.
Исходные данные
/>
Рис.1 – Схема приводатяговой лебедки для транспортирования ЛА на стартовой площадке
Усилие в тросе />
Окружная скоростьбарабана />
Режим работы />.
Срок службы />.
Длина троса />.
Тип смазки – окунанием.
Редуктор по схеме –Л-1033.
Содержание
Реферат
Исходные данные
Введение
Список условных обозначений,символов, сокращений
1. Определение основных параметровсборочного узла
1.1 Определение мощности двигателя иэлементов исполнительного органа
1.2 Определение разрывного усилия ивыбор диаметра барабана
1.3 Определение передаточногоотношения редуктора
2. Расчет прямозубой цилиндрическойпередачи I-ой ступени
2.1 Проектировочный расчет
2.1.1 Подбор материалов
2.1.2Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни
2.1.3 Определение допускаемыхнапряжений
2.1.3.1 Определение контактныхдопускаемых напряжений
2.1.3.2. Определение изгибныхдопускаемых напряжений
2.1.3.3 Определение предельныхдопускаемых напряжений
2.1.4 Определение коэффициентоврасчетной нагрузки
2.1.5Определение начального(делительного) диаметра шестерни
2.1.6 Определение модуля зацепления
2.2 Проверочный расчет
2.2.1 Проверка передачи на контактнуювыносливость
2.2.2 Проверка зубьев передачи наизгибную выносливость
2.2.3 Проверкана контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки
2.2.4 Определение геометрических идругих размеров колеса и шестерни
3. Расчет прямозубой цилиндрическойпередачи II-ой ступени.
3.1 Проектировочный расчет
3.1.1 Подбор материалов
3.1.2Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни
3.1.3 Определение допускаемыхнапряжений
3.1.3.1 Определение контактныхдопускаемых напряжений
3.1.3.2 Определение изгибныхдопускаемых напряжений
3.1.3.3 Определение предельныхдопускаемых напряжений
3.1.4 Определение коэффициентоврасчетной нагрузки
3.1.5Определение начального(делительного) диаметра шестерни
3.1.6 Определение модуля зацепления
3.2 Проверочный расчет
3.2.1 Проверка передачи на контактнуювыносливость
3.2.2 Проверка зубьев передачи наизгибную выносливость
3.2.3 Проверкана контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки
3.2.4 Определение геометрических идругих размеров колеса и шестерни
4. Расчет барабана
5. Проектировочный и проверочныйрасчет некоторых деталей и узлов
5.1 Тепловой расчет5.2 Проверка по критерию «теплостойкость»5.3 Расчет валов [6]5.3.1 Расчет валов на сложное сопротивление
5.3.2 Расчет валов на выносливость[1]
5.3.2.1 Расчет быстроходного вала навыносливость
5.3.2.2 Расчет тихоходного вала навыносливость5.4 Расчет подшипников надолговечность.
5.5 Расчет шпоночного соединения5.6 Проверочный расчет болтового соединения
5.7 Расчет корпуса редуктора6. Компоновка и разработка чертежаредуктораЗаключениеСписок используемой литературы
Введение
Редукторами называются механизмы,состоящие из передач зацепления с постоянным передаточным отношением,заключенные в отдельный корпус и предназначенные для понижения угловой скоростивыходного вала по сравнению с входным. Редуктор — неотъемлемая составная частьсовременного оборудования.
В приводах общемашиностроительногоназначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основными наиболее трудоемким узлом.
Основная цель этого курсового проектапо технической механике – привить студенту навыки конструкторского труда:умение самостоятельно, на основании заданной схемы, выбрать конструкциюмеханизма, обосновать ее расчетом и конструктивно разработать на уровнетехнического проекта.
Список условных обозначений,символов, сокращений
/> - эффективная мощность, кВт;
/> - мощность двигателя, кВт;
/> — диаметр троса, мм;
/> - диаметр барабана, мм;
/> - передаточное отношение;
/> - крутящий момент, Нмм;
/> - допускаемое контактноенапряжение, МПа;
/> - изгибное допускаемоенапряжение, МПа;
/> - делительный диаметр, мм;
/> - модуль зацепления;
/> - межосевое расстояние, мм;
/> - диаметр вершин зубьев, мм;
/> - диаметр впадин зубьев, мм;
/> - ширина зубчатого венца, мм;
/> — базовое число циклов переменынапряжений;
/> — расчетное число циклов переменынапряжений;
/> — запас прочности по нормальнымнапряжениям;
/> — запас прочности по касательнымнапряжениям;
/> — общий запас прочности;
/> — окружная сила, H;
/> — радиальная сила, H.
