Привод к лесотаске

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

.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

. Определяем требуемую мощность рабочей машины

Р_рм, кВт, Р_рм=Fv

Р_рм= Fv= 7,5кН*0,6м/с= 4,5кВт

. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода

Ŋ = ŋ_зп ŋ_оп ŋ_м ŋ_пк ŋ_{пс =} 0,96*0,90*0,98²*0,99*0,98=0,8

. Определяем требуемую мощность двигателя Р_дв, кВт

Р_дв= Р_рм / ŋ

Р_дв= 4,5кВт/0,8=5,6 кВт

. Определяем номинальную мощность двигателя Р_ном, кВт

Р_ном ≥ Р_дв находим из табл.2.1

Р_ном=7,5

. Выбираем тип двигателя (табл. К9).

M, MA, MB; 132 SM; 160S

n_ном= 750 об/мин

Выбран: 160S

.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

. 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=66,7₂ (132SM)= n_ном2 /n_рм=1500/45=33,33₃ (160S)=n_ном3 /n_рм =750/45=16,67

. 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=33,3/4=8,3

в) u_оп=u₃/u_зп=16,67/4=4,2

. Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Δn_рм, об/мин

Δn_рм =n_рмδ/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 [n_рм], об/мин

[n_рм]= n_рм±Δn_рм

[n_рм]=45+2,7=47,7 [n_рм]=45-2,7=42,3

.Определяем фактическое передаточное число привода u_ф:

u_ф= n_ном/[n_рм]=750/47,7=15,7

. 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

.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

.1 Зубчатые передачи

. Выбор твердости, термообработки и материала колес

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

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

К_HL1=⁶√N_HO1/N₁ К_HL2=⁶√N_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*10⁶₁=573ω₁L_h=573*78,5*17*10³=7,6*10⁸₂=573*19,6*17*10³=1,9*10⁸

К_HL1=⁶√25*10⁶/7,6*10⁸= 0,6 К_HL2= ⁶√23*10⁶/1,9*10⁸=0,8

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

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

[δ]_H2= К_HL2 *[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 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

[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= К_FL [δ]_FO1=1*267,8=267,8 Н/мм²

[δ]_F2= К_FL [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 а_ω, мм

а_ω≥К_а(u+1)³√Т₂*10³/ψ_аu_зп²[δ]²_H*(K_Hβ)

а) К_а=43 б) ψ_а=0,28 в) u_зп=4 г) Т₂=271 Н*м

д) [δ]_H=324,09 Н/мм²е) K_Hβ=1

а_ω≥43(4+1)³√ 271*10³/0,28*(4)²*(324,09)²*1=172

≥172 а_ω=172

. Определяем модуль зацепления m, мм

m≥2К_mТ₂*10³/d₂в₂ [δ]_F

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

г) [δ]_F=257,5 д) а_ω=200, Т₂=271, u=4, ψ_а=0,28

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

. Определяем угол наклона зубьев β_minдля косозубых передач

β_min= arcsin3,5m/в₂= arcsin3,5*1/56= arcsin 0,06=3,4 =12⁰

в₂= ψ_а а_ω =0,28*172=48,16

β= arcsin3,5/21= arcsin0,25=16⁰

. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых передач

z_Σ=z₁+z₂=2а_ωcosβ_min/m=2*172cos3,4/1=340,56

5.Уточняем угол наклона зубьев β_min для косозубых передач

β=arccosz_Σm/2а_ω=arccos340,56*1/2*172=8,1 14,2⁰

. Определить число зубьев шестерни

z₁= z_Σ/1+u=340,56/1+4=68,11

. Определяем число зубьев колеса

z₂= z_Σ- z₁=340,56-68,11=272,45

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

u_ф= z₂/z₁=272,45/68,11=4

Δu= ׀u_ф-u׀/u*100=0<0,03 Условия соблюдаются

. Определяем фактическое межосевое расстояние а_ω

а_ω= (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 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= ψ_аа_ω=0,28*172=48,16

Проверочный расчет

. Проверяем межосевое расстояние а_ω

а_ω= (d₁+d₂)/2=(68,8+275)/2=172

. 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

. Проверяем контактные напряжения δ_H, Н/мм²

δ_H=К√F_t(u_ф+1)/d₂в₂*К_Нα К_Нβ К_Нv≤ [δ]_H

а) К=376

б) F_t=2Т₂*10³/d₂=1970,9

в)v=ω₂d₂/2*10³=2,69, то К_Нα=1,1

г) К_Нv=1,03

δ_H=366,36≤776,48 условия соблюдаются

. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни δ_F1 и колеса δ_F2, Н/мм²

δ_F2 =Υ_F2Υ_βF_t/ в₂m К_FαК_Fv К_Fβ≤[δ]_F2

δ_F1= δ_F2Υ_F1/ Υ_F2≤[δ]_F1

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

д) Υ_F1=3,70 z_v1=z₁/cos³β=68,17

Υ_F2=1,24 z_v2=z₂/cos³β=272,72

е) Υ_β=1-β⁰/140=0,89 ж) [δ]_F1=267,8>143,8[δ]_F2=247,2>146,5

δ_F2=143,8δ_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

. Определяем главный параметр - межосевое расстояние а_ω, мм

а_ω≥К_а(u+1)³√Т₂*10³/ψ_аu_оп²[δ]²_H*(K_Hβ)

а) К_а=49,5 б) ψ_а=0,28 в) u_оп=4,2 г) Т₂=271 Н*м

д) [δ]_H=366,36Н/мм² е) K_Hβ=1

а_ω≥49,5(4,2+1)³√271*10³/0,28*(4,2)²*(366,36)²*1=187,9

≥89,5 а_ω=187,9

. Определяем модуль зацепления m, мм

m≥2К_mТ₂*10³/d₂в₂[δ]_F

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

г) [δ]_F=257,5 д) а_ω=187,9, Т₂=271, u=4,2, ψ_а=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

z_Σ=z₁+z₂=2а_ω/m=187,9

.Уточняем угол наклона зубьев β_min для косозубых передач

β=arccos z_Σm/2а_ω=1⁰

. Определяем число зубьев шестерни

z₁= z_Σ/1+u=187,9/1+4,2=36,13

. Определяем число зубьев колеса

z₂= z_Σ- z₁=187,9-36,13=151,77

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

u_ф= z₂/z₁=151,77/36,13=4,2

Δu= ׀u_ф-u׀/u*100=0 0<0,04 Условия соблюдаются

. Определяем фактическое межосевое расстояние а_ω

а_ω= (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

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= ψ_аа_ω=52,6

Проверочный расчет

. Проверяем межосевое расстояние

а_ω= (d₁+d₂)/2=188

. 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

. Проверяем контактные напряжения δ_H, Н/мм²

δ_H=К√F_t(u_ф+1)/d₂в₂*К_Нα К_Нβ К_Нv≤ [δ]_H

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

δ_H=340 340≤776,48 условия соблюдаются

δ_F2 =Υ_F2Υ_βF_t/ в₂m К_FαК_Fv К_Fβ≤ [δ]_F2

δ_F1 = δ_F2Υ_F1/ Υ_F2≤[δ]_F1

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

д) Υ_F1=3,78 z_v1=z₁/cos³β=36,13

Υ_F2=1,27 z_v2=z₂/cos³β=151,77

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

δ_F2=139,4δ_F1=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

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

Осевая на колесе

F_a2=F_t2 tgβ=470,6

Задача 7. Разработка чертежа общего вида редуктора

.1 Выбор материала валов

Марка стали 40Х

σ_В=790 σ_Т=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=a_ω+0, 5(d_a1+d_a2) =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