Дипломная работа на тему Привод к лесотаске

Министерство образования и науки Российской Федерации

ФГАОУ ВПО

Северо-Восточный федеральный университет им. М.К. Амосова

Автодорожный факультет

Кафедра «Машиноведение»

Курсовой проект

по дисциплине: Детали машин

Привод к лесотаске

Выполнил: студент гр. ПО-09

Корнилова В.В.

Проверил: Савватеева И.А.

Якутск – 2012

Задача 1. Определение срока службы приводного устройства

Срок службы определяется по формуле Lh=365LrtcLc

Lr– срок службы привода, лет

tc– продолжительность смены, ч

Lc– число смен

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата:

Место установки

Lr

Lc

tc

Lh, ч

Характер нагрузки

Режим работы

Железнодорожная станция

3

2

8

17520

С малыми колебаниями

реверсивный

Задача 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

1. Определяем требуемую мощность рабочей машины

Ррм, кВт, Ррм=Fv

Ррм= Fv= 7,5кН*0,6м/с= 4,5кВт

2. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода

? = ?зп ?оп ?м ?пк ?пс = 0,96*0,90*0,982*0,99*0,98=0,8

3. Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт

Рдв= Ррм / ?

Рдв= 4,5кВт/0,8=5,6 кВт

4. Определяем номинальную мощность двигателя Рном, кВт

Рном ? Рдв находим из табл.2.1

Рном=7,5

5. Выбираем тип двигателя (табл. К9).

112M, MA, MB; 132 SM; 160S

nном= 750 об/мин

Выбран: 160S

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

u= nном /nрм=uзп uоп

u= nном /nрм=750/45=16,66

1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм, об/мин

nрм=60* 1000*v/zp =60*1000*0,60/10*80=45 об/мин

2. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Рном

u1 (112M, MA,MB)= nном1 /nрм=3000/45=66,7

u2 (132SM)= nном2 /nрм=1500/45=33,33

u3 (160S)=nном3 /nрм =750/45=16,67

3. Определяем передаточные числа ступеней привода

a) uоп=u1/uзп =66,7/4=16,6 uзп=const=4

б) uоп=u2/uзп=33,3/4=8,3

в) uоп=u3/uзп=16,67/4=4,2

4. Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Дnрм, об/мин

Дnрм =nрмд/100=45*6/100=2,7 об/мин

д-допускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины,%

5. Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин

[nрм]= nрм±Дnрм

[nрм]=45+2,7=47,7 [nрм]=45-2,7=42,3

6.Определяем фактическое передаточное число привода uф:

uф= nном/[nрм]=750/47,7=15,7

7. Уточняем передаточные числа закрытой и открытой передач

uоп= uф/uзп= 15,7/4=3,9

выбрать uзп=4 uоп=4,2

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Таблица 2.1

Параметр

Вал

Дв-М-ЗП-ОП-РМ

Мощность Р, кВт

ДВ

Рдв=5,6

Б

Р1= Рдв?м?пк=5,6*0,98*0,99=5,4

Т

Р2= Р1?зп?пк=5,4*0,96*0,99=5,1

РМ

Ррм= Р2?оп?пк=5,1*0,9*0,99=4,6

Частота n, об/мин

ДВ

nном=750 об/мин

Б

n1= nном=750

Т

n2= n1/ uзп=750/4=187,5

РМ

nрм= n2/uоп=187,5/4,2=44,6

Угловая скорость щ,1/с

ДВ

щ ном=рnном/30=3,14*750/30=78,5

Б

щ 1ном=78,5

Т

щ 21/uзп=78,5/4=19,6

РМ

щ рм2/uоп=19,6/4,2=4,7

Вращающий момент Т, Н*м

Дв

Тдв=Рдв*103/щном=5,6*103/78,5=71,3

Б

Т1=Тдв?м?пк=71,3*0,98*0,99=69,2

Т

Т2=Тдвuзп?зп?пк=71,3*4*0,96*0,99=271

РМ

Трм=Т2uоп?оп?пс=271*4,2*0,9*0,98= 1003,8

Тип двигателя 4АМ160S6У3 Рном=7,5кВт nном=750 об/мин

Таблица 2.2

Силовые и кинематические параметры привода

параметр

Передача

Параметр

Вал

Открытая

Закрытая

Двигатель

Редуктор

Привод РМ

Б

Т

Передаточное число u

4,2

4

Расчетная мощность Р, кВт

5,6

5,4

5,1

4,6

Угловая скорость щ, 1/с

78,5

78,5

19,6

4,7

КПД, ?