1.Определение основных параметров сборочного узла
1.1Определениемощности двигателя и элементов исполнительного органаМощность двигателя определяется, как
/>,
/> — КПД редуктора, находится поформуле:
/>
где /> - КПД муфты,
/> - КПД подшипника,
/> - КПД зубчатой передачи,
/> - КПД на перемешивания масла.
Частотавращения магнитного поля, создаваемого статором электродвигателя:
/>,
где /> - число пар полюсовэлектродвигателя,
/> — частота сети, />.
Подбираем двигатель по />:
/>. Тип двигателя 4АМ112М4У3.
Частота вращения с учетомскольжения />.
/> /> />, />.1.2Определениеразрывногоусилия ивыбор диаметра барабана
Определяем разрывающееусилие на тросе с коэффициентом запаса />:
/>.По /> определяем диаметр троса:Канат стальной по ГОСТ 3067-74.Маркировочная группа по временному сопротивлению разрыву />.Расчетное разрывное усилие суммарное всехпроволок в канате/>.
Диаметр каната />.
Диаметр центральнойпроволоки: 7 проволок />.
Диаметр проволоки вслоях: 126 проволок />.
Расчетная площадь сечениявсех проволок />.
Расчетная масса 1000мсмазанного каната />.
Определяем диаметрбарабана тяговой лебедки:
/>
Из конструктивныхсоображений принимаем />.
1.3 Определениепередаточного отношения редуктора
Линейная скоростьвращения барабана определяется по формуле:
/>.
Откуда определяем частоту вращения барабана:
/>.
Истинное передаточноеотношение редуктора находим по формуле:
/>.Разбиваем передаточное отношение наступени
/>,
где /> - передаточноеотношение первой цилиндрической ступени;
/> - передаточное отношение второйцилиндрической ступени.
2. Расчет прямозубойцилиндрической передачи 1-ой ступени
Привод отэлектродвигателя
/>
Мощность, подводимая квалу шестерни />.
Частота вращения шестерни/>.
Срок службы />.
Принимаем число зубьевшестерни равное />.
По заданномупередаточному отношению вычисляем число зубьев шестерни:
/>.
Определяем частотывращения и угловые скорости валов:
—ведущего:
/> />
—ведомого:
/> />.
2.1 Проектировочныйрасчет
2.1.1 ПодборматериаловТаблица1Принятые материалы для колеса и шестерни I-ойступениЭлемент передачи Заготовка Марка стали
Термо-
обработка
/>
/> Твердость сердцевины Твердость поверхности не менее Базовое число циклов шестерня поковка 40ХН
Улучше-
ние 850 750 HB 230-305 HRС45-48
/>/> колесо -//-// -//-//- -//-//- -//-//- -//-//- -//-//- HRC40-45
/>
/>
2.1.2 Определениечисла циклов перемены напряжений колеса и шестерни
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
/>
/>
где /> и /> - количество контактов зубьевшестерни и колеса соответственно за один оборот (принимаем их равными 1).
2.1.3 Определение допускаемых напряжений
2.1.3.1 Определение контактных допускаемых напряжений
/>,
где /> - предел контактнойвыносливости
/>
/> - коэффициент безопасности дляповерхностно-уплотненных зубьев (цементация) равен 1,1.
/> - коэффициент, учитывающийшероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от классашероховатости: для 5-го класса — />.
/> - коэффициент долговечности, таккак /> и /> то
/>
Принимаем окружнуюскорость />,тогда для открытых передач /> для /> />.
/>
/>.
В качестве расчетногозначения принимаем />.
2.1.3.2 Определениеизгибных допускаемых напряжений
/>,
так как /> и />, то />.
Коэффициент безопасностипри работе зубьев на изгиб
/>,
где /> - коэффициент,учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степеньответственности передачи;
/>(для поковок) — коэффициент,учитывающий способ получения заготовки колеса.
