Организация работы зоны ТО-1 (стр. 13 )

Характеристика предлагаемых работ

В данной части 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.

Рис. 18.  Кинематическая схема солидолонагнетателя

Применение цепной передачи 10 (рис 7) 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 15 – 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 16 – 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 [10, стр. 49, табл. 3.1].

Расчет цепной передачи первой ступени Проектный расчет Определяем шаг цепи по следующей формуле:

               

Р = 2,8 Ч3  Т1Ч10і ЧКэ  (49)

  vЧ z1Ч[ pц]

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:

щ = р nном/ 30  (50)

щ = 3,14 Ч 1500/ 30 = 157 1/с,

где        nном – число оборотов двигателя,

Тдв =  Nдв / щ  (51)

Тдв = 0,9 1000/ 157 = 5,7 Н,

Т1 = Тдв зпк  (52)

Т1 = 5,7 Ч 0,995 = 5,67 Н.

Находим число зубьев ведущей звездочки z1:

z1 = 29 – 2u  (53)

где        u – передаточное число ступени,

z1= 29 - 2 Ч 2 = 25.

Допускаемое давление в шарнирах цепи [pц ] определяем методом интерполирования по данным из таблицы [10, стр 91 табл. 5.8], в результате чего [pц ] = 15,625 Н/ммІ.

Число рядов v = 1.

Подставляя данные, находим шаг цепи:

р = 2,8 Ч 2,56 = 7,17 мм,

По полученному значению выбираем цепь по таблице [10, стр. 419, табл. К32] и окончательно принимаем:

р = 8мм.

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1 u  (54)

z2  = 25 Ч 2 = 50;

Полученное значение округляем до целого нечетного числа и принимаем:

z2 = 51.

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

uф = z1 / z2  (55)

uф = 25/51 = 2,04; 

Дu = (|uф – u|/ u) Ч 100% <= 4%  (56)

Дu = (|2,04 - 2|Ч100)/2 = 2%.

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

а = (30…50)р  (57)

и принимаю а = 32 Ч 8 = 256мм, тогда ар = а/р = 30…50 – межосевое расстояние в шагах.

Определяем число звеньев цепи:

lр = 2 ар + (z1 + z2)/2 + [(z1 – z2 )/2р]І/ ар  (58)

lр = 102,54,

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

Уточняем межосевое расстояние в шагах:

аt = 0,25 { lр – 0,5(z1 + z2 ) +  [lр – 0,5(z2 + z1)]І – 8[ (z2 – z1)/2р]І}  (59)

аt = 32,738 мм.

Определяем фактическое межосевое расстояние:

а = арЧр  (60)

а = 32,738 Ч 8 = 261,9 мм.

Монтажное межосевое расстояние:

ам = 0,995а  (61)

ам = 260,59 мм.

Определяем длину цепи:

l = lр  Ч р  (62)

l = 104 Ч 8 = 832 мм.

Определяем диаметры звездочек:

Диаметр делительной окружности:

               Ведущей звездочки

dд1 = p/sin (180°/ z1)  (63)

dд1 = 10,1 мм,

               ведомой звездочки

dд2 = р/sin (180°/ z2)  (64)

dд2 = 21,15 мм.

Диаметр окружности выступов:

               Ведущей звездочки

De1 = р (К + Кz1 – 0,31/л)  (65)

Dе1 = 16,3 мм,

               Ведомой звездочки

Dе2 = р (К + Кz2 – 0,31/ л  (66)

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 [10, стр. 419, табл. К32].

       Диаметр окружности впадин:

               Ведущей звездочки

Di1 = dд1 – (d1 – 0,175√ dд1 )  (67)

Di1 = 8,35 мм,

               Ведомой звездочки

Di2 = dд2 – (d1 – 0,175 √ dд2 )  (68)

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 Проверить частоту вращения меньшей звездочки:

n1 <= [nр]1  (69)

1500< 1875

где        [n1] = 15 Ч 10і/p = 1875, об/мин – допускаемая частота вращения.

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

U <= [U]  (70)

где         U – расчетное число ударов цепи:

U = 4z1p n1/(60 lр)  (71)

       U = 24,04;

[U] – допускаемое число ударов:

[U] = 508/р = 63,5  (72)

Определяем фактическую скорость цепи:

х = z1р n1/(60Ч10і)  (73)

х =5 м/с,

Определяем окружную силу, передаваемую цепью:

Ft = Р1Ч 10і/ х  (74)

Ft = 180 Н,

где        Р 1 – мощность на ведущей звездочке.

Проверяем давление в шарнирах цепи:

рц = Ft Ч Кэ /А <= [рц]  (75)

       А– площадь проекции опорной поверхности шарнира:

А = d1 Ч b1  (76)

А = 9,24

рц = 14,9 Н/ ммІ, что удовлетворяет условию (75):

14,9 < 15,625

Проверяем прочность цепи. Прочность цепи удовлетворяется соотношением S >= [S], где  – [S] допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей [10, стр. 94, табл. 5.9]; S – расчетный коэффициент запаса прочности:

S = Fр / (Ft Кд + Fо + Fv)  (77)

Fо – предварительное натяжение цепи от провисания ветви:

Fо = Кf q а g  (78)

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 = qv І  (79)

       Fv = 5 H

       Тогда получаем:

       S = 2,45,

       но принимаем в соответствии с табличными данными S = 8 [10, стр. 94, табл. 5.9].

Определяем силу давления цепи на вал:

Fоп = кв Ft + 2 Fо  (80)

где        кв – коэффициент нагрузки вала [10, стр. 90, табл. 5.7], 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 Ч 2,5 = 24,

Число зубьев принимаем z1 = 35.

Находим угловую скорость быстроходного вала:

щ = 3,14 Ч 750/ 30 = 78,5 с-1;

Мощность быстроходного вала будет:

N1 = Nдв Ч u = 0,9 Ч 2 = 1,8 кВт,

Далее находим момент:

Т2 = Т1 Ч u1 Чз1 Ч nпк = 5,67 Ч 2,0 Ч 0,96 Ч 0,994 = 10,8 Нм,

где        з1 – коэффициент полезного действия первой ступени [10, стр. 40, табл. 2.2].

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

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;