СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ………………………………………..……………
1	ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ НА ПРОЭКТИРОВАНИЕ………….	2
2	КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ………………………………………..	3
3	РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА………..	5
4	РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА……..	10
5	ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ…………………………………………………………..	15
5.1	Быстроходный вал………………………………………………	15
5.2	Тихоходный вал…………………………………………………	17
5.3	Промежуточный вал…………………………………………….	18
6	РАЗРАБОТКА КОМПОНОВОЧНОГО ЧЕРТЕЖА…………..
7	РАСЧЕТ РЕАКЦИЙ НА ВАЛАХ……………………………...	20
7.1	Расчет реакций тихоходного вала……………………………..	20
7.2	Расчет реакций быстроходного вала…………………………..	21
7.3	Расчет реакций промежуточного вала…………………………	22
8	ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КОЧЕНИЯ……………………….	24
8.1	Выбор подшипников для тихоходного вала…………………..	25
8.2	Выбор подшипников для промежуточного вала……………...	25
8.3	Выбор подшипников для быстроходного вала……………….	26
9	ВЫБОР И ПРОВЕРКА ШПОНОК…………………………….	27
10	РАСЧЕТ ВАЛА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ………………………	29
11	РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА…………..	32
12	СМАЗКА РЕДУКТОРА………………………………………...	34
	СПИСОК ЛИТЕРЕТУРЫ………………………………………	35

1. Исходные данные на проэктирование

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:

-25⁰С до +35⁰С. 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;

=1 – 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

N₃=573·ω₃·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: 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.