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
.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
Параметр
|
Вал
|
|
Мощность Р, кВт
|
ДВ
|
Рдв=5,6
|
|
Б
|
Р1= Рдвŋмŋпк=5,6*0,98*0,99=5,4
|
|
Т
|
Р2= Р1ŋзпŋпк=5,4*0,96*0,99=5,1
|
|
РМ
|
Ррм= Р2ŋопŋпк=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 ω,1/с
|
ДВ
|
ω ном=πnном/30=3,14*750/30=78,5
|
|
Б
|
ω 1=ωном=78,5
|
|
Т
|
ω 2=ω1/uзп=78,5/4=19,6
|
|
РМ
|
ω рм=ω2/uоп=19,6/4,2=4,7
|
Вращающий момент Т, Н*м
|
Дв
|
Тдв=Рдв*103/ωном=5,6*103/78,5=71,3
|
|
Б
|
Т1=Тдвŋмŋпк=71,3*0,98*0,99=69,2
|
|
Т
|
Т2=Тдвuзпŋзпŋпк=71,3*4*0,96*0,99=271
|
|
РМ
|
Трм=Т2uопŋопŋпс=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 ω, 1/с
|
78,5
|
78,5
|
19,6
|
4,7
|
КПД, ŋ
|
0,9
|
0,96
|
Частота вращения n, об/мин
|
750
|
750
|
187,5
|
|
|
|
Вращающий момент Т, Н*м
|
71,3
|
69,2
|
271
|
1003,8
|
Задача 3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых
напряжений
.1 Зубчатые передачи
. Выбор твердости, термообработки и материала колес
Элемент передачи
|
Марка стали
|
D пред. S пред
|
термообработка
|
НВ1ср
|
σв
|
σ-1
|
σ
|
[δ]F
|
|
|
|
|
НВ2ср
|
|
|
|
|
шестерня
|
40Х
|
125
|
У
|
260
|
790
|
375
|
776,4
|
257,5
|
колесо
|
|
80
|
|
240
|
|
|
|
|
. 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
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
Проектный расчет
|
Параметр
|
Значение
|
Параметр
|
Значение
|
Межосевое расстояние aω
|
172
|
Угол наклонения зубьевβ
|
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
|
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 σ, Н/мм2
|
776,48
|
607,7
|
|
Напряжения изгиба, Н/мм2
|
σF1
|
267,8
|
146,5
|
|
|
σF2
|
247,2
|
143,8
|
|
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
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
Проектный расчет
|
Параметр
|
Значение
|
Параметр
|
Значение
|
Межосевое расстояние aω
|
187,9
|
Угол наклонения зубьев β
|
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 σ, Н/мм2
|
776,48
|
601,68
|
|
Напряжения изгиба, Н/мм2
|
σF1
|
267,8
|
144,9
|
|
|
σF2
|
247,2
|
139,4
|
|
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
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
Ступень вала и ее размеры d; l
|
Вал-шестерня цилиндрическая
|
Вал колеса
|
1-я под элемент открытой
передачи или полумуфту
|
d1
|
d1=3√Mk*103/0,2[τ]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
|
. 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
Обозначение
|
Параметры
|
104
|
d=20
|
|
D=42
|
|
B=12
|
|
r=1
|
105
|
d=25
|
|
D=47
|
|
B=12
|
|
r=1
|