Проектная разработка перспективной ракеты-носителя тяжелого класса «схемы» тандем на сжиженном природном газе

7 Специальная часть. Технологический процесс усовершенствования тележки

 

7.1 Назначение тележки

 

Тележка предназначена  для работы в составе монтажно-технологических  и сборочных агрегатов, вместе со сменными роликовыми опорами и ложементами  этих агрегатов и бандажами изделий.

Конструкция тележки  обеспечивает:

• установку сменных роликовых опор и ложементов;
• установку проставок для обеспечения расположения составных частей изделия на различной высоте;
• передвижение загруженной или незагруженной тележки по рельсовому пути нормальной колеи;
• вертикальное и поперечное перемещение съемных рабочих элементов;
• контроль нагрузок на роликовых опорах и ложементах;
• проведение такелажных работ с тележкой

Конструкция тележки  позволяет эксплуатировать ее в  закрытых помещениях в интервале температур от  -15ºС до +20ºС и относительной влажности 85%(при температуре +20ºС) и хранение на открытой площадке или под навесом при температуре окружающего воздуха от -50ºС до +50ºС и относительной влажности 85% (при температуре +20ºС).

 

7.2 Технические данные тележки

 

Грузоподъемность           - 15000[кг]

Высота оси изделия, не более         - 4000[мм]

Ход гидроцилиндра подъема(от среднего положения)     - ± 150[мм]

 

Габаритные размеры:

длина             - 1500[мм]

ширина            - 2010[мм]

высота(до опорной поверхности 

под роликовую опору)           - 610[мм]

Масса тележки             - 1230[кг]

Колесный ход:

диаметр колес           - 300[мм]

база             - 1100[мм]

колея             - 1524[мм]

Привод колес:

передаточное число привода         - 23

величина перемещения  тележки 

за один оборот маховика тележки, не более      - 41[мм]

усилие на маховике при  максимальной

нагрузке на тележку, не более        - 12[кг]

Механизм стопорения:

тип             - винтовой

количество стопоров          - 2

рабочий ход штока          - 300[мм]

ход штока за один оборот маховика       - 6[мм]

Гидроцилиндр подъема:

диаметр цилиндра          - 200[мм]

диаметр штока поршня          - 180[мм]

ход штока             - 300[мм]

Гидросистема:

тип              - закрытая

рабочая жидкость                   - масло АМГ-10

рабочее давление        - 48[кгс/см²]

 емкость гидросистемы           - 40[л]

Насос:

производительность за 10 циклов движения рукоятки:

при давлении 35[кгс/см²], не менее       - 300[см³]

при давлении 150[кгс/см²], не менее      - 100[см³]

усилие на рукоятку насоса, не более      - 12[кг]

Предел рабочих нагрузок контрольных  манометров:

грузоподъемность подвеса         - 2000[кг]

 

7.3 Устройство и работа составных  частей тележки

 

Тележка представляет собой передвижную  платформу с расположенным на ней механизмом передвижения тележки, механизмом перемещения каретки, тормозным  и буферным устройством.

Основой тележки является колесный ход 25. На приводной части колесного  хода 25 расположен привод 26 колес, и на неприводной – тормоз с маховиком.

На направляющие 7 опирается каретка 20, которая перемещается по ним от гидроцилиндра 16.

На каретке 20 расположен гидроцилиндр 3 подъема и два механизма 21 стопорения. К гидроцилиндру 3 примыкают кронштейны 22, которые являются опорными площадками для стопоров монтажно – стыковочного оборудования, монтируемого на тележке.

Тележка оборудована  гидросистемой 19, обеспечивающей работу гидроцилиндров 3 и 16 от рукоятки 4 ручного  насоса.

Составные части тележки  снаружи закрыты облицовкой 6. Штыри 23 служат для переноса тележки краном.

 

 

7.4 Модернизация тележки

 

Модернизация тележки 11Т366 направлена на автоматизацию процесса стыковки блоков и повышения точности подведения стыкуемых изделий.

Модернизация включает в себя исключение механического  действия оператора при подъеме  и опускании ложемента, путем  установки системы, включающей в  себя электродвигатель 7, двухступенчатый  косозубый редуктор 2 и пульт управления 8.

Путем замены механического действия оператора, системой электрического привода гидравлического домкрата, появляется возможность равномерного изменения высоты ложемента.

При использовании электрической  системы улучшается и упрощается визуальный контроль процесса подъема.

Электрическая система заменяет один номер расчета при проведении работ, тем самым сводя человеческий фактор к минимуму.

 

7.5 Расчет двухступенчатого косозубого  редуктора

 

Для изготовления зубчатых колес выбирается материал - сталь 45, с термической обработкой:

Данные для двух ступеней одинаковы:

НВ₁ 180…220, НВ₂ 240..280

G = 420[МПа] · G = 600[МПа]

N_Ho = 10⁷N_Ho = 1,5 · 10⁷

G =110[Мпа] · G =130[МПа]

Для реверсивной подачи

N_Fo = 4 · 10⁶N_Fo = 4 · 10⁶

Назначая ресурс передачи t_ч ³ 10⁴ часов находится число циклов перемены напряжений N_HE = N_FE = 60t_ч · n₃ ³ 60 · 10⁴ · 68,78 = 4,12 · 10⁷ т.к.

