рефераты конспекты курсовые дипломные лекции шпоры

Раздел Образование
/
Электробалластера ЭЛБ-1

Реферат Курсовая Конспект

Выберите учебное заведение

Электробалластера ЭЛБ-1

Электробалластера ЭЛБ-1 - раздел Образование, ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДОВ Червячные Передачи, Благодаря Своему Высокому Передаточному Отношению И Возмо...

Червячные передачи, благодаря своему высокому передаточному отношению и возможности самоторможения, применяются в грузоподъёмных механизмах строительных, путевых и дорожно-строительных машин.

В целях предотвращения усталостного выкрашивания поверхности зуба червячного колеса, червячные передачи рассчитываются на поверхностную выносливость (контактную прочность). Для всех червячных передач, кроме ручных и с числом зубьев колеса более 100, этот расчёт является проектным. Для предотвращения излома зубьев колеса они проверяются на прочность по напряжениям изгиба.

Рассмотрим расчёт червячной передачи на примере редуктора лебёдки механизма подъёма пути электробалластера ЭЛБ-1 [33].

Рис. 3.26. Типовой редуктор лебёдки механизма подъёма пути ЭЛБ-1

Редуктор (рис. 3.26) через муфту передаёт вращение на червячный вал, а червячное колесо имеет в центре трапецеидальную резьбу, толкающую винт, который поднимает приготовленные к укладке пакеты пути.

Электробалластер ЭЛБ-1 имеет несколько таких редукторов для подъёма, сдвига и перекоса пути, которые создают разные усилия (от 6 до 13 тонн) и отличаются размерами червячных передач и подшипников, а также мощностью приводных электродвигателей. Однако их конструкция и принцип действия одинаковы, поэтому они приняты, как типовые [33]. Особенность конструкции наиболее грузоподъёмного редуктора – сборное червячное колесо в виду его значительных размеров ( > 400 мм в диаметре).

Выполним расчёт наиболее грузоподъёмного редуктора, создающего осевое усилие на винте F_вин =13 т (127530 Н).

Для создания такого усилия к винту со стандартной трапецеидальной резьбой d = 40 мм должен быть приложен со стороны ступицы червячного колеса вращающий момент, который приближённо, с учётом угла наклона винтовой линии резьбы [34], можно оценить, как

M₂ ≈ 0,18· F_вин·d = 0,18·127530·40 = 918216 ≈ 920000 Нмм.

Силовая передача потребует электродвигатель с небольшой частотой вращения n₁ = 750 об/мин. Передаточное отношение примем стандартное U = 20. Частота вращения червячного колеса n₂ = n₁/U = 750/20 = 37,5 об/мин. Угловые скорости вращения валов ω₁= 78,5 с⁻¹, ω₂= 3,93 с⁻¹.

Мощность, которая должна дойти до червячного колеса

N₂ = M₂·ω₂= 920000·10⁻³ ·3,93 = 3616 Вт.

КПД червячного редуктора можно предварительно оценить [18], как

η ≈ 0,9(1−U/200) ≈ 0,81.

Тогда требуемая мощность электродвигателя

N₂ = N₂/η = 3616/0,81 = 4463 Вт ≈ 4,5 кВт.

Таким параметрам соответствует асинхронный двигатель (табл. 2.1, 2.2) 4А132М8У3, который, с учётом его КПД η_эдв = 82% при паспортной мощности N_эдв =5,5 кВт, обеспечит для редуктора требуемую мощность на валу червяка N₂ = N_эдв/η_эдв = 5,5/0,82 = 4,51 кВт с частотой вращения 750 об/мин.

Расчётный срок службы редуктора Т = 40000 часов.

По этим исходным данным выполняем расчёт червячной передачи [48].

Выбираем материалы деталей по табл. 3.1:

– для червяка сталь 18ХГТ с цементацией на НRС56…62; E₁ = 2,1·10⁵ Н/мм²; коэффициент Пуассона μ₁ = 0,3;

– для колеса бронзу БрО10Ф1 E₂ = 1,01·10⁵ Н/мм²; μ₂ = 0,3; предельное контактное напряжение σ_Hlim₂ = 234 Н/мм²; предельное изгибное напряжение σ_Flim₂= 58 Н/мм².

