Курсовой проект по дисциплине Детали машин Привод к лесотаске студент гр. По09 Корнилова В. В
 Скачать 1.87 Mb.
|
Министерство образования и науки Российской ФедерацииФГАОУ ВПОСеверо-Восточный федеральный университет им. М.К. АмосоваАвтодорожный факультетКафедра «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:
Задача 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода .1 Определение мощности и частоты вращения двигателя . Определяем требуемую мощность рабочей машины Ррм, кВт, Ррм=Fv Ррм= Fv= 7,5кН*0,6м/с= 4,5кВт . Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода Ŋ = ŋзп ŋоп ŋм ŋпк ŋпс = 0,96*0,90*0,982*0,99*0,98=0,8 . Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт Рдв= Ррм / ŋ Рдв= 4,5кВт/0,8=5,6 кВт . Определяем номинальную мощность двигателя Рном, кВт Рном ≥ Рдв находим из табл.2.1 Рном=7,5 . Выбираем тип двигателя (табл. К9). M, MA, MB; 132 SM; 160S nном= 750 об/мин Выбран: 160S .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 . Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Рном u1 (112M, MA,MB)= nном1 /nрм=3000/45=66,72 (132SM)= nном2 /nрм=1500/45=33,333 (160S)=nном3 /nрм =750/45=16,67 . 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 . Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Δnрм, об/мин Δnрм =nрмδ/100=45*6/100=2,7 об/мин δ-допускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины,% . Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин [nрм]= nрм±Δnрм [nрм]=45+2,7=47,7 [nрм]=45-2,7=42,3 .Определяем фактическое передаточное число привода uф: uф= nном/[nрм]=750/47,7=15,7 . Уточняем передаточные числа закрытой и открытой передач uоп= uф/uзп= 15,7/4=3,9 выбрать uзп=4 uоп=4,2 .3 Определение силовых и кинематических параметров привода Таблица 2.1
Тип двигателя 4АМ160S6У3 Рном=7,5кВт nном=750 об/мин Таблица 2.2 Силовые и кинематические параметры привода
Задача 3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений .1 Зубчатые передачи . Выбор твердости, термообработки и материала колес
. Определение допускаемых контактных напряжений [δ]н, Н/мм2 а) определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни КHL1 и колеса КHL2 КHL1=6√NHO1/N1 КHL2=6√NHO2/N2 NHO1=25*106 млн. циклов (по табл.3.3) 260 - 25*106 NHO1 240 - хNHO2 NHO2= 240*25*106/260=23*1061=573ω1Lh=573*78,5*17*103=7,6*1082=573*19,6*17*103=1,9*108 КHL1=6√25*106/7,6*108= 0,6 КHL2= 6√23*106/1,9*108=0,8 б) Определяем допускаемое контактное напряжение [δ]HO, Н/мм2 [δ]HO1=1,8HB1cp+67=1,8*260+67=535 Н/мм2 [δ]HO2=1,8*240+67=499 Н/мм2 в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [δ]H1 и колеса [δ]H2 [δ]H1= КHL1 *[δ]HO1=0,6*535=321 [δ]H2= КHL2 *[δ]HO2=0,8*499=399,2 [δ]H=0,45*([δ]H1+[δ]H2)=0,45*(321+399,2)=324,09 .2 Определение допускаемых напряжений изгиба [δ]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 [δ]FO1=1,03HB1=1,03*260=267,8 Н/мм2 [δ]FO2=1,03HB2=1,03*240=247,2 Н/мм2 в) Допускаемые напряжения изгиба для шестерни [δ]F1 и колеса [δ]F2 [δ]F1= КFL [δ]FO1=1*267,8=267,8 Н/мм2 [δ]F2= КFL [δ]FO2=1*247,2=247,2 Н/мм2 [δ]F=[δ]FO1+[δ]FO2/2=257,5 Задача 4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи Проектный расчет. . Определяем главный параметр - межосевое расстояние аω, мм аω≥Ка(u+1)3√Т2*103/ψаuзп2[δ]2H*(KHβ) а) Ка=43 б) ψа=0,28 в) uзп=4 г) Т2=271 Н*м д) [δ]H=324,09 Н/мм2е) KHβ=1 аω≥43(4+1)3√ 271*103/0,28*(4)2*(324,09)2*1=172 ≥172 аω=172 . Определяем модуль зацепления m, мм m≥2КmТ2*103/d2в2 [δ]F а) Кm=5,8 б) в2= ψааω=56 в) d2= 2аωu/u+1=320 г) [δ]F=257,5 д) аω=200, Т2=271, u=4, ψа=0,28 m≥2*5, 8*271*103/320*56*257, 5=0,75, 1≥ 0,75m=1 . Определяем угол наклона зубьев βminдля косозубых передач βmin= arcsin3,5m/в2= arcsin3,5*1/56= arcsin 0,06=3,4 =120 160= arcsin3,5m/в2 в2= ψа аω =0,28*172=48,16 β= arcsin3,5/21= arcsin0,25=160 . Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых передач zΣ=z1+z2=2аωcosβmin/m=2*172cos3,4/1=340,56 5.Уточняем угол наклона зубьев βmin для косозубых передач β=arccoszΣm/2аω=arccos340,56*1/2*172=8,1 14,20 . Определить число зубьев шестерни z1= zΣ/1+u=340,56/1+4=68,11 . Определяем число зубьев колеса z2= zΣ- z1=340,56-68,11=272,45 . Определяем фактическое передаточное числоuф и проверить его отклонение Δu от заданного u uф= z2/z1=272,45/68,11=4 Δu= ׀uф-u׀/u*100=0<0,03 Условия соблюдаются . Определяем фактическое межосевое расстояние аω аω= (z2+z1)m/2cosβ=(272,45+68,11)*1/2 cos8,1=172 . Определяем фактические геометрические параметры передачи, мм Для шестерни; для колеса Делительный d1 =mz1/cosβ=68,84; d2 = mz2/cosβ=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= ψааω=0,28*172=48,16 Проверочный расчет . Проверяем межосевое расстояние аω аω= (d1+d2)/2=(68,8+275)/2=172 . Проверяем пригодность заготовки колес Dзаг≤Dпред Dзаг= da1+6мм=76,8 ≤125 Sзаг≤SпредSзаг= в2+4мм=52,16 ≤80 . Проверяем контактные напряжения δH, Н/мм2 δH=К√Ft(uф+1)/d2в2*КНα КНβ КНv≤ [δ]H а) К=376 б) Ft=2Т2*103/d2=1970,9 в)v=ω2d2/2*103=2,69, то КНα=1,1 г) КНv=1,03 δH=366,36≤776,48 условия соблюдаются . Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни δF1 и колеса δF2, Н/мм2 δF2 =ΥF2ΥβFt/ в2m КFαКFv КFβ≤[δ]F2 δF1= δF2ΥF1/ ΥF2≤[δ]F1 а) m=1, в2=48,16 Ft=1970,9 б) КFα=1,1 в) КFβ=1 г) КFv=1,07 д) ΥF1=3,70 zv1=z1/cos3β=68,17 ΥF2=1,24 zv2=z2/cos3β=272,72 е) Υβ=1-β0/140=0,89 ж) [δ]F1=267,8>143,8[δ]F2=247,2>146,5 δF2=143,8δF1=146,5 Таблица 4.1 Параметры зубчатой цилиндрической передачи
Таблица 4.2 Проверочный расчет
