- •Дипломный проект
- •Задание на выполнение дипломного проекта
- •4 Составить отчет и выполнить необходимые документы (конструкторские, технологические, программные, плакаты) в соответствии с планом дипломного проекта.
- •Исходные данные и задачи проектирования
- •2. Решение тяговой задачи
- •2.1 Описание программно-алгоритмического комплекса
- •2.2. Выбор элементов передачи мощности
- •3 Решение тяговой задачи
- •3.1 Описание программы PotyagVv
- •3.2 Блок-схема программы PotyagVv
- •3.3 Программа PotyagVv
- •3.4 Описание переменных программы PotyagVv
- •3.5 Описание программы PotyagAs
- •3.6 Блок-схема программы PotyagAs
- •3.7 Программа PotyagAs
- •3.8 Описание переменных программы PotyagAs
- •3.9 Результаты решения тяговой задачи и их анализ
- •4 Выбор и расчет параметров тяговой передачи
- •4.1. Обоснование выбора типа тяговой передачи
- •4.2. Компоновка тяговой передачи
- •4.3. Расчет геометрических параметров зубчатого зацепления
- •4.4. Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе и на контактную выносливость
- •5. Расчет прочности рамы тележки
- •5.1. Исходные данные и схема приложения нагрузок
- •5.2. Результаты расчета и их анализ
- •6 Экономическое обоснование бакалаврской работы
- •6.1 Расчет себестоимости производства рамы
- •6.2 Расчет годового экономического эффекта от производства новой рамы
- •6.3 Выводы
- •7 Охрана труда и окружающей среды
- •7.1 Общие вопросы охраны труда
- •7.2 Производственная санитария
- •7.3 Электробезопасность
- •7.4 Пожарная безопасность
- •7.5 Защита окружающей среды
4.3. Расчет геометрических параметров зубчатого зацепления
Делительное межосевое расстояние
мм.
Коэффициент суммы смещений (смещения выбираются по табл. 5.2 пособия исходя из количества зубьев шестерни и колеса)
мм.
Угол профиля для прямозубых передач равен углу главного профиля , т.е. t=20.
Инволюта угла зацепления
По таблице инволют приложения 2 находим ближайшее значение инволюты и определяем соответствующее ему значение угла. Ближайшим является значение 0,022018 которому соответствует угол 2240'. Пользуясь методикой перевода углов из классического вида в десятичный (приложение 3) получаем t=22,66667.
Межосевое расстояние
мм.
Начальные диаметры шестерни и колеса
мм;
мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения
Коэффициент уравнительного смещения
Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса
мм;
мм.
Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса
мм;
мм.
Высота зуба шестерни и колеса
мм;
мм.
Основной диаметр шестерни и колеса
мм;
мм.
Угол профиля зуба шестерни и колеса в точке на окружности вершин
;
.
Шаг зацепления
мм.
Радиус кривизны профиля зуба шестерни и колеса в точке на окружности вершин
мм;
мм.
Радиус кривизны активного профиля зуба шестерни и колеса в нижней точке
мм;
мм.
Составляющая коэффициента торцового перекрытия шестерни и колеса
мм;
мм.
Проверка отсутствия подрезания зубьев шестерни и колеса
мм;
мм;
т.к. и подрезание зубьев производящей рейкой отсутствует.
Проверка отсутствия интерференции зубьев шестерни и колеса
мм;
мм;
т.к. и интерференция зубьев отсутствует.
Проверка коэффициента перекрытия
т.к. условие соблюдается, проверка выполнена.
Проверка нормальной толщины зубьев на поверхности вершин зубьев шестерни и колеса
т.к. условие sna0,3m=3,3 соблюдается для шестерни и колеса, проверка выполнена.
4.4. Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе и на контактную выносливость
(выполняется согласно методике приведенной в подразделе 5.4 пособия)
Окружная сила в зацеплении зубчатых колес
Н.
Удельная нагрузка на головку зуба
Н/мм.
Напряжения изгиба в зубьях шестерни
МПа.
Т.к. (176,72 МПа < [384] МПа ), условие изгибной прочности зубьев шестерни выполняется.
Напряжения изгиба в зубьях колеса
МПа.
Т.к. (262,07 МПа < [270] МПа ), условие изгибной прочности зубьев шестерни выполняется.
Удельная нагрузка, действующая на середину зуба
Н/мм2.
Контактные напряжения в зубьях шестерни
Т.к. (982,44 МПа < [1140] МПа ), условие контактной прочности зубьев шестерни выполняется.
Контактные напряжения в зубьях колеса
Т.к. (506,41 МПа < [900] МПа ), условие контактной прочности зубьев колеса выполняется.
5. Расчет прочности рамы тележки
5.1. Исходные данные и схема приложения нагрузок
Тележки локомотива в процессе эксплуатации находятся под сложным силовым воздействием. Они воспринимают вес кузова с находящимся в нем оборудованием и передают его на путь. На тележки действуют динамические усилия, обусловленные колебаниями кузова, сила тяги, тормозные силы и динамические силы, возникающие при взаимодействии с вертикальными неровностями пути и вписывании в кривые.
Целью расчета на прочность является определение напряжений и перемещений в элементах рамы, что непосредственно влияет на безопасность движения и надежность тепловоза в целом. Рассматривается один из случаев комбинированной нагрузки рамы тележки – вертикальная нагрузка от веса кузова при реализации максимальной силы тяги.
К каждой опоре кузова приложена нагрузка в 1/4 веса кузова тепловоза, составляющая 225000 Н. К поводковым упорам в горизонтальном направлении приложена нагрузка воспринимаемая рамой тележки при реализации максимальной силы тяги, составляющая 504000 Н.
Расчет прочности производится в среде COSMOS/DesignSTAR с использованием метода конечных элементов. Схема приложения нагрузок и конечно-элементная модель рамы тележки приведены на рис. 5.1.
Рис. 5.1. Конечно-элементная модель рамы тележки