Расчетная часть

Выбор модели

В данном разделе предлагается усовершенствовать солидолонагнетатель модели НИИАТ-390 для последующего применения в производственных условиях на проектируемом предприятии.

Выбор этой модели обосновывается тем, что данная модель наиболее подходит к производственным условиям поточной линии ТО-2, тем что данная модель имеет электрический привод, что упрощает применение солидолонагнетателя для работ данной зоны.

Характеристика предлагаемых работ

В данной части дипломного проекта предлагается изменить редуктор солидолонагнетателя НИИАТ-390, а именно изменить зубчатое зацепление в цепное. Предполагается, что данное изменение даст следующие результаты:

- уменьшение габаритных размеров существующей модели;

- экономия материалов.

Применение цепной передачи 10 (рис 5) дает возможность уменьшения межосевого расстояния колес и шестерней, за счет чего мы можем уменьшить объем редуктора. Соответственно уменьшается расход эксплуатационного масла, сравнительно малые размеры зубчатых колес дают экономию затрачиваемого на их изготовление материала. Солидолонагнетатель становится более легким, компактным и повышается маневренность передвижения по зоне, участку, где существует проблема неудобства перемещения.

Выбор двигателя

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

Выбираем двигатель и заносим данные в таблицу

Таблица 5 - Характеристика двигателя

Исходные данные

Таблица 6 - Исходные данные редуктора

Для зубчатого колеса и шестерни выбираем в качестве материала сталь 40Х.

Расчет цепной передачи первой ступени

Проектный расчет

а. Определяем шаг цепи по следующей формуле:

(51)

где Т1 - вращающий момент на ведущей звездочке, Нм;

Кэ - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи, Кэ = 1,15 [10, стр. 90, табл. 5.7].

Для того, чтобы определить момент, находим угловую скорость входного вала:

(52)

где nном - число оборотов двигателя,

щ = 3,141500/30 = 157 с^-1

Тдв = Nдв /щ (53)

Тдв = 0,91000/ 157 = 5,7 Н

Т1 = Тдвзпк (54)

Т1 = 5,70,995 = 5,67 Н

Находим число зубьев ведущей звездочки z₁:

z₁ = 29 - 2u (55)

где u - передаточное число ступени,

z₁= 29 - 2*2 = 25

Допускаемое давление в шарнирах цепи [p_ц] определяем методом интерполирования в результате чего [pц] = 15,625 Н/мм².

Число рядов v = 1.

Подставляя данные, находим шаг цепи:

р = 2,8*2,56 = 7,17 мм

По полученному значению выбираем и окончательно принимаем:

р = 8 мм

б. Определяем число зубьев ведомой звездочки:

z₂ = z₁*u (56)

z₂ = 25*2 = 50

Полученное значение округляем до целого нечетного числа и принимаем:

z2 = 51

в. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение Дuф от заданного u:

u_ф = z₁ / z₂ (57)

u_ф = 25/51 = 2,04

Дu = (|uф - u|/ u) Ч 100% <= 4% (58)

Дu = (|2,04 - 2|Ч100)/2 = 2%

г. Определяем оптимальное межосевое расстояние цепи а, мм. Из условия долговечности цепи

а=(30…50)*р (59)

и принимаю

а = 32*8 = 256 мм,

тогда ар = а/р = 30…50 - межосевое расстояние в шагах.

д. Определяем число звеньев цепи:

lр=2а_р+(z₁+z₂)/2+[(z₁-z₂)/2р]²/ар (60)

lр = 102,54

Полученное значение округляем до целого четного числа и получаем lр = 104.

е. Уточняем межосевое расстояние в шагах:

а_t = 0,25*{l_р-0,5 (z₁+z₂)+[l_р-0,5 (z₂+z₁)]²-8 [(z₂-z₁)/2р]²} (61)

а_t = 32,738 мм.

ж. Определяем фактическое межосевое расстояние:

а = ар*р (62)

а = 32,738*8 = 261,9 мм

Монтажное межосевое расстояние:

а_м=0,995*а (63)

ам = 260,59 мм

з. Определяем длину цепи:

l = l_р*р (64)

l = 104*8 = 832 мм

и. Определяем диаметры звездочек:

Диаметр делительной окружности:

Ведущей звездочки

d_д1=p/sin (180°/z₁) (65)

d_д1 = 10,1 мм

Ведомой звездочки

d_д2=р/sin (180°/z₂) (66)

d_д2 = 21,15 мм

Диаметр окружности выступов:

Ведущей звездочки

D_e1=р*(К+К_z1-0,31/л) (67)

D_е1 = 16,3 мм

Ведомой звездочки

D_е2=р*(К+К_z2-0,31/л) (68)

Dе2 = 24,47 мм

где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба;

К_z - коэффициент числа зубьев:

К_z1 = ctg (180°/z₁) = 1,43,

К_z2 = ctg (180°/z₂) = 1,29;

л = р/d₁=3,46 - геометрическая характеристика зацепления, здесь d₁ - диаметр ролика шарнира цепи.