Тогда
/>.
/> - коэффициент, учитывающий шероховатостьпереходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классешероховатости не ниже 4-го />.
/> - коэффициент, учитывающийупрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения />.
/> - коэффициент, учитывающийвлияние двухстороннего приложения нагрузки: /> - при работе зубьев одной стороной
/> по />
/>.
редуктор привод тяговыйлебедка
2.1.3.2 Определениепредельных допускаемых напряжений
/>
/>.
2.1.4 Определение коэффициентов расчетнойнагрузкиКоэффициенты расчетнойнагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость/>,
где /> и /> - коэффициентынеравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий />;
/> - коэффициенты динамичностинагрузки />.
2.1.5 Определениеначального (делительного) диаметра шестерни
/>
где /> по/> — коэффициент ширинышестерни относительно ее диаметра;
/> - для стальных колес при20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчетепрямозубых цилиндрических передач.
Вращающий момент на валуколеса:
/>.
Таким образом,
/>.
Из конструктивныхсоображений принимаем />.
2.1.6 Определениемодуля зацепления
/>.
Округляя это значение доближайшего стандартного по ГОСТ9563-60, получаем />.
Межосевое расстояние
/>.
Тогда
/>,
/>.
2.2 Проверочный расчет
2.2.1 Проверкапередачи на контактную выносливость
/>,
где
/> - коэффициент, учитывающий формусопряженных поверхностей зубьев;
/> - коэффициент, учитывающиймеханические свойства материалов сопряженных колес;
/> - коэффициент, учитывающийсуммарную длину контактных линий.
Уточняем окружнуюскорость:
/>.
Уточняем коэффициентрасчётной нагрузки:
/>,
где
/> - удельная окружная динамическаясила;
/> - коэффициент, учитывающийвлияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;
/> - коэффициент, учитывающийвлияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;
/> - удельная расчётная окружнаясила в зоне наибольшей концентрации;
/> - полезная окружная сила;
/> - радиальная сила;
/> - ширина зубчатого венца.
Cледовательно,
/>;
/>;
/>.
Определю удельнуюрасчётную окружную силу:
/>,
/>,
таким образом, недогрузка3,9%.
2.2.2 Проверка зубьевпередачи на изгибную выносливость
/>
Определю коэффициентыформы зубьев шестерни и колеса:
/> для />
/> для />
/>, />,
так как 80,8
/>.
/>,
где /> - коэффициент,учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности
/>;/>/>;
/> - коэффициент, учитывающий наклонзубьев
/>/>.
2.2.3Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки
Проверкана перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.
/>,
/>.
2.2.4Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни
— диаметр вершин зубьев:
/>,
/>,
— диаметр впадины зубьев:
/>,
/>.
/>, />.
Определяем диаметротверстия под вал в колесе:
/>,
/>,
где />.
Принимаем изконструктивных соображений />.
3. Расчет планетарнойпрямозубой цилиндрической передачи II-ой ступени
Привод отэлектродвигателя
/>.
Мощность, подводимая квалу шестерни />.
Частота вращения шестерни/>.
Срок службы />.
Принимаем число зубьевшестерни равное />.
По заданномупередаточному отношению вычисляем число зубьев шестерни:
/>.
Определяем частотывращения и угловые скорости валов:
—ведущего:
/> />
—ведомого:
/> />.
3.1 Проектировочныйрасчет
3.1.1 Определениечисла циклов перемены напряжений колеса и шестерни
Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
/>
/>
где /> и /> - количество контактов зубьевшестерни и колеса соответственно за один оборот (принимаем их равными 1).
3.1.2 Определениеначального (делительного) диаметра шестерни
/>
где /> по/> — коэффициент ширинышестерни относительно ее диаметра;
/> - для стальных колес при20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчетепрямозубых цилиндрических передач.
Вращающий момент на валуколеса:
/>.
Таким образом,
/>.
Из конструктивныхсоображений принимаем />.
3.1.3 Определениемодуля зацепления
/>.
Округляя это значение доближайшего стандартного по ГОСТ9563-60, получаем />.
Тогда
/>,
/>.
Межосевое расстояние
/>.
