Проектирование электромеханического привода передвижения тележки для подачи в ремонт и выкатки из ремонта дизелей локомотива

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Исходные данные на проектирование

2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

3. Расчет тихоходной ступени редуктора

4. Расчет быстроходной ступени редуктора

5. Предварительный расчет и конструирование валов

5.1 Быстроходный вал

5.2 Тихоходный вал

5.3 Промежуточный вал

6. Разработка компоновочного чертежа

7. Расчет реакций на валах

7.1 Расчет реакций тихоходного вала

7.2 Расчет реакций быстроходного вала

7.3 Расчет реакций промежуточного вала

8. Выбор подшипников кочения

8.1 Выбор подшипников для тихоходного вала

8.2 Выбор подшипников для промежуточного вала

8.3 Выбор подшипников для быстроходного вала

9. Выбор и проверка шпонок

10. Расчет вала на выносливость

11. Расчет элементов корпуса редуктора

12. 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 - щ₃=0,62 с^-1;

Строк службы передачи - L_H=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

N₃=573·щ₃?L_Н=573·0,62·20000=7105200 циклов;

для шестерни:

N₂=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 - 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=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 - щ₂=2,48 с^-1;

Строк службы передачи - L_H=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

N₂=573·щ₂?L_Н=573·2,48·20000=284·10⁶ циклов;

для шестерни:

N₁=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 - 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.

Определяем межосевое расстояние.

Принимаем: ш_а=0,4 [ст.13 (1)].

Тогда,

.

По таблице 2.3 К_HВ=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 в_min=6⁰.

Принимаем зубьев.

Уточняем угол наклона зубьев:

; в=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.

5.1 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 d_бп=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 d_п=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 d_бп=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 d_к=80 мм.

Определяем диаметр вала под подшипник:

мм.

Принимаем d_п=70 мм.

Определяем диаметр бурта:

мм.

Принимаем, мм.

Определяем диаметр бурта:

мм.

Принимаем, d_бп=78 мм.

7. Расчет реакций на валах

7.1 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.

7.2 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.

7.3 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

8.1 Выбор подшипников для тихоходного вала

Исходные данные:

- требуемая долговечность подшипника - L_h=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; F_а=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.

8.2 Выбор подшипников для промежуточного вала

Исходные данные:

- требуемая долговечность подшипника - L_h=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; F_а=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

8.3 Выбор подшипников для быстроходного вала

Исходные данные:

- требуемая долговечность подшипника - L_h=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; F_а=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.

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

Размещено на Allbest.ru