Проект электромеханического привода передвижения тележки

Міністерство транспорту та зв’язку України Дніпропетровський національний університет залізничного транспорту імені академіка В. А. Лазаряна Кафедра: «Прикладна механіка»

РОЗРАХУНКОВО-ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА ДО КУРСОВОГО ПРОЕКТУ З ДИСЦИПЛИНИ «ДЕТАЛІ МАШИН»

ЕЛЕКТРОМЕХАНІЧНИЙ ПРИВІД ПЕРЕСУВАННЯ ВІЗКА Виконав:

студент групи 330-л

Горбань Р.Ю.

Прийняв: Анофріев П.Г.

Дніпропетровськ 2010

• 1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ НА ПРОЭКТИРОВАНИЕ
• 2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
• 3. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА
• 4. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА
• 5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ
• 6. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА
• 7. РАСЧЕТ РЕАКЦИЙ НА ВАЛАХ
• 8. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КОЧЕНИЯ
• 9. ВЫБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК
• 10. РАСЧЕТ ВАЛА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ
• 11. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА
• 12. СМАЗКА РЕДУКТОРА
• Список литературы

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ НА ПРОЭКТИРОВАНИЕ

Спроектировать электромеханический привод передвижения тележки для подачи в ремонт и выкатки из ремонта дизелей локомотива.

Привод — с двухступенчастым цилиндрическим зубчатым редуктором и открытой зубчатой передачей; нагрузка постоянная; режим работы в две смены; привод — с реверсированием. Температура в зоне расположения привода: -25⁰С до +35⁰С. Строк службы редуктора — 15 лет; подшипников не менее 20 000 часов. Электродвигатель и редуктор размещаются на съемной площадке. Заданы параметры: сопротивление передвижения тележки Q=16 000 Н; скорость передвижения V=0,3 м/с; диаметр колес тележки D=950 мм.

Рис. 1. Электромеханический привод передвижения тележки

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Мощность на выходе привода:

кВт.

Общий КПД привода:

где , — КПД зубчатой передачи соответственно первой, второй и третей ступеней;

; ;

— КПД муфты;

— КПД пары подшипников.

Потребляемая мощность электродвигателя:

кВт.

Выбираем электродвигатель типа 132М8/720 [табл. 18.36] с: Р=5,5 кВт; n=720 об/мин. Характеристики двигателя сводим в таблицу 1.

Таблица 1

Частота вращения выходного вала привода (колеса тележки):

об/мин.

Общее передаточное отношение привода:

Принимаем стандартные значения передаточных чисел:

=5 — передаточное отношение быстроходной ступени;

=4 — передаточное отношение тихоходной передачи;

=6,3 — передаточное отношение открытой передачи.

Уточняем общее передаточное число привода:

.

Фактическая частота вращения валов:

выходной вал привода:

тихоходный вал:

промежуточный вал:

Угловые скорости валов:

тихоходный вал:

быстроходный вал:

промежуточный вал:

Вращательный момент на валах:

на тихоходном валу:

на быстроходном валу:

на промежуточном валу:

Данные расчета сведем в таблицу 2.

Таблица 2 Сводная таблица кинематических параметров

3. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

Исходные данные:

Вращательный момент — Т₃=1148 Нм;

Передаточное число — U₂=4;

Угловая скорость колеса — щ₃=3,77 с^-1;

Строк службы передачи — L_H=20 000 час.

Колесо и шестерню изготавливаем из стали 40Х. Термообработка: колесо — улучшение НВ=269−302; шестерня — улучшение и закалка ТВЧ HRC=48−53.

Допускаемые напряжения.

Число циклов переменных напряжений:

для колеса

N₃=573· щ₃?L_Н=573·3,77·20 000=43,2?10⁶ циклов;

для шестерни:

N₂=N₃?U₂=4· 43,2·10⁶=172·10⁶циклов.

Число циклов перемены напряжения, соответствующая пределу контактной выносливости, определяем по графику [ст. 11 рис. 2.1 (1)]:

для колеса — НВ_ср=285, N_НО=21· 10⁶,

для шестерни — HRC_ср=50, N_НО=82· 10⁶.

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

для колеса:

;

.

для шестерни:

;

.

Принимаем: К_HL.3=К_FL.3=К_HL.2=К_FL.2=1.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба, соответствующие числу циклов N_НО и N_FО:

для колеса:

МПа;

МПа.

для шестерни:

МПа;

МПа.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба с учетом времени работы передачи:

для колеса:

МПа;

МПа.

для шестерни:

МПа;

МПа.

Среднее допускаемое контактное напряжение:

МПа.

МПа.

Окончательно принимаем:

МПа;

МПа;

МПа.

