147525 (АТП на 350 автомобилей), страница 13

 Нм,

гдер=0,94-КПД редуктора.

Коробка передач – двухступенчатая.

Передаточное число на первой передаче:

.

Передаточное число на второй передаче:

.

Частота вращения вторичного вала

 мин-1.

Вращающие моменты на вторичном валу

 Нм,

гдеКП=0,95-КПД коробки передач.

Каждый из вращающих моментов М2 поровну передаётся на передний и задний мост ходовой части автомобилей.

4.5. Обоснование кинематических и силовых параметров стенда.

Выбор электродвигателя Целью испытания коробок передач является проверка их работоспособности, долговечности, качества изготовления и ремонта, обкатки и приработки зубчатых зацеплений и других сопряженных деталей.

Зубчатые передачи в транспортных и грузоподъёмных машинах работают при переменных режимах, нагружениях, зависящих от множества случайных факторов и, следовательно, имеют вероятностный характер.

В связи с этим стенд снабжён устройством для программного нагружения. Практически все способы нагружения стендов с замкнутым контуром могут быть использованы в многоредукторном стенде данной конструкции. Где применена предварительная закрутка торсионного вала с помощью пары косозубых колёс.

Механизм закрутки валов представляет собой пару косозубых колёс, свободно вращающихся на совмещённом штоке двух гидроцилиндров. Осевое перемещение зубчатых колёс с помощью гидроцилиндров, управляемых по давлению масла с помощью клапанно-золотникового устройства по нужной программе, позволяет создать циркулирующую нагрузку в замкнутом контуре стенда, в который включена испытуемая КП.

Для имитации реверса производится перемена направления силового потока за счёт перемещения зубчатых колёс в обратную сторону. Холостой ход при обкатке коробки передач обеспечивается при нейтральном положении золотника (совмещённый шток гидроцилиндров с помощью пружинного устройства занимает при этом нейтральное положение) или при отключённой зубчатой муфте на валу III привода первичного вала коробки.

В стенде для кинематического согласования силовой цепи число однотипных редукторов в контуре должно быть четным. Поэтому механизм переключения и коническая передача вертикального редуктора представляет собой зеркальное отображение испытуемой коробки передач.

Коническая передача вертикального редуктора – m=12 мм, z1=15, z2=31 на валах I и II.

Механизм переключения между валами IV и V

I‑я передача: z1=20, z2=42, m=8 мм;

II‑я передача: z1=41, z2=21, m=8 мм.

Боковые левые и правые редукторы стенда кинематически одинаковые z1=28, z2=20, z3=28, m=8 мм замыкают вторичный вал испытуемой КП. Паразитное зубчатое колесо (z2=20, m=8 мм) служит конструктивно для увеличения межосевого расстояния с целью расположения валов V и VI стенда за габаритами испытуемой коробки передач.

Косозубые передачи механизма закрутки валов соединяют валы I и IV, создавая циркулирующую нагрузку путём их осевого перемещения без изменения частоты z1=23, z2=17, m=10 мм, =45.

Вертикальный редуктор состоит из цилиндрических колёс (z1=23, z2=23) с передаточным числом равным 1. Паразитное колесо этого редуктора согласует направление вращения первичного вала испытуемой коробки с вторичным, т.е. осуществляет общее кинематическое согласование стенда по направлению вращения.

Номинальную мощность электродвигателя стенда определяем исходя из величины нагрузочного момента коробки передач и потерь на трение в механизмах стенда.

,

где1=2=0,95-КПД боковых редукторов (левого и правого);

3=0,94-КПД вертикального редуктора;

4=0,96-КПД зубчатого механизма закрутки валов;

5=0,98-КПД зубчатого механизма переключения.

При восьми полюсах

 кВт.

При четырёх полюсах

 кВт.

Принимаем для привода стенда двухскоростной двухфазный асинхронный электродвигатель напряжением 380 В 4А132М8/4 с N=5,5/11 кВт; n=720/1460 мин-1;

; .

