Проектування передавального механізму стрілочного приводу

Пояснювальна записка та розрахунки до курсової роботи з дисципліни «Прикладна механіка»

Тема: Проектування передавального механізму стрілочного приводу

Вступ

Курсовий проект базується на типовому об'єкті залізничного транспорту стрілочному переводі. Стрілочні електроприводи призначені для переведення, замикання та контролю стану залізничних стрілок. Вони застосовуються у пристроях електричної централізації, які широко використовуються на залізницях.

По заданим швидкості переміщення та сили шиберу, а також кількості зубців шестерень спочатку розраховується потрібна потужність та кількість обертів двигуна. По таблицям вибирається стандартний двигун з найближчими до розрахованих параметрами. Потім розраховуються геометричні характеристики зубчастих коліс.

У шостому розділі проводиться розрахунок на міцність 2-го проміжного валу по напруженням згину та кручення. Вибирається його діаметр.

У сьомому розділі вибирається підшипник кочення та розраховується тривалість його роботи. Також по стандартним значенням вибирається призматична шпонка та по напруженням розраховується її довжина, яка потім округлюється у більшу сторону згідно із стандартною довжиною На плакатах приведено: схема стрілочного приводу, картина евольвентного зачеплення першого та другого коліс, другий проміжний вал-шестерня, друге зубчасте колесо.

1. Вихідні дані

Зусилля на шибері Fш = 1850 H,

Швидкість шибера Vш = 0.044 м/c,

Кількість зубців шестерні z1=15,

Кількість зубців колеса z2=68,

Кількість зубців шестерні z3=14,

Кількість зубців колеса z4=62,

Кількість зубців шестерні z5=15,

Кількість зубців колеса z6=53,

Кількість зубців шестерні z7=10,

Модуль зачеплення ,

Модуль зачеплення ,

Модуль зачеплення ,

Модуль зачеплення ,

Довжина шибера .

2. 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 перевантажувальну 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.

3. 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)

де — радіус ділильного кола шиберної шестерні

тоді .

Частота обертання головного (вихідного) валу стрілочного приводу

(3.4)

хв -1

Частота обертання валу двигуна

(3.5)

де — загальне передаточне число передаточного механізму,

(3.6)

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

;

;

.

Тоді uзаг=4,53?4,42?3,53=70,67.

nдв = 12,01· 70,67 = 848,74 об.

За отриманими значеннями Р і пдв підбираємо електродвигун. Далі у розрахунках будемо використовувати слідуючи параметри електродвигуна, а саме МСП- 0,15 з напруженням 110/160 В, потужністю 150 Вт і частотою обертання 850 об/хв.

4. Кінематичний і силовий розрахунок передаточного механізму

Переходимо до кінематичного аналізу передаточного механізму стрілочного приводу з урахуванням частоти обертання обраного електродвигуна.

Число обертів першого колеса

n1=nдв=850хв-1.

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

.

Аналогічно

.

Кутова швидкість шиберної шестерні

(4.1)

Максимальна швидкість шиберу

(4.2)

Середня швидкість переміщення шиберу

(4.3)

Час спрацьовування стрілочного електроприводу

(4.4)

Визначаємо крутні моменти на валах на валу електродвигуна

де — потужність електродвигуна ();

на другому проміжному валу

T2 =T1? u12? з1 = 1,687· 4,53?0,96 = 7,336 H? м на валу фрикціону

T3 =T2? u34? з2 = 7,336?4,42?0,96 = 31,128 H? м;

на вихідному валу

T4 =T3? u56? з3 = 31,128?3,53?0,96 = 104,387 H? м.

Момент тертя в запобіжній фрикційній муфті

де — коефіцієнт запасу зчеплення муфти.

H?м.

Зусилля на шибері

(4.5)

5. Визначення основних розмірів зубчастих коліс

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

Радіус ділильного кола колеса

(5.1)

де — модуль зачеплення,

— кількість зубців зубчастого колеса.