Определяем межосевое расстояние.

Принимаем: ш_а=0,4 [ст.13 (1)].

Тогда,

.

По таблице 2.3 К_HВ=1,12.

Тогда межосевое расстояние равно:

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния мм.

Определяем предварительные размеры колеса.

Делительный диаметр:

мм.

Ширина колеса:

мм.

Принимаем b₃=72 мм [табл.18.1 (1)].

Определяем модуль передачи:

мм.

Принимаем m=3 мм [ст.13 (1)].

Определяем суммарное число зубьев

зуба.

Принимаем зубьев.

Определяем числа зубьев:

шестерни:

зуба;

колеса:

зуба.

Определяем фактическое передаточное отношение:

.

Определяем делительные диаметры:

шестерни:

мм;

колеса:

мм.

Диаметры окружности вершин и впадин:

шестерни:

мм;

мм.

колеса:

мм;

мм.

Определяем пригодность колеса.

Условие прочности заготовок:

колеса:

; .

шестерни:

мм;

мм;

мм.

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила:

Н.Радиальная сила:

Н.

Проверяем зубья колеса по напряжениям изгиба.

Определяем расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

МПа,

где — коэффициент, который учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями колеса;

— коэффициент, который учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине [табл.2.5 (1)];

— коэффициент динамичности нагрузки при расчете на изгиб;

— поправочный коэффициент;

— коэффициент формы зуба [табл.2.6 (1)];

Проверяем зубья колес по контактным напряжениям.

где — коэффициент распределения нагрузки между зубьями колеса;

— коэффициент, который учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине [табл.2.3 (1)];

— коэффициент динамичности нагрузки.

4. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

Исходные данные:

Вращательный момент — Т₂=301 Нм;

Передаточное число — U₁=5;

Угловая скорость колеса — щ₂=15 с^-1;

Строк службы передачи — L_H=20 000 час.

Колесо и шестерню изготавливаем из стали 40ХН. Термообработка: колесо — улучшение НВ=269−302; шестерня — улучшение и закалка ТВЧ HRC=48−53.

Допускаемые напряжения.

Число циклов переменных напряжений:

для колеса

N₂=573· щ₂?L_Н=573·15·20 000=172·10⁶ циклов;

для шестерни:

N₁=N₂?U₁=5· 172·10⁶=860?10⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжения, соответствующая пределу контактной выносливости, определяем по графику [ст. 11 рис. 2.1 (1)]:

для колеса — НВ_ср=285, N_НО=25· 10^6;

для шестерни — HRC_ср=52, N_НО=90· 10⁶.

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

для колеса:

;

.

для шестерни:

;

.

Принимаем: К_HL.2=К_FL.2=К_HL.1=К_FL.1=1.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба, соответствующие числу циклов N_НО и N_FО:

для колеса:

МПа;

МПа.

для шестерни:

МПа;

МПа.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба с учетом времени работы передачи:

для колеса:

МПа;

МПа.

для шестерни:

МПа;

МПа.

Среднее допускаемое контактное напряжение:

МПа.

МПа.

Окончательно принимаем:

МПа;

МПа;

МПа.

Диаметр внешней делительной окружности колеса:

где — для прямозубого конического колеса;

К_НВ=1,05-принимаем в зависимости от твердости колеса и коэффициента ц_d.

Угол делительных конусов колеса и шестерни:

Конусное расстояние:

Ширина колеса:

Внешний торцовой модуль передачи:

.

где — коеф. концентрации напряжения;

— для прямозубых колес.

Принимаем m_e=2мм.

Число зубьев колеса:

зуба,

Принимаем зуба.

Число зубьев шестерни:

зуба,

Принимаем зубьев.

Определяем фактическое передаточное отношение:

.

Определяем окончательные значения размеров колес.

Углы делительных конусов колеса и шестерни:

Определяем делительные диаметры:

шестерни:

мм;

колеса:

мм.

Внешние диаметры колес:

где х_е1, х_е2 — коэффициенты смещения, принимаемые по таблице.

Размеры заготовок шестерни и колеса:

Условие пригодности заготовок колес:

; .

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила на среднем диаметре колеса:

Н.

где d_m2=0,857 d_e2= 228 мм.

Осевая сила на шестерне равна радиальной силе на колесе:

Радиальная сила на шестерне равна осевой силе на колесе:

;

Проверяем зубья колес по напряжениям изгиба.

Определяем расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

— коэффициент, который учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине [табл.2.5 (1)];

— коэффициент динамичности нагрузки при расчете на изгиб;

— коэффициент формы зуба [табл.2.6 (1)];

Напряжения изгиба в зубьях шестерни:

Значение коэффициентов Y_F1 и Y_F2 принимаем по таблице по эквивалентным числам зубьев.