3.2 Проверочный расчет
3.2.1 Проверкапередачи на контактную выносливость
/>,
где
/> - коэффициент, учитывающий формусопряженных поверхностей зубьев;
/> - коэффициент, учитывающиймеханические свойства материалов сопряженных колес;
/> - коэффициент, учитывающийсуммарную длину контактных линий.
Уточняем окружнуюскорость:
/>.
Уточняем коэффициентрасчётной нагрузки:
/>,
где
/> - удельная окружная динамическаясила;
/> - коэффициент, учитывающийвлияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;
/> - коэффициент, учитывающийвлияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;
/> - удельная расчётная окружнаясила в зоне наибольшей концентрации;
/> - полезная окружная сила;
/> — радиальная сила;
/> - ширина зубчатого венца.
Cледовательно,
/>;
/>;
/>.
Определю удельнуюрасчётную окружную силу:
/>,
/>,
таким образом, недогрузка8,6%.
3.2.2 Проверка зубьевпередачи на изгибную выносливость
/>
Определю коэффициентыформы зубьев шестерни и колеса:
/> для />
/> для />
/>, />,
так как 76,5
/>.
/>,
где
/> - коэффициент, учитывающийперекрытие зубьев, при 5-й степени точности
/>;
/>
/>;
/> - коэффициент, учитывающий наклонзубьев
/>.
3.2.3Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки
Проверкана перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.
/>,
/>.
3.2.4Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни
— диаметр вершин зубьев:
/>,
/>,
— диаметр впадины зубьев:
/>,
/>.
/>, />;
/>.
Определяем диаметротверстия под вал в колесе:
/>,
/>,
где
/>.
Принимаем изконструктивных соображений />.
4. Расчет барабана
Барабаныизготавливаем в виде цилиндра из стали 15Л. Как орган навивки гибкого элемента– троса, барабан нарезается по винтовой линии и содержит желоб, соответствующийвиду гибкого органа.
/>
/>
Срокслужбы каната значительно увеличивается, если он укладывается на барабан в одинслой в специально предназначенный для него желоб полукруглого профиля радиусом
/>,
где /> - диаметр каната.Шаг нарезки канавкиопределяется по формуле:
/>
Длина нарезанной части /> барабана приоднослойной навивке одного троса
/>,
где /> — число витков,определяемое по формуле
/>;
/> - длина троса;
/> — число несматываемых витков,равное двум.
Из конструктивныхсоображений общую длину барабана принимаем />, так как трос можно наматывать набарабан в несколько слоев.
Максимальное напряжение вопасном сечении барабана получается в результате совместного действия изгиба,кручения и сжатия. Трос, навитый при постоянном натяжении на барабан, сжимаетего стенки радиальными силами давления. Максимальная величина напряжения сжатия
/>,
где /> - максимальноенатяжение каната;
/> — минимальная толщина стенкибарабана.
При предварительныхрасчетах часто пользуются эмпирическими формулами для определения />:
/>.
Так как />, то принимаем />.
Допускаемые напряжениясжатия для стали 15Л />.
Таким образом
/>.
Для крепленияиспользуются планки, прижимаемые болтами. Наличие в планке продольноготрапециидального выреза с углом /> увеличивает силу трения.
Сила трения /> на поверхностисоприкосновения каната с барабаном и планками должна равняться или превышатьсилу /> натяженияв закрепленном его конце
/>.
Так как
/>,
/>,
/>,
/>,
/>,
где /> - коэффициент трения;
/> — наименьший угол обхвата барабанав радианах (/>при />);
/> — принимаем из конструктивныхсоображений.
Таким образом, получаем
/>.
Осевое усилие, нагружающее болт, равно
/>,
где /> - число болтов.
Напряжение в сечении повнутреннему диаметру /> болта
/>,
где
/> - изгибающий момент;
/> - коэффициент, учитывающийскручивание тела болта моментом.
Для Ст. 4 принимаю />.
В приближенном расчетепринимаем />.Тогда
/>.
Так как мы не учитывали действие нагрузки />, то изконструктивных соображений принимаем /> и делаем проверку:
/>.
По ГОСТ 7798-70 принимаем/>.