4.6. Расчёт клиноременной передачи привода стенда

На первичный вал коробки передач через вертикальный редуктор должна быть подведена частота вращений n1=71/143 мин-1. (частота вращения вала III стенда).

Передаточное число конической передачи вертикального редуктора и всего редуктора

так как цилиндрические передачи вертикального редуктора не изменяют частоты (z1=z2=23)

.

Расчёт ведём для второй скорости и мощности двигателя по методике изложенной [7] стр.270.

Выбираем сечение клинового ремня по табл.5.6 предварительно определяем угловую скорость и номинальный вращающий момент М1 на ведущем валу.

Исходные данные: N1=11 кВт, n1=1460 мин-1, u=5. Работа двухсменная, нагрузка реверсивная, динамическая.

Крутящий момент на быстроходном валу:

 Нм.

При данном моменте принимаем сечение ремня "А" с размерами: bр=11 мм; h=8 мм, b0=13 мм, y0=2,8 мм, F1=0,81 см2.

Диаметр меньшего шкива в соответствии с рекомендациями dp min=90 мм, но так как в рассматриваемом случае нет жёстких ограничений к габаритам передачи, то для повышения долговечности ремня принимаем dр1=100 мм.

Диаметр большего шкива

 мм.

Стандартный диаметр по ГОСТ 17383‑73 dр2=500 мм.

Фактическое передаточное число:

.

Скорость ремня:

 м/с.

Частота вращения ведомого вала:

 мин-1.

Межосевое расстояние:

 мм.

Расчётная длина ремня:

 мм.

Стандартная длина ремня L=2000 мм.

По стандартной длине L уточняем действительное межосевое расстояние:

 мм.

Минимальное межосевое расстояние для удобства монтажа и снятия ремней  мм.

Максимальное межосевое расстояние для создания натяжения и подтягивания ремня при вытяжке:

 мм.

Угол обхвата на меньшем шкиве:

.

.

Исходная длина ремня (табл.2,15 [7]) L0=1700 мм. Относительная длина .

Коэффициент длины (табл.2. 19 [7]) СL=1,04.

Исходная мощность при dp1=100 мм и v=7,6 м/с передаваемая одним ремнём N0=1,275 кВт.

Коэффициент угла обхвата (табл.2,18 [7]) Са0,86.

Поправка к крутящему моменту на передаточное число (табл.2. 20 [7]) Тн=1,2 Нм.

Поправка к мощности  кВт.

Коэффициент режима работы при указанной нагрузке (табл.2.8. [7]) Ср=0,73.

Допускаемая мощность на один ремень:

 кВт.

Расчётное число ремней по формуле:

.

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки Сz=0,85.

Действительное число ремней в передаче .

Принимаем число ремней .

Сила начального натяжения одного клинового ремня:

 Н,

гдеq=0,1 кг/м (табл.2.12 [7]).

Усилие, действующее на валы передачи

 Н.

Размеры обода шкивов (табл.2.21 [7]) lр=11 мм; h=8,7 мм; b=3,3 мм; l=150,3 мм;  мм; v=1,0 мм; h1min=6 мм; 1=34; а2=38.

Нагруженные диаметры шкивов  мм,

 мм.

Шина обода шкивов  мм.

4.7. Гидропривод стенда для обкатки коробок передач

4.7.1. Исходные данные для гидравлического расчёта стенда

Усилие, развиваемое цилиндром для создания нагрузки F=26 кН.

Рабочее давление в системе гидропривода Р=6,3 МПа.

Гидроцилиндр с односторонним штоком и одностороннего действия.

Рабочая плоскость безштоковая.

4.7.2. Расчёт диаметра гидроцилиндра

Диметр гидроцилиндра определяем по формуле  мм.

Принимаем Д=100 мм (Приложение 1 [8]).

4.7.3. Определение диаметра штока цилиндра

 мм.

Принимаем d=50 мм (Приложение 3 [8]).