мм, мм, мм,

мм, мм.

Ширина зубчастих коліс визначається за обраною відносною шириною шестерні

(5.2)

та колеса

(5.3)

де , — ширина та діаметр ділильного кола шестерні,

— ширина зубчастого колеса,

— міжосьова відстань пари зубчастих коліс.

Міжосьові відстані дорівнюють а12 = r1 + r2 = 11,25 + 51 = 62,25;

а34 = r3 + r4 = 14 + 62 = 76;

а56 = r5 + r6 = 22,5 + 79,5 = 102.

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

Визначаємо за формулою

(5.4)

де — передаточне число розглядає мого ступеня.

.

Для сьомої шестерні задаємось .

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

.

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

Остаточно приймаємо:

bk2=20 мм; bk4=24 мм; bk6=22 мм; bш1=22 мм; bш3=30 мм; bш5=28 мм; bш7=50 мм.

Визначаються діаметри кола вершин і западин зубчастого колеса 2 і шестерні 3. При цьому приймається рівнозміщена передача з коефіцієнтом зміщення .

Діаметр кола вершин визначається за формулою:

де — коефіцієнт висоти головки зубця.

При цьому колесо має від'ємне зміщення, а шестерня — додатне.

Діаметр кола западин:

де — коефіцієнт радіального зазору.

6. 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 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

(6.1)

де — допустиме дотичне напруження (для редукторних валів);

Отриманий діаметр вала збільшуємо з урахуванням ослаблення шпонковим пазом

Діаметр вала під підшипник

(6.2)

За визначеним діаметром підбираємо радіальний шариковий підшипник легкої серії з [7, арк 28, дод. Б] (№ 200 у котрого ширина В= 9 мм).

Довжина ділянки вала під підшипник

(6.3)

де — фаска.

ln=9+1=10

Довжина ділянки вала

(6.4)

l1 = 1,3.16=20.8 мм Приймаємо l1 = 20,5 мм.

Повна довжина вала

(6.5)

Відстань між серединами колеса 2 і лівої опори вала

(6.6)

Відстань між серединами шестерні 3 і правої опори вала

(6.7)

Відстань між серединами правої і лівої опор

+ (6.8)

Тоді

(6.9)

(6.10)

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

7. Розрахунок на міцність 2-го проміжного валу

Метою перевірочного розрахунку другого проміжного валу є його перевірка на статичну міцність з урахуванням деформацій згинання і кручення. Схема валу з основними розмірами та зусиллями у зачеплені зубчастих коліс зображена на рисунку 7.1.

Розрахунок починаємо з визначення зусиль у зачепленні коліс, та, .

Окружні зусилля

H

H

де , — відповідно діаметри ділильних кіл 2-го колеса і 3-ої шестерні.

Радіальні зусилля

Fr12= Ft12? tgб = 134,6?tg20? = 48,77 H,

Fr43= Ft43? tgб = 524? tg20? = 190,72 H.

Окружні та радіальні зусилля переносимо на вісь проміжного валу. При перенесенні окружних сил з ободів коліс 2,3 на вісь валу відповідно до теореми Пуансона до сил додаються пари, момент яких дорівнює. Ці пари діють у площинах перпендикулярних до осі валу, тобто скручують вал. При цьому окружні зусилля будуть діяти у вертикальній площині, а радіальні - у горизонтальній (див. рисунок 7,1).

Реакції в опорах визначаємо з рівнянь рівноваги.

У вертикальній площині

;

(7.1)

Звідки

(7.2)

Н

;

(7.3)

звідки

. (7.4)

. Н У горизонтальній площині

;

(7.5)

(7.6)

Н

;

(7.7)

(7.8)

Н Переходимо до побудови епюр згинальних та крутильних моментів. Особливістю даної схеми є та обставина, що на вал діють тільки зосереджені сили. У цьому випадку моменти на опорах дорівнюють нулю і змінюються за лінійним законом. Тому для побудови епюр згинальних моментів необхідно обчислити згинальні моменти тільки в перерізах і .