Подбор шпонки: принимаюпризматическую шпонку с размерами
/> ГОСТ 23360-78
потребная длина шпонкиопределяется из условия прочности шпоночного соединения на смятие:
/>.
Из конструктивныхсоображений принимаем />.
5. Проектировочный ипроверочный расчет некоторых деталей и узлов
5.1 Тепловой расчет
Необходимо провестипроверку температуры масла /> в редукторе, которая не должнапревышать допускаемую />. Температура воздуха вне корпусаредуктора />.Температура масла /> в корпусе цилиндрической передачипри непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле:
/>,
где /> - площадь теплоотдающейповерхности корпуса редуктора;
/>=9…17Вт/(/>)- коэффициент теплопередачи.
/>.
Принимаем масло И-40АГОСТ 20799-75.5.2 Проверка по критерию«теплостойкость»
Определение количестватепла, 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; технологичностьконструкции и экономию материала. В качестве материала для валов используютуглеродистые и легированные стали.
Расчет вала выполняется вчетыре этапа:
· Ориентировочный расчет на кручение(было проведено выше);
· Расчет на сложное сопротивление(кручение, изгиб);
· Расчет на выносливость.
За материал валовпринимаем сталь 12ХН3А, с характеристикой:
/> — временное сопротивление разрыву;
/> — предел выносливости присимметричном цикле напряжений изгиба;
/> — предел выносливости присимметричном цикле напряжений кручения;
/>-коэффициенты чувствительностиматериала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении./>5.3.1Расчетвалов на сложноесопротивление
Для расчета вала насложное сопротивление необходимо составить его расчетную схему:
— разметить точки, вкоторых расположены условные опоры;
— определить величину инаправление действующих на вал сил: окружной />, радиальной />, осевой />. А также точки ихприложения. Поскольку на валы не действуют осевые силы, то />.
Расчет тихоходного вала:
/>
Рис.4 – Расчетная схема тихоходноговала на сложное сопротивление
Длины расчетных участковнаходятся после предварительного проектирования:
/>
Реакции опор для входноговала:
/>
/>
/>
Определим реакции опор:
/>
/>.
/>.
/>.
Построим эпюры моментовдля тихоходного вала:
Изгибающие моменты вгоризонтальной плоскости:
/>.
/>
/>.
/>
Рис.5 – Эпюра изгибающегомомента в горизонтальной плоскости для тихоходного вала
Максимальный изгибающиймомент действует в сечении III –
/>.
Изгибающие моменты ввертикальной плоскости
/>.
/>.
Максимальный изгибающиймомент действует в сечении II –/>.
/>
Рис.6 – Эпюра изгибающегомомента в вертикальной плоскости для тихоходного вала
Построим эпюру крутящегомомента для быстроходного вала
/>
/>
Рис.7 – Эпюра крутящегомомента для тихоходного вала
Приведенный момент
/>
Максимальный приведенныймомент
/>;
/>.
Наиболее опасным являетсятретье сечение
/>
Рис.8 – Эпюраприведенного момента для тихоходного вала
Расчет промежуточноговала:
/>
Рис.9 – Расчетная схемапромежуточного вала на сложное сопротивление
Длины расчетных участковнаходятся после предварительного проектирования:
/>
Реакции опор дляпромежуточного вала:
/> />
/> />
Определим реакции вопорах:
/>
/>.
/>.
/>.
Построим эпюры моментовдля тихоходного вала:
Изгибающие моменты вгоризонтальной плоскости:
/>.
/>
/>
/>
Рис.10 – Эпюраизгибающего момента в горизонтальной плоскости для промежуточного вала
Максимальный изгибающиймомент действует в сечении III – />.
Изгибающие моменты ввертикальной плоскости
/>.
/>
/>.
Максимальный изгибающиймомент действует в сечении III –/>
/>
Рис.11 – Эпюраизгибающего момента в вертикальной плоскости для промежуточного вала
Построим эпюру крутящегомомента для быстроходного вала.
/>
/>
Рис.12 – Эпюра крутящегомомента для промежуточного вала
Приведенный момент
/>
Максимальный приведенныймомент
/>;
/>.
Наиболее опасным являетсятретье сечение
/>
Рис.13 – Эпюраприведенного момента для промежуточного вала
5.3.2 Расчет валов навыносливость[1]
Для примера будем рассчитыватьбыстроходный и тихоходный вал.