4.7.4. Расчёт расхода масла

Определяем расход масла при заданной скорости движения поршня, учитывая, что при манжетном уплотнении поршня и штока в гидроцилиндре объёмный КПД об=1.

 м3/мин  л/мин,

гдем=5 м/мин-скорость движения поршня.

Принимаем Qном=20 л (приложение 5 [8]).

4.7.5. Выбор насоса

По расходу Q=19,2 л/мин принимаем для системы гидропривода пластинчатый насос типа 12‑33 АМ.

Техническая характеристика насоса 12‑33 АМ:

• рабочий объём насосаv0=32 см3;

• давление развиваемое насосомр=6,3 МПа;

• подача насоса при частоте вращения приводного двигателяn=960 мин-1;

• объёмный КПД насосаоб=0,85;

• общий КПД насосан=0,75.

4.7.6. Расчёт мощности потребляемой насосом

Определяем мощность потребляемую насосом по формуле

 кВт.

4.7.7. Расчёт фактического толкающего усилия развиваемого гидроцилиндром

Определяем фактическое толкающее усилие развиваемое гидроцилиндром по формуле:

 кН.

4.7.8. Расчёт максимальной скорости развиваемой поршнем гидроцилиндра

Определяем максимальную скорость развиваемую поршнем гидроцилиндра по следующей формуле:

4.7.9. Расчёт внутренних диаметров гидролиний

Определяем внутренние диаметры dвс, dн, dсл труб соответственно всасывающей, напорной и сливной гидролиний по следующим формулам

 дм;

 дм;

 дм.

По подсчитанным значениям внутренних диаметров труб различных гидролиний принимаем по приложению 1 [8] условные проходы:

• для всасывающей гидролинии Дув=16 мм;

• для трубы напорной гидролинии Дун=10 мм;

• для трубы сливной гидролинии Дусл=16 мм.

4.7.10. Расчёт толщины стенок гильзы гидроцилиндра и трубы напорной гидролинии

Определяем минимальные толщины стенок гильзы гидроцилиндра и трубы напорной гидролинии по формуле

 мм,

гдеРу=1,25Р-расчётное условное давление;

 МПа-для стальной трубы.

 мм,

4.8. Технологическая карта на изготовление вала-шестерни

Первая операция. Токарная обработка I – Устанавливаем технологическую последовательность обработки детали.

Установка А (Установить, закрепить, снять).

1. Подрезать торец.

2. Подрезать уступ на 75 мм.

2А. Зацентровать.

1. Обточить начерно до 28 мм.

2. Обточить начерно до 50 мм.

3. Обточить начерно до 71,2 мм.

4. Обточить начерно до 41,5 мм.

Установка Б (Установить, закрепить, снять).

1. Подрезать торец.

7А. Подрезать уступ на 75 мм.

1. Зацентровать.

2. Обточить начерно до 50 мм.

3. Обточить начерно до 41,5 мм.

4. Обточить начерно до 40,2 мм.

5. Обточить начисто до 70 мм.

6. Снять фаску 445 на 70 мм.

7. Снять фаску 245 на 40,2 мм.

8. Проточить канавку на 40,2 мм.

Установка В (Установить, закрепить, снять).

1. Обточить начисто до 27 мм.

2. Обточить начисто до 40,2 мм.

3. Снять фаску 245 на 27 мм.

4. Снять фаску 445 на 70 мм.

5. Снять фаску 245 на 40,2 мм.

6. Проточить канавку на 40,2 мм.

II – Выбор оборудования: Токарно-винторезный станок 1А62 с N=7,8 кВт.

III – Выбор инструмента: подрезной резец Т5К10, центровочное сверло Р9, черновой проходной резец Т5К10, чистовой проходной резец Р9, канавочный резец Р9. Измерительный инструмент: линейка и штангенциркуль.

IV – Выбор приспособлений: для черновой обработки – трёхкулачковый самоцентрирующийся патрон, центр задней бабки; для чистовой – поводковый патрон, хомутик, центра.

V – Выбор режима резания, расчёт основного и вспомогательного времени.

Переход первый.