Проектування передавального механізму стрілочного приводу

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ПРОЕКТУВАННЯ ПЕРЕДАВАЛЬНОГО МЕХАНІЗМУ  СТРІЛОЧНОГО ПРИВОДУ

 

Пояснювальна записка та розрахунки

 

ПС – 1550. 88. 00.00 ПЗ

 

 

 

 

 

 

 

 

Керівник роботи

Розробив  студент

 

 

 

 

 

 

2009 

 

 

З м і с т

 

Вступ
1 Вхідні дані………………………………………………………………	3
2 Загальний устрій та призначення стрілочного електропривода.......	4
3 Вибір електродвигуна.........................................................................	6
4 Кінематичний і силовий розрахунок передаточного механізму......	9
5 Визначення основних розмірів зубчастих коліс..............................	12
6 Конструювання другого проміжного валу......................................	16
7 Перевірочний розрахунок другого проміжного валу.....................	20
8 Розрахунок підшипників і шпонкового з’єднання другого проміжного валу.......................................................................................	26
Список літератури....................................................................................	28

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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.

Пара  сил  - це  система двох  паралельних  рівних  за  модулем  та  протилежних  за  напрямком  сил  прикладених  до  тіла. Пари  сил  в 

Площині  врівноважуються  у  тому  випадку  коли  алгебраїчна  сума   
їх  моментів  дорівнює  нулю.

Будь  який  кінематичний  стан  тіл,які  мають  точку  або  вісь  обертання можна  описати моментом  сил ,який  характеризує  обертальний ефект дії  сил.

 На плакатах приведено: схема стрілочного приводу, картина евольвентного зачеплення третього та четвертого коліс, другий проміжний вал-шестерня, друге зубчасте колесо.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Вихідні дані

 

Зусилля на шибері -

Швидкість переміщення шибера -

Кількість зубців зубчастої шестерні 1 -                      

Кількість зубців зубчастого колеса 2 -

Кількість зубців зубчастої шестерні 3 -

Кількість зубців зубчастого колеса 4 -

Кількість зубців зубчастої шестерні 5 -

Кількість зубців зубчастого колеса 6 -

Кількість зубців зубчастої шестерні 7 -

Модуль зачеплення -

 

 

Переміщення шибера -

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Загальний устрій та призначення стрілочного електропривода

 

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.

Схема механізму  стрілочного електропривода зображена  на кресленні ПС – 1550.88.00.01. Передаточний механізм працює таким чином. 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

          

,                                             (1)

 

де  – загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) передаточного механізму

,   (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 

                             .

 

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

Кутова швидкість головного  вала

,                    (3)

          де – радіус ділильного кола шиберної шестерні

 

,                                                           (4)          

тоді 

.

 

Частота обертання головного (вихідного) вала стрілочного привода

 

.                                                             (5)

             

Частота обертання вала двигуна

 

.       (6)

 

де   – загальне передаточне число передаточного механізму,

 

,      (7)

 

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

 

;                              (8)

;          (9)

       (10)

 

Тоді  

 

                                       (11)

                                                      (12) 

За отриманими значеннями і підбираємо електродвигун [7], а саме електродвигун типу МСП – 0,25 ( ,  ).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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

 

      .

 

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

 

.      (13)

 

Аналогічно 

 

,      (14)

.      (15)

Кутова швидкість шиберної шестерні

 

.       (16)

Максимальна швидкість шибера

 

.                        (17)

Середня швидкість переміщення  шибера

 

.      (18)

Час спрацювання стрілочного електропривода

.       (19)

Визначаємо крутні моменти на валах

• на валу електродвигуна

 

,      (20)

 

де  – потужність електродвигуна ( );

 

 

• на другому  проміжному валу

 

       ;      (21)

• на валу фрикціону

 

;      (22)

• на вихідному  валу

 

.               (23)

Момент тертя в запобіжній фрикційній муфті

 

           ,      (24)

 

де  – коефіцієнт запасу зчеплення муфти.

 

                                .

 

Зусилля на шибері

.      (25)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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

 

,               (26)

 

де  – модуль зачеплення i-ої передачі,

 –  кількість зубців  i-ого зубчастого колеса.

 

,

,

,

,

.

Ширина зубчастих коліс визначається за обраною відносною шириною  шестерні

 

          ,                         (27)

та колеса

,            (28)

 

де  , – ширина та діаметр ділильного кола шестерні,

 – ширина зубчастого колеса,

 

 – міжосьова відстань пари  зубчастих коліс.

 

Міжосьові відстані дорівнюють

,               (29)

 

               (30)

,

 

.                (31)

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

 

,    (32)

 

де  – передаточне число розглядає мого ступеня.

 

.

 

Для сьомої шестерні задаємось  .

