Размещено на http://www.allbest.ru/

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.

Содержание

• 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.

Введение

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:

Элемент передачи	Заготовка	Марка стали	Термо Обработка	ув МПа	ут МПа	Твердость Поверхности не менее	Базовые числа циклов
Шестерня	Поковка	45	Объм. Закалка	900-1000	750	(45-50) HRC	NHO1=6*107 NFO1=4*106
Колесо	Поковка	45	Объм. Закалка	900-1000	750	(40-45) HRC	NHO2=6*107 NFO2=4*106

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;

и -коэффициенты 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 =1.19616

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 46416 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.

Размещено на Allbest.ru