цилиндрический зубчатый привод лесотаска Задача 5. Расчет открытой цилиндрической передачи Проектный расчет . Определяем главный параметр - межосевое расстояние аω, мм аω≥Ка(u+1)3√Т2*103/ψаuоп2[δ]2H*(KHβ) а) Ка=49,5 б) ψа=0,28 в) uоп=4,2 г) Т2=271 Н*м д) [δ]H=366,36Н/мм2 е) KHβ=1 аω≥49,5(4,2+1)3√271*103/0,28*(4,2)2*(366,36)2*1=187,9 ≥89,5 аω=187,9 . Определяем модуль зацепления m, мм m≥2КmТ2*103/d2в2[δ]F а) Кm=6,8 б) в2= ψааω=57,6 в) d2= 2аωu/u+1=332,6 г) [δ]F=257,5 д) аω=187,9, Т2=271, u=4,2, ψа=0,28 m≥2*6,8*271*103/187,9*57,6*257,5=1,32 ≥ 1,32m=2 . Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых передач zΣ=z1+z2=2аω/m=187,9 .Уточняем угол наклона зубьев βmin для косозубых передач β=arccos zΣm/2аω=10 . Определяем число зубьев шестерни z1= zΣ/1+u=187,9/1+4,2=36,13 . Определяем число зубьев колеса z2= zΣ- z1=187,9-36,13=151,77 . Определяем фактическое передаточное число uф и проверить его отклонение Δu от заданного u uф= z2/z1=151,77/36,13=4,2 Δu= ׀uф-u׀/u*100=0 0<0,04 Условия соблюдаются . Определяем фактическое межосевое расстояние аω аω= (z2+z1)m/2=(151,77+36,13)2/2=187,9 . Определяем фактические геометрические параметры передачи, мм Для шестерни для колеса Делительный d1 =mz1/cosβ=72,98 d2 = mz2/cosβ=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= ψааω=52,6 Проверочный расчет . Проверяем межосевое расстояние аω= (d1+d2)/2=188 . Проверяем пригодность заготовки колес Dзаг≤Dпред Dзаг= da1+6мм=82,98 82,98≤125 Sзаг≤SпредSзаг= в2+4мм=56,6 56,6≤80 . Проверяем контактные напряжения δH, Н/мм2 δH=К√Ft(uф+1)/d2в2*КНα КНβ КНv≤ [δ]H а) К=436 б) Ft=2Т2*103/d2=1784,06 в)КНα=1 г) КНv=1,05 δH=340 340≤776,48 условия соблюдаются . Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни δF1 и колеса δF2, Н/мм2 δF2 =ΥF2ΥβFt/ в2m КFαКFv КFβ≤ [δ]F2 δF1 = δF2ΥF1/ ΥF2≤[δ]F1 а) m=2 в2=28Ft=2075б) КFα=1в) КFβ=1 г) КFv=1,04 д) ΥF1=3,78 zv1=z1/cos3β=36,13 ΥF2=1,27 zv2=z2/cos3β=151,77 е) Υβ=1 ж) [δ]F1=267,8>139,4[δ]F2=247,2>144,9 δF2=139,4δF1=144,9 Таблица 5.1 Параметры зубчатой цилиндрической передачи
Таблица 5.2 Проверочный расчет
Задача 6. Нагрузки валов редукторов .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=Ft2tgα/cosβ=358,8 Осевая на колесе Fa2=Ft2 tgβ=470,6 Задача 7. Разработка чертежа общего вида редуктора .1 Выбор материала валов Марка стали 40Х σВ=790 σТ=640 σ-1=375 .2 Выбор допускаемых напряжений на кручение [τ]k=10Н/мм2 -быстроходное [τ]k=20 Н/мм2-тихоходное .3 Определение геометрических параметров ступеней валов
. L=aω+0, 5(da1+da2) =100+0, 5(96, 9+170, 6) =233, 75 . l3=L-l1-l2-l3=233,75-26,76-39,45-13=154,54 Подбор подшипников . Определяем тип, серию и схему установки из.табл.7.2 быстроходный - радиальный шариковый однорядный, легкая (средняя) серия тихоходный - радиальный шариковый однорядный, легкая серия . Выбираем из табл.К27…К30 типоразмер по величине диаметра d внутреннего кольца, равного диаметрам d2 и d4 ступеней вала под подшипники . Основные параметры подшипников
 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||