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

,                                               (33)

,                                               (34)

,                                              (35)

,                                                    (36)

,                                            (37)

,                                                   (38)

.                                                     (39)

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

Остаточно приймаємо:

; 

; 

; 

; 

; 

; 

.

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

 

 

Діаметр кола вершин визначається за формулою

 

,     (40)

 

де  – коефіцієнт висоти головки зуба.

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

 

Діаметр кола западин

 

 

,    (41)

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 

 

,                      (42)

де  – допустиме дотичне напруження (для редукторних валів );

 

.

 

Отриманий діаметр вала збільшуємо з урахуванням ослаблення шпонковим пазом .

Діаметр вала під підшипник

 

.     (43)

За визначеним діаметром підбираємо радіальний шариковий підшипник легкої серії (№ 200 у котрого ширина ) [7].

Довжина ділянки вала під підшипник

 

      (44)

 

де  – фаска.

.

 

Довжина ділянки вала

 

     (45)

.

 

Приймаємо .

Повна довжина вала

.     (46)

Відстань між серединами колеса 2 і лівої опори вала

 

 

 

 

 

 

_{Рис.1. Конструкція проміжного вала}

 

 

 

.    (47)

Відстань між серединами шестерні 3 і правої опори вала

.    (48)

Відстань між серединами правої і лівої опор

 

.   (49)

Тоді 

 

, 

.

 

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

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Перевірочний розрахунок другого проміжного валу

 

Метою перевірочного розрахунку другого  проміжного вала є його перевірка  на статичну міцність з урахуванням  деформацій згинання і кручення.

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

Окружні зусилля 

 

,       (50)

,       (51)

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

 

 

Радіальні зусилля

 

,      (52)

      (53)

.

Окружні та радіальні зусилля переносимо на вісь проміжного вала. При перенесенні  окружних сил з ободів коліс 2,3 на вісь вала відповідно до теореми Пуансо до сил додаються пари, момент яких дорівнює . Ці пари діють у площинах перпендикулярних до осі вала, тобто скручують вал. При цьому окружні зусилля будуть діяти у вертикальній площині, а радіальні – у горизонтальній.

Реакції в опорах визначаємо з рівнянь рівноваги.

У вертикальній площині

 

 

; 

 

звідки

.    (54)

 

  ; 

 

звідки

 

    (55)

У горизонтальній площині

 

; 

 

.    (56)

 

; 

 

    (57)

 

 

Переходимо до побудови епюр згинальних та крутних 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 .

,      (58)

 

     (59)

,

 

      (60)

,

 

 

 

Рис. 3. Схема проміжного вала та зусиль в зачепленні зубчастих коліс

 

 

 

      (61)

.

 

За одержаними результатами будуємо  епюри згинальних моментів в вертикальній і горизонтальній площинах, а також епюру крутного моменту, що дорівнює і діє між перерізами  і .

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

 

            (62)

 

                             

 

Визначаємо еквівалентне напруження

 

.             (63)

Таким чином отримане значення напруження не перевищує допустиме, тому міцність вала забезпечена.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

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

 

В передньому розділі для опор другого  проміжного вала був обраний підшипник  легкої серії № 200 з динамічною вантажопідйомністю .

Визначаємо для обраного підшипника моторесурс у млн. обертів для більш навантаженої правої опори вала

 

,      (64)

 

де   – еквівалентне навантаження,

 – показник ступеня (для  шарикових підшипників  ).

Еквівалентне навантаження для  радіальних підшипників визначається за формулою

 

,   (65)

 

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

 

;        (66)

 ; 

, – 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 ).

 

.

 

 

 

Ресурс підшипника у годинах

 

       (67)

Переходимо до розрахунку шпонкового з’єднання проміжного вала. Переріз шпонки залежить від діаметра обраного вала, обираємо у відповідності з додатком В:  .

Робочу довжину шпонки отримаємо  з умов контактної міцності

 

,

 

звідки

,     (68)

 

де  – допустиме напруження. У відповідності з рекомендаціями приймаємо   .

 

.

 

Приймаємо стандартне значення довжини шпонки .

Шпонковий паз на валу нарізаємо  на відстані від шестерні 2 мм.

 

. 

 

 

 

 

 

Список літератури

 

1. Заблонский К.И. и др. Прикладная механика. – Киев: Вища 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, 1984. – 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, 2004. -  38 с.
6. Методичний посібник з додержання вимог нормоконтролю у студентській навчальній звітності / Графічні конструкторські документи. – Харків: УкрДАЗТ, 2006 -  34 с.
7. Методичне забезпечення самостійної роботи студентів в курсовому проектуванні з дисципліни «Технічна механіка»/Укладачі: В.І.Мороз, В.І.Іщенко, О.А.Логвіненко та ін. - Харків: УкрДАЗТ,2007.-30 с