MCвер = RAвер? a1 = 288,62? 0,025 = 7,21 Hм ,

MCгор = -RAгор? a1 = - 37,99? 0,025 = - 0,94 Hм ,

MDвер = RBвер? b2 = 369,37? 0,03 = 11,08 Hм ,

MDгор = - RBгор? b2 = - 103,95? 0,03 = - 3,11 Hм.

За одержаними результатами будуємо епюри згинальних моментів в вертикальній і горизонтальній площинах, а також епюру крутильного моменту, що дорівнює і діє між перерізами і (рисунок 7,2).

Із побудованих епюр видно, що з точки зору міцності найбільш небезпечним є переріз, де діють максимальні згинальні моменти.

Визначаємо зведений момент у розрахунковому перерізі використовуючи теорію міцності найбільших дотичних напружень

(7.9)

Нм Визначаємо еквівалентне напруження:

(7.10)

МПа Таким чином, отімане значення напруження не перевищуе допустиме, що визначає забезпечення міцності вала.

8. Розрахунок підшипників і шпонкового з'єднання другого проміжного валу

стрілочний привод підшипник вал За визначеним діаметром dn підбираємо радіальній шариковій підшипник легкої серії із заданою динамічною вантажопідйомністю С. Отже, це підшипник № 200 з динамічною вантажопідйомністю С=5900 Н.

Визначаємо для обраного підшипника моторесурс у млн. обертів для більш навантаженої лівої опори валу.

де — еквівалентне навантаження,

— показник ступеня (для шарикових підшипників).

Еквівалентне навантаження для радіальних підшипників визначається за формулою

(8.1)

де , — радіальне та осьове навантаження на підшипник, у нашому випадку

(8.2)

Н

 — коефіцієнти радіального та осьового навантаження (при, , ;

— коефіцієнт обертання (у випадку обертання внутрішнього кільця);

— коефіцієнт безпеки, величина якого залежить від характеру навантаження (у відповідності з рекомендаціями для машин короткочасної експлуатації з підвищеними вимогами відносно надійності приймаємо);

— коефіцієнт, що враховує вплив робочої температури на довговічність підшипника (для сталі ШХ15 при до).

P=(383,7?1?1+0?0)?1,2?1 = 460,44 Н.

млн. об.

Ресурс підшипника у годинах

год.

Переходимо до розрахунку шпонкового з'єднання проміжного валу. Переріз шпонки залежить від діаметра обраного валу, обираємо у відповідності із стандартом: .

Робочу довжину шпонки отримаємо з умов контактної міцності

(7.3)

звідки

(7.4)

де — допустиме напруження. У відповідності з рекомендаціями приймаємо .

.

Приймаємо стандартне значення довжини шпонки =14.

Шпонковий паз на валу відрізаємо на відстані від шестерні З:

Висновок

Дані розділу передбачають побудування на форматі А2 у відповідному масштабі схеми евольвентного зачеплення з відображенням трьох зубців кожного зубчастого колеса, що знаходиться у зачепленні, та основних елементів геометрії евольвентного зачеплення — теоретичної та активної лінії зачеплення, робочого профілю зубця, початкових дуг зачеплення, кутів перекриття.

Побудування виконується за визначеними параметрами, які були розраховані ЕОМ у такій послідовності.

Відкладається міжосьова відстань аw і з центрів О3 і О4 проводимо дуги кіл: початкових радіусами rw3 і rw4; ділильних радіусами r3 і r4; основних радіусами rв3 і rв4; вершини радіусами rа3 і rа4; западин радіусами rf3 і rf4.

Через полюс зачеплення дотично до основних кіл проводиться загальна нормаль NN. Точки її дотику до основних кіл N3 і N4 обмежують теоретичну лінію зачеплення. Кут, що утворюється між лінією зачеплення та перпендикуляром до О3 О4, проведеним через полюс зачеплення, має назву кута зачеплення аw.

