Теория и конструкция машин и оборудования лесного комплекса
Назначение главной передачи автомобиля МАЗ-509 и требования, предъявляемые к ней. Кинематическая схема проектируемого узла. Подбор материала для основных деталей. Определение числа зубьев шестерен главной передачи. Расчет на контактную усталость.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 02.07.2011 |
| Размер файла | 564,3 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
Высшего профессионального образования
Специальность 1704
Курсовой проект
по дисциплине "Теория и конструкция машин и оборудования лесного комплекса"
Выполнил студент
МФ-4 группы 5а
Проверил преподаватель
Оглавление
- 1. Назначение главной передачи автомобиля МАЗ-509 и требования, предъявляемые к ней
- 2. Кинематическая схема проектируемого узла
- 3. Подбор материала для основных деталей
- 4. Определение числа зубьев шестерен главной передачи
- 4.1 В случае применения непланетарного редуктора автомобиля МАЗ-509
- 4.2 Определение расчетного момента на будущем валу главной передачи
- 4.3 Выбор исходных данных для расчета конической передачи с круговыми зубьями
- 5. Расчет на контактную усталость
- 5.1 Расчет контактных напряжений конической зубчатой пары выполняют по формуле:
- 5.2 Расчетный момент на валу шестерни, Н·м
- 5.3 Допускаемое напряжение при длительном пределе контактной выносливости
- 6. Расчет зубьев на усталость при изгибе
- 6.1 Расчетное напряжение изгиба, МПа
- 6.2 Допускаемое напряжение, МПа
- 7. Расчет зубчатых колес на прочность
- 7.1 Коэффициент максимальной динамической нагрузки
- 7.2 Максимальное контактное напряжение на активных поверхностях зубьев, МПа
- 7.3 Максимальное напряжение изгиба, МПа
- 7.4 Условие достаточной контактной прочности активных поверхностей зубьев
- 8. Расчет валов главной передачи на статическую прочность
- 8.1 Предварительный диаметр ведущего вала в опасном сечении, мм
- 8.2 Усилия в конической передаче, Н
- 8.3 Радиальная сила, перпендикулярная оси шестерни, Н
- 8.4 Осевая сила, параллельная оси шестерни, Н
- 8.5 Радиальная и осевая силы, действующие на ведомое колесо, Н:
- 9. Выбор подшипников
- 9.1 Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника, Н
- 9.2 Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник с учетом доли работы главной передачи на всех передачах в коробке передач
- 9.3 Фактическое число циклов нагружения подшипника за весь срок службы
- 10. Сравнение конструкции разработанного узла с аналогичным узлом прототипа
- 8. Список использованной литературы
1. Назначение главной передачи автомобиля МАЗ-509 и требования, предъявляемые к ней
Главная передача предназначена для увеличения крутящего момента и уменьшения скорости вращения ведущих колес до необходимых значений, а также для передачи вращательного движения под углом.
Главная передача должна удовлетворять следующим требованиям:
обеспечивать высокие тягово-динамические качества и топливную экономичность;
иметь высокий коэффициент полезного действия;
обеспечивать низкий уровень вибрации и шума;
иметь минимальные размеры по высоте от осевой линии: вниз - для удовлетворения дорожного просвета; вверх - для снижения уровня пола;
обладать достаточной прочностью и жесткостью при минимальной массе.
Главные передачи по числу, виду и расположению зубчатых колес подразделяются на одинарные, двойные, конические, гипоидные, цилиндрические, червячные, центральные, двойные, разнесенные двойные, двухступенчатые.
Одинарная коническая главная передача применяется на легковых и грузовых автомобилях малой грузоподъемности.
Более широкое распространение получила одинарная гипоедная главная передача, обладающая рядом преимуществ: повышенной несущей способностью по контактным напряжениям, плавностью работы и бесшумностью.
