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
Тип двигателя |
4ААМ50В4ЕЭ |
Мощность, кВт |
0,9 |
Число оборотов вала, об/мин |
1500 |
КПД |
57 |
Диаметр вала, мм |
9,0 |
Масса, кг |
4,6 |
Исходные данные
Таблица 6 - Исходные данные редуктора
Число оборотов шнека, об/мин |
300 |
Число оборотов входного вала, об/мин |
1500 |
Передаточное число редуктора |
5 |
Передаточное число первой ступени |
2 |
Передаточное число второй ступени |
2,5 |
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 [pц] 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:
uф = z1 / z2 (57)
uф = 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=2ар+(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:
аt = 0,25*{lр-0,5 (z1+z2)+[lр-0,5 (z2+z1)]2-8 [(z2-z1)/2р]2} (61)
аt = 32,738 мм.
ж. Определяем фактическое межосевое расстояние:
а = ар*р (62)
а = 32,738*8 = 261,9 мм
Монтажное межосевое расстояние:
ам=0,995*а (63)
ам = 260,59 мм
з. Определяем длину цепи:
l = lр*р (64)
l = 104*8 = 832 мм
и. Определяем диаметры звездочек:
Диаметр делительной окружности:
Ведущей звездочки
dд1=p/sin (180°/z1) (65)
dд1 = 10,1 мм
Ведомой звездочки
dд2=р/sin (180°/z2) (66)
dд2 = 21,15 мм
Диаметр окружности выступов:
Ведущей звездочки
De1=р*(К+Кz1-0,31/л) (67)
Dе1 = 16,3 мм
Ведомой звездочки
Dе2=р*(К+Кz2-0,31/л) (68)
Dе2 = 24,47 мм
где К = 0,7 - коэффициент высоты зуба;
Кz - коэффициент числа зубьев:
Кz1 = ctg (180°/z1) = 1,43,
Кz2 = ctg (180°/z2) = 1,29;
л = р/d1=3,46 - геометрическая характеристика зацепления, здесь d1 - диаметр ролика шарнира цепи.
Диаметр окружности впадин:
Ведущей звездочки

Di1 = dд1 - (d1 - 0,175 ) (69)
Di1 = 8,35 мм
Ведомой звездочки

Di2 = dд2 - (d2 - 0,175 ) (70)
Di2 = 19,6 мм
Полученные значения параметров звездочек округляем до конструктивно приемлемых значений:
dд1 = 40 мм, dд2 = 83,7 мм
Также для рациональной компоновки в соответствии с новыми значениями и некоторыми расхождениями изменяются значения длины цепи и количество звеньев:
lр=720 мм, l=90.
Проверочный расчет
а. Проверить частоту вращения меньшей звездочки:
n1 <= [nр]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*lр) (73)
U = 24,04
[U] - допускаемое число ударов:
[U]=508/р=63,5 (74)
в. Определяем фактическую скорость цепи:
х=z1*р*n1/(6*103) (75)
х =5 м/с,
г. Определяем окружную силу, передаваемую цепью:
Ft=Р1*103/х (76)
Ft = 180 Н
где Р1 - мощность на ведущей звездочке.
д. Проверяем давление в шарнирах цепи:
рц = Ft*Кэ/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 = Fр/(Ft*Кд+Fо+Fv) (79)
Fо - предварительное натяжение цепи от провисания ветви:
Fо = Кf*q*а*g (80)
Fо = 3,08 Н
где Кf-коэффициент провисания; Кf=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;
Fv - натяжение цепи от центробежных сил:
Fv=q*v2 (81)
Fv = 5 H
Тогда получаем:
S = 2,45
но принимаем в соответствии с табличными данными S = 8.
ж. Определяем силу давления цепи на вал:
Fоп = кв*Ft+2*Fо (82)
где кв-коэффициент нагрузки вала, кв = 1,15,
Fоп = 210,1 Н
Расчет цепной передачи второй ступени
Проектный расчет
Расчеты проводим так же, как и для первой ступени
Кэ = 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=Nдв*u=0,9*2=1,8 кВт,
Далее находим момент:
Т2=Т1* u1*з1* nпк = 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 [pц] = 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 uф и Дu:
uф = 2,52
Дu = (2,52-2,5) 100/2,5=0,8<4
Принимаем межосевое расстояние ар=30.
