Проектирование автосервисного комплекса

Ток Idmax умноженный на номинальное напряжение, определяет номинальную мощность генератора; Частоты вращения ротора nрн и тока Idн в контрольном режиме.

Корпус прибора изготовлен из металлического уголка 30х30, а стенки из листа металла толщиной 2 мм. В приборе применен одноступенчатый цилиндрический редуктор-мультипликатор. Расчет представлен в следую- щей главе.

5.2 Расчет редуктора

1. Исходные данные.

Рвых=2 кВт;

nвых=6000 об/мин;

Рисунок 6. Кинематическая схема привода:

1- электродвигатель;

2 - муфта;

3 - редуктор.

4 - ременная передача;

5 - генератор.

Выбор электродвигателя. Расчет основных кинематических и энергетических параметров привода и его элементов.

Расчёт требуемой мощности электродвигателя.

Требуемая мощность электродвигателя.

Р_треб = Р_вх/ кВт,

где - суммарное КПД привода.

Рвх = Рвых Ч Uрем ЧUред

= з пп3 рем м,

где з = 0,98 - КПД зубчатой передачи,

пп = 0,99 - КПД пары подшипников,

м = 0,98 - КПД муфты,

рем = 0,97 - КПД ременной передачи. [20].

= 0,98 0,993 0,97 Ч 0,98 = 0,9.

Ртреб = 0,2Ч3Ч3 / 0,9 =2 кВт.

Мощность выбранного электродвигателя должна быть не ниже рассчитанной: Рдв Ртреб

Выбор электродвигателя.

n_дв = n_вых / U_{рем max} / U_{ред max}

n_дв = 6000 / 3 / 3 = 667 об/мин.

По ГОСТ 19 523 - 81 по требуемой мощности Р_треб = 2 кВт выбираю электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения n_син = 750 об/мин

4А112МА8 с параметрами:

Р_дв = 2,2 кВт, n_син = 750 об/мин, S = 2%, n_дв = 735 об/мин, (54)

диаметр вала d=32 мм.

Определение передаточного числа.

U = n _дв / n _вых,

U = 6000 / 735 = 8,16;

Принимаем стандартное значение передаточного числа для привода, состоящего из электродвигателя, редуктора и ременной передачи: U_станд.= 9 (ГОСТ 2185-66).

Выбираем передаточное число для редуктора из 1-го стандартного ряда Uред = 3, и для ременной передачи Uрем = 3

Определение мощностей.

Р₁ = Р_{дв м} Ч _пп,

Р₂ = Р_{1 з пп,}

Р₃ = Р_{2 рем пп,}

Р₁ = 2,2 0,98 Ч 0,99 = 2,13 кВт.

Р₂ = 2,13 0,98 0,99 = 2,07 кВт.

Р₃ = 2,07 0,97 0,99 = 2 кВт.

Определение частот вращения и угловых скоростей валов.

n_дв = n₁ = 735 об/мин,

n₂ = n_{1 Ч} U₁,

n₃ = n₁ Ч U

₁ = n₁ / 30,

₂ = n₂ / 30

₃ = n₃ / 30

n₂ = 735 Ч 3 = 2205 об/мин,

n₃ = 735 Ч 9 = 6615 об/мин.

₁ = 3,14 735 / 30 = 76,9 рад/ с,

₂ = 3,14 2205 / 30 = 230,8 рад/ с,

₃ = 3,14 6615 / 30 = 692,4 рад/ с.

Определение крутящих моментов.

Т₁ = 9550 Р₁ / n₁,

Т₂ = 9550 Р₂ / n₂,

Т₃ = 9550 Р₃ / n₃,

Т₁ = 9550 2,13 / 735 = 27,7 Нм,

Т₂ = 9550 2,07 / 2205 = 8,96 Нм,

Т₃= 9550 2 / 6615 = 2,9 Нм.

Определение диаметров валов.

где [_k] - допускаемое напряжение,

[_k] = 25 Мпа.

(мм) - выбираем значение из стандартного ряда R40 и принимаем d₁=20 мм.

(мм) - принимаем d₂=16 мм.

Для соединения вала электродвигателя и вала редуктора применяю муфту втулочную по ГОСТ 20761-75 [20].

Расчет зубчатой передачи редуктора.

Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

Выбираю материал со средними механическими характеристиками:

- колесо - полиамид литьевой 610 ГОСТ 10589-87, твёрдость НВ 200

- шестерня - сталь 45, твёрдость НВ 230, улучшение.

Расчет допускаемых напряжений.

[_н] = _н lim в К_нl / [S_н], мПа

где _н lim в - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. _н lim в = 2НВ + 70.

К_нl - коэффициент долговечности, К_нl = 1.

[S_н] - коэффициент безопасности, [S_н] = 1,1 (для колес с однородной структурой).

- для шестерни [_н1] = (2 230 + 70) 1/1,1 = 482 мПа.