5.3.2.1 Расчетбыстроходного вала на выносливость
Определим коэффициентзапаса прочности /> быстроходного (рис.14) валадвухступенчатого цилиндрического редуктора
/>
Рис.14 – Расчетная схемабыстроходного вала на выносливость
1. а) Проверяем запаспрочности по пределу выносливости в сечении I-I. Концентрациянапряжений в этом сечении обусловлена наличием шестерни. Находим эффективныекоэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении от шестерни. При
/>, />;
масштабный коэффициентдля вала /> />; коэффициентсостояния поверхности при шероховатости
/> />.
Эффективный коэффициентконцентрации напряжений для данного сечения вала при изгибе и кручении в случаеотсутствия технологического упрочнения:
/>
б) Находим запаспрочности для касательных напряжений.
Напряжение кручения
/>
Амплитуда и среднеезначение номинальных напряжений кручения
/>.
Запас прочности длякасательных напряжений />
/>
2. Определяем эффективныекоэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении вала в сечении II-II, вызванные посадкой внутреннего кольца подшипника на вал.Для вала с />,/>.
Определяем запаспрочности для касательных напряжений:
/>,здесь напряжение кручения:/>,амплитуда и среднеезначение номинальных напряжений кручения />5.3.2.2 Расчет тихоходного вала на выносливость
Определим коэффициентзапаса прочности /> тихоходного (рис.15) валадвухступенчатого цилиндрического редуктора.
/>
Рис.15 – Расчетная схематихоходного вала на выносливость
1.а) Проверяем запаспрочности по пределу выносливости в сечении I-I. Концентрациянапряжений в этом сечении обусловлена наличием шпоночного паза. Находимэффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении отшпоночного паза.
При />, />; масштабный коэффициентдля вала /> />; коэффициентсостояния поверхности при шероховатости /> />. Эффективный коэффициентконцентрации напряжений для данного сечения вала при изгибе и кручении в случаеотсутствия технологического упрочнения:
/>
б) Находим запаспрочности для касательных напряжений.
Напряжение кручения
/>.
Амплитуда и среднеезначение номинальных напряжений кручения
/>.
Запас прочности длякасательных напряжений />
/>.
2. Определяем эффективныекоэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении вала в сечении II-II, вызванные посадкой внутреннего кольца подшипника на вал.Для вала с />,/>.
Определяем запаспрочности для касательных напряжений:
/>,здесь напряжение кручения:/>, амплитуда и среднее значение номинальных напряженийкручения />.5.4 Расчетподшипниковнадолговечность
Основные критерииработоспособности подшипников качения – его динамическая и статическаягрузоподъемности. Метод подбора по динамической грузоподъемности применяют вслучаях, когда частота вращения кольца превышает />.
Исходя из конструкциимеханизма, подбираем:
1) шариковый радиальныйоднорядный подшипник (дет.32) номер 206 ГОСТ 8338-75:
/>
Необходимо обеспечитьноминальную долговечность /> при условии, что /> />
а) Выбираем коэффициенты X и Y. Отношение
/>
этому соответствует [7, табл.12.26] />.
Поскольку />, то />.
б) Определяемэквивалентную нагрузку
/>.
в) Определяем расчетнуюдолговечность по формуле:
/>,
где /> - показатель степени: /> - дляшарикоподшипников; /> - для роликоподшипников.
Такая расчетнаядолговечность приемлема
2) шариковый радиальныйоднорядный подшипник (дет.33) номер 210 ГОСТ 8338-75:
/>
Необходимо обеспечитьноминальную долговечность /> при условии, что /> />
а) Выбираем коэффициенты X и Y.
Отношение /> этому соответствует [7,табл. 12.26] />. Поскольку />, то />.
б) Определяемэквивалентную нагрузку
/>.
в) Определяем расчетнуюдолговечность по формуле:
/>,
где /> - показатель степени: /> - дляшарикоподшипников; /> - для роликоподшипников.