Определяем число звеньев:
lр=105,22
Полученное значение округляем до целого четного числа, тогда lр=104
Уточняем межосевое расстояние в шагах:
аt = 29,4
Фактическое межосевое расстояние:
а=29,4*12,7=373,38 мм
Монтажное межосевое расстояние:
ам=0,995*373,38=371,5 мм
Определяем длину цепи:
l=104* 12,7=1320,8 мм
Определяем диаметры звездочек:
dд1 = 10,1 мм
dд2 = 28,5 мм
Диаметры окружности выступов:
De1 = 6,9 мм
De2 = 5,6 мм
Диаметры окружности впадин:
Di1 = 8,3 мм
Di2 = 27,1 мм
Значения делительных диаметров и диаметров окружности впадин в конструктивных целях изменим:
dд1 = 40 мм;
dд2 = 112,87 мм;
Di1 = 32,9 мм;
Di2 = 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:
Ft = 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:
Fо = 6*0,65*0,2352*9,81=10,38 Н
Fоп=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
Размеры, мм |
Грузоподъемность, кН |
||||
d |
D |
В |
r |
С r |
СОr |
20 |
52 |
15 |
2 |
15,9 |
7,8 |
Таблица 8 - Подшипник роликовый конический однорядный
Обозначение |
Размеры, мм |
б, град |
Грузоподъемность, кН |
Факторы нагрузки |
|||||||||
d |
D |
Т |
b |
c |
r |
r1 |
Сr |
СOr |
e |
Y |
Yr |
||
7204 |
20 |
47 |
15,5 |
14 |
12 |
1,5 |
0,5 |
14 |
19,1 |
13,3 |
0,36 |
1,67 |
0,92 |
Параметры вала №2
1-я ступень:
Предварительно определяем момент вала:
Т3=Т2*u2*зпк (89)
где u2 - передаточное число второй ступени;
зпк - 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
Размеры, мм |
Грузоподъемность, кН |
||||
d |
D |
В |
r |
С r |
СОr |
25 |
62 |
17 |
2 |
22,5 |
11,4 |
Таблица 10 - Подшипник роликовый конический однорядный
Обозначение |
Размеры, мм |
б, град |
Грузоподъемность, кН |
Факторы нагрузки |
|||||||||
d |
D |
Т |
b |
c |
r |
r1 |
Сr |
СOr |
e |
Y |
Yr |
||
7204 |
25 |
52 |
16,5 |
15 |
13 |
1,5 |
0,5 |
14 |
23,9 |
17,9 |
0,36 |
1,67 |
0,92 |
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
Элемент колеса |
Параметр |
Штамповка |
|
Шестерня |
Колесо |
||
Обод |
Толщина S1 |
5,7 |
|
Ширина b2 |
4 |
||
Ступица |
внутр. |
15 |
22,42 |
наруж. |
23,25 |
37,85 |
|
Толщина |
4,5 |
6,7 |
|
Длина |
15 |
16 |
|
Диск |
Толщина |
2 |
2 |
Радиусы закруглений |
7, г = 8° |
7, 8° |
Модуль второй ступени:
m=12,7/3,14=4,04
принимаем m = 4.
Таблица 12 - Параметры зубчатых колес 2-й ступени
Элемент колеса |
Параметр |
Штамповка |
|
Шестерня |
Колесо |
||
Обод |
Толщина S1 |
9,1 |
|
Ширина b2 |
6,5 |
||
Ступица |
внутр. |
22,42 |
28,72 |
наруж. |
30 |
44,5 |
|
Толщина |
7,1 |
8,6 |
|
Длина |
20 |
34,5 |
|
диск |
Толщина |
4,5 |
|
Радиусы закруглений |
7, г = 8° |
7, 8° |