Привод тяговой лебедки для транспортирования ЛА

Министерство образования и науки Украины Национальный аэрокосмический университет им. Н.Е. .Жуковского «ХАИ»

Кафедра теоретической механики и машиноведения ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

" Привод тяговой лебедки для транспортирования ЛА"

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ПО ДИСЦИПЛИНЕ

" Конструирование машин и механизмов"

Выполнил: студент 433гр.

Любченко А.И.

Руководитель: преподаватель Кузьминов Ф.Ф.

Харьков 2009 г.

• Перечень условных обозначений, сокращений и символов
• Введение
• 1. Выбор электродвигателя
• 2. Расчет редуктора
• 2.1 Разбивка передаточного отношения
• 2.2 Расчет цилиндрической передачи

2.2.1 Проектировочный расчёт

2.2.2 Проверочный расчёт

2.3 Расчет червячной передачи

2.3.1 Проектировочный расчёт

2.3.2 Проверочный расчёт

• 3. Расчет валов

4. Расчет подшипников на долговечность

• Заключение
• Литература

Перечень условных обозначений, сокращений и символов

— момент инерции, кг· м²;

— угловая скорость, с^-1;

— частота вращения, об/мин;

— момент, Н· м;

— ресурс долговечности, ч;

— передаточное отношение;

— крутящий момент, Н· м;

— коэффициент полезного действия;

— число зубьев;

— допускаемое контактное напряжение, Мпа;

— допускаемое изгибное напряжение, МПа;

— коэффициент безопасности;

— коэффициент долговечности;

— предел контактной выносливости, МПа;

— предел изгибной выносливости, МПа;

— базовое число циклов перемены напряжений;

— расчетное число циклов перемены напряжений;

— коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

— коэффициент динамической нагрузки;

— коэффициент расчетной нагрузки;

— модуль зацепления;

— коэффициент ширины зубчатого колеса;

— делительный диаметр зубчатого колеса, мм;

— диаметр окружности вершин зубчатого колеса, мм;

— диаметр окружности впадин зубчатого колеса, мм;

— ширина венца зубчатого колеса, мм;

— межосевое расстояние, мм;

— удельная расчетная окружная сила, Н;

— коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

— коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

— коэффициент трения в зацеплении;

— количество сателлитов;

—коэффициент потерь в зубчатом зацеплении;

— коэффициент смещения гибкого и жесткого колес;

— коэффициент динамичности;

— запас прочности по нормальным напряжениям;

— запас прочности по касательным напряжениям;

— общий запас прочности;

— окружная сила, H;

— радиальная сила, H.

Курсовой проект по деталям машин — первая самостоятельная расчетно-конструкторская работа, в ходе выполнения которой приобретаются навыки приложения теоретических знаний, полученных при изучении фундаментальных и общетехнических дисциплин.

При выполнении курсового проекта находят практическое применение основные разделы курса ''Конструирование машин и механизмов'', такие как расчеты зубчатых передач различных типов, разъемных и неразъемных соединений, валов, выбор подшипников, материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости и т. д.

в данной курсовой работе спроектирован механизм привода тяговой лебёдки. рассчитанный механизм должен обеспечивать получение на выходе требуемой частоты вращения.

Механизм привода тяговой лебёдки состоит из двигателя, и двухступенчатого редуктора, включающего последовательно соединенные цилиндрические передачи.

При выполнении сборочных чертежей изделия и рабочих чертежей деталей использован чертежно-конструкторский редактор Компас.

привод тяговая лебедка вал зубчатый

1. Выбор электродвигателя

Согласно заданию необходимо сконструировать редуктор для привода тяговой лебёдки.

