Проектирование электромеханического привода передвижения тележки для подачи в ремонт и выкатки из ремонта дизелей локомотива
Содержание
1.
Исходные
данные на проектирование
. Кинематический
расчет привода и выбор электродвигателя
. Расчет
тихоходной ступени редуктора
. Расчет
быстроходной ступени редуктора
. Предварительный
расчет и конструирование валов
.1 Быстроходный
вал
.2 Тихоходный
вал
.3 Промежуточный
вал
. Разработка
компоновочного чертежа
. Расчет
реакций на валах
.1 Расчет
реакций тихоходного вала
.2 Расчет
реакций быстроходного вала
.3 Расчет
реакций промежуточного вала
. Выбор
подшипников кочения
.1 Выбор
подшипников для тихоходного вала
.2 Выбор
подшипников для промежуточного вала
.3 Выбор
подшипников для быстроходного вала
. Выбор
и проверка шпонок
. Расчет
вала на выносливость
. Расчет
элементов корпуса редуктора
. Смазка
редуктора
Список литературы
1. Исходные данные на проектирование
электродвигатель редуктор подшипник
вал
Спроектировать электромеханический привод
передвижения тележки для подачи в ремонт и выкатки из ремонта дизелей
локомотива.
Привод - с двухступенчатым цилиндрическим
зубчатым редуктором и открытой зубчатой передачей; нагрузка постоянная; режим
работы в две смены; привод - с реверсированием. Температура в зоне расположения
привода: -25 0С до +35 0С. 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.
Рисунок 1 - Электромеханический привод
передвижения тележки для подачи в ремонт и выкатки из ремонта дизелей
локомотивов
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.
Частота вращения выходного вала
привода:
об/мин.
Угловая скорость выходного вала
привода:
рад/с.
Общее передаточное число привода:
,
Где =5 - передаточное отношение
быстроходной ступени;
=4 - передаточное отношение
тихоходной передачи;
=6 - передаточное отношение открытой
передачи.
Выбираем электродвигатель типа 132М8
[табл. 18.36] с: Р=5,5 кВт; n=750 об/мин.
Вращательный момент на выходном
валу:
кНм.
Угловая скорость на промежуточном
валу:
рад/с.
Момент на тихоходном валу:
кНм.
Вращательный момент на быстроходном
валу:
кНм.
Угловая скорость на быстроходном
валу:
рад/с.
3. Расчет тихоходной ступени
редуктора
Исходные данные:
Вращательный момент - Т3=77401
Нм;
Передаточное число - U2=4;
Угловая скорость колеса - ω3=0,62 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=573·0,62·20000=7105200
циклов;
для шестерни:
2=N3·U2=4·7,1·103=28,4·106
циклов.
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=130 мм
[табл. 18.1 (1)].
Определяем модуль передачи:
мм.
Принимаем m=6 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)], при ;
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.
Принимаем сталь 40Х с =750 МПа.
4. Расчет быстроходной ступени
редуктора
Исходные данные:
Вращательный момент - Т2=2,01
кНм;
Передаточное число - U1=5;
Угловая скорость колеса - ω2=2,48 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=573·2,48·20000=284·106
циклов;
для шестерни:
1=N2·U1=5·28,4·103=146·106
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.
Определяем межосевое расстояние.
Принимаем: ψа=0,4 [ст.13
(1)].
Тогда,
.
По таблице 2.3 КHВ=1,19.
Тогда межосевое расстояние равно:
Принимаем стандартное значение
межосевого расстояния мм.
Определяем предварительные размеры
колеса.
Делительный диаметр:
мм.
Ширина колеса:
мм.
Принимаем b2=100 мм
[табл. 18.1 (1)].
Определяем модуль передачи:
мм.
Принимаем m=2,5 мм [ст.13 (1)].
Определяем суммарное число зубьев
зуба,
Принимаем βmin=60.
Принимаем зубьев.
Уточняем угол наклона зубьев:
; β=90
Определяем числа зубьев:
шестерни:
зуба.
Принимаем Z1=29.
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;
Осевая 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)], при ;
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.
Что меньше МПа.
5. Предварительный расчет и
конструирование валов
Определение диаметров валов.
.1 Быстроходный вал
Рисунок 5.1 - Эскиз быстроходного
вала
Определяем диаметр хвостовика:
мм,
где Т1=400 Н - момент на
валу.
Принимаем d=40 мм.
Определяем длину хвостовика:
мм.
Определяем диаметр вала под
подшипник:
мм.
Длина вала под подшипник равна:
мм,
где t=2,5 мм, r=2,5 мм [табл. 3.1
(1)].
Определяем диаметр ступицы:
мм.
Принимаем dбп=55 мм.
5.2 Тихоходный вал
Рисунок 5.2 - Эскиз тихоходного вала
Определяем диаметр хвостовика:
мм,
где Т3=7740 Н - момент на
валу.
Принимаем d=95 мм.
Определяем длину хвостовика:
мм.
Принимаем мм.
Определяем диаметр вала под
подшипник:
мм.
Принимаем dп=105 мм.
Длина вала под подшипник равна:
мм.
где t=3,5 мм, r=3,5 мм [табл. 3.1
(1)].
Определяем диаметр ступицы:
мм.
Принимаем dбп=115 мм.
Определяем диаметр ступицы вала под
колесо:
мм.
Определяем диаметр бурта:
мм.
5.3 Промежуточный вал
Рисунок 5.3 - Эскиз тихоходного вала
Определяем диаметр ступицы вала под
колесо:
мм
где Т2=2010 Н - момент на
валу.
Принимаем dк=80 мм.
Определяем диаметр вала под
подшипник:
мм.
Принимаем dп=70 мм.
Определяем диаметр бурта:
мм.