Такая расчетнаядолговечность приемлема
5.5 Расчет шпоночногосоединения
Принимаем на быстроходномвалу призматическую шпонку с размерами />, длина шпонки /> по ГОСТ 23360-78(дет.39). Выбранную шпонку проверяем на смятие:
/>,
где /> — передаваемый момент;
/> - диаметр вала;
/> - допускаемое напряжение насмятие: при стальной ступице и спокойной нагрузке />; при чугунной – вдвое меньше. Вслучае неравномерной или ударной нагрузки /> на 25-40% ниже.
Проверим на смятиепризматические шпонки на промежуточном валу.
а) призматическая шпонкас размерами />, длина шпонки /> по ГОСТ 23360-78(дет.36):
/>.
Проверим на смятиепризматические шпонки на тихоходном валу.
а) призматическая шпонкас размерами />, длина шпонки /> по ГОСТ 23360-78(дет.37):
/>.
б) призматическая шпонкас размерами />, длина шпонки /> по ГОСТ 23360-78(дет.38):
/>.
5.6Проверочныйрасчетпредварительно затянутогоболтового соединения фланцевкрышек редуктора
/>
Рис.16 – Схема болтовогосоединения корпуса редуктора
Исходя из конструктивныхсоображений, выбираем:
— резьба: />;
— болт: />;
— гайка: />.
Для болта выбираем материалсталь 45 –
/>,/>,
соединяемые деталиизготовлены из СЧ 15-32 –
/>.
Определяем гибкость болтаи детали по следующим зависимостям:
/>,
где
/>
деформированная длинаболта
/>,
Где
/> - площадь поперечного сеченияэквивалентного цилиндра с наружным диаметром
/>,
и внутренним />
/>.
Определяем рядвспомогательных коэффициентов:
/> - коэффициент основной нагрузки
/> - коэффициент запаса усталостнойпрочности.
/>;/>;
(резьба болта со срезомвпадин по прямой).
/> — амплитудное напряжение в болте;
/>;
/>, />;
/>
/>
Прочность болтовогосоединения обеспечена.
5.7 Расчет корпусаредуктора
Толщина стенок корпусаредуктора:
для редукторов с силовойкрышкой
/>.
Принимаем />.
Толщина ребер жесткости всопряжении со стенкой корпуса редуктора:
/>.
Диаметр фундаментныхболтов крепления редуктора к раме:
/>.
Принимаем />.
Толщина фундаментальныхлап:
/>.
Количествофундаментальных болтов:
/>, но не менее 4,
где /> - длина редуктора,
/> - ширина редуктора.
Диаметр болтов(соединяющих крышки редуктора):
/>.
Принимаем />.
Толщина фланцев корпусаредуктора: />.
Расстояние от стенкикорпуса до края фланца фундаментальных лап
/>.
Расстояние от края фланцадо оси болта
/>.
Расстояние между осямиболтов для крепления крышки редуктора к корпусу
/>.
Толщина подъемных ушейкорпуса:
/>.
6. Компоновка иразработка чертежа редуктора
Размеры валов и подшипниковв значительной мере определяются компоновочными размерами прямозубыхцилиндрических передач, взаимным расположением агрегатов привода, заданнымигабаритными размерами привода.
Поэтому после расчетапередач и установленных размеров их основных деталей приступают к составлениюкомпоновочных чертежей узлов, агрегатов и всего привода.
Компоновка приводаопределяется его назначением, предъявленными к нему требованиями, зависит откомпоновки отдельных агрегатов.
Заключение
В данной курсовой работев соответствии с полученным заданием спроектирован двухступенчатыйцилиндрический редуктор как составная часть привода тяговой лебедки длятранспортирования ЛА по стартовой площадке.
В результатепроектировочных 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 подборстандартных деталей крепежа.
Списокиспользуемой литературы
1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчети проектирование деталей машин, Х.: Основа, 1991, 276с.
2. Анурьев В.И. «Справочникконструктора-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., ИцковичГ.М. «Расчеты деталей машин» (справочное пособие). Издание 2-е, переработанноеи дополненное. – Минск: «Высшая школа», 1978 – 472с.
6. Чернавский С.А., Снесарев Г.А.,Боков К.Н. «Проектирование механических передач». Учебно-справочное пособие покурсовому проектированию механических передач. Издание пятое, переработанное идополненное. – Москва: «Машиностроение», 1984 – 560с.