Проектирование нового участка по текущему ремонту автомобилей

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 30 Марта 2014 в 06:18, дипломная работа

Краткое описание

Одним из важных факторов продления срока службы автомобиля до капитального ремонта или списания, является своевременное и качественное обслуживание и текущий ремонт. Поэтому в этой работе предлагается введение в эксплуатацию дополнительного участка по текущему ремонту автомобилей, расположенного в пос. Вольно-Надежденское, проектирование которого будет рассмотрено ниже.

Прикрепленные файлы: 1 файл

диплом автомобили и автомобильное хозяйство.doc

— 3.85 Мб (Скачать документ)

Проверим перегиб каната на блоке подвески, предварительно найдя е для вновь проектируемых электроталей он равен 22

 

dке = 8,1 · 22 = 178,2 мм.

 

Dбл = Dбл0 + dк = 200 + 8,1 = 208,1 мм.

 

Dбл ≥ dке

 

Следовательно условие выполняется.

 

3.5. Основные размеры установки барабана

 

Значение Dб0 выбираем из нормального ряда диаметров.

 

Dб0 = 320 мм.

 

значит

 

Dб = Dб0 + dк = 320 + 8,1 = 328,1  мм

 

Найдем рабочую длину каната соответствующую одному нарезному участку

 

Lк.р. = Huп = 9 · 2 = 18 м.

 

Находим число рабочих витков, соответствующих одному нарезному участку

 

.

 

Принимая число неприкосновенных витков zнепр = 1,5, крепление каната на барабане предполагается с помощью закладного клина, по этому число витков для крепления конца каната zкр. не предусматривается, шаг нарезки t

 

t = (1,1...1,23) · dк = 1,1 · 8,1 = 8,91 принимаем 9 мм.

 

определяем длину одного нарезного участка

 

 мм.

 

принимаем 168 мм

  Находим длину гладкого концевого участка

 

lк = (4...5)dк = 5 · 8,1 = 40,5 мм.

 

принимаем lк = 42 мм.

Длину гладкого среднего участка принимаем равным расстоянию между осями блоков крюковой подвески

 

Внар = l0 = 140 мм.

 

Находим длину барабана

 

Lб = 168 ·2 + 42 · 2 + 140 = 560 мм

 

Значение минимально допускаемого расстояния между блоком крюковой подвески и осью барабана

hмин = 3Dб = 3 · 328,1 = 984,3 мм

 

принимаем 990 м.

Точных формул для определения величин δ, Воп, не существует, для принятия приближенных значений используем соотношения подобия, полученные путем анализа существующих конструкций рис. 3.3.

Принимаем δ = 15 мм, а Воп, = 60 мм., отсюда,

 

Lуст.б = δ · 2 + Воп · 2 + Lб = 15 · 2 + 60 · 2 + 560 = 710 мм.

 

L = 650 мм.

Рис. 3.3 Основные размеры установки барабана

 

3.6. Выбор электродвигателя

 

Предварительное значение КПД механизма примем равным ηпр = 0,85.

Определяем максимальную статическую мощность

 

кВт

 

С учетом коэффициента использования мощности

 

Nдв = kNст.max = 0,8 · 4,8 = 3,84 кВт.

 

Выбираем  двигатель  KG  2011-D6 имеющий параметры: Nдв = 4,5 кВт, ПВдв = 40%, nдв = 920 об/мин, dв.дв = 30 мм , mдв = 62 кг. Электродвигатель имеет встроенный конусный тормоз, Мп = Мт = 78 Н·м.

 

3.7. Выбор соединительной муфты

 

Для соединения валов двигателя и редуктора, выбираем упругую муфту со звездочкой. Такая муфта хорошо компенсирует неточности монтажа, и может передавать крутящий момент, необходимый для имеющейся тали.

Диаметры концов валов: dв.дв = 30 мм., dв.быстр = 25 мм. Из ГОСТа 14084–93 муфты упругие со звездочкой, выбираем типоразмер , муфта 125 – 30 – 25 ГОСТ 14084–93. Данная муфта имеет параметры: Т = 125 Н·м.