Одинарная цилиндрическая главная передача широко используется на легковых автомобилях, в особенности переднеприводных, при поперечном расположении двигателя.
Одинарная червячная передача позволяет получить передаточное число более 7. Однако низкий по сравнению с конической и гипоидной передачей кпд червячной передачи, пониженная несущая способность при тех же габаритах и несколько повышенная стоимость производства ограничивают область применения таких передач.
Двойная разнесенная главная передача состоит из центрального редуктора с одинарной конической передачей и межколесным дифференциалом, за которым расположены два редуктора в приводе каждого ведущего колеса.
Двойная центральная главная передача имеет большие размеры, массу и стоимость по сравнению с одинарной, но позволяет получить большие передаточное число без уменьшения дорожного просвета под картером главной передачи.
2. Кинематическая схема проектируемого узла
Кинематическая схема проектируемого узла - двойная разнесенная главная передача. Кинематическая схема проектируемого узла приведена на рисунке 1.
Рисунок 1 Кинематическая схема двойная разнесенная главная передача проектируемого узла
3. Подбор материала для основных деталей
Ведущая коническая шестерня изготовляется из материала 20ХГНМТА, подвергнута цементации на глубину 1,2.1,5 мм до твердости поверхности зубьев HRC 57.64, и сердцевины зубьев HRC 32.45.
Ведомая коническая шестерня изготовляется из материала 15ХГН2ТА, подвергнута цементации на глубину 1,2.1,5 мм до твердости поверхности зубьев HRC 57.64, и сердцевины зубьев HRC 32.45; также для улучшения приработки она подвергнута фосфатации.
Характеристика материала по ГОСТу:
20ХГНМТА:
20% углерода, 1,5% хрома, 1,5% марганца, 1,5% никеля, 1,5% молибдена, 1,5% титана, А - высококачественная сталь.
15ХГН2ТА:
15% углерода, 1,5% хрома, 1,5% марганца, 1,5% никеля, 2,0% титана, А - высококачественная сталь.
машина конструкция передача автомобиль
4. Определение числа зубьев шестерен главной передачи
4.1 В случае применения непланетарного редуктора автомобиля МАЗ-509
(1)
где - число зубьев коронной шестерни;
- число зубьев солнечной шестерни, ;
- число зубьев шестерни, колеса, ;
- передаточное число конической пары шестерен, ;
- передаточное число непланетарной передачи,
4.2 Определение расчетного момента на будущем валу главной передачи
4.2.1 За расчетный момент принимают наименьший из двух моментов:
по двигателю: (2)
по сцеплению: (3)
где - максимальный крутящий момент двигателя, ;
- передаточное число коробки передач на низшей передаче,
- передаточное число раздаточной коробки на низшей передаче,
- сцепной вес автомобиля, приходящийся на рассчитываемый мост,
- максимальный коэффициент сцепления шины с дорогой,
- радиус качения колеса,
по двигателю
по сцеплению
4.2.2 Расчеты на прочность выполнить по максимальному динамическому моменту :
(4)
где - коэффициент максимальной динамической нагрузки, изменяется в зависимости от типа автомобиля в пределах 1,5…3,0.
4.3 Выбор исходных данных для расчета конической передачи с круговыми зубьями
4.3.1 Внешнее конусное расстояние , мм
(5)
4.3.2 Внешний окружной модуль, мм
(6)
4.3.3 Ширина зубчатого венца, мм
(7)
Принимаем b =55 мм согласно ГОСТу 12289-76.