Диаметр окружности впадин:

Ведущей звездочки

D_i1 = d_д1 - (d₁ - 0,175 ) (69)

Di1 = 8,35 мм

Ведомой звездочки

D_i2 = d_д2 - (d₂ - 0,175 ) (70)

Di2 = 19,6 мм

Полученные значения параметров звездочек округляем до конструктивно приемлемых значений:

d_д1 = 40 мм, d_д2 = 83,7 мм

Также для рациональной компоновки в соответствии с новыми значениями и некоторыми расхождениями изменяются значения длины цепи и количество звеньев:

l_р=720 мм, l=90.

Проверочный расчет

а. Проверить частоту вращения меньшей звездочки:

n₁ <= [n_р]₁ (71)

1500<1875

где [n₁] = 15?10³/p = 1875, об/мин - допускаемая частота вращения.

б. Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек U, с^-1:

U <= [U] (72)

где U - расчетное число ударов цепи:

U=4*z₁*p*n₁/(60*l_р) (73)

U = 24,04

[U] - допускаемое число ударов:

[U]=508/р=63,5 (74)

в. Определяем фактическую скорость цепи:

х=z_1*р*n₁/(6*10³) (75)

х =5 м/с,

г. Определяем окружную силу, передаваемую цепью:

F_t=Р₁*10³/х (76)

F_t = 180 Н

где Р₁ - мощность на ведущей звездочке.

д. Проверяем давление в шарнирах цепи:

р_ц = F_t*К_э/А <= [рц] (77)

где А - площадь проекции опорной поверхности шарнира:

А = d₁*b₁ (78)

А = 9,24

рц = 14,9 Н/мм², что удовлетворяет условию:

14,9 < 15,625

е. Проверяем прочность цепи.

Прочность цепи удовлетворяется соотношением

S>=[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей;

S - расчетный коэффициент запаса прочности:

S = F_р/(F_t*К_д+F_о+F_v) (79)

F_о - предварительное натяжение цепи от провисания ветви:

F_о = К_f*q*а*g (80)

F_о = 3,08 Н

где К_f-коэффициент провисания; К_f=1 - для вертикальных передач;

q - масса 1 м цепи, кг [10, стр. 419, таблица К32];

а - межосевое расстояние;

g = 9,31 м/c І - ускорение свободного падения;

F_v - натяжение цепи от центробежных сил:

Fv=q*v² (81)

F_v = 5 H

Тогда получаем:

S = 2,45

но принимаем в соответствии с табличными данными S = 8.

ж. Определяем силу давления цепи на вал:

F_оп = к_в*F_t+2*F_о (82)

где к_в-коэффициент нагрузки вала, кв = 1,15,

F_оп = 210,1 Н

Расчет цепной передачи второй ступени

Проектный расчет

Расчеты проводим так же, как и для первой ступени

К_э = 1,15

Находим число зубьев ведущей звездочки второй ступени:

z₁ = 29 - 2*2,5 = 24

Число зубьев принимаем z₁ = 35.

Находим угловую скорость быстроходного вала:

щ = 3,14*750/30 = 78,5 с-1

Мощность быстроходного вала будет:

N₁=N_дв*u=0,9*2=1,8 кВт,

Далее находим момент:

Т₂=Т₁* u₁*з₁* n_пк = 5,67*2,0*0,96*0,994=10,8 Нм

где з₁ - коэффициент полезного действия первой.

Допускаемое давление в шарнирах находим методом интерполирования, тогда [p_ц] = 24,5Н/мм².

Находим шаг цепи:

Р = 6,8 мм

Округляя полученное значение до стандартных значений, окончательно выбираем цепь ПР - 12,7-1820-1:

Р = 12,7 мм

Определяем u_ф и Дu:

u_ф = 2,52

Дu = (2,52-2,5) 100/2,5=0,8<4

Принимаем межосевое расстояние ар=30.