Проверяем зубья колес по контактным напряжениям.

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

Определение диаметров валов.

Быстроходный вал.

Рис. 2. Эскиз быстроходного вала

Определяем диаметр хвостовика:

мм,

Принимаем d_в=25 мм.

Размеры отдельных участков вала конической шестерни определяем по формулам:

Принимаем .

Принимаем .

Принимаем d_бп=50мм.

где t=2,2 мм, r=2 мм [табл.3.1 (1)].

Толщина венца конического зубчатого колеса определяем по формуле:

Тихоходный вал

Рис. 3. Эскиз тихоходного вала

Определяем диаметр хвостовика:

мм,

Принимаем d=50 мм.

Определяем длину хвостовика:

мм.

Принимаем мм.

Определяем диаметр вала под подшипник:

мм.

Принимаем d_п=60мм.

Длина вала под подшипник равна:

мм.

Определяем диаметр ступицы:

мм,

где t=3 мм, r=3 мм [табл.3.1 (1)].

Принимаем d_бп=70 мм.

Определяем диаметр ступицы вала под колесо:

мм.

Определяем диаметр бурта:

мм .

Промежуточный вал

Рис. 4. Эскиз промежуточного вала

Определяем диаметр ступицы вала под колесо:

мм

Принимаем d_к=42 мм.

Определяем диаметр вала под подшипник:

мм.

Принимаем d_п=35 мм.

Определяем диаметр бурта:

мм.

Принимаем, мм.

Определяем диаметр бурта:

мм,

где f=1,6 мм, r=3 мм [табл.3.1 (1)].

Принимаем, d_бп=45 мм.

6. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА

Рис. 5. Эскизная компоновка редуктора

Приблизительная длина редуктора:

Расстояние а:

Расстояние между стенками редуктора по ширине:

.

7. РАСЧЕТ РЕАКЦИЙ НА ВАЛАХ

Расчёт реакций на опорах валов производим методами теоретической механики. Построение эпюр моментов методами сопротивления материалов.

Расчет реакций тихоходного вала

а) Реакции параллельные оси ОY:

Рис. 6. Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных оси ОY

;

Н;

;

Н.

б) Реакции параллельные оси OX:

Рис. 7.Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных оси ОX

;

Н;

;

Н.

в) Суммарные опорные реакции

Н;

Н.

Расчет реакций быстроходного вала

а) Реакции параллельные оси ОY:

Рис. 8. Схема к расчету реакций быстроходного вала параллельных оси ОY

;

Н;

;

Н.

б) Реакции параллельные оси OХ:

Рис. 9. Схема к расчету реакций быстроходного вала параллельных оси ОХ

;

Н;

;

Н.

в) Суммарные опорные реакции

Н;

Н.

Расчет реакций промежуточного вала.

Рис. 10. Схема к расчету реакций промежуточного вала параллельных оси ОY

а) Реакции параллельные оси ОY:

;

Н;

;

Н.

б) Реакции параллельные оси OХ:

Рис. 11. Схема к расчету реакций промежуточного вала параллельных оси ОХ

;

Н;

;

Н;

в) Суммарные опорные реакции:

Н;

Н.

8. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КОЧЕНИЯ

Исходные данные для выбора подшипников на тихоходный вал:

— требуемая долговечность подшипника — L_h=20 000 часов;

— диаметр цапфы, на которую устанавливается подшипник — d=60 мм;

— частота вращения вала — n_б=36 об/мин;

— нагрузки, действующие на опоры: R₁=2181 Н; R₂=1213 Н;

— характер нагружения — умеренные толчки ().

Назначаем шарикоподшипник радиальный однорядный № 112.

Для него: С=29,6 кН; С₀=18,3 кН.

Принимаем Х=1; Y=0.

K_t=1 — температурный коэффициент при T<100^o C.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность:

Так как, то принятый подшипник подходит.

Определяем долговечность подшипника:

Так как 29 635>20 000,то подшипник пригоден.

Геометрические размеры и характеристики выбранного подшипника сводим в таблицу 3.

Таблица 3

Исходные данные для выбора подшипников на промежуточный вал:

— требуемая долговечность подшипника — L_h=20 000 часов;

— диаметр цапфы, на которую устанавливается подшипник — d=35 мм;

— частота вращения вала — n_б=144 об/мин;

— нагрузки, действующие на опоры: R₁=2138 Н; R₂=1488 Н; F_а2=942 Н;

— характер нагружения — умеренные толчки ().

Для промежуточного вала предварительно принимаем конический роликовый подшипник № 2 007 197А с С=40,2кН, С₀=30,5кН.