4.3.4 Среднее конусное расстояние, мм
(8)
4.3.5 Средний угол наклона линии зуба, град,
(9) ,
4.3.6 Средний нормальный модуль, мм
(10)
4.3.7 Конические передачи с круговыми зубьями общего назначения при мм должны выполнятся с параметрами исходного контура по ГОСТ 19326-73:
; ; ;
4.3.8 Конические передачи автомобильных трансмиссий выполняют обычно равносмещенными
4.3.9 Коэффициент изменения толщины зуба
4.3.10 Угол делительного конуса:
(11)
4.3.11 Средние начальные диаметры:
(12)
(13)
4.3.12 Относительная ширина контакта шестерни
(15)
4.3.13 Число зубьев эквивалентной шестерни (колеса):
(16)
(17)
4.3.14 Коэффициент осевого перекрытия
(18)
4.3.15 Остальные геометрические параметры шестерни и колеса конической передачи рассчитывают по ГОСТ 19326-73.
5. Расчет на контактную усталость
5.1 Расчет контактных напряжений конической зубчатой пары выполняют по формуле:
(19)
где - коэффициент, учитывающий механические свойства материала шестерни и колеса
- коэффициент Пуассона, для остальных зубчатых колес
- коэффициент нагрузки
- коэффициент, , для автомобильных передач
Коэффициент нагрузки можно определить по формуле
где - коэффициенты, учитывающие соответственно распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.
5.2 Расчетный момент на валу шестерни, Н·м
(20)
где - крутящий момент на карданном валу при включении I, II, III
передач при максимальной мощности двигателя;
- показатель степени кривой контактной выносливости, для стальных колес
принимают ;
- число циклов при работе автомобиля на каждой передаче,
;
- время работы на соответствующей передаче, ч ;
- нормативный пробег автомобиля до капитального ремонта, км;
- средняя скорость на i-й передаче, км/ч; ;
- средняя скорость автомобиля на прямой передаче, км/ч ;
- передаточное число трансмиссии до главной передачи на i-й передаче;
- относительное время работы автомобиля на передаче;
- расчетная чистота вращения, равная половине частоты вращения при максимальной мощности двигателя, мин-1
- коэффициент пробега, характеризующий отношение долговечности детали при расчетном моменте и действительном нагрузочном режиме ;
- базовое число циклов, для зубчатых колес с твердостью Н>НБС 56
Таблица 1
|
Номер передачи |
||||||||||
|
, Н·м |
, км/ч |
, ч |
, Н·м |
, км/ч |
, ч |
|||||
|
I |
5778 |
4,21 |
1425,18 |
2821856 |
6934 |
3,51 |
1709,4 |
3384612 |
0,03 |
|
|
II |
2889 |
8,41 |
2853,75 |
5650425 |
3467 |
7,01 |
3423,68 |
6778886 |
0,12 |
|
|
III |
1448 |
16,81 |
3569,3 |
7067214 |
1738 |
14,01 |
4282,66 |
8479667 |
0,30 |
|
|
IV |
724 |
33,60 |
2381 |
4714380 |
869 |
28,00 |
2857,14 |
565714 |
0,40 |
|
|
V |
579 |
42,00 |
714,29 |
1414294 |
695 |
35,00 |
857,14 |
1697137 |
0,15 |
При
При
5.3 Допускаемое напряжение при длительном пределе контактной выносливости
, (21)
где - предел контактной выносливости, ; твердость зуба HRC=55.63;
- коэффициент безопасности для колес с поверхностным упрочнением, ;
- коэффициенты, учитывающие влияние соответственно параметров шероховатости поверхности, скорости и размеров; при проектировании считают , МПа.
6. Расчет зубьев на усталость при изгибе
6.1 Расчетное напряжение изгиба, МПа
, (22)
где - исходная расчетная окружная сила, Н; ;
- коэффициент нагрузки, при расчете на усталостную прочность принимают ;
- коэффициент напряжения изгиба; ;
- коэффициент, определяемый по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев ZV коэффициента смещения x; ;
- коэффициенты, учитывающие параметры парного зубчатого колеса, угол профиля, радиус кривизны переходной кривой профиля зуба, принятое перераспределение толщины сопряженных зубьев.
Для конических передач можно принять .