- для колеса [_н2] = (2 200 + 70) 1/1,1 = 428 мПа.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение.

[_н] = 0,45 ( [_н1] + [_н2] )

[_н] = 0,45 (482 + 428) = 410 мПа.

[_н] 1,23 Ч[_н2] - требуемое условие выполнено.

Расчет геометрических размеров передачи.

Межосевое расстояние.

a_w = К_а ( U + 1) , мм

где К_а = 43 - для косозубых колес,

К_H = 1,25 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [20].

_bа1 = 0,4 - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [20].

a_w = 43 ( 4 + 1) =56,9 мм.

По ГОСТ 2185 - 66 a_w =63 мм [20].

Ширина колеса:

B₁ = _ва1 a_w = 0,4 63 = 25 мм,

Ширина шестерни:

B₂ = b₁ + 5 = 30 мм

2) Нормальный модуль зацепления.

m_n = (0,01 0,02) a_w = 0,63 1,25 мм

Принимаем по ГОСТ 9563 - 60 m_n = 1 мм, [20].

Суммарное число зубьев.

Z = Z₁ + Z₂.

Z = 2 a_w cos / m_n,

Примем предварительно угол = 10.

Z = 2 63 cos10 / 1 = 124.

Z₂ = 2 a_w cos1 / [(U + 1) m_n],

Z₂ = 2 63 cos10 /[(3 + 1) 1] = 31.

Z₁ = Z - Z_1,

Z₁ = 124 -31 = 93.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

cos1 = (Z₂ + Z₁) m_n /2 a_w,

cos1 = (31 + 93) 1 / 2 63 = 0,984,

1 = 1002

Фактическое передаточное число U_ф.

U_{ф 1}= Z₁ / Z₂,

Uф1=[(U1-Uф1)/U]100% = [(3-3) / 3 ]100%= 0 % < [U]=4%

U_{ф 1}= 93 / 31 = 3

Число зубьев шестерни и колеса были рассчитаны верно.

4) Делительные диаметры.

d₁ = (m_n / cos) Z₁,

d₂ = (m_n / cos) Z₂,

d₁ = (1/ 0,984) 93 = 94,51 мм.

d₂ = (1 / 0,984) 31 = 31,5 мм,

Проверка:

a_w = (d₁ + d₂) / 2,

a_w = (31,5 + 94,51) / 2 = 63 мм.

Вывод: делительные диаметры были рассчитаны верно.

5) Диаметры вершин зубьев.

d_а1 = d₁ + 2m_n = 94,51 + 2 1 = 96,51 мм

d_а2 = d₂ + 2m_n = 31,5 + 2 1 = 33,5 мм

6) Диаметры впадин зубьев.

d_f1 = d₁ - 2,5m_n = 94,51 - 2,5 1 = 92,01 мм

d_f2 = d₂ - 2,5m_n = 31,5 - 2,5 1 = 29 мм

7) Окружная скорость колес и степень точности передачи.

V = ₁ d₁ /2 = 76,9 94,51 /210³ = 3,63 м/с

- для косозубых колес следует применять 8-ю степень точности.

Силы, действующие в зацеплении.

Окружная:

F_t = 2T₁ /d_1,

F_t = 2 27,7 10³ /94,51 = 0,586 кН.

Радиальная:

F_г = F_t tg/cos,

F_г = 0,586 tg20/cos1002 = 0,214 кН.

Осевая: F_а = F_t tg, (88)

F_а = 0,586 tg 1002 = 0,103 кН.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

1) Напряжения изгиба.

_F = F_t K_F К_F Y K_F / b m_n < [_F] мПа

где K_F - коэффициент нагрузки,

K_F = К_F К_F,

где К_F = 1,33 [20]

К_F = 1,3 [20]

К_F = 1,73.

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба.

2) Эквивалентное число зубьев.

Колеса:

Z₁ = Z₁ / cos³,

Z₁ = 93 / 0,984³ = 98.

Шестерни:

Z₂ = Z₂ / cos³,

Z₂ = 31 / 0,984³ = 33,

3) Коэффициент, учитывающий форму зуба.

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба.

Y_F2 = 3,84 Y_F1 = 3,6

4) Допускаемое напряжение.

[_F] = _{F lim b} /[s_F], мПа

где _{F lim b} = 1,8 НВ,

Шестерня: _{F lim b} = 1,8 230 = 415 мПа,

Колесо: _{F2 lim b} = 1,8 200 = 360 мПа.

[s_F] - коэффициент безопасности.

[s_F] = [s_F][s_F], (93)

[s_F] = 1,75 [20],

[s_F]= 1 [20],

[s_F] = 1,75.

[_F]₁ = 415 / 1,75 = 237 мПа,

[_F]₂ = 360 / 1,75 = 206 мПа.

