Расчет и проектирование привода механизма тяговой лебедки для перемещения КЛА на стартовой площадке
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 курсовом проектировании, редуктор является основным и
наиболее трудоемким узлом.
Коническо-цилиндрические двухступенчатые редукторы
развернутой схемы применяются обычно в интервале передаточных чисел 8..40.
Простота конструкции обусловила их широкое применение в промышленности.
Несимметрическое расположение колес относительно опор вызывает концентрацию
нагрузки по длине зуба, поэтому такие редукторы требуют жестоких валов.
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.
Заданием курсового проекта является расчет и проектирование
привода механизма тяговой лебедки для перемещения КЛА на стартовой площадке.
1. Определение мощности двигателя и элементов
исполнительного органа.
S=6100H;
V=0,6 м/с;
T=18000 час;
n=6.
Рис. 1.1. Схема привода
1- электродвигатель;
2- муфта упругая втулочно-кольцевая (МУВП);
- 2-х ступенчатый редуктор с цилиндрическими зубчатыми
колесами;
- зубчатая муфта;
- узел барабана тяговой лебедки;
1.1 Определение разрывного усилия и выбор диаметра
троса
, где n=6 и ;
Согласно [2] по таблице выбираем стальной канат по ГОСТ 3067-74
dК=6,2 мм,
соответствующий
Fразр=36000
кгс.
1.2 Определение диаметра барабана
редуктор подшипник вал передаточный
Dбар=(20…25)*dК, принимаем Dбар=20*dК=20*6,2=124 мм;
Принимаем
окончательно Dбар=130 мм.
Определение числа оборотов барабана:
;
1.3 Определение общего передаточного отношения редуктора и
разбивка его по ступеням
UP=U12*U34=12 U12=5 U34=3
nДВ=nб*Uр.=1433 (об/мин)
Мощность двигателя определяется, как
; где
КПД муфты;
КПД пары подшипников;
КПД цилиндрической зубчатой передачи;
КПД троса (трение троса о барабан);
По ГОСТ 19523-81 принимаем асинхронный электродвигатель серии 4А
закрытого обдуваемого исполнения мощностью 3 кВт типа 4А100S4Х3.
nДВ=1500
об/мин.
2. Расчет первой ступени редуктора
2.1 Проектировочный расчет цилиндрического
зацепления
кВт
n1=1500
об/мин
материал: 40X
Принимаем Z1 первой ступени равное 18
Тогда Z2=U12*Z1 =5*18=90.
N2=n1/U12=300 об/мин
Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
Определяем допускаемые напряжения:
а) контактные:
б) изгибные:
в) предельные:
Определение коэффициентов расчетной нагрузки:
Начальный (делительный) диаметр шестерни:
Модуль зацепления:
по ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=2 (мм), тогда
Проверочный расчет
Проверка передачи на контактную выносливость:
получили недогрузку порядка 5%, что допустимо.
т.к. 73,776<84,485 проверяем зуб шестерни:
Проверка передачи на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки:
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса.
Определение диаметра вала (и отверстия под вал) в колесе:
Подбор шпонки: по ГОСТ8788-68 принимаем шпонку призматическую с
размерами bh=169,5
(МПа)
(мм)
принимаем lшп= 20 (мм)
3. Расчет второй ступени редуктора
.1 Проектировочный расчет цилиндрического
зацепления
кВт
n3=300
об/мин
материал: 40X
Принимаем Z3 первой ступени равное 20
Тогда Z4=U34*Z3 =3*20=60.
N2=n3/U34=100 об/мин
Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:
Определяем допускаемые напряжения:
а) контактные:
б) изгибные:
в) предельные:
Определение коэффициентов расчетной нагрузки:
Начальный (делительный) диаметр шестерни:
Модуль зацепления:
по ГОСТ 9563-60 принимаем модуль m=3 (мм), тогда
Проверочный расчет
Проверка передачи на контактную выносливость:
получили недогрузку порядка 5,5%, что допустимо.
Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость:
т.к. 74,2<84,971 проверяем зуб шестерни:
Проверка передачи на контактную и изгибную прочность при действии
максимальной нагрузки:
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса.
