Расчет и проектирование привода механизма тяговой лебедки для перемещения КЛА на стартовой площадке

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

d_К=6,2 мм, соответствующий

F_разр=36000 кгс.

1.2 Определение диаметра барабана

редуктор подшипник вал передаточный

D_бар=(20…25)*d_К, принимаем D_бар=20*d_К=20*6,2=124 мм;

Принимаем окончательно D_бар=130 мм.

Определение числа оборотов барабана:

;

1.3 Определение общего передаточного отношения редуктора и разбивка его по ступеням

U_P=U₁₂*U₃₄=12 U₁₂=5 U₃₄=3

n_ДВ=n_б*U_р.=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.

n_ДВ=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 l_шп= 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 l_шп=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: F_t и F_r для 1-го вала.

F_t1=2*T₁/d_W1=2*33045/50=1322H._r1=F_t1*tga=1322*0.364=480H.

Нагрузка в горизонтальной плоскости.

F_ax=F_t1*b/a+b=1322*100/20+100=6710Н.

F_бx=F_t1*a/a+b=1322*20/20+100=1422Н._их=F_t1*b*a/a+b=1322*100*20/20+100=13230H.

Нагрузка в вертикальной плоскости.

_ay=F_r1*b/a+b=480*100/20+100=2500Н._бy=F_r1*a/a+b=480*20/20+100=580Н._иy=F_r1*b*a/a+b=480*100*20/20+100=48100H._и=(M_иy²+ M_иx²)^1/2=55070H._пр=(M_и²+(a*T)²)^1|2=109020Нмм a=2.84;_а=(F_ах²+ F_ay²)^1/2=1001H._б=(F_бх²+ F_бy²)^1/2=409H

Расчетная схема 2-го вала

F_ax=F_t3*a-F_t2*(a+b)/l=3489*50-1322*100/195=303H._t2=-F_t1;_t2=2*T₂/d_w2=1322H._r2=F_r1;

Нагрузка в горизонтальной плоскости

F_t3=2*T₂/d_w3=3489H._r3=F_t3*tga_w=3489*0.364=1270H._бх=F_t2*c-F_t3*(c+b)/l=1322*20-3489*70/195=-1864H._ay=F_r2*(b+a)+F_r3*a/l=468*70+1270*50/195=780H._бy=F_r3*(c+b)+F_r2*c/l;_r2=F_t2*tga=1287*0.364=468H._t2=2*T₂/d_w2=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.

F_r3=F_t3*tga=3405*0.364=1240H._t3=2*T₃/d_w3=3405H._бу=F_r3*(c+b)+F_r2*c/l=1240*125+468*55/195=927H.

Определение суммарных реакций в опорах 2-го вала.

_А=(F_AX²+F_АY²)^1/2=835Н._Б=(F_БX²+F_БY²)^1/2=2083Н.

Расчетная схема 3-го вала

F_ay=F_r3*b/l+b=1240*70/71=827Н._бy=F_r3*a/l+b=1240*50/71=413Н.

F_ax=F_t3*b/l+b=3405*70/71=2270Н._бx=F_t3*a/l+b=3405*50/71=1135Н._A=(F_AX²+F_AY²)^1/2=2430H._Б=(F_БX²+F_БY²)^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) L_h связана с долговечностью L зависимостью: L_h=10⁶*L/60*n.

Для радиально-упорных роликоподшипников:

Р=(X*V*F_r+Y*F_a)*K*K_т.

_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=150^oC) - температурный коэффициент;

=(1*V*F_r+Y*F_a)*K_o*K_t=1*1*F_r*1*1.1=1,1*F_r (при F_a=0);

- отсюда находим С.

где р=3; при F_a=0; Y=0; X=1;

4.3 Определение динамической грузоподьемности подшипников для 1-го вала редуктора

F_A=1001H;

F_Б=409H;₁=1500 об/мин;

Определение эквивалентной расчетной на подшипнике:

Для опоры А:

P=(X*V*F_r+Y*F_a)*K_o*K_T;

_a=0; X=0.56; V=1 (при вращении внутреннего кольца);_r=1001H; K_o=1.2 (легкие толчки) K_T=1.05 (для 125⁰С);

P=X*V*F_r*K_o*K_T=0.56*1*1001*1.2*1.05=707H;_h=10⁶*L/60*n; L=60*L_h*n/10⁶=60*6000*1445/10⁶=520;

=707*520^1/3=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

F_A=835H;

F_Б=2083H;₂=300 об/мин;

Определение эквивалентной расчетной на подшипнике:

P=(X*V*F_r+Y*F_a)*K_o*K_T;

_a=0; X=0.56; V=1 (при вращении внутреннего кольца);_r=2083H; K_o=1.2 (легкие толчки) K_T=1.05 (для 125⁰С);

P=X*V*F_r*K_o*K_T=0.56*1*2083*1.2*1.05=1470H;_h=10⁶*L/60*n; L=60*L_h*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

F_A=2430H;

F_Б=1210Н;

n₃=100 об/мин;

Для n=100 при L_h=6300; C/P=3.91; C=3.91*P;

Определение эквивалентной расчетной на подшипнике:

F_A=F_r=0; X=0.56; V=1 (при вращении внутреннего кольца);

K_o=1.2 (легкие толчки) К_Т=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 D_кр=50; d=25 мм; (подш. №7305)

С=d - диаметр винта (болта);

Принимаем диаметр болта крепления крышки: d=6 мм;

Для второго вала D_кр=60; d=30 мм; (подш. №7307)

Для третьего вала D_кр=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.