N_HE > N_HO и N_FE > N_FO, то значения коэффициента долговечности принимаются: K_HL = 1 и K_FL = 1

Рассчитывается допускаемое напряжение для колеса:

G = G · K_HL = 420[МПа] · G = G · K_FL = 110[МПа]

Рассчитывается допускаемое  напряжение для шестерни:

G = G · K_HL = 600[МПа] · G = G ·K_FL = 130[МПа]

Производится определение параметров передачи:

K_a = 4300 - коэффициент для стальных косозубых колес

Y_ba = 0,2…0,8 - коэффициент ширины колеса, Y_ba = 0,4

Y_bd = 0,5Y_ba· (u_з+1) = 0,5·0,4· (5+1) = 1,2

K_Hb » 1,05

Находится межосевое расстояние a_w:

a_w ³ K_a· (u_з+1) ,        (7.1)

a_w = 25800 · 64,92^-7 = 0,1679[м]

a_w1 = 180[мм]

a_w1= a_w2

Определяется нормальный модуль m_n:

m_n = (0,01…0,02)a_w = 1,8...3,6[мм]

m_n = 2,5[мм]

Определяется угол наклона линии зуба b:

b = 8…20º принимается b₁ = b₂ = 15º

 

Находится количество зубьев шестерни Z₁:

,          (7.2)

Принимается Z₁ = 23

Z₂ = u_з · Z_{1 ,}           (7.3)

Z₂ = 5 · 23 = 115

Находится точное значение угла b:

,         (7.4)

b₁ = b₂ = 16º35'

Определяется размер окружного модуля m_t:

,          (7.5)

Определяются делительные диаметры d шестерни и колеса:

d₁ = m_t · Z₁ = 2,61 · 23 = 60[мм]

d₂ = m_t · Z₂ = 2,61 · 115 = 30[мм]

Определяются диаметры вершин зубьев d_a шестерни и колеса:

d_a1 = d₁ + 2m_n = 60 + 2 · 2,5 = 65[мм]

d_a2 = d₂ + 2m_n = 300 + 5 = 305[мм]

Определяются диаметры впадин d_f шестерни и колеса:

d_f1 = d₁ - 2,5m_n = 60 - 2,5 · 2,5 = 53,75[мм]

d_f2 = d₂ - 2,5m_n = 300 - 2,5 · 2,5 = 293,75[мм]

Определяется межосевое расстояние:

,         (7.6)

a_w1 = a_w2

 

Определяется ширина венца зубчатых колес b:

b = y_a · a_{w ,}         (7.7)

b = 0,4 · 180 = 72[мм]

Принимается

b₁ = 75[мм] - для шестерни

b₂ = 72[мм] - для колеса

Определение окружной скорости передачи V_п:

,         (7.8)

Выбирается восьмая степень точности

F_t = 3,04 · 10³ Н

Вычисляется окружная сила F_t:

,          (7.9)

Рассчитывается осевая сила F_a:

,       (7.10)

F_a = 3,04 · 10³ · tg16º36' = 906,5[H]

Рассчитывается радиальная (распорная) сила F_r:

,       (7.11)

Производится проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:

Выбирается коэффициент долговечности Z_H » 1,7, при b = 16º36'

e_a = 1,64

Z_M = 274 · 10³ [Па^1/2]

Z_e = 0,7

K_Hb = 1,05

K_Ha = 1,05

K_HV = 1,01

Рассчитывается коэффициент нагрузки

K_H = K_Hb · K_Ha · K_HV = 1,11

Проверяется контактная выносливость зубьев:

,    (7.12)

G_H = 351,18[МПа] < G_HP = 420[МПа]

Определяются коэффициенты нагрузки необходимые для расчета  на контактную прочность

Определяется значение коэффициента K_Fa распределения нагрузки между зубьями

K_Fa = 0,91

Определяется значение коэффициента K_Fb, учитывающего неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

K_Fb = 1,1

 Определяется значение коэффициента K_FV, учитывающего внутреннюю динамику нагружения

K_FV = 3K_HV - 2 = 3 · 1,01 - 2 = 1,03 K_FV = 1,03

Вычисляется коэффициент нагрузки:

K_F = K_Fa · K_Fb · K_FV ,      (7.13)

K_F = 0,91·1,1·1,03 = 1,031

Вычисляются эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

,

,

Определяется коэффициент формы зуба шестерни Y »3,94 при Z = 26

Определяется коэффициент  формы зуба колеса Y » 3,77 при Z = 131

Производится сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:

Находится значение коэффициента Y_b , учитывающего перекрытие зубьев:

       (7.14)

Проверяется выносливость зубьев колес по напряжениям изгиба:

,      (7.15)

Определяется передаточное отношение редуктора

,

Вторая ступень редуктора принимается идентичной первой

i₁= i₂= 5

Получается

i_общ= i₁· i₂

i_общ = 5 · 5 = 25

Подбирается необходимый электродвигатель.

Так как на выходном валу редуктора необходимо получить n_вых= 60,

тогда необходимое число  оборотов электродвигателя получается равным

n = i_общ · n_вых

n = 60 · 25 = 1500[об/мин]

По данному значению выбирается электродвигатель общепромышленного назначения IMM 100LB4, производства Россия.

Характеристики электродвигателя IMM 100LB4:

• масса – 28,1[кг]
• мощность – 3 [кВт]
• КПД – 82%
• коэффициент мощности – 0,82
• частота вращения – 1500[об/мин]

 

7.6 Вывод

 

В специальной части рассмотрено усовершенствование тележки направленное на автоматизацию процесса стыков блоков и повышения точности подведения стыкуемых изделий.