Расчетная часть - Реконструкция производственно-технической базы Улан-Удэнской автобазы ВСЖД с разработкой солидолонагнетателя марки НИИАТ-390
Полная версия

Главная arrow Техника arrow Реконструкция производственно-технической базы Улан-Удэнской автобазы ВСЖД с разработкой солидолонагнетателя марки НИИАТ-390

  • Увеличить шрифт
  • Уменьшить шрифт


<<   СОДЕРЖАНИЕ   >>

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:

Ft1*103/х (76)

Ft = 180 Н

где Р1 - мощность на ведущей звездочке.

д. Проверяем давление в шарнирах цепи:

рц = Ftэ/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/(Ftд+Fо+Fv) (79)

Fо - предварительное натяжение цепи от провисания ветви:

Fо = Кf*q*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:

Т21* u11* 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:

Т32*u2пк (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°

 
Перейти к загрузке файла
<<   СОДЕРЖАНИЕ   >>