0,9

0,96

Частота вращения n, об/мин

750

750

187,5

44,6

Вращающий момент Т, Н*м

71,3

69,2

271

1003,8

Задача 3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

3.1 Зубчатые передачи

1. Выбор твердости, термообработки и материала колес

Элемент передачи

Марка стали

D пред. S пред

термообработка

НВ1ср

ув

у-1

у

[д]F

НВ2ср

шестерня

40Х

125

У

260

790

375

776,4

257,5

колесо

80

240

2. Определение допускаемых контактных напряжений [д]н, Н/мм2

а) определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни КHL1 и колеса КHL2

КHL1=6vNHO1/N1 КHL2=6vNHO2/N2

NHO1=25*106 млн. циклов (по табл.3.3)

260 – 25*106 NHO1

240 – хNHO2

NHO2= 240*25*106/260=23*106

N1=573щ1Lh=573*78,5*17*103=7,6*108

N2=573*19,6*17*103=1,9*108

КHL1=6v25*106/7,6*108= 0,6 КHL2= 6v23*106/1,9*108=0,8

б) Определяем допускаемое контактное напряжение [д]HO, Н/мм2

[д]HO1=1,8HB1cp+67=1,8*260+67=535 Н/мм2

[д]HO2=1,8*240+67=499 Н/мм2

в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [д]H1 и колеса [д]H2

[д]H1= КHL1 *[д]HO1=0,6*535=321

[д]H2= КHL2 *[д]HO2=0,8*499=399,2

[д]H=0,45*([д]H1+[д]H2)=0,45*(321+399,2)=324,09

3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба [д]F, Н/мм2

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни КFL1 и колеса КFL2, если N1,2>NFO, то принимают

КFL=1, где NFO=4*106N1=109*107N2=20*107

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба

[д]FO1=1,03HB1=1,03*260=267,8 Н/мм2

[д]FO2=1,03HB2=1,03*240=247,2 Н/мм2

в) Допускаемые напряжения изгиба для шестерни [д]F1 и колеса [д]F2

[д]F1= КFL [д]FO1=1*267,8=267,8 Н/мм2

[д]F2= КFL [д]FO2=1*247,2=247,2 Н/мм2

[д]F=[д]FO1+[д]FO2/2=257,5

Задача 4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет.

1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние ащ, мм

аща(u+1)32*103аuзп2[д]2H*(K)

а) Ка=43 б) ша=0,28 в) uзп=4 г) Т2=271 Н*м

д) [д]H=324,09 Н/мм2е) K=1

ащ?43(4+1)3v 271*103/0,28*(4)2*(324,09)2*1=172

200?172 ащ=172

2. Определяем модуль зацепления m, мм

m?2КmТ2*103/d2в2 [д]F

а) Кm=5,8 б) в2= шаащ=56 в) d2= 2ащu/u+1=320

г) [д]F=257,5 д) ащ=200, Т2=271, u=4, ша=0,28

m?2*5, 8*271*103/320*56*257, 5=0,75, 1? 0,75m=1

3. Определяем угол наклона зубьев вminдля косозубых передач

вmin= arcsin3,5m/в2= arcsin3,5*1/56= arcsin 0,06=3,4 =120

160= arcsin3,5m/в2

в2= ша ащ =0,28*172=48,16

в= arcsin3,5/21= arcsin0,25=160

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых передач

zУ=z1+z2=2ащcosвmin/m=2*172cos3,4/1=340,56

5.Уточняем угол наклона зубьев вmin для косозубых передач

в=arccoszУm/2ащ=arccos340,56*1/2*172=8,1 14,20

6. Определить число зубьев шестерни

z1= zУ/1+u=340,56/1+4=68,11

7. Определяем число зубьев колеса

z2= zУ– z1=340,56-68,11=272,45

8. Определяем фактическое передаточное числоuф и проверить его отклонение Дu от заданного u