Определение диаметра вала (и отверстия под вал) в колесе:
Подбор шпонки: по ГОСТ8788-68 принимаем шпонку призматическую с
размерами bh=169,5
(МПа)
(мм)
принимаем lшп=30 (мм)
4. Проверочный расчет валов и подбор подшипников
Рабочий эскиз 2-х ступенчатого конически-цилиндрического
редуктора:
Принимаем для валов материал 40Х с d>5 мм.
; ;
4.1 Расчет реакций в опорах редуктора
Расчетная схема 1-го вала.
Определим значения: Ft и Fr для 1-го вала.
Ft1=2*T1/dW1=2*33045/50=1322H.r1=Ft1*tga=1322*0.364=480H.
Нагрузка в горизонтальной плоскости.
Fax=Ft1*b/a+b=1322*100/20+100=6710Н.
Fбx=Ft1*a/a+b=1322*20/20+100=1422Н.их=Ft1*b*a/a+b=1322*100*20/20+100=13230H.
Нагрузка в вертикальной плоскости.
ay=Fr1*b/a+b=480*100/20+100=2500Н.бy=Fr1*a/a+b=480*20/20+100=580Н.иy=Fr1*b*a/a+b=480*100*20/20+100=48100H.и=(Mиy2+ Mиx2)1/2=55070H.пр=(Mи2+(a*T)2)1|2=109020Нмм
a=2.84;а=(Fах2+ Fay2)1/2=1001H.б=(Fбх2+
Fбy2)1/2=409H
Расчетная схема 2-го вала
Fax=Ft3*a-Ft2*(a+b)/l=3489*50-1322*100/195=303H.t2=-Ft1;t2=2*T2/dw2=1322H.r2=Fr1;
Нагрузка в горизонтальной плоскости
Ft3=2*T2/dw3=3489H.r3=Ft3*tgaw=3489*0.364=1270H.бх=Ft2*c-Ft3*(c+b)/l=1322*20-3489*70/195=-1864H.ay=Fr2*(b+a)+Fr3*a/l=468*70+1270*50/195=780H.бy=Fr3*(c+b)+Fr2*c/l;r2=Ft2*tga=1287*0.364=468H.t2=2*T2/dw2=1287H.
Нагрузка в вертикальной плоскости
T2=9550*P/n2*=9550*5/401*0.98*0.99=115.82Hмм.
T3=T2*U2**=115820*60/20*0.98*0.99=337105Hмм.
Fr3=Ft3*tga=3405*0.364=1240H.t3=2*T3/dw3=3405H.бу=Fr3*(c+b)+Fr2*c/l=1240*125+468*55/195=927H.
Определение суммарных реакций в опорах 2-го вала.
А=(FAX2+FАY2)1/2=835Н.Б=(FБX2+FБY2)1/2=2083Н.
Расчетная схема 3-го вала
Fay=Fr3*b/l+b=1240*70/71=827Н.бy=Fr3*a/l+b=1240*50/71=413Н.
Fax=Ft3*b/l+b=3405*70/71=2270Н.бx=Ft3*a/l+b=3405*50/71=1135Н.A=(FAX2+FAY2)1/2=2430H.Б=(FБX2+FБY2)1/2=1210H.
Нагрузка в горизонтальной плоскости
Нагрузка в вертикальной плоскости
4.2 Выбор подшипников по динамической
грузоподьемности
При частоте вращения n>=1 об/мин подшипники выбирают по
динамической грузоподъемности. Выбор подшипников по динамической
грузоподъемности состоит в проверке его расчетной долговечности при заданных
условиях работы.
Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов:
;
Здесь С - каталожная динамическая грузоподъемность данного типа
размера подшипника в Н.
Р - эквивалентная расчетная нагрузка на подшипнике в Н;
р - степенной показатель, для шарикоподшипников=3;
Номинальная долговечность подшипника (r) Lh связана с
долговечностью L зависимостью: Lh=106*L/60*n.
