Станция технического обслуживания автомобилей марки УАЗ в п. РТС г. Тюмени

№ п/пНаименование оборудованияКол-во1. Предлагаемый опрокидыватель32. Маслосборник МС13. Подставка24. Стойка трансмиссионная25. Комплект приборов для ТО свечей Э-20316. Домкрат подкатной гидравлический27. Зарядное

Станция технического обслуживания автомобилей марки УАЗ в п. РТС г. Тюмени

Дипломная работа

Транспорт, логистика

Другие дипломы по предмету

Транспорт, логистика

Сдать работу со 100% гаранией
1 = 0(4.2)

отсюда

, H.(4.3)

(4.4)

 

(H.)

Тогда

(H)

Кинематическая схема

F = 8747,47 H ≈8,75кH

V = 0,03 м/с

 

4.2.3 Определяем мощность на подъем

P = F×V, Вт.

отсюда

P = 8747,47x0,03 = 262,4 ≈ 263 (Вт) = 0,263 (кВт)

 

4.2.4 КПД привода

 

η = ηкон.пер× ηвинт.пер × ηмуф × ηпод × ηпод× ηпод(4.5)

 

ηкон.пер = 0,95. . . 0,97; Принимаю ηкон.пер.= 0,95

ηвинт.пер = 0,85 . . . 0,95; Принимаю ηвинт.пер = 0,85

ηмуф = 0,98

ηпод = 0,99

Тогда

η = 0,95x×0,85x×0,98×0,99×0,99×0,99 = 0,77

 

.2.5 Определяем требуемую мощность двигателя

 

, кВт(4.6)

 

отсюда

4.2.6 Определяем номинальную мощность двигателя и номинальную частоту вращения двигателя

 

Рном ≥ Рдв(4.7)

 

Для этого воспользуемся таблицей К9

Тогда выбираем следующие варианты двигателей:

Рном = 0,55 кВт

Тип: 4АМ71В6У3

nном = 900 об/мин

Тип: 4АМ80В8У3

nном = 700 об/мин

Тип: 4АМ71А4У3

nном = 1390 об/мин

 

4.2.7 Определяем передаточное число привода

 

(4.8)

 

nрм - частота вращения ходового винта, об/мин

Определяем nрм по формуле

 

(4.9)

 

V - скорость подъема, м/с

Z - число заходов на винте (по стандарту 4)

P - шаг резьбы (по стандарту 2)

тогда

Отсюда определяем передаточное число

 

(4.10)

 

 

(4.11)

 

 

(4.12)

 

Ориентируясь на рекомендуемые значения передаточных чисел, выбираем:

U = 4, nном = 900 об/мин,

Тип двигателя: 4АМ71В6У3

 

4.2.8 Определяем угловую скорость

 

(4.13)

отсюда

Рассчитаем крутящий момент на ходовом винте:

 

(4.14)

 

отсюда

 

4.3 Расчет зубчатой передачи

 

.3.1 Выбор материла зубчатых колес

Принимаем тип зубчатой передачи: коническая

Материал зубчатой пары выбираем по таблице 3.10.

Выберем для шестерни сталь 45 (σв = 900 Н/мм2;

σт = 440 Н/мм2 ;НВ = 230) и для колеса сталь 45 (σв = 590 Н/мм2;

σт = 300 Н/мм2 ;НВ = 200)

 

4.3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

 

[σ]к = 2,75 НВmin × Крк, Н/мм2

 

где - коэффициент режима (4.15)

Принимаем Крк = 1

тогда

[σ]к 1= 2,75×230 = 632,5 (Н/мм2)

[σ]к 2= 2,75×200 = 550 (Н/мм2)

Для конических передач с прямыми и непрямыми зубьями при

НВ1ср - НВ2ср = 20. . .50 рассчитывают по меньшему значению [σ]к из полученных для шестерни [σ]к 1 и колеса [σ]к 2, т.е. по менее прочным зубьям.

Из условия [σ]к 1 = [σ]к 2= 550 Н/мм2

 

4.3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

 

[σ]F1 = KF1×[σ]F01; [σ]F2 = KF2×[σ]F02(4.16)

 

где KF1, KF2 - коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса

Принимаем KF1 = KF2 = 1

[σ]F01, [σ]F02 - допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу и изгибной выносливости

 

[σ]F01=1,03× НВ1ср, Н/мм2(4.17)

[σ]F02=1,03× НВ2ср, Н/мм2(4.18)

 

отсюда

[σ]F01=1,03×230 = 236,9 (Н/мм2)

[σ]F02=1,03×200 = 206 (Н/мм2)

тогда

[σ]F1 = 1×236,9 = 236,9(Н/мм2)

[σ]F2 = 1×206 = 206(Н/мм2)

Расчет модуля зацепления для конических зубчатых передач, с прямыми и непрямыми зубьями, выполняют по меньшему значению [σ]F из полученных для шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F1, т.е. по менее прочным зубьям.