uф= z2/z1=272,45/68,11=4

Дu= Рuф-uР/u*100=0<0,03 Условия соблюдаются

9. Определяем фактическое межосевое расстояние ащ

ащ= (z2+z1)m/2cosв=(272,45+68,11)*1/2 cos8,1=172

10. Определяем фактические геометрические параметры передачи, мм

Для шестерни; для колеса

Делительный d1 =mz1/cosв=68,84; d2 = mz2/cosв=275

Вершин зубьев da1= d1 +2m=70,8; da2 =d2 +2m=277

Впадин зубьев df1 =d1 -2,4m=66,4; df2=d2 -2,4m=272,6

Ширина венца в1= 48,16+2=50,16; в2= шаащ=0,28*172=48,16

Проверочный расчет

11. Проверяем межосевое расстояние ащ

ащ= (d1+d2)/2=(68,8+275)/2=172

12. Проверяем пригодность заготовки колес

Dзаг?Dпред Dзаг= da1+6мм=76,8 ?125

Sзаг?SпредSзаг= в2+4мм=52,16 ?80

13. Проверяем контактные напряжения дH, Н/мм2

дH=КvFt(uф+1)/d2в2Нб КНв КНv? [д]H

а) К=376

б) Ft=2Т2*103/d2=1970,9

в)v=щ2d2/2*103=2,69, то КНб=1,1

г) КНv=1,03

дH=366,36?776,48 условия соблюдаются

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни дF1 и колеса дF2, Н/мм2

дF2 F2ХвFt/ в2m КFбКFv КFв?[д]F2

дF1= дF2ХF1/ ХF2?[д]F1

а) m=1, в2=48,16 Ft=1970,9 б) КFб=1,1 в) КFв=1 г) КFv=1,07

д) ХF1=3,70 zv1=z1/cos3в=68,17

ХF2=1,24 zv2=z2/cos3в=272,72

е) Хв=1-в0/140=0,89 ж) [д]F1=267,8>143,8[д]F2=247,2>146,5

дF2=143,8дF1=146,5

Таблица 4.1

Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние aщ

172

Угол наклонения зубьевв

14,2

Модуль зацепления m

1

Диаметр делительной окружности: Шестерни d1

68,8

Ширина зубчатого венца: Шестерни в1

50,16

Колеса d2

275

Колеса в2

48,16

Число зубьев: Шестерни z1

68,11

Диаметр окружности вершин: Шестерни da1

70,8

Колеса z2

272,45

Колеса da2

277

Вид зубьев

косозубая

Диаметр окружности вершин: Шестерни df1

66,4

Колеса df2

272,6

Таблица 4.2

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемое значение

Расчетное значение

Примечания

Контактные напряжения у, Н/мм2

776,48

607,7

Напряжения изгиба, Н/мм2

уF1

267,8

146,5

уF2

247,2

143,8

цилиндрический зубчатый привод лесотаска

Задача 5. Расчет открытой цилиндрической передачи

Проектный расчет

1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние ащ, мм

аща(u+1)32*103аuоп2[д]2H*(K)

а) Ка=49,5 б) ша=0,28 в) uоп=4,2 г) Т2=271 Н*м

д) [д]H=366,36Н/мм2 е) K=1

ащ?49,5(4,2+1)3v271*103/0,28*(4,2)2*(366,36)2*1=187,9

100?89,5 ащ=187,9

2. Определяем модуль зацепления m, мм

m?2КmТ2*103/d2в2[д]F

а) Кm=6,8 б) в2= шаащ=57,6 в) d2= 2ащu/u+1=332,6

г) [д]F=257,5 д) ащ=187,9, Т2=271, u=4,2, ша=0,28

m?2*6,8*271*103/187,9*57,6*257,5=1,32

2? 1,32m=2

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых передач

zУ=z1+z2=2ащ/m=187,9

5.Уточняем угол наклона зубьев вmin для косозубых передач

в=arccos zУm/2ащ=10

6. Определяем число зубьев шестерни

z1= zУ/1+u=187,9/1+4,2=36,13

7. Определяем число зубьев колеса

z2= zУ– z1=187,9-36,13=151,77

8. Определяем фактическое передаточное число uф и проверить его отклонение Дu от заданного u