Базовые числа циклов нагружения:

для контактных напряжений N₀=10⁷; для изгибных напряжений N₀=10⁶.

Фактическое число циклов нагружения зуба колеса

N_E = T·n₂·60 = T·n₁·60/u =4·10⁴·750·60/20 = 0,9·10⁸ ≈ 10⁸ циклов.

Если окажется, что N_E > 2,5·10⁸, то принимают N_E = 2,5·10⁸;

Если N_E < N₀, то принимают N_Е = N₀ и тогда в качестве допускаемых принимаются предельные напряжения σ_Hlim, σ_Flim.

В этих двух случаях необходимо будет пересчитать срок службы механизма T_факт = N_E· U /n₁ · 60.

Рассчитываем допускаемые напряжения с учетом фактических условий нагружения.

Допускаемые контактные напряжения материала колеса:

Допускаемое напряжение изгиба:

Определяем число заходов червяка из условия Z₁ > Z₂_min / U. Для несиловых передач Z₂_min = 17, для силовых Z₂_min= 26. Таким образом, Z₁ > 26/20 > 1,3. Примем Z₁= 2. Считаем число зубьев колеса Z₂ = Z₁·U = 2·20 = 40.

Выбираем коэффициент диаметра червяка, q в соответствии с рекомендациями ГОСТ 2144-93 по оптимальному сочетанию с модулем m (табл. 3.14).

Выбираем коэффициент диаметра червяка q = 8, сочетающийся с любыми модулями.

Вычисляем приведённый модуль упругости материалов червяка и колеса

Находим коэффициент деформации червяка (табл. 3.15) для двухзаходного червяка с коэффициентом диаметра q = 8 найдём Θ = 57.

Коэффициент концентрации нагрузкиK_β = 1+(Z₂/Θ)³ =1+(40/57)³=1,346.

Скоростной коэффициент K_V = 1…1,3. Выбираем среднее K_V = 1,15.

Коэффициент нагрузки K = K_β · K_V = 1,346 · 1,15 = 1,55.

Таблица 3.14 Сочетание модулей m и коэффициентов диаметра q червяка (+ рекомендуемое, − недопустимое)

Коэффициент диаметра червяка q по ГОСТ 19672-74

6,3

(7,1)

(7,5)

8,0

(9,0)

(11,2)

(12)

12,5

(14)

(18)

(22,4)

Модуль m по ГОСТ 2144-76

1 ; 1,25

−

1,6

−

2,5

−

(3)

−

3,15

−

(3,5)

−

(6)

6,3

(7)

−

(12)

+**

−

12,5

−

(14)

+***

−

Примечание. В скобках даны дополнительные значения модуля и коэффициента диаметра.* – только при Z₁ = 1; ** – только при Z₁ = 1 и 2; *** – только при Z₁ = 2.

=‒

Таблица 3.15 Коэффициент деформации червяка Θ
Число заходов, Z₁	Коэффициент диаметра червяка q по ГОСТ 19672-74
6,3	(7,1)	(7,5)	8,0	(9,0)	(11,2)	(12)	12,5	(14)	(18)	(22,4)




Примечание. В скобках даны дополнительные значения коэффициента диаметра.

Угол подъёма винтовой линии червяка γ = arctg(Z1/q) = arctg(2/8) = 14°1'48".

Угол зацепленияα = 20°. Осевой модуль зацепления

Принимаем из нормального ряда ближайший больший модуль m = 8.

Эквивалентное число зубьев Z_V = Z₂ / cos³γ = 40/cos³14°1'48" = 43,8.

Коэффициент прочности зуба (табл. 3.16) для эквивалентного числа зубьев 43,8 Y_H = 1,50.

Проверяем прочность червячного колеса по напряжениям изгиба

Таблица 3.16 Коэффициенты прочности зубьев червячных колес Y_H при различных эквивалентных числах зубьев Z_V
Z_V Y_H	Z_V Y_H	Z_VY_H	Z_VY_H
20 1,98	30 1,76	40 1,55	80 1,34
24 1,88	32 1,71	45 1,48	100 1,30
25 1,85	35 1,64	50 1,45	150 1,27
28 1,80	37 1,61	60 1,40	300 1,24

Условие прочности на изгиб выполняется, т.к. напряжения меньше допускаемых (42,53 МПа).