 

3.8. Расчет редуктора

 

 В результате проведенного анализа существующих редукторов механизмов подъема принято решение о проектировании редуктора по следующей схеме (рис. 3.4):

Рис. 3.4 Схема редуктора

 

Передаточное число редуктора uр = 56.

Угловая скорость ведущего вала n1 = 920 мин–1

Номинальный крутящий момент ведущего вала 78 Н·м

 

Кинематический расчет

 

Разбиваем передаточное число редуктора по ступеням. По ГОСТу 2185–66 выбираем передаточное число первой ступени u = 8, передаточное число второй ступени u′ = 7,1. Для облегчения подбора зубьев корректируем u′ = 7,2, такое отклонение считается допустимым.

Фактическое передаточное число:

 

uр = u + u′ = 8 + 7,2 = 56,7

 

Такое значение допускается, т.к. фактическое значение передаточного числа, не должно отличаться от номинального более, чем на 4% при u > 4,5.

1.2. Определение чисел зубьев  колес.

1.2.1. Для первой ступени u, принимаем количество сателлитов i = 2. Числа зубьев выражаем через z1

 

 

 

Подбором, учитывая при этом, что должно соблюдаться неравенство  z1 ≥ 17 принимаем z1 = 40.

Находим:

 

z4 = 7 · 40 = 280

 

z2 = 3 · 40 = 120

 

γ = 4 · 40 = 160

 

Проверка правильности выбора числа зубьев.

Фактическое передаточное число при принятых числах зубьев:

 

 

Условие соосности (числа зубьев сателлитов):

 

 

Условие сборки:

 

 

γ = 160 – целое число, условие сборки выполняется.

Условие соседства, при котором сателлиты размещаются в коронке, не задевая друг за друга зубьями. Для некорригированных передач это условие приводит к неравенству:

 

 

 

40 > 2

Для второй ступени u′, принимаем количество сателлитов i′ = 3

 

 

 

 

Так же, учитывая неравенство z1 ≥ 17 принимаем z′1 = 40.

Находим:

 

z′4 = 6,2 · 40 = 248

 

z′2 = 2,6 · 40 = 104

 

γ′ = 2,4 · 40 = 96

Фактическое передаточное число:

 

 

Условие соосности:

 

 

Условие сборки:

 

 

γ′ = 96 – целое число, условие сборки выполняется.

Условие соседства:

 

 

20,7 > 2

 

Определение угловых скоростей

Для первой ступени u.

Угловая скорость водила (абсолютная):

 

 мин–1

 

Угловая скорость солнечного колеса в относительном движении:

 

 мин–1

 

Передаточное отношение между солнечным колесом и водилом в относительном движении (при остановленном водиле):

 

 

Относительная угловая скорость сателлита:

 

 мин–1

 

Для второй ступени u′

Угловая скорость водила (абсолютная):

 

 мин–1

 

Угловая скорость солнечного колеса в относительном движении:

 

 мин–1

 

Передаточное отношение между солнечным колесом и водилом в относительном движении:

 

 

Относительная угловая скорость сателлита:

 

 мин–1

 

 

Определение КПД передачи и вращающих моментов

Определение КПД

Принимаем для всех опор подшипники качения. Смазка зацеплений – окунанием в масляную ванну. Точность изготовления колес 7–В ГОСТ 1643–81. При этом КПД двух ступеней передач (с внешним и внутренним зацеплением) при остановленном водиле:

 

 

КПД планетарной передачи:

 

 

 

КПД редуктора с учетом потерь в восьми парах подшипников для каждого из которых ηп = 0,99:

 

 

Номинальные моменты на промежуточном и ведомом валу:

 

 

 Н·м

Где η = 0,97 КПД первой ступени редуктора с учетом потерь в трех парах подшипников.