6.2 Допускаемое напряжение, МПа
, (23)
где - предел выносливости по изгибу; для материалов, применяемых в главных передачах в соответствии с ГОСТ 21354-75, МПа;
- коэффициент безопасности, .
МПа.
7. Расчет зубчатых колес на прочность
7.1 Коэффициент максимальной динамической нагрузки
, (24)
где - максимальный динамический момент;
- расчетный момент; .
Принимаем .
7.2 Максимальное контактное напряжение на активных поверхностях зубьев, МПа
, (25)
МПа.
7.3 Максимальное напряжение изгиба, МПа
, (36), МПа.
7.4 Условие достаточной контактной прочности активных поверхностей зубьев
, (37)
где - предельное контактное напряжение, при котором возможно повреждение активной поверхности зуба от однократного действия динамической нагрузки.
8. Расчет валов главной передачи на статическую прочность
8.1 Предварительный диаметр ведущего вала в опасном сечении, мм
, (38)
мм.
8.2 Усилия в конической передаче, Н
окружное ; (39)
радиальное ; (40)
осевое , (41)
где - половина угла при вершине начального конуса шестерни.
Н,
Н,
Н.
8.3 Радиальная сила, перпендикулярная оси шестерни, Н
, (42)
Н.
8.4 Осевая сила, параллельная оси шестерни, Н
, (43)
Н.
8.5 Радиальная и осевая силы, действующие на ведомое колесо, Н:
.
Для определения радиальных и осевых реакций в опорах вала вычерчивают в аксонометрии схемы валов с шестернями и обозначением сил , координаты точек их приложения, а также вертикальные, горизонтальные и суммарные реакции.
Расчет ведущего вала главной передачи автомобиля МАЗ-509:
Вертикальная плоскость
проверка
Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:
Рисунок 2 Эпюра изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости
Горизонтальная плоскость
Рисунок 3 Эпюра изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости
проверка
Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости:
Изгибающий момент в опасном сечении вала, Н·мм
, (44)
где - изгибающие моменты соответственно в вертикальных и горизонтальных плоскостях, Н·мм;
Н·мм.
Крутящий момент будет:
, (45)
Н·м.
Определяем диаметр ведущего вала, мм
, (46)
где - допускаемое напряжение изгиба, ;
n - требуемый коэффициент запаса прочности, [n] =2,0;
- коэффициент концентрации напряжении, ;
- предел выносливости материала, ;
, ,
Окончательно принимаем диаметр ведущего вала главной передачи МАЗ-509 по ГОСТ 6636-69 равный 55 мм.
Напряжение кручения, МПа , (47)
где - момент сопротивления при кручении, мм3;
;
Коэффициент запаса прочности по пределу текучести:
по напряжениям изгиба ,
где - коэффициент, зависящий от абсолютных размеров; [1];
по напряжениям кручения
Коэффициент запаса прочности по пределу прочности:
по напряжениям изгиба ,
где - коэффициент, зависящий от абсолютных размеров; [1];
по напряжениям кручения
Общий коэффициент запаса прочности:
по пределу текучести , (48)
,
по пределу прочности , (49)
.
Условия достаточной прочности вала:
в нашем случаи ,
в нашем случаи ,
т.е. удовлетворяют условиям достаточной прочности.
Расчет ведомого вала главной передачи автомобиля МАЗ-509:
Вертикальная плоскость
проверка
Рисунок 4 Схема ведомого вала и эпюра изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости в вертикальной плоскости
Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости
Горизонтальная плоскость
проверка
Рисунок 5 Схема ведомого вала и эпюра изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости.
Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости:
Изгибающий момент в опасном сечении ведомого вала, Н·мм
Н·мм.
Крутящий момент будет:
Н·м.
Определяем диаметр ведомого вала, мм
,
Окончательно принимаем диаметр ведущего вала главной передачи МАЗ-509 по ГОСТ 6636-69 равный 80 мм.
Напряжение кручения, МПа
.