uф= z2/z1=151,77/36,13=4,2

Дu= Рuф-uР/u*100=0 0<0,04 Условия соблюдаются

9. Определяем фактическое межосевое расстояние ащ

ащ= (z2+z1)m/2=(151,77+36,13)2/2=187,9

10. Определяем фактические геометрические параметры передачи, мм

Для шестерни для колеса

Делительный

d1 =mz1/cosв=72,98 d2 = mz2/cosв=303,8476,98

Вершин зубьев

da1= d1 +2m=76,98 da2 =d2 +2m=307,8

Впадин зубьев

df1 =d1 -2,4m=68,18 df2=d2 -2,4m=299

Ширина венца

в1= в2+2=54,6 в2= шаащ=52,6

Проверочный расчет

11. Проверяем межосевое расстояние

ащ= (d1+d2)/2=188

12. Проверяем пригодность заготовки колес

Dзаг?Dпред Dзаг= da1+6мм=82,98 82,98?125

Sзаг?SпредSзаг= в2+4мм=56,6 56,6?80

13. Проверяем контактные напряжения дH, Н/мм2

дH=КvFt(uф+1)/d2в2Нб КНв КНv? [д]H

а) К=436 б) Ft=2Т2*103/d2=1784,06 в)КНб=1 г) КНv=1,05

дH=340 340?776,48 условия соблюдаются

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни дF1 и колеса дF2, Н/мм2

дF2 F2ХвFt/ в2m КFбКFv КFв? [д]F2

дF1 = дF2ХF1/ ХF2?[д]F1

а) m=2 в2=28Ft=2075б) КFб=1в) КFв=1 г) КFv=1,04

д) ХF1=3,78 zv1=z1/cos3в=36,13

ХF2=1,27 zv2=z2/cos3в=151,77

е) Хв=1 ж) [д]F1=267,8>139,4[д]F2=247,2>144,9

дF2=139,4дF1=144,9

Таблица 5.1

Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние aщ

187,9

Угол наклонения зубьев в

1

Модуль зацепления m

2

Диаметр делительной окружности: Шестерни d1

72,98

Ширина зубчатого венца: Шестерни в1

54,6

Колеса d2

303,8

Колеса в2

52,6

Число зубьев: Шестерни z1

36,13

Диаметр окружности вершин: Шестерни da1

76,98

Колеса z2

151,77

Колеса da2

307,8

Вид зубьев

прямозубая

Диаметр окружности вершин: Шестерни df1

68,18

Колеса df2

299

Таблица 5.2

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемое значение

Расчетное значение

Примечания

Контактные напряжения у, Н/мм2

776,48

601,68

Напряжения изгиба, Н/мм2

уF1

267,8

144,9

уF2

247,2

139,4

Задача 6. Нагрузки валов редукторов

6.1 Силы в зацеплении закрытых передач

Цилиндрическая косозубая.

– Окружная на шестерне

Ft1= Ft2=2075

– Радиальная на шестерне

Fr1= Fr2=358,8

– Осевая на шестерне

Fa1= Fa2=470,6

– Окружная на колесе

Ft2=2T2*103/d2=2075

– Радиальная на колесе

Fr2=Ft2tgб/cosв=358,8

– Осевая на колесе

Fa2=Ft2 tgв=470,6

Задача 7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1 Выбор материала валов

Марка стали 40Х

уВ=790 уТ=640 у-1=375

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

[ф]k=10Н/мм2 -быстроходное [ф]k=20 Н/мм2-тихоходное

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Ступень вала и ее размеры d; l

Вал-шестерня цилиндрическая

Вал колеса

1-я под элемент открытой передачи или полумуфту

d1

d1=3vMk*103/0,2[ф]k=22,3

l1

l1=1,2d1=26,76

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d2

d2=d1+2t=26,3

l2

l2=1,5d2=39,45

l2=1,25d2=32,87

3-я под шестерню, колесо

d3

d3=d2+3,2r=31,42

d3=d2+3,2r=31,42

l3

l3=154,54

4-я под подшипник

d4

d4=d2=26,3

l4

l4=B+C=12+1=13

5-я упорная или под резьбу

d5

d5=d3+3f=34,42

l5

l5=6,59

1. L=aщ+0, 5(da1+da2) =100+0, 5(96, 9+170, 6) =233, 75

2. l3=L-l1-l2-l3=233,75-26,76-39,45-13=154,54

Подбор подшипников

1. Определяем тип, серию и схему установки из.табл.7.2

– быстроходный – радиальный шариковый однорядный, легкая (средняя) серия

– тихоходный – радиальный шариковый однорядный, легкая серия

2. Выбираем из табл.К27…К30 типоразмер по величине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметрам d2 и d4 ступеней вала под подшипники

3. Основные параметры подшипников

Обозначение

Параметры

104

d=20

D=42

B=12

r=1

105

d=25

D=47

B=12

r=1

Поделиться статьёй
Поделиться в telegram
Поделиться в whatsapp
Поделиться в vk
Поделиться в facebook
Поделиться в twitter
Валерий Авдеев
Валерий Авдеев
Более 12 лет назад окончил КНИТУ факультет пищевых технологий, специальность «Технология продукции и организация общественного питания». По специальности работаю 10 лет, за это время написал 15 научных статей. Являюсь кандидатом наук. В свободное время подрабатываю в компании «Диплом777», занимаясь написанием курсовых и дипломных работ. Люблю помогать студентам и повышать их уровень осведомленности в своем предмете.

Ещё статьи

Нет времени делать работу? Закажите!
Вид работы
Тема
Email

Отправляя форму, вы соглашаетесь с политикой конфиденциальности и обработкой ваших персональных данных.