Подбор асинхронного двигателя:

Принимаем 150 мм Принимаем значение, равное P_дв=2.2 кВт, n_дв=1445 об/мин Передаточное отношение:

i=

Выбираем двигатель, имеющий следующие характеристики:

2. Расчет редуктора

2.1 Разбивка передаточного отношения

Кинематическая схема редуктора включает в себя две ступени:

— цилиндрическая передача первая;

— червячная предача;

Вычислим общее передаточное отношение редуктора по заданным значениям оборотов на входе и выходе редуктора:

Суммарное передаточное отношение редуктора можно представить в виде:

где: — передаточное отношение цилиндрической ступени; — червячной передачи. Примем: ,

2.2 Расчет цилиндрической передачи

Исходные данные

Требуемое передаточное отношение; Частота вращения шестерни; КПД подшипников качения. Срок службы ;

Принятые материалы:

Проектировочный расчет

1. Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

; ;

2. Определяются допускаемые напряжения а) контактные:

Z_RZ_LK_XH0.9; у_HD-предел контактной выносливости поверхности зубьев;

S_H-коэффициент безопасности;

— коэффициент долговечности;

S_H1=S_H2=1.1

Так как N_H1> N_HD1; N_H2> N_HD2, то

В качестве расчетного принимаем [у_H]_расч= [у_Н]₂=710 Мпа б) изгибные:

— коэффициент долговечности так как N_F1> N_F01 и N_F2> N_F02, то

у_F01=у_F02=550 МПа

S_F1=S_F2=1.75

[у_F]₁=[у_F]₂=

в) предельные:

[у_H]_max1=[у_H]_max2=2.8у_T;

[у_H]_max1=[у_H]_max2=2.8*750=2100 МПа;

[у_F]_max1=[у_F]_max2=0.8у_T;

[у_F]_max1=[у_F]_max2=0.8*750=600 МПа;

3) определение коэффициентов расчетной нагрузки:

— коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость;

икоэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

— коэффициенты динамичности нагрузки.

;

4) Начальный (делительный) диаметр шестерни

K_d=770 (МПа)^1/3

_bd=0.7

T₁= (Н*м);

U₁₂=

(мм);

5) Модуль зацепления

(мм);

По ГОСТ 9563–60 округляем модуль до m=3, тогда

b_w=_bd*=0.7*7555 мм

2.2.1 Проверочный расчет

1) Проверка передачи на контактную выносливость

.

Предварительно устанавливаем следующие параметры:

Коэффициенты Z_H, Z_M, Z :

;

где =0 — угол наклона прямого зуба, _tw20⁰;

— коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; -коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; E_пр=2.15*10⁵ МПа — приведенный модуль упругости для случая стальных шестерни и колеса.

— коэффициент Пуассона 0,3

— коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий Z=1;

Окружная скорость (уточняем)

V_окр=

Коэффициент расчетной нагрузки (уточняем)

где w_v— удельная окружная динамическая сила (Н/мм);

w_tp-удельная расчетная сила в зоне наибольшей концентрации (Н/мм);

=0,04; q₀=61;

Н/мм

=1.12*1.068 =1.19 616

Определяем удельную расчетную окружную силу Н/мм;

Таким образом, перегрузка составляет 9,8% что недопустимо.

Принимаем b_W1=60 мм.

^;

=1.12*1,06=1,1872

1) Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость.

[у_F]₁=[у_F]₂=

— коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса

так как 76,45<87,37, то проверяем на прочность зуб шестерни:

б)

=1.12*1,06=1,1872

Y_F1=4,12

Y=1- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 6-ой степени точности, принятой нами

Y-коэффициент учитывающий наклон зубьев Y=1

2.3 Расчет червячной передачи

Для определения основных параметров червячной зубчатой передачи необходимо вычислить крутящий момент на быстроходном валу по формуле:

где — мощность двигателя; - частота вращения двигателя;

Расчетная величина крутящего момента на быстроходном валу:

.

Максимальный момент на валу

.

2.1 Определение основных параметров червячной передачи

2.1.1 Подбор материала для червячной пары Ожидаемая скорость скольжения по формуле:

По [6, табл.7.1.] выбираем материал группы Iа:

— для венца червячного колеса: БрО10Ф1 ГОСТ 613–65

Характеристики материала:

— для червячного колеса: Ст. 40Х ГОСТ 4543–81(термообработка — закалка в ТВЧ.; заготовка — поковка).