Определяем число звеньев:

l_р=105,22

Полученное значение округляем до целого четного числа, тогда l_р=104

Уточняем межосевое расстояние в шагах:

а_t = 29,4

Фактическое межосевое расстояние:

а=29,4*12,7=373,38 мм

Монтажное межосевое расстояние:

а_м=0,995*373,38=371,5 мм

Определяем длину цепи:

l=104* 12,7=1320,8 мм

Определяем диаметры звездочек:

d_д1 = 10,1 мм

d_д2 = 28,5 мм

Диаметры окружности выступов:

D_e1 = 6,9 мм

D_e2 = 5,6 мм

Диаметры окружности впадин:

D_i1 = 8,3 мм

D_i2 = 27,1 мм

Значения делительных диаметров и диаметров окружности впадин в конструктивных целях изменим:

d_д1 = 40 мм;

d_д2 = 112,87 мм;

D_i1 = 32,9 мм;

D_i2 = 107,3 мм.

Для межосевого расстояния длины цепи также принимаем конструктивно приемлемые значения:

а = 235,2 мм

l = 720 мм

Проверочный расчет

а. Проверяем частоту вращения меньшей звездочки:

750<1875

б. Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек:

U = 12 с-1;

[U] = 63,5 с-1;

12 < 63,5

в. Определяем фактическую скорость:

х = 4 м/с;

г. Определяем окружную силу:

F_t = 450 Н;

д. Проверим давление в шарнирах по условию (75):

А = 5,4*4,45 = 24,04 мм²;

рц = 21,5 Н/мм²,

Условие выполняется:

21,5 < 24,5.

е. Определяем силу давления на вал, сначала определив предварительное натяжение цепи:

F_о = 6*0,65*0,2352*9,81=10,38 Н

F_оп=1,15*450+2*10,38=538,26 Н

Расчет валов

Выбор материала валов

В качестве материала для редуктора применим легированную сталь марки 40Х.

Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняем по напряжениям кручения в диапазоне [ф] к = 10…20 Н/мм². Принимаем:

для быстроходного вала

[ф] к = 12 Н/мм²;

для тихоходного вала

[ф] к = 18 Н/мм².

Определение геометрических параметров ступеней валов. Выбор подшипников

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр и длину находим расчетным путем.

В разрабатываемой конструкции редуктора шестерня первой ступени будет находиться на валу двигателя.

Определение параметров вала №1

d₁ = 14,5 мм.

Определяем длину ступени:

l₁=(0,8…1,5) d₁ (84)

l₁=1,1*14,5=21,75 мм.

Ступень 2 - под подшипник:

d₂=d₁+2t (85)

где t - высота буртика, определяется в зависимости от диаметра по таблице;

d2 = 18,5 мм

l₂=1,5*d₂ (86)

l₂=27,75 мм

Ступень 3 - под шестерню, колесо:

d₃=d₂+3,2r (87)

где r - фаска подшипника, зависит от диаметра ступени;

d₃=23,62 мм;

l₃ - определяется графически на эскизной компоновке.

Ступень 4 - под подшипник:

d₄=d₂ (88)

l₄=В - для шариковых подшипников

l₄=Т - для роликовых конических подшипников

Для первого вала, в соответствии с d₂, выбираем 2 вида подшипника - шариковый подшипник средней серии и конический роликовый подшипник легкой серии.

Таблица 7 - Подшипник шариковый радиальный однорядный

Таблица 8 - Подшипник роликовый конический однорядный

Параметры вала №2

1-я ступень:

Предварительно определяем момент вала:

Т₃=Т₂*u₂*з_пк (89)

где u₂ - передаточное число второй ступени;

з_пк - коэффициент полезного действия подшипника качения;

Т₃ = 27,1 Нм

d₁ = 19,6 мм;

l₁ = 29,4 мм.

2-я ступень:

d₂ = 23,6 мм;

l₂ = 35,4 мм;

3-я ступень:

d₃ = 28,72 мм;

l₃=определяем графически.

4-я ступень:

d₄=d₂;

l₄ будет равен В или Т, в зависимости от вида подшипника.

Подшипники для второго вала состоят из радиального и конусного подшипников.

Таблица 9 - Подшипник шариковый радиальный однорядный

Таблица 10 - Подшипник роликовый конический однорядный

Параметры зубчатого колеса и шестерни

Модуль колес 1-й ступени определяем по следующему выражению:

m = p/р (90)

m = 8/3,14 = 2,55

Принимаем m = 2,5.

Параметры колеса и шестерни 1-й и 2-й ступеней сводим в таблицу 11 и 12.

Таблица 11 - Параметры зубчатых колес 1-й ступени

Модуль второй ступени:

m=12,7/3,14=4,04

принимаем m = 4.

Таблица 12 - Параметры зубчатых колес 2-й ступени