Определим осевые составляющие радиальных нагрузок подшипников:

где е=0,32 — осевой параметр выбранного подшипника.

Определим осевые силы, нагружающие подшипники:

Определим соотношение:

Тогда для первой опоры Х=1, Y=0;

Тогда для второй опоры Х=0,56, Y=2,21.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

Дальнейшие расчеты проводим по более нагруженному подшипнику.

Определяем требуемую динамическую грузоподъемность:

Так как, то принятый подшипник подходит.

Определяем долговечность подшипника:

Так как 105 062>20 000,то подшипник пригоден.

Данные о подшипнике сводим в таблицу 4.

Таблица 4

Расчеты подшипников быстроходного вала проводим аналогично и принимаем конический роликовый подшипник №. Данные о подшипнике сводим в таблицу 5.

Таблица 5

9. ВЫБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК

Выбор шпонок для всех валов проводим в зависимости от диаметра вала под шпонкой:

— для быстроходного вала: мм, ;

— для промежуточного вала: мм, ;

— для тихоходного вала: мм,; мм, .

В качестве материала шпонок выбираем сталь 45 со следующими механическими свойствами: допустимое напряжение материала шпонки на смятие МПа, допустимое напряжение материала шпонки на срез МПа [ таб. 7.8 (1) ].

Проверка шпонок на смятие и срез.

Быстроходный вал.

МПа;

МПа,

где — рабочая длина призматической шпонки.

Итак, напряжение среза и смятия шпонки обеспечено.

Промежуточный вал.

МПа;

МПа,

где — рабочая длина призматической шпонки.

Итак, напряжение среза и смятия шпонки обеспечено.

Тихоходный вал.

МПа;

МПа,

где — рабочая длина призматической шпонки.

МПа;

МПа,

где — рабочая длина призматической шпонки

Итак, напряжение среза и смятия шпонок обеспечено.

Геометрические данные выбранных шпонок сводим в таблицу 6.

Таблица 6

10. РАСЧЕТ ВАЛА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ

электродвигатель редуктор подшипник тележка

Рассчитываем тихоходный вал в сечении под зубчатым колесом, которое ослаблено шпонкой.

Определяем коэффициент запаса прочности из условия:

где и — коэффициент по нормальным и касательным напряжениям.

Определяем коэффициенты по зависимостям:

;

;

где и — амплитуды напряжений цикла;

и — средние напряжения цикла.

Определяем амплитуды напряжений цикла:

Па;

Па,

где Нм;

и — осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.

Определяем осевой момент сопротивления сечения вала:

Определяем предел выносливости вала:

Па;

Па,

где и — предел выносливости:

Па [табл.7.8 (1)];

Па [табл.7.8 (1)],

и — коэффициент концентрации напряжений.

Определяем коэффициент концентрации напряжений по зависимостям:

;

где , — коэффициенты концентрации напряжений;

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [7.10 (1)];

— коэффициент влияния шероховатости [7.11 (1)];

— коэффициент влияния поверхностного упрочнения материала [7.12 (1)].

11. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщину стенки корпуса и крышки редуктора принимаем мм.

Количество фундаментных болтов принимаем 6 штук.

Принимаем диаметр фундаментных болтов М20.

Диаметр стяжных болтов у подшипников:

Принимаем диаметр болтов М16.

Диаметр болтов, соединяемых фланцы корпуса и крышки:

Принимаем диаметр болтов М10.

Минимальные зазоры от поверхности корпуса или крышки до поверхности вершин колеса равны:

мм;

Ширина фланца:

Толщина фланца:

Ширина лапы фундаментной плиты:

Толщина лапы фундаментной плиты:

Толщина ребер:

Диаметр болтов крышки люка:

Принимаем диаметр болтов М8.

Ориентировочная толщина литых крюков или ушек:

12. СМАЗКА РЕДУКТОРА

Принимаем для двухступенчатого редуктора количество масла (из расчета 1 литр на 1 кВт передаваемой мощности) — 5 литров. Выбираем масло индустриальное ИС-45. Смазку подшипников осуществляем маслом, которое разбрызгивается передачей.

1 П. ф. Дунаев, О. П. Леликов. Детали машин. Курсовое проэктирование: учеб. пособие для машиностр. спец. техникумов. — М.: Высшая школа, 1984. — 336с.

2 Л. И. Цехнович, И. П. Петриченко. Атлас конструкций редукторов. — Учебное пособие для вузов. Киев: «Вища школа». Главное издательство, 1979. — 128с.

3 Г. В. Смирнов. Расчет и выбор подшипников качения. Методическое руководство к курсовому проектированию по дисциплинам прикладной механики. ДИИТ. Днепропетровск, 1991 — 33с.