Принимаем, мм.
Определяем диаметр бурта:
мм.
Принимаем, dбп=78 мм.
7. Расчет реакций на валах
.1 Расчет реакций тихоходного вала
а) Реакции параллельные оси ОY.
Рисунок 7.1-Схема к расчету реакций тихоходного
вала параллельных оси ОY
;
Н;
;
Н.
б) Реакции параллельные оси OX
Рисунок 7.2-Схема к расчету реакций тихоходного
вала параллельных оси ОX
;
Н;
;
Н.
в) Суммарные опорные реакции
Н;
Н.
.2 Расчет реакций быстроходного вала
а) Реакции параллельные оси ОY.
Рисунок 7.3-Схема к расчету реакций тихоходного
вала параллельных оси ОY
;
Н;
;
Н.
б) Реакции параллельные оси OХ
Рисунок 7.4-Схема к расчету реакций тихоходного
вала параллельных оси ОХ
;
Н;
;
Н.
в) Суммарные опорные реакции
Н;
Н.
.3 Расчет реакций промежуточного
вала
а) Реакции параллельные оси ОY.
Рисунок 7.5-Схема к расчету реакций тихоходного
вала параллельных оси ОY
;
Н;
;
Н.
б) Реакции параллельные оси OХ
Рисунок 7.6-Схема к расчету реакций тихоходного
вала параллельных оси ОХ
;
Н;
;
Н;
в) Суммарные опорные реакции
Н;
Н.
8. Выбор подшипников кочения
.1 Выбор подшипников для тихоходного
вала
Исходные данные:
требуемая долговечность подшипника -
Lh=20000 часов;
диаметр цапфы, на которую
устанавливается подшипник - d=105 мм;
частота вращения вала - n3=6
об/мин;
нагрузки, действующие на опоры: R1=21704,3
Н; R2=10852,2 Н; Fа=0;
характер нагружения - умеренные
толчки ().
Назначаем шарикоподшипник радиальный
однорядный средней серии №321.
Для него: С=144 кН; С0=14,5
кН.
Для радиальных подшипников Х=1; Y=0.
Определяем эквивалентную нагрузку:
Н.
Определяем требуемую динамическую
грузоподъемность:
Н.
Определяем долговечность подшипника:
часов.
Долговечности подшипника обеспечено.
.2 Выбор подшипников для
промежуточного вала
Исходные данные:
требуемая долговечность подшипника -
Lh=20000 часов;
диаметр цапфы, на которую
устанавливается подшипник - d=70 мм;
частота вращения вала - n3=24
об/мин;
нагрузки, действующие на опоры: R1=1922,7Н;
R2=18986,7 Н; Fа=1733,47 Н;
характер нагружения - умеренные
толчки ().
Назначаем шарикоподшипник радиальный
однорядный средней серии №314.
Для него: С=81,7 кН; С0=64,5
кН.
Для радиальных подшипников Х=1; Y=0.
Определяем эквивалентную нагрузку:
.
Определяем требуемую динамическую
грузоподъемность:
Н.
Определяем долговечность подшипника:
часов.
Долговечности подшипника обеспечено
.3 Выбор подшипников для
быстроходного вала
Исходные данные:
требуемая долговечность подшипника -
Lh=20000 часов;
диаметр цапфы, на которую
устанавливается подшипник - d=45 мм;
частота вращения вала - n3=750
об/мин;
нагрузки, действующие на опоры: R1=7764,7Н;
R2=3882,3 Н; Fа=1733,47 Н;
характер нагружения - умеренные
толчки ().
Назначаем шарикоподшипник радиальный
однорядный средней серии №309.
Для него: С=37,8 кН; С0=26,7
кН.
Для радиальных подшипников Х=1; Y=0.
Определяем эквивалентную нагрузку:
.
Определяем требуемую динамическую
грузоподъемность:
Н.
Так как , то
принимаем подшипник роликовый конический однорядный средней широкой серии
№7609. С=104 кН.
Определяем долговечность подшипника:
часов.
Долговечности подшипника обеспечено.
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, .
Допустимое напряжение материала
шпонки на срез МПа.
Допустимое напряжение материала
шпонки на срез МПа.
Проверка шпонок на смятие и срез.
Быстроходный вал.
МПа;
МПа.
Итак, напряжение среза и смятия
шпонки обеспечено.
Промежуточный вал.
МПа;
МПа.
Итак, напряжение среза и смятия
шпонки обеспечено.
Тихоходный вал.
МПа;
МПа.
МПа;
МПа.
Итак, напряжение среза и смятия
шпонок обеспечено.
10. Расчет вала на выносливость
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
Толщина стенки корпуса:
мм.
Принимаем мм.
Толщина стенок крышки редуктора:
мм.
Количество фундаментных болтов
принимаем 6 штук.
Диаметр фундаментных болтов:
мм.
Принимаем диаметр фундаментных
болтов М24.
Диаметр стяжных болтов у
подшипников:
мм.
Принимаем диаметр болтов М18.
Диаметр болтов, соединяемых фланцы
корпуса и крышки:
мм.
Принимаем диаметр болтов М12.
Минимальные зазоры от поверхности
корпуса или крышки до поверхности вершин колеса равны:
мм.;
до торца колеса: мм.
Расстояние между торцевыми
поверхностями колес:
.
Принимаем, с=5 мм.
Рисунок 11.1 - Схема редуктора
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.
Список
литературы
1 П. Дунаев, О.П. Леликов.
Детали машин. Курсовое проектирование: 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.
Г.В. Смирнов. Расчет и выбор
подшипников качения. Методическое руководство к курсовому проектированию по
дисциплинам прикладной механики. ДИИТ. Днепропетровск, 1991 - 33с.