Конструювання другого проміжного валу



Український державний  університет залізничного транспорту

 

Кафедра: «Механіка і проектування машин»

 

 

ПРОЕКТУВАННЯ ПЕРЕДАВАЛЬНОГО МЕХАНІЗМУ СТРІЛОЧНОГО    ПРИВОДУ

Пояснювальна записка та розрахунки до курсової роботи

з дисципліни «Технічна механіка»

КРУ ПС – 3750 – 0,044 – 04.00ГЧ

 

 Розробив ст.гр. 18-ІІ-ТСЛ

_________Піддубняк І.

                                                                                      Перевірив доц.:

______________С.В.Бобрицький

Р.

Зміст

Вступ…………………………………………………………………….  
   
   
   
1.Загальна будова та призначення стрілочного електропривода…………...................................................................  
   
2. Вибір електродвигуна……………………………………………...  
   
3. Кінематичний і силовий розрахунок передавального механізму.  
   
4. Визначення основних розмірів зубчастих коліс…………………  
   
5. Конструювання другого проміжного валу……………………….  
   
6. Перевірочний розрахунок другого проміжного вала……………  
   
7. Розрахунок підшипників і шпонкового з’єднання другого проміжного вала………………………………………………………  
   
Список літератури………………………………………………………  
   
   
   
   
   
   
   
   
   
   
   
   
   
   

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
 
КРУ ПС-3750-0,044-04.00 ГЧ
Розроб.
Камчатова К.Л.
Перевір.
Бобрицький В.С.
Реценз.
 
Н. Контр.
 
Затверд.
 
Проектування передавального механізму стрілочного привода
Літ.
Аркушів
 
18-2-ТСЛ  

 


Вступ

Метою даної курсової роботи є ознайомлення та застосування на практиці сучасних методів проведення проектувальних розрахунків, розробки та оформлення конструкторської документації.

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
3
 
Завдання даної роботи базується на типовому об'єкті залізничного транспорту – стрілочному переводі.

Виконання курсової роботи сприяє поглибленню знань при вивченні дисципліни «Технічна механіка», а також одержанню навиків самостійної роботи при вирішенні конкретних інженерних завдань.

У курсовій роботі проводяться дослідження:

1. Загального устрою і принципу роботи стрілочного електроприводу;

2. Передаточного механізму стрілочного приводу;

3. Основних параметрів зубчастих коліс;

4. Конструювання проміжного валу.

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
5
 


Основне призначення та загальна будова стрілочного приводу

Стрілочні електроприводи призначені для переведення, замикання та контролю стану залізничних стрілок. Вони застосовуються у пристроях електричної централізації, які широко використовуються на залізницях. Керування приводом у системі електричної централізації здійснюється зі стаціонарного диспетчерського поста.

За часом переведення стрілок приводи розподіляються на приводи з нормальним переведенням (2 … 7 с) та швидкодіючі ( до 1с). Швидкодіючі приводи використовуються на сортувальних гірках і шляхах маневрових станцій.

Незалежно від типу та серії кожний привод має такі вузли:

· електродвигун (як джерело механічної енергії);

· передаточний механізм;

· запобіжний пристрій у вигляді фрикційної муфти, яка забезпечує захист двигуна від перевантажень і поломок;

· блок управління і контролю роботи привода;

· шибер і контрольні лінійки, з'єднані з вістряками рейок.

Передаточний механізм працює таким чином (ГЧ, арк.1). Обертання вала електродвигуна  передається через муфту вхідному валу редуктора  і потім через дві зубчасті пари ,  та ,  корпусу фрикціону 11. З корпусом фрикціону жорстко зв'язані рухомі диски, до яких пружинами притискуються нерухомі диски, жорстко зв'язані з валом – шестернею . Обертання колеса  передається вал-шестерні  через фрикційне зчеплення. Вал-шестерня  повертає колесо , яке через фігурну шайбу  і упор  передає рух головному валу шестерні  і шиберу .

Основним призначенням фрикціону є недопустимість перевантаження електродвигуна при попаданні сторонніх предметів між вістряком і рамною рейкою. Для нормальної роботи привода необхідно щоб крутний

 

 

 момент  на валу фрикціону, що залежить від навантаження шибера, був менший моменту тертя  у фрикційному зчепленні.

Другим призначенням фрикціону є поглинання кінетичної енергії, що запасена у період розгону, при стопорінні для уникання появи недопустимих динамічних навантажень у елементах привода.

Особливу увагу при проектуванні стрілочних електроприводів слід приділити вибору електродвигуна.

Роботу електродвигуна стрілочного переводу характеризує ряд особливостей: повторно-короткочасний режим роботи, зміна навантаження у широких межах, реверсивний характер навантаження.

