Курсовая работа: Расчет и проектирование привода тяговой лебедки для транспортирования ЛА на стартовой площадке

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;

(для поковок) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.

Тогда

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шероховатости не ниже 4-го .

- коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения .

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки: - при работе зубьев одной стороной

по

редуктор привод тяговый лебедка

2.1.3.2 Определение предельных допускаемых напряжений

2.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

Коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость

,

где и - коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий ;

- коэффициенты динамичности нагрузки .

2.1.5 Определение начального (делительного) диаметра шестерни

где по- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра;

- для стальных колес при 20-градусном зацеплении без смещения рекомендуется принимать при расчете прямозубых цилиндрических передач.

Вращающий момент на валу колеса:

Таким образом,

Из конструктивных соображений принимаем .

2.1.6 Определение модуля зацепления

Округляя это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ9563-60, получаем .

Межосевое расстояние

Тогда

2.2 Проверочный расчет

2.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

где

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Уточняем окружную скорость:

Уточняем коэффициент расчётной нагрузки:

где

- удельная окружная динамическая сила;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

- удельная расчётная окружная сила в зоне наибольшей концентрации;

- полезная окружная сила;

- радиальная сила;

- ширина зубчатого венца.

Cледовательно,

;

Определю удельную расчётную окружную силу:

таким образом, недогрузка 3,9%.

2.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

Определю коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:

для

, ,

так как 80,8<84 проверяем зуб шестерни:

где - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности

; ;

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев

2.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.

2.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

- диаметр вершин зубьев:

- диаметр впадины зубьев:

, .

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

где .

Принимаем из конструктивных соображений .

3. Расчет планетарной прямозубой цилиндрической передачи II-ой ступени

Привод от электродвигателя

Мощность, подводимая к валу шестерни .

Частота вращения шестерни .

Срок службы .

Принимаем число зубьев шестерни равное .

По заданному передаточному отношению вычисляем число зубьев шестерни:

Определяем частоты вращения и угловые скорости валов:

—ведущего:

—ведомого:

3.1 Проектировочный расчет

3.1.1 Определение числа циклов перемены напряжений колеса и шестерни

Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

где и - количество контактов зубьев шестерни и колеса соответственно за один оборот (принимаем их равными 1).

3.1.2 Определение начального (делительного) диаметра шестерни

где по- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра;

Вращающий момент на валу колеса:

Таким образом,

Из конструктивных соображений принимаем .

3.1.3 Определение модуля зацепления

Округляя это значение до ближайшего стандартного по ГОСТ9563-60, получаем .

Тогда

Межосевое расстояние

3.2 Проверочный расчет

3.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость

где

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Уточняем окружную скорость:

Уточняем коэффициент расчётной нагрузки:

где

- удельная окружная динамическая сила;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев;

- коэффициент, учитывающий влияние разности основных шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

- удельная расчётная окружная сила в зоне наибольшей концентрации;

- полезная окружная сила;

- радиальная сила;

- ширина зубчатого венца.

Cледовательно,

;

Определю удельную расчётную окружную силу:

таким образом, недогрузка 8,6%.

3.2.2 Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость

Определю коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса:

для

, ,

так как 76,5<82,9 проверяем зуб шестерни:

где

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при 5-й степени точности

;

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев

3.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.

3.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

- диаметр вершин зубьев:

- диаметр впадины зубьев:

, ;

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

где

Принимаем из конструктивных соображений .

4. Расчет барабана

Барабаны изготавливаем в виде цилиндра из стали 15Л. Как орган навивки гибкого элемента – троса, барабан нарезается по винтовой линии и содержит желоб, соответствующий виду гибкого органа.

Срок службы каната значительно увеличивается, если он укладывается на барабан в один слой в специально предназначенный для него желоб полукруглого профиля радиусом

где - диаметр каната.

Шаг нарезки канавки определяется по формуле:

Длина нарезанной части барабана при однослойной навивке одного троса

где - число витков, определяемое по формуле

;

- длина троса;

- число несматываемых витков, равное двум.

Из конструктивных соображений общую длину барабана принимаем , так как трос можно наматывать на барабан в несколько слоев.

Максимальное напряжение в опасном сечении барабана получается в результате совместного действия изгиба, кручения и сжатия. Трос, навитый при постоянном натяжении на барабан, сжимает его стенки радиальными силами давления. Максимальная величина напряжения сжатия