Для радиально-упорных роликоподшипников:
Р=(X*V*Fr+Y*Fa)*K*Kт.
r -
радиальная нагрузка на подшипнике Н;a - осевая нагрузка на
подшипнике Н;- коэффициент безопасности;=1 - коэффициент вращения при вращении
внутреннего кольца подшипника;=1 - коэффициент безопасности;т=1.1 (если t=150oC)
- температурный коэффициент;
=(1*V*Fr+Y*Fa)*Ko*Kt=1*1*Fr*1*1.1=1,1*Fr
(при Fa=0);
- отсюда находим С.
где р=3; при Fa=0;
Y=0; X=1;
4.3 Определение динамической грузоподьемности
подшипников для 1-го вала редуктора
FA=1001H;
FБ=409H;1=1500 об/мин;
Определение эквивалентной расчетной на подшипнике:
Для опоры А:
P=(X*V*Fr+Y*Fa)*Ko*KT;
a=0; X=0.56; V=1 (при вращении внутреннего
кольца);r=1001H; Ko=1.2 (легкие толчки) KT=1.05
(для 1250С);
P=X*V*Fr*Ko*KT=0.56*1*1001*1.2*1.05=707H;h=106*L/60*n;
L=60*Lh*n/106=60*6000*1445/106=520;
=707*5201/3=5684H где р=3;
Находим каталожную статическую С0 и динамическую С
грузоподъемности для подшипника диаметров 3 серии ширин 0 (средней серии).
Для подшипников 304 - С0=7940Н;
C=12500H. табличные данные.
Расчетное значение С=5684Н; При конструировании устроил бы
подшипник легкой серии(204); C=10000H;
Ввиду того, что нагрузка на 2-ю опору 1-го вала в 2.5 раза
меньше, расчет подшипника не ведем, принимая тот же подшипник, что и в 1-ой
опоре - (304).
4.4 Расчет подшипников для опоры 2-го вала
редуктора
FA=835H;
FБ=2083H;2=300 об/мин;
Определение эквивалентной расчетной на подшипнике:
P=(X*V*Fr+Y*Fa)*Ko*KT;
a=0; X=0.56; V=1 (при вращении внутреннего
кольца);r=2083H; Ko=1.2 (легкие толчки) KT=1.05
(для 1250С);
P=X*V*Fr*Ko*KT=0.56*1*2083*1.2*1.05=1470H;h=106*L/60*n;
L=60*Lh*n/106=60*6000*400/106=144;
=1470*5,24=7700H где р=3;
Для подшипников 306 - С=22000Н табличные данные.
Расчетное значение С=7700Н - в 3 раза меньше, устанавливаются
в опорах 2-го вала подшипники особо легкой серии(106) у которых С=10400Н ГОСТ
8338-75.
4.5 Расчет подшипников для опоры 3-го вала
редуктора
FA=2430H;
FБ=1210Н;
n3=100 об/мин;
Для n=100 при Lh=6300; C/P=3.91; C=3.91*P;
Определение эквивалентной расчетной на подшипнике:
FA=Fr=0; X=0.56; V=1 (при вращении внутреннего кольца);
Ko=1.2 (легкие толчки) КТ=1,05 (для 1250С);
C=3.91*1714=6702H;
Для подшипников 309 - С=37800Н табличные данные.
Расчетное значение С=6702Н в 5 раз меньше, устанавливаю в
опорах 3-го вала подшипники особой серии диаметров 1 узкой серии ширины
7.7000109 у которых
С=10500Н.
5. Выбор крышек под подшипники в опорах редуктора
Для первого вала Dкр=50; d=25 мм; (подш. №7305)
С=d - диаметр винта (болта);
Принимаем диаметр болта крепления крышки: d=6 мм;
Для второго вала Dкр=60; d=30 мм; (подш. №7307)
Для третьего вала Dкр=85; d=45 мм; (подш. №7309)
Заключение
В процессе выполнения курсового проекта (расчета
двухступенчатого редуктора) я получил следующие технологические данные
характеризующие данный механизм.
Список
используемой литературы
1.
«Расчет и проектирование зубчатых передач», Харьков: ХАИ 1978 г.
.
Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя: в 3-х т.» - М.:
Машиностроение, 1980 г.
.
Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчет и проектирование деталей машин» - Харьков:
Основа, 1991 г.