Враховуючи ці особливості, найкращим двигуном для стрілочного електропривода є двигун постійного струму з послідовним збудженням, що має великий пусковий момент і значну перевантажу

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
6
 
вальну спроможність.

 При малих моментах на валу завдяки «м'якій» характеристиці він розвиває високу швидкість, а при великих – автоматично зменшує її. Ця властивість дозволяє, використовуючи один і той же двигун, забезпечувати прискорене переведення легких стрілок у маневрових районах і повільне переведення важких стрілок на головних коліях станцій.

У електродвигунів змінного струму характеристики близькі до потрібних – мають трифазний асинхронний двигун з коротко замкнутим ротором. Для збільшення пускового моменту використовують електродвигун з підвищеним ковзанням, що досягається за рахунок збільшення активного опору ротора.

Вибір електродвигуна

 

Проектування передаточного механізму стрілочного приводу починається з вибору електродвигуна. Його потужність визначається за заданими зусиллями на шибері  і швидкостями переміщення шибера

,                                           (3.1)

 

де  – загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) передаточного механізму

,                            (3.2)

 

де , ,  – ККД зубчастих пар, включаючи втрати в підшипниках (при розрахунках приймаються );

 – ККД шибера (при розрахунках приймається , тому що він переміщується у клинових направляючих)

 

.

 

Тоді              Вт.

Частоту обертання електродвигуна визначаємо за заданою швидкістю шибера та параметрами передаточного механізму .

Кутова швидкість головного вала

                                            ,                                            (3.3)

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
7
 

 


де  – радіус ділильного кола шиберної шестерні

 

,                          (3.4)

 

     тоді                   хв.-1

 

Частота обертання головного (вихідного) вала стрілочного привода

 

                               (3.5)

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
8
 


Частота обертання вала двигуна

 

,                                   (3.6)

 

де  – загальне передаточне число передаточного механізму,

 

,                         (3.7)

 

де , ,  – передаточні числа кожного ступеня визначаються через кількість зубців зубчастих коліс,

 

;                                      (3.8)

                                  ;                                (3.9)

 

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
9
 
.                                    (3.10)

 

Тоді                uзаг=4,93·4,07·3,53=70,83.

 

nдв=23,98·70,83=1698,5 хв-1 .

 

За отриманими значеннями  і  підбираємо електродвигун з числа наведених у додатку А(7,ст.27), а саме електродвигун типу

МСП – 0,25 (Р=250 Вт, nдв=1700 хв-1 ).

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
10
 
4. Кінематичний і силовий розрахунок

Передаточного механізму

 

Переходимо до кінематичного аналізу передаточного механізму

стрілочного привода з урахуванням частоти обертання обраного електродвигуна.

Число обертів першого колеса

 

n1=nдв=1700хв-1.                                     (4.1)

 

Число обертів другого та третього зубчастих коліс, розташованих на одному валу, однакові і дорівнюють

 

                            (4.2)                            

 

Аналогічно

                         (4.3)

                               (4.4)

Кутова швидкість шиберної шестерні

                            (4.5)

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
11
 


Максимальна швидкість шибера

.                 (4.6)

 

Середня швидкість переміщення шибера,

 

.                        (4.7)

 

Час спрацювання стрілочного електропривода

 

                                       (4.8)

 

Визначаємо крутні моменти на валах

· на валу електродвигуна

 

                        (4.9)

 

де  – потужність електродвигуна ( );

· на другому проміжному валу

T2=T1 · u12 · η1                                                     (4.10)

T2=1,41·4,93·0,96=6,67 H·м

 

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
12
 


· на валу фрикціону

T3=T2 · u34 · η2                                                                            (4.11)

                                   T3=6,67·4,07·0,96=26,06 H·м;

 

· на вихідному валу

 

     T4=T3 · u56 · η3                                                                           (4.12)

                                    T4 =26,06·3,53·0,96=88,31 H·м.

 

Момент тертя в запобіжній фрикційній муфті

 

,                                                   (4.13)

 

де  – коефіцієнт запасу зчеплення муфти.

 

H·м.

 

Зусилля на шибері

 

                           (4.14)

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
13
 
5. Визначення основних розмірів зубчастих коліс

 

Для побудови у масштабі розгорнутої кінематичної схеми привода і робочих креслень другого проміжного вала-шестерні та зубчастого колеса 2 визначаємо розміри зубчастих коліс.

Радіус ділильного кола колеса

,                                                            (5.1)

де  – модуль зачеплення,

 – кількість зубців зубчастого колеса.

