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
ОГЛАВЛЕНИЕ
1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ НА
ПРОЭКТИРОВАНИЕ
. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ
РЕДУКТОРА
. РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ
РЕДУКТОРА
. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ И
КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ
. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА
. РАСЧЕТ РЕАКЦИЙ НА ВАЛАХ
. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
. ВЫБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК
. РАСЧЕТ ВАЛА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ
. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА
РЕДУКТОРА
. 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 20000 часов. Электродвигатель и
редуктор размещаются на съемной площадке. Заданы параметры: сопротивление
передвижения тележки Q=16000 Н; скорость передвижения V=0,3 м/с; диаметр колес
тележки D=950 мм.
Рис. 1. Электромеханический привод передвижения тележки
.
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
Тип двигателя
|
Мощность, кВт.
|
Частота вращения, об/мин
|
1
|
2
|
3
|
132М8/720
|
5,5
|
720
|
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
|
Частота вращения, об/мин
|
Угловая скорость, С-1
|
Вращательный момент, Нм
|
1
|
2
|
3
|
4
|
Быстроходный вал
|
720
|
75,36
|
65
|
Промежуточный вал
|
144
|
15
|
301
|
Тихоходный вал
|
36
|
3,77
|
1148
|
. РАСЧЕТ
ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА
Исходные данные:
Вращательный момент - Т3=1148 Нм;
Передаточное число - U2=4;
Угловая скорость колеса - ω3=3,77 с-1;
Строк службы передачи - LH=20000 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
3=573·ω3·LН=573·3,77·20000=43,2·106
циклов;
для шестерни:
2=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 - НВср=285, NНО=21·106,
для шестерни - HRCср=50, NНО=82·106.
Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:
для колеса:
;
.
для
шестерни:
;
.
Принимаем:
КHL.3=КFL.3=КHL.2=КFL.2=1.
Допускаемые
контактные напряжения и напряжения изгиба, соответствующие числу циклов NНО
и NFО:
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: ψа=0,4 [ст.13
(1)].
Тогда,
.
По
таблице 2.3 КHВ=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.
.
РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА
Исходные
данные:
Вращательный
момент - Т2=301 Нм;
Передаточное
число - U1=5;
Угловая
скорость колеса - ω2=15 с-1;
Строк
службы передачи - LH=20000 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
2=573·ω2·LН=573·15·20000=172·106
циклов;
для
шестерни:
1=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 - НВср=285, NНО=25·106;
для
шестерни - HRCср=52, NНО=90·106.
Коэффициент
долговечности при расчете по контактным напряжениям:
для
колеса:
;
.
для
шестерни:
;
.
Принимаем:
КHL.2=КFL.2=КHL.1=КFL.1=1.
Допускаемые
контактные напряжения и напряжения изгиба, соответствующие числу циклов NНО
и NFО:
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;
КНВ=1,05-принимаем
в зависимости от твердости колеса и коэффициента φd.
Угол
делительных конусов колеса и шестерни:
Конусное
расстояние:
Ширина
колеса:
Внешний
торцовой модуль передачи:
.
где
- коеф. концентрации напряжения;
- для
прямозубых колес.
Принимаем
me=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
хе1, хе2 - 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 dm2=0,857 de2= 228мм.
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 YF1 и
YF2 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
dв=25 мм.
Размеры
отдельных участков вала конической шестерни определяем по формулам:
Принимаем
.
Принимаем
.
Принимаем
dбп=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.
Длина
вала под подшипник равна:
мм.
Определяем
диаметр ступицы:
мм,
где
t=3 мм, r=3 мм [табл.3.1 (1)].
Принимаем
dбп=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
dк=42 мм.
Определяем
диаметр вала под подшипник:
мм.
Принимаем
dп=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,
dбп=45 мм.
. 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.
. ВЫБОР
ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Исходные данные для выбора подшипников на тихоходный вал:
требуемая долговечность подшипника - Lh=20000 часов;
диаметр цапфы, на которую устанавливается подшипник - d=60 мм;
частота вращения вала - nб=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.
Kt=1
- температурный коэффициент при T<100o C.
Определяем
эквивалентную динамическую нагрузку:
Определяем
требуемую динамическую грузоподъемность:
Так
как , то принятый подшипник подходит.
Определяем
долговечность подшипника:
Так
как 29635>20000,то подшипник пригоден.
Геометрические
размеры и характеристики выбранного подшипника сводим в таблицу 3.
Таблица
3
|
№ подшипника
|
d,мм
|
D,мм
|
B,мм
|
r, мм
|
C, кН
|
C0, кН
|
112
|
60
|
95
|
18
|
2
|
29,6
|
18,3
|
Исходные данные для выбора подшипников на промежуточный вал:
требуемая долговечность подшипника - Lh=20000 часов;
диаметр цапфы, на которую устанавливается подшипник - d=35 мм;
частота вращения вала - nб=144 об/мин;
нагрузки, действующие на опоры: R1=2138 Н; R2=1488
Н; Fа2=942 Н;
-
характер нагружения - умеренные толчки ().
Для
промежуточного вала предварительно принимаем конический роликовый подшипник
№2007197А 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 105062>20000,то подшипник пригоден.
Данные
о подшипнике сводим в таблицу 4.
Таблица
4
|
№ подшипника
|
d,мм
|
D,мм
|
B,мм
|
C, кН
|
C0, кН
|
2007107A
|
35
|
62
|
18
|
40,2
|
30,5
|
Расчеты подшипников быстроходного вала проводим аналогично и принимаем
конический роликовый подшипник № . Данные о подшипнике сводим в таблицу 5.
Таблица 5
№ подшипника
|
d,мм
|
D,мм
|
B,мм
|
C, кН
|
C0, кН
|
7208А
|
40
|
80
|
18
|
58,3
|
40
|
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
Наименование вала
|
Диаметр вала, мм
|
Ширина шпонки b,мм
|
Высота шпонки h,мм
|
Глубина паза
|
Фаска мм
|
|
|
|
|
Вала t1,мм
|
Втулки t2,мм
|
|
Быстроходный
|
25
|
8
|
7
|
4
|
3,3
|
0,5
|
Промежуточный
|
42
|
12
|
8
|
5
|
3,3
|
0,5
|
Тихоходный
|
70
|
20
|
12
|
7,5
|
4,9
|
0,5
|
|
50
|
16
|
10
|
6
|
4,3
|
0,5
|
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)].
. 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:
. 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.
Список литературы
1 П. ф.
Дунаев, О. П. Леликов. Детали машин. Курсовое проэктирование: учеб. пособие для
машиностр. спец. техникумов. - М.: Высшая школа, 1984. - 336с.
Л.
И. Цехнович, И. П. Петриченко. Атлас конструкций редукторов. - Учебное пособие
для вузов. Киев: „Вища
школа”. Главное
издательство, 1979. - 128с.
Г.
В. Смирнов. Расчет и выбор подшипников качения. Методическое руководство к
курсовому проектированию по дисциплинам прикладной механики. ДИИТ. Днепропетровск, 1991 - 33с.