Курсовая работа (т): Проектирование электромеханического привода передвижения тележки для подачи в ремонт и выкатки из ремонта дизелей локомотива

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 - 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

₃=573·ω₃·L_Н=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 - 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: ψ_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 - ω₂=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

₂=573·ω₂·L_Н=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 - 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: ψ_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 β_min=6⁰.

Принимаем  зубьев.