                                      (5.2)

                                   (5.3)

                                         (5.4) 

                                        (5.5)

                                       (5.6)

                                         (5.7)

 

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
14
 


Ширина зубчастих коліс визначається за обраною відносною шириною шестерні

,                                         (5.8)

та колеса

,                                           (5.9)

де ,  – ширина та діаметр ділильного кола шестерні,

 – ширина зубчастого колеса,

 – міжосьова відстань пари зубчастих коліс.

Міжосьові відстані дорівнюють

                                 а12 = r1 + r2                                                                                       (5.10)

                                 а12 = 10,5 + 51,75 = 62,25мм,

                                 а34 = r3 + r4                                                                                        (5.11)

                                 а34= 15 + 61 = 76 мм,

а56 = r5 + r6                                                                                        (5.12)

                                 а56= 22,5 + 79,5 = 102 мм.

У відповідності з рекомендаціями [2, табл. 8.4] для першого і другого ступеня (несиметричне розташування коліс відносно опор) приймаємо , а для третього ступеня (консольне розташування шестерні)

приймаємо .

Визначаємо  за формулою

 

,                                 (5.13)

де  – передаточне число розглядає мого ступеня.

,  (5.14)

,  (5.15)

.   (5.16)

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
15
 


Для сьомої шестерні задаємось .

Далі за відомою відносною шириною визначаємо дійсні значення ширин шестерень та коліс

 

                 (5.17)

                  (5.18)

                                                             (5.19)

                                                                     (5.20)

                                                             (5.21)

                                                                  (5.22)

                                                               (5.23)

При остаточному призначенні розмірів приймаємо ширину шестерні на  більше ширини колеса.

Остаточно приймаємо:

bk2=20 мм; bk4=24 мм; bk6=22 мм; bш1=24 мм; bш3=28 мм

bш5=26 мм; bш7=50 мм.

Визначаємо діаметри кола вершин і западин зубчастого колеса 2 і шестерні 3. При цьому приймаємо рівнозміщену передачу з коефіцієнтом зміщення .

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
16
 


Діаметр кола вершин визначається за формулою

,                                 (5.24)

де  – коефіцієнт висоти головки зуба.

При цьому колесо має від’ємне зміщення, а шестерня – додатне. 

               (5.25)

                  (5.26)

Діаметр кола западин

,                        (5.27)

де  – коефіцієнт радіального зазору.

                  

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
17
 


Конструювання другого проміжного валу

Метою розділу є розробка конструкції проміжного вала з визначенням його основних розмірів – проектувальний розрахунок вала. Початковими даними для вирішення цієї задачі є ширина зубчатої шестерні 3, колеса 2 і крутний момент .

За умовами на конструювання відповідні ділянки вала[7,рис.2.1,cт17] з’єднуються з вихідним зубчастим колесом 2 і підшипниками кочення 1. Шестерня 3 виконана за одне ціле з валом. Це відповідає реальній конструкції проміжного вала. Проектувальний розрахунок передбачає визначення діаметру вала, діаметру під підшипник і довжини кожної з позначених ділянок.

Діаметр вала визначається з розрахунку тільки на кручення при знижених допустимих напруженнях [2, с.261]

 

,                                               (6.1)

 

де  – допустиме дотичне напруження (для редукторних валів );

 

м

 

Отриманий діаметр вала збільшуємо з урахуванням ослаблення шпонковим пазом d=17 мм.

Діаметр вала під підшипник

dn= d - (4….8) мм = 17-5 = 12 мм.                (6.2)

 

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
18
 


За визначеним діаметром підбираємо радіальний шариковий підшипник легкої серії з додатку Б [7,ст.28] (№ 201, ширина ).

Довжина ділянки вала під підшипник

                                     (6.3)

де  – фаска.

.

Довжина ділянки вала

                                (6.4)

                                   l1=1,3·d                                               (6.5)

                                   l1=1,4·12=16,8 мм.

Приймаємо .

Повна довжина вала

l=2·l1+bш3+bk2                                                            (6.6)

                                 l=2·17+28+20=82 мм.

Відстань між серединами колеса 2 і лівої опори вала

                                                             (6.7)

Відстань між серединами шестерні 3 і правої опори вала

                             (6.8)

Відстань між серединами правої і лівої опор

 

a1+b1=a2+b2=l-(B+2·f)=82-(10+2·1)=70мм.          (6.9)

 

 

Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
19    
 


Тоді

a2 = 78 – b2                                                           (6.10)

a2= 70 – 25 = 45 мм ,

                             b1 = 78 – a1                                                          (6.11)

                              b1= 70 – 21 =49 мм .

 

Для виготовлення вала використовуємо сталь 40Х, для якої допустиме напруження .

 


Дата добавления: 2018-02-28; просмотров: 219; ЗАКАЗАТЬ РАБОТУ