 

4.3.4 Определение внешнего делительного диаметра колеса dе2

 

(4.19)

 

где КНβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

КНβ = 1

υн - коэффициент вида конических колес

υн = 1

отсюда

Округляем до ближайшего нормального линейного размера из таблицы 13.15. [21] по ГОСТ 6636-69

Тогда

 

4.3.5 Определяем углы делительных конусов шестерни δ1 и колеса δ2

 

δ2 = arctg u(4.20)

δ1= 900 - δ2(4.21)

 

отсюда

δ2 = arctg4 = 75,96376 (0)

δ2 = 90 - 75,96376 = 14,03624 (0)

4.3.6 Определяем внешнее конусное расстояние Re, мм

 

(4.22)

 

тогда

 

4.3.7 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b

 

b = ΨR× Re, мм.(4.23)

 

где ΨR = 0,285 - коэффициент ширины венца

тогда

b = 0,285 × 51,5388 = 14, 69 (мм.)

Полученное значение округляем до целого числа по ряду Rа40 табл.13.15 [21]

Отсюда b = 15 мм

 

.3.8 Определяем внешний окружной модуль me

 

, мм(4.24)

 

Где кFβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

кFβ =1 - для прямозубых конических колес

υF - коэффициент вида конических колес

υF =0,85 - для прямозубых конических колес

тогда

= 0,59 (мм)

Принимаем me= 1,5 мм

 

4.3.9 Определяем число зубьев колеса Z2 и Z1

 

(4.25)

(4.26)

 

отсюда

тогда

Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев принимаем , тогда

 

4.3.10 Определяем фактическое передаточное число uф и проверить его отклонение ∆u от заданного u

 

(4.27)

тогда

 

(4.28)

 

 

4.3.11 Определяем действительные углы делительных конусов шестерни δ1 и колеса δ2

 

δ2 = arctg uф(4.29)

δ1= 900 - δ2(4.30)

 

отсюда

δ2 = arctg4 = 75,96376 (0)

δ2 = 90 - 75,96376 = 14,03624 (0)

 

.3.12 Для конических передач с разностью средних твердостей шестерни и колеса НВ1ср - НВ2ср ≤ 100 выбираем из таблицы 4.6. коэффициент смещения инструмента Xe1 отсюда Xe1= 0,45

 

Коэффициент смещения колеса Xe2 равен:

 

Xe2 = - Xe1(4.31)

Xe2 = - 0,45

 

4.3.13 Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса для прямозубой передачи

Определяем делительные диаметры

 

de1 = me × Z1, мм(4.32)

de2 = me × Z2, мм(4.33)

 

отсюда= 1,5 × 18 = 27 (мм)2 = 1,5 × 72 = 109 (мм)

Определяем диаметры вершин зубьев:

 

dаe1 = de1 + 2×(1 + Xe1)× me × cos δ1, мм(4.34)аe2 = de2 + 2×(1 - Xe1)× me × cos δ2, мм(4.35)

 

тогдааe1 = 27 + 2×(1 + 0,45)× 1,5 × cos 14,03624 = 31,22 (мм)аe2 = 108 + 2×(1 - 0,45)× 1,5 × cos 75,96376 = 108,40 (мм)

Определяем диаметры впадин зубьев:

= de1 - 2×(1,2 - Xe1)× me × cos δ1, мм(4.36)= de2 - 2×(1,2 + Xe1)× me × cos δ2, мм(4.37)

 

отсюда= 27 - 2×(1,2 - 0,45)× 1,5 × cos 14,03624 = 24,82 (мм)= 108 - 2×(1,2 + 0,45)× 1,5 × cos 75,96376 = 106,80 (мм)

 

4.3.14 Определяем средний делительный диаметр шестерни d1 и колеса d2

 

d1 ≈ 0,857 de1, мм(4.38)≈ 0,857 de2, мм(4.39)

 

тогда

d1 = 0,857×27 = 23,14 (мм)

d2 = 0,857×108 = 92,56 (мм)

Проверочный расчет

 

4.3.15 Проверяем пригодность заготовок колес

 

Dзаг ≤ Dпред; Sзаг ≤ Sпред(4.40)

 

Диаметр заготовки шестерни

 

Dзаг = dаe + 6 мм, мм(4.41)

 

Dзаг = 31,22 + 6 = 37,22 (мм)

Dпред = 125 мм (табл. 3.2. [21])

Толщину диска или обода колеса принимают меньшей из двух:

заг = 8 me, мм(4.42)

Сзаг = 0,5b, мм(4.43)

 

Тогдазаг = 8 × 1,5 = 12 (мм)

Сзаг = 0,5× 15 = 7,5 (мм)

Sпред = 80 (табл. 3.2.

,22 < 125; 7,5 < 80, следовательно, условие выполняется

 

4.3.16 Проверяем контактные напряжения SH, H/мм2

 

(4.44)

 

Где - окружная сила в зацеплении, H. (4.45)

KHα = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес

KHυ - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по таблице 4.3. [21] в зависимости от окружной скорости V = ω2×d2/(2×103), м/с и степени точности передачи (табл.4.2. [21])

Степень точности равна 9

тогда

KHυ = 1,05

Проверяем условие:

σH = 509,26 H/мм2 <[σ]H = 550 H/мм2, т.е. недогрузка передачи составляет 8%, а по условию недогрузка разрешается до 10%. Следовательно, условие выполняется.

4.3.17 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2

 

(4.46)

(4.47)

 

Где KFα = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес

KFυ - коэффициент динамической нагрузки. Определяется аналогично KHυи YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице 4.7. [21] интерполированием в зави

Похожие работы

<< < 1 2 3 4 5 6 7 8 > >>