 

 Н·м

 

Расчет зацепления на прочность

Выбор материалов зубчатых колес

Для получения меньших габаритов редуктора, принимаем для всех колес сталь 40 ХН, термообработка – нормализация, при предполагаемых диаметрах заготовок до 500 мм., принимаем твердость НВ 240, предел прочности σв = 736 Мн/м2.

Для материалов с твердостью не выше НВ 350 в качестве базового числа циклов при определении пределов контактной выносливости принимаем Nбаз = 107 и следовательно коэффициенты режима при расчетах на контактную прочность и изгиб kрк = kри = 1.

Допускаемые контактные напряжения:

 

 мН/м2

 

Допускаемые напряжения изгиба для центральных колес при пульсирующем цикле:

 

 

Предел выносливости:

 

 мН/м2

Принимая для колес прошедших нормализацию коэффициент запаса прочности [n] = 1,5 и коэффициент концентрации напряжений у корня зуба kσ = 1,6 получаем:

 

 мН/м2

 

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев сателлитов работающих обеими сторонами:

 

 

При одинаковых материалах сателлитов и центральных колес:

 

 мН/м2

 

Определение межосевого расстояния из расчета на контактную прочность.

При одинаковых допускаемых напряжениях для колес обеих пар, расчет на прочность производится для пары колес внешнего зацепления.

Так как z1 < z2, а z′1 < z′2, то шестернями являются солнечные колеса.

Передаточные числа рассчитываемых пар:

 

u12 = 3, u′12 = 2,6

 

Коэффициент нагрузки в предположении не симметричного расположения колес относительно опор принимаем К = 1,5.

Приведенное число сателлитов:

i′ = i – 0,7

 

при i = 2:

 

i′ = 2 – 0,7 = 1,3

 

при i = 3:

 

i′ = 3 – 0,7 = 2,3

 

Расчетные моменты на шестернях:

 

 

 Н·м

 

 Н·м

 

Находим наибольшее значение коэффициента ширины колес:

при u12 = 3 и двух сателлитах:

 

 

при u′12 = 2,6 и трех сателлитах:

 

Требуемое межосевое расстояние:

 

 

м = 108 мм

 

м = 113 мм

 

Модуль зацепления при суммарных числах зубьев:

 

 

 

 

 

 мм.

 

 мм.

 

Согласно ГОСТ 9563–60 принимаем m = 1,25 мм, m′ = 1,5 мм.

Межосевое расстояние при принятых модулях:

 

 мм.

 

 мм.

 

Рабочая ширина колес:

 

 

В = 0,4 · 100 = 40 мм.

 

В′ = 0,93 · 108 = 100 мм.

 

Проверка прочности зубьев на изгиб.

Коэффициенты шестерни и колеса:

при z1 = 40  y1 = 0,442

при z2 = 120 y2 = 0,485

при z′1 = 40  y′1 = 0,442

при z′2 = 104 y′2 = 0,482

Расчет напряжения изгиба в опасном сечении зуба шестерни:

 

 

 мН/м2

 

162,1 мН/м2 < [σ0]1

 

 мН/м2

 

125,96 мН/м2 < [σ0]1

 

Тоже зубьев колес:

 

 мН/м2

 

147,7 мН/м2 < [σ-1]2

 

 мН/м2

 

115,5 мН/м2 < [σ-1]2

 

Геометрический расчет передачи

 

Диаметры делительных окружностей.

d = mz

 

d1 = 1,25 · 40 = 50 мм

 

d2 = 1,25 · 120 = 150 мм

 

d4 = 1,25 · 280 = 350 мм

 

d′1 = 1,5 · 40 = 60 мм

 

d′2 = 1,5 · 104 = 156 мм

 

d′4 = 1,5 · 248 = 372 мм

 

Проверка межосевого расстояния.

 

 

 

 мм

 

 мм

 

 мм

 

 мм

 

Диаметры окружностей выступов и впадин. Для колес с внешними зубьями:

 

 мм

 мм

 

 мм

 

 мм

 

 

 мм

 

 мм

 

 мм

 

мм

 

Для колес с внутренними зубьями:

Информация о работе Проектирование нового участка по текущему ремонту автомобилей