Коэффициент запаса прочности по пределу текучести: [1];
по напряжениям изгиба
по напряжениям кручения
Коэффициент запаса прочности по пределу прочности: [1];
по напряжениям изгиба
по напряжениям кручения
Общий коэффициент запаса прочности:
по пределу текучести ,
по пределу прочности .
Условия достаточной прочности вала:
в нашем случаи ,
в нашем случаи ,
т.е. удовлетворяют условиям достаточной прочности.
Реакции в опорах валов главной передачи сведем в таблицу 2
Таблица 2 Реакции в опорах валов главной передачи
|
Обозначение опоры |
Радиальная реакция, Н |
Осевая нагрузка, Н |
|||||
|
горизон- тальная |
вертика-льная |
суммар-ная |
в зацепле-нии |
на подшип-нике |
суммар-ная |
||
|
А В С D |
25436,7 50985,7 24161 1386 |
320502 74788 24421 18315 |
345938,7 125773,7 48582 19701 |
15827,5 15827,5 16613,5 16613,5 |
17522,39 38220,52 14114,47 7671,42 |
23613 41368 21800 18299 |
При определении осевых нагрузок следует учитывать осевые составляющие радиальных нагрузок на подшипники. Например, для опоры А
, (50)
где - осевая составляющая радиальной нагрузки на подшипник в опоре А, Н;
- суммарная радиальная реакция в опоре А, Н;
- угол контакта подшипника, град, для расчета .
Н.
Аналогично определяют и остальные составляющие радиальных нагрузок в опорах В, С, D.
9. Выбор подшипников
9.1 Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника, Н
, (51)
где - эквивалентная динамическая грузоподъемность подшипника, Н;
- фактическое число циклов нагружения подшипника;
- степенной показатель (для шариковых подшипников , для роликовых )
9.2 Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник с учетом доли работы главной передачи на всех передачах в коробке передач
, (52)
где - сумма эквивалентная динамическая нагрузка на i - передачах;
;
x, y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; x=0,75 y=0,8;
v - коэффициент вращения; при вращении внутреннего кольца v=1,0,внешнего v=1,2;
- коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамических
нагрузок, принимают ;
- эквивалентное число циклов нагружения подшипника на i-передачах;
- температурный коэффициент, [1];
Н,
Эквивалентное число циклов нагружения подшипника определяется по формуле:
; (53)
где - долговечность подшипника, ч; ;
S - межремонтный пробег автомобиля, км;
- средняя скорость автомобиля, км/ч; ;
- относительное время работы автомобиля на i-передаче;
,
,
,
,
,
,
,
,
Н.
Фактическое число циклов нагружения определяется по формуле:
; (54)
где - частота вращения кольца подшипника на i-передаче; ;
- частота вращения первичного вала, соответствующая средней
скорости движения, мин-1; ;
- передаточное число трансмиссии от первичного вала до
рассматриваемого вала.
,
,
,
,
,
,
,
,
,
Н.
9.3 Фактическое число циклов нагружения подшипника за весь срок службы
,
.
Определив по формуле (45) требуемую динамическую грузоподъемность С, по каталогу подбираем подшипник. В главных передачах автомобилей, как правило, применяют роликовые подшипники.
Для подшипникового узла, состоящего из двух одинаковых подшипников, динамическую грузоподъемность рассчитывают по формулам: для шариковых ; для роликовых (-динамическая грузоподъемность одного подшипника).
.
Выберем для ведущего вала главной передачи МАЗ-509 роликовый подшипник типа 7218НМ по ГОСТ 831-75,Для ведомого вала главной передачи МАЗ-509 шариковый радиально-упорный подшипник типа 36216К6 по ГОСТ 831-75, который представлен на рисунке 11
10. Сравнение конструкции разработанного узла с аналогичным узлом прототипа
Проектируемый узел (главная передача) разрабатывался на основе аналогичного узла прототипа автомобиля МАЗ-509, поэтому существенных различий в конструкции не было внесено, основная разница заключается в изменении геометрических размеров деталей проектируемого узла, это связано с изменением максимального крутящего момента выдаваемого двигателем, повышением максимальной частоты вращения коленчатого вала двигателя, уменьшением веса автомобиля и его грузоподъемности.
