Автор работы: Пользователь скрыл имя, 30 Марта 2014 в 06:18, дипломная работа
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.
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
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
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):
Угловая скорость солнечного колеса в относительном движении:
Передаточное отношение между солнечным колесом и водилом в относительном движении (при остановленном водиле):
Относительная угловая скорость сателлита:
Для второй ступени u′
Угловая скорость водила (абсолютная):
Угловая скорость солнечного колеса в относительном движении:
Передаточное отношение между солнечным колесом и водилом в относительном движении:
Относительная угловая скорость сателлита:
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:
Где η = 0,97 КПД первой ступени редуктора с учетом потерь в трех парах подшипников.
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:
Допускаемые напряжения изгиба для центральных колес при пульсирующем цикле:
Предел выносливости:
Принимая для колес прошедших нормализацию коэффициент запаса прочности [n] = 1,5 и коэффициент концентрации напряжений у корня зуба kσ = 1,6 получаем:
Допускаемые напряжения изгиба для зубьев сателлитов работающих обеими сторонами:
При одинаковых материалах сателлитов и центральных колес:
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:
Находим наибольшее значение коэффициента ширины колес:
при u12 = 3 и двух сателлитах:
при u′12 = 2,6 и трех сателлитах:
Требуемое межосевое расстояние:
Модуль зацепления при суммарных числах зубьев:
Согласно ГОСТ 9563–60 принимаем m = 1,25 мм, m′ = 1,5 мм.
Межосевое расстояние при принятых модулях:
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:
162,1 мН/м2 < [σ0]1
125,96 мН/м2 < [σ0]1
Тоже зубьев колес:
147,7 мН/м2 < [σ-1]2
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.
Диаметры окружностей выступов и впадин. Для колес с внешними зубьями:
Для колес с внутренними зубьями:
Информация о работе Проектирование нового участка по текущему ремонту автомобилей