Характеристики материала:

2.1.2 Определение допускаемых напряжений По известной скорости скольжения определяем коэффициент, учитывающий износ [6, рис. 7.1.].

По [6, табл.7.3.] определим допускаемое контактное напряжение

.

Допускаемое изгибное напряжение

.

Максимальное допускаемое контактное напряжение Максимальное допускаемое изгибное напряжение

2.1.3 Проектировочный расчет основных параметров Число витков червяка определяем в зависимости от передаточного числа (). Предварительное значение числа зубьев червячного колеса Определяем межосевое расстояние :

Принимаем ближайшее стандартное межосевое расстояние .

Считаем модуль зацепления :

.

Принимаем стандартный модуль .

Коэффициент диаметра червяка определяем по формуле:

.

Определяем необходимый коэффициент смещения :

.

2.1.4 Геометрический расчет червячной передачи Угол подъема витка на начальном диаметре, который при совпадает с делительным, определяем по формуле:

.

Длина червяка

принимаем .

Ширина венца червячного колеса принимаем. Делительный диаметр червячного колеса:

Диаметр вершин зубьев червячного колеса:

.

Наибольший диаметр колеса:

.

Диаметр впадин червячного колеса:

Радиус закругления червячного колеса:

Начальный диаметр червяка при, совпадающий с делительным:

.

Диаметр вершин червяка:

.

Диаметр впадин витков червяка:

2.1.5 Определение составляющих сил в зацеплении Определим окружную силу на колесе:

.

Осевая сила на червяке равна окружной силе на червячном колесе:

Окружная сила на червяке:

.

Осевая сила на червячном колесе равна окружной силе на червяке:

.

Радиальная сила:

2.2 Проверочный расчет червячной передачи

2.2.1 Проверочный расчет червячной передачи на контактную прочность Проверим фактическое контактное напряжение:

.

Фактическая скорость скольжения:

Коэффициент концентрации [6, табл. 4.1 и 7.4]:

.

Скорость колеса:

.

Коэффициент динамичности для 8-й степени точности [6, табл. 4.11].

Тогда коэффициент нагрузки:

.

Расчетный момент

.

Таким образом,

.

Допускаемое напряжение по уточненной скорости скольжения остается таким же. Недогрузка по напряжению

.

Проверяем статическую контактную прочность. Максимальное контактное напряжение определяем по формуле:

.

2.2.2 Проверочный расчет червячной передачи на напряжение изгиба Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса:

.

Эквивалентное число зубьев колеса:

.

Коэффициент формы зуба [6, стр.219].

Таким образом, Действующие контактные пиковые изгибные напряжения:

.

3.Расчёт валов.

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 радиально-упорный однорядный подшипник (дет.17) номер 46 416 ГОСТ 831–75:

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) конический радиально-упорный подшипник номер ТУ 37.006.162−89 (дет.18):

Необходимо обеспечить номинальную долговечность при условии, что

а) Выбираем коэффициенты X и Y. Для конических радиально-упорных подшипников при [7, табл. 12.26].

б) Определяем эквивалентную нагрузку

.

в) Определяем расчетную долговечность по формуле:

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

Такая расчетная долговечность приемлема.

Заключение

В данном курсовом проекте в соответствии с полученным заданием спроектирован механизм привода тяговой лебёдки, обеспечивающий требуемую частоту вращения выходного вала.

В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры деталей механизма, участвующих в передаче движения, таких как: зубчатые колеса, валы, подшипники. Детали корпуса изделия, крепления и другие элементы разработаны конструктивно. Произведен подбор стандартных деталей крепежа.

В соответствии с условиями работы механизма выбрана смазка окунанием.

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. Алферов В. В. «Визначення геометрычных параметрiв та якiсних показникiв змiщення евольвентного зачеплення», ХАI, 1999р.

4.Бейзельман.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.

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

7. 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.