8. Список использованной литературы
1. Лукин П.П., Гаспарянц Г.А. Конструирование и расчет автомобиля. - М.: Машиностроение, 1984. - 376 с.
2. Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Трансмиссия, А.И. Гришкевич, А.В. Карпов и др.; Под ред. А.И. Гришкевич. - М.: Выс. шк., 1985. - 240 с.
3. Жигалов А.М. Теория автомобиля: Методические указания к курсовой работы. - Архангельск: Изд-во АЛТИ, 1979. - 36с.
4. Мясищев Д.Г. Лесотранспортные машины: Методические указания к выполнению курсовой работы. - Архангельск: РИО АГТУ, 1994. - 32с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Кинематическая схема механизма передачи винт-гайка подъемника стабилизатора самолёта. Расчёт КПД резьбы скольжения. Подбор подшипников качения по динамической грузоподъёмности. Определение коэффициентов нагрузки. Расчет зубьев на контактную выносливость.
реферат [596,2 K], добавлен 25.02.2012Определение мощности электродвигателя и подбор электропривода. Проведение ряда проверочных и уточняющих расчетов зубчатой передачи редукторов, подшипников, плоскоременной передачи, муфты. Подбор материала шестерен и зубчатых колес. Подбор и расчет смазки.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 19.05.2011Расчет моментов, частот вращения, мощностей на валах привода и передаточных чисел для быстроходной и тихоходной передач. Кинематическая схема узла привода. Расчет зубьев на контактную выносливость. Выбор и проверочный расчет подшипников качения.
курсовая работа [824,4 K], добавлен 07.12.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение параметров передачи, Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев. Конструктивные размеры элементов редуктора. Вычерчивание редуктора, посадки деталей, выбор сорта масла.
дипломная работа [140,6 K], добавлен 12.03.2010Выбор двигателя и кинематический расчет привода. Подбор материала и расчёт допускаемых напряжений. Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность и проверка передачи на отсутствие растрескивания. Подбор шпонок и проверка шпоночных соединений.
курсовая работа [355,1 K], добавлен 02.05.2009Выбор материала, назначение термообработки и твердости рабочей поверхности зубьев колес. Коэффициент полезного действия червячной передачи. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Конструктивная разработка валов. Подбор шпонок, сборка редуктора.
курсовая работа [211,9 K], добавлен 21.03.2014Определение передаточного числа привода, основных параметров валов. Расчет зубчатой передачи. Предварительный выбор угла наклона зубьев. Проектировочный расчет на контактную выносливость. Эскизная компоновка редуктора. Расчет валов на прочность.
курсовая работа [641,7 K], добавлен 27.01.2015Обоснование выбора электродвигателя для зубчатой передачи по исходным данным. Расчет геометрических параметров зубчатой передачи, конструктивных размеров и материала шестерней колеса. Проверка материала на контактную прочность. Определение диаметра вала.
контрольная работа [642,2 K], добавлен 15.12.2011Разработка проекта главной линии прокатной клети. Схема расположения основного технологического оборудования металлургического прокатного стана 5000. Тип и конструкция привода, валковой арматуры, передаточных механизмов главной линии рабочей клети.
курсовая работа [4,9 M], добавлен 01.12.2013Кинематический и силовой расчет привода. Определение допускаемых напряжений для расчета зубьев на контактную и изгибную выносливость. Проектный расчет зубчатой передачи, подшипников качения, шпоночных соединений. Конструирование деталей редуктора.
курсовая работа [830,3 K], добавлен 05.01.2012