Точки В3 і В4 є точками перетину кіл вершин третього та четвертого коліс з лінією зачеплення і мають назву відповідно точки початку зачеплення і точки кінця зачеплення. Ділянка лінії зачеплення В3 В4 має назву активної лінії зачеплення.

На кожному з коліс будується по три зубці. При цьому одна з пар зубців контактує у полюсі зачеплення. Для виконання цієї процедури рекомендується виконати такі процедури.

Ліворуч від полюса зачеплення Р за початковим колом (радіусом rw) відкладається половина розрахункової товщини зубця за початковим колом Sw2/2 (дуга РА).

Через відзначену точку, А і центр колеса проводиться вісь симетрії третього при побудуванні зубця. Подальші дії передбачають відкладання ліворуч і праворуч від осі зубця половини розрахункових товщини зубців для відповідних кіл з позначенням на них відповідних точок, що лежать на евольвенті зубця:

для кола вершин товщину Sа2/2,

для початкового кола товщину Sw2/2,

для ділильного кола товщину S2/2,

для основного кола товщину Sв2/2.

Для одержання симетричних евольвентних профілів зубця зазначені точки з'єднують лекальними кривими. Перехідні частини профілів зубців будуються наближено.

При цьому якщо rf > rb, то евольвенті частини профілів спрягаються з колом западин четвертого радіусом 0,35m.

Якщо rf > rb, то від основи евольвенти вниз проводяться радіальні прямі, які спрягаються з колом западин четвертого радіусом 0,35m.

Для побудування сусідніх (праворуч і ліворуч) зубців в першу чергу знаходимо положення їх осей. Для цього праворуч і ліворуч від точки, А відкладають початковий крок рw і знаходимо розташування точок К і F, через які пройдуть осі зубців. Подальші побудування виконуються з використанням товщини зубців за наведеною вище послідовністю.

На зубцях, що дотикаються у полюсі зачеплення, відмічаються активні профілі (ділянки профілів, що контактують у процесі зачеплення).

Нижні точки активних профілів лежать на перетині дуг радіусів rp3 і rp4 з відповідними профілями.

На схемі евельвентного зачеплення вказуються умовні позначення радіусів усіх кіл, дуги яких проведені товщина зубців за ділильним колом, кутовий крок ф, висота зубців, міжосьова відстань, зміщення, що сприймається, кут зачеплення, радіальний зазор, положення профілів у моменти початку та кінця зачеплення, кута перекриття ца.

Список літератури

1. Заблонский К. И. и др. Прикладная механика. — Киев: Выща школа, 1984. — 280 с.

2. Иванов М. Н. Детали машин. — М.: Высшая школа, 1984. — 336 с.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин: Курсовое проектирование. — М.: Высшая школа, 2010. — 336 с.

4. Попов С. А. Курсовое проектирование по теории механизмов и механике машин. — М.: Высшая школа, 1986. — 245 с.

5. Методичний посібник з додержання вимог нормоконтролю (нормативних документів) у студентській навчальній звітності / Текстова частина (пояснювальна записка). — Харків: УкрДАЗТ, 2009. — 38 с.

6. Методичний посібник з додержання вимог нормконтролю у студентській навчальній звітності / Графічні конструкторські документи. — Харків: УкрДАЗТ, 2008 — 34 с.

7. Методичне забезпечення самостійної роботи студентів в курсовому проектуванні з дисципліни «Технічна механіка» — Харків: Укр. ДАЗТ, 2011 — 33 с.

8. Оболонка пояснювальної записки до розділів курсового проектування з дисциплін «Теорія механізмів і машин», «Прикладна механіка» (автори професори В.І. Мороз, А. П. Кудряш, доценти О. В. Братченко, О.А. Логвиненко) — Харків: Укр. ДАЗТ, 2009 — 38 с.