5.3 Выбор подшипников и определение их долговечности

1) Для вала с косозубым цилиндрическим зубчатым колесом выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные (по ГОСТ 8338 - 75): исходя из принятого диаметра вала под подшипник, выбираем подшипник 1000905.

d = 25 мм B = 9 мм С = 7,32 кН

D = 42 мм r = 1 мм Со = 3,68 кН

1) Определение радиальной реакции опоры:

Рr === 0,29 кН

2) Определение эквивалентной нагрузки:

Эквивалентная нагрузка Рэ для однорядных радиальных шарикоподшипников рассчитывается по формуле:

Рэ = (XVFr + YFa) Kб Кт (116)

Где: X = 0,56, Y = 1,97 [20]

V = 1,0 (для вращающегося внутреннего кольца)

Кб = 1,3…2,5 - коэффициент безопасности;

Кт = 1,0 - температурный коэффициент (до 100С) [20]

Рэ = (0,561214 + 1,97103) 1,3 1 = 0,441 кН

3) Проверочный расчёт на долговечность:

,

где n - частота вращения вала,

С - динамическая грузоподъёмность,

m = 3 - для шарикоподшипников.

=11000 часов, что превышает минимально допустимую долговечность по ГОСТ 16162 - 85 [L] = 10000 часов.

Выбор подшипников для II вала.

1) Для вала с косозубым цилиндрическим зубчатым колесом выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные (по ГОСТ 8338 - 75): исходя из принятого диаметра вала под подшипник выбираем подшипник 1000904

d = 25 мм B = 12 мм С = 11,2 кН

D = 47 мм r = 1 мм Со = 5,6 кН

4) Определение радиальной реакции опоры:

Рr === 0,29 кН

5) Определение эквивалентной нагрузки:

Эквивалентная нагрузка Рэ для однорядных радиальных шарикоподшипников рассчитывается по формуле:

Рэ = (XVFr + YFa) Kб Кт (119)

Где: X = 0,4, Y = 1,63 [20]

V = 1,0 (для вращающегося внутреннего кольца)

Кб = 1,3…2,5 - коэффициент безопасности;

Кт = 1,0 - температурный коэффициент (до 100С) [20]

Рэ = (0,41196,2 + 1,63206,7) 1,3 1 = 0,54 кН

6) Проверочный расчёт на долговечность:

,

автосервисный легковой автомобиль маркетинговый

где n - частота вращения вала,

С - динамическая грузоподъёмность,

m = 3 - для шарикоподшипников.

= 70245 часов, что превышает минимально допустимую долговечность по ГОСТ 16162 - 85 [L] = 10000 часов.

Список используемой литературы

1. «Положение о техническом обслуживании и ремонте подвижного состава автомобильного транспорта». - М; Транспорт, 1985 г.

2. Напольский Г.М. «Технологическое проектирование автотранспортных предприятий и станций технического обслуживания». - М; Транспорт 1985 г.

3. Ворухайлов С.А. «Техническая эксплуатация автотранспортных средств». Методические указания к дипломному проектированию для студентов специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство», Технологическая часть проекта. Свердловск 1988 г.

4. Власов В.М. «Техническое обслуживание и ремонт автомобилей» Учебник М.: Издательский центр «Академия» 2003 г.

5. Радин Ю.А. «Справочное пособие авторемонтника» М.: Издательство Куйбышевского обкома КПСС 1988г.

6. Администрация города Екатеринбурга «Рекомендации по организации станций технического обслуживания и пунктов текущего ремонта автомобилей г. Екатеринбурга» г. Екатеринбург 2000 г.

7. Администрация города Екатеринбурга. Комитет по товарному рынку. «Развитие автосервисных услуг в городе Екатеринбурге на 2004 год»

8. Чванов А.И. Автомобили ВАЗ 2110,2111,2112: «Трудоемкости работ (услуг) по техническому обслуживанию и ремонту» г. Тольятти 1997 г.

9. AUTODATA «Repair Times» 1996 г.

10. журнал «Предприниматель авто» № 3 2004 год

11. Журнал «AutoPARTS» №2 2003 г.

12. Журнал «Новости авторемонта» №3 2004 г.

13. Юдина Е.Я. «Охрана труда в машиностроении» - М.: Машиностроение 1976 г.

14. Кузнецов Ю.М. «Охрана труда на автотранспортных предприятиях» М.: Транспорт 1990 г.

15. СНиП 23-05-95 «Естественное и искусственное освещение

16. ППБ 01-03 «Правила пожарной безопасности в РФ»

17. ВСН 01 - 89 «Ведомственные строительные нормы предприятий по обслуживанию автомобилей»

18. Галактионов Г.В. Методические указания по разработке экономической части дипломного проекта для студентов специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство»

19. Акимов С.В. «Автомобильные генераторные установки» - М.: Транспорт 1995 г.

20. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение 1979 г.

Размещено на Allbest.ru

...