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 L_h=365L_rt_cL_c

L_r— срок службы привода, лет

t_c— продолжительность смены, ч

L_c— число смен Эксплуатационные характеристики машинного агрегата:

Задача 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

1. Определяем требуемую мощность рабочей машины Р_рм, кВт, Р_рм=Fv

Р_рм= 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 Р_дв, кВт Р_дв= Р_рм / ?

Р_дв= 4,5кВт/0,8=5,6 кВт

4. Определяем номинальную мощность двигателя Р_ном, кВт Р_ном? Р_дв находим из табл.2.1

Р_ном=7,5

5. Выбираем тип двигателя (табл. К9).

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

n_ном= 750 об/мин Выбран: 160S

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

u= n_ном /n_рм=u_зп u_оп

u= n_ном /n_{рм=750/45=16,66}

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

n_рм=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 Р_ном

u₁ (112M, MA, MB)= n_ном1 /n_рм=3000/45=66,7

u₂ (132SM)= n_ном2 /n_рм=1500/45=33,33

u₃ (160S)=n_ном3 /n_рм =750/45=16,67

3. Определяем передаточные числа ступеней привода

a) u_оп=u₁/u_зп =66,7/4=16,6 u_зп=const=4

б) u_оп=u₂/u_зп=33,¾=8,3

в) u_оп=u₃/u_зп=16,67/4=4,2

4. Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Дn_рм, об/мин Дn_рм =n_рмд/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 [n_рм], об/мин

[n_рм]= n_рм±Дn_рм

[n_рм]=45+2,7=47,7 [n_рм]=45−2,7=42,3

6.Определяем фактическое передаточное число привода u_ф:

u_ф= n_ном/[n_рм]=750/47,7=15,7

7. Уточняем передаточные числа закрытой и открытой передач

u_оп= u_ф/u_зп= 15,7/4=3,9

выбрать u_зп=4 u_оп=4,2

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода Таблица 2.1

Тип двигателя 4АМ160S6У3 Р_ном=7,5кВт n_ном=750 об/мин Таблица 2.2

Силовые и кинематические параметры привода

Задача 3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

3.1 Зубчатые передачи

1. Выбор твердости, термообработки и материала колес

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

а) определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_HL1 и колеса К_HL2

К_HL1=⁶vN_HO1/N₁ К_HL2=⁶vN_HO2/N₂

N_HO1=25*10⁶ млн. циклов (по табл.3.3)

260 — 25*10⁶ N_HO1

240 — хN_HO2

N_HO2= 240*25*10⁶/260=23*10⁶

N₁=573щ₁L_h=573*78,5*17*10³=7,6*10⁸

N₂=573*19,6*17*10³=1,9*10⁸

К_HL1=⁶v25*10⁶/7,6*10⁸= 0,6 К_HL2= ⁶v23*10⁶/1,9*10⁸=0,8

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

[д]_HO1=1,8HB_1cp+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= К_HL1 *[д]_HO1=0,6*535=321

[д]_H2= К_HL2 *[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 К_FL1 и колеса К_FL2, если N_1,2>N_FO, то принимают К_FL=1, где N_FO=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= К_FL [д]_FO1=1*267,8=267,8 Н/мм²

[д]_F2= К_FL [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 а_щ, мм а_щ?К_а(u+1)³vТ₂*10³/ш_аu_зп²[д]²_H*(K_Hв)

а) К_а=43 б) ш_а=0,28 в) u_зп=4 г) Т₂=271 Н*м д) [д]_H=324,09 Н/мм²е) K_Hв=1

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

200?172 а_щ=172

2. Определяем модуль зацепления m, мм

m?2К_mТ₂*10³/d₂в₂ [д]_F

а) К_m=5,8 б) в₂= ш_аа_щ=56 в) d₂= 2а_щu/u+1=320

г) [д]_F=257,5 д) а_щ=200, Т₂=271, u=4, ш_а=0,28

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

3. Определяем угол наклона зубьев в_minдля косозубых передач в_min= arcsin3,5m/в₂= arcsin3,5*1/56= arcsin 0,06=3,4 =12⁰

16⁰= arcsin3,5m/в₂

в₂= ш_а а_щ =0,28*172=48,16

в= arcsin3,5/21= arcsin0,25=16⁰

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

z_У=z₁+z₂=2а_щcosв_min/m=2*172cos3,4/1=340,56

5.Уточняем угол наклона зубьев в_min для косозубых передач в=arccosz_Уm/2а_щ=arccos340,56*½*172=8,1 14,2⁰

6. Определить число зубьев шестерни

z₁= z_У/1+u=340,56/1+4=68,11

7. Определяем число зубьев колеса

z₂= z_У— z₁=340,56−68,11=272,45

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

u_ф= z₂/z₁=272,45/68,11=4

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

9. Определяем фактическое межосевое расстояние а_щ

а_щ= (z₂+z₁)m/2cosв=(272,45+68,11)*½ 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 d_a1= d₁ +2m=70,8; d_a2 =d₂ +2m=277

Впадин зубьев d_f1 =d₁ -2,4m=66,4; d_f2=d₂ -2,4m=272,6

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

Проверочный расчет

11. Проверяем межосевое расстояние а_щ

а_щ= (d₁+d₂)/2=(68,8+275)/2=172

12. Проверяем пригодность заготовки колес

D_заг?D_пред D_заг= d_a1+6мм=76,8 ?125

S_заг?S_предS_заг= в₂+4мм=52,16 ?80

13. Проверяем контактные напряжения д_H, Н/мм²

д_H=КvF_t(u_ф+1)/d₂в₂*К_Нб К_Нв К_Нv? [д]_H

а) К=376

б) F_t=2Т₂*10³/d₂=1970,9

в)v=щ₂d₂/2*10³=2,69, то К_Нб=1,1

г) К_Нv=1,03

д_H=366,36?776,48 условия соблюдаются

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни д_F1 и колеса д_F2, Н/мм²

д_F2 =Х_F2Х_вF_t/ в₂m К_FбК_Fv К_Fв?[д]_F2

д_F1= д_F2Х_F1/ Х_F2?[д]_F1

а) m=1, в₂=48,16 F_t=1970,9 б) К_Fб=1,1 в) К_Fв=1 г) К_Fv=1,07

д) Х_F1=3,70 z_v1=z₁/cos³в=68,17

Х_F2=1,24 z_v2=z₂/cos³в=272,72

е) Х_в=1-в⁰/140=0,89 ж) [д]_F1=267,8>143,8[д]_F2=247,2>146,5

д_F2=143,8д_F1=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

1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние а_щ, мм а_щ?К_а(u+1)³vТ₂*10³/ш_аu_оп²[д]²_H*(K_Hв)

а) К_а=49,5 б) ш_а=0,28 в) u_оп=4,2 г) Т₂=271 Н*м д) [д]_H=366,36Н/мм² е) K_Hв=1

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

100?89,5 а_щ=187,9

2. Определяем модуль зацепления m, мм

m?2К_mТ₂*10³/d₂в₂[д]_F

а) К_m=6,8 б) в₂= ш_аа_щ=57,6 в) d₂= 2а_щu/u+1=332,6

г) [д]_F=257,5 д) а_щ=187,9, Т₂=271, u=4,2, ш_а=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

z_У=z₁+z₂=2а_щ/m=187,9

5.Уточняем угол наклона зубьев в_min для косозубых передач в=arccos z_Уm/2а_щ=1⁰

6. Определяем число зубьев шестерни

z₁= z_У/1+u=187,9/1+4,2=36,13

7. Определяем число зубьев колеса

z₂= z_У— z₁=187,9−36,13=151,77

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

u_ф= z₂/z₁=151,77/36,13=4,2

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

9. Определяем фактическое межосевое расстояние а_щ

а_щ= (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

d_a1= d₁ +2m=76,98 d_a2 =d₂ +2m=307,8

Впадин зубьев

d_f1 =d₁ -2,4m=68,18 d_f2=d₂ -2,4m=299

Ширина венца в₁= в₂+2=54,6 в₂= ш_аа_щ=52,6

Проверочный расчет

11. Проверяем межосевое расстояние а_щ= (d₁+d₂)/2=188

12. Проверяем пригодность заготовки колес

D_заг?D_пред D_заг= d_a1+6мм=82,98 82,98?125

S_заг?S_предS_заг= в₂+4мм=56,6 56,6?80

13. Проверяем контактные напряжения д_H, Н/мм²

д_H=КvF_t(u_ф+1)/d₂в₂*К_Нб К_Нв К_Нv? [д]_H

а) К=436 б) F_t=2Т₂*10³/d₂=1784,06 в) К_Нб=1 г) К_Нv=1,05

д_H=340 340?776,48 условия соблюдаются

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни д_F1 и колеса д_F2, Н/мм²

д_F2 =Х_F2Х_вF_t/ в₂m К_FбК_Fv К_Fв? [д]_F2

д_F1 = д_F2Х_F1/ Х_F2?[д]_F1

а) m=2 в₂=28F_t=2075б) К_Fб=1в) К_Fв=1 г) К_Fv=1,04

д) Х_F1=3,78 z_v1=z₁/cos³в=36,13

Х_F2=1,27 z_v2=z₂/cos³в=151,77

е) Х_в=1 ж) [д]_F1=267,8>139,4[д]_F2=247,2>144,9

д_F2=139,4д_F1=144,9

Таблица 5.1

Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Таблица 5.2

Проверочный расчет

Задача 6. Нагрузки валов редукторов

6.1 Силы в зацеплении закрытых передач Цилиндрическая косозубая.

— Окружная на шестерне

F_t1= F_t2=2075

— Радиальная на шестерне

F_r1= F_r2=358,8

— Осевая на шестерне

F_a1= F_a2=470,6

— Окружная на колесе

F_t2=2T₂*10³/d₂=2075

— Радиальная на колесе

F_r2=F_t2tgб/cosв=358,8

— Осевая на колесе

F_a2=F_t2 tgв=470,6

Задача 7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1 Выбор материала валов Марка стали 40Х у_В=790 у_Т=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

1. L=a_щ+0, 5(d_a1+d_a2) =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