Рассчитываем геометрические параметры передачи:

– межосевое расстояние A_W = m·((Z₂ + q)/2) = 8·((40+8)/2) = 192 мм;

– размеры червяка:

диаметр делительного цилиндра d_W₁ = m · q = 8·8 = 64 мм;

диаметр цилиндра вершин d_a₁ = d_W₁ +2m = 64 + 2·8 = 80 мм;

диаметр цилиндра впадин d_f₁ = d_W₁ −2,4m = 64 − 2,4·8 = 44,8 мм;

длина нарезанной части червяка b₁ = (C₁+C₂·Z₂)m

при Z₁ = 1,2 C₁ = 11; C₂= 0,06;

при Z₁ = 4 C₁=12,5; C₂ = 0,09;

тогда b₁ = (11 + 0,06·40)·8 = 107,2 мм;

– размеры червячного колеса:

диаметр делительной (начальной) окружности в среднем сечении

d_W₂ = m · Z₂ = 8 · 40 = 320 мм;

диаметр окружности впадин в среднем сечении

d_f₂ = d_W₂ − 2,4m = 320 − 2,4·8 = 300,8 мм;

диаметр окружности вершин в среднем сечении

d_a₂ = d_W₂ +2m = 320 + 2·8 = 336 мм;

наибольший диаметр колеса

d_am₂ = d_a₂ + 6m / (Z₁ +2) = 336 + 6·8/(2+2) = 348 мм;

ширина зубчатого венца червячного колеса b₂ = A · d_a₁ для Z₁ = 1 и 2 принимаем A = 0,75; при Z₁ = 4 A =0,67; тогда b₂ = 0,75 · 96 = 72 мм;

условный угол обхвата

2δ = 2arcsin[b₂/(d_a₁−0,5m)] = 2arcsin[72/(96−0,5·8)] = 110°51'51".

Рассчитываем силы, действующие в зацеплении:

− окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

F_t₂ = F_a₁ = 2M₂ / d_W₂ = 2 · 900000/320 = 5625 H;

− окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

F_t₁ = F_a₂ = 2M₁/d_W₁ = 2·57300/64 = 1790 H;

− радиальная сила: F_r₁ = F_r₂ = F_t₂· tgα = 5625·tg20° = 2050 H.

Рассчитываем скорость скольжения

V_c_к = πd_W₁n₁/(60·1000·cosγ) = 3,14·64·750/(60000·cos14°1'48") = 2,58 м/с.

Коэффициенты и углы трения для рассчитанной скорости скольжения:

Таблица 3.17 Коэффициенты трения ƒ и углы трения φ=arctg ƒ для стального червяка и колеса из бронз и чугунов

V_ск, м/с

0,01

0,1

0,25

0,5

1,5

2,5

0,10 … 0,12

0,08 … 0,09

0,065… 0,075

0,055… 0,065

0,045… 0,055

0,04 … 0,05

0,035… 0,045

0,03 … 0,04

0,028… 0,035

0,023… 0,03

0,018… 0,026

0,016… 0,024

0,014… 0,020

5°40' … 6°50'

4°30' … 5°10'

3°40' … 4°20'

3°10' … 3°40'

2°30' … 3°10'

2°20' … 2°50'

2°00' … 2°30'

1°40' … 2°20'

1°30' … 2°00'

1°20' … 1°40'

1°00' … 1°30'

0°55' … 1°20'

0°50' ... 1°10'

Примечание. Меньшие значения φ относятся к венцам из оловянных бронз, большие – к безоловянным бронзам, латуни и чугунам.

для V_c_к = 2,58 м/с и оловянной бронзы БрО10Ф1: φ=1°40'; ƒ= 0,03.

Коэффициент полезного действия червячной передачи

η = tgγ / tg(γ + φ) = tg14°1'48" / tg(14°1'48"+1°40') = 0,8989 ≈ 89 % .

По полученным геометрическим параметрам червяка и колеса выполняются рабочие чертежи (рис. 3.27, 3.28).

Развернуть

Открыть в широком формате

– Конец работы –

Эта тема принадлежит разделу:

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДОВ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА... ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО... САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ...

Если Вам нужно дополнительный материал на эту тему, или Вы не нашли то, что искали, рекомендуем воспользоваться поиском по нашей базе работ: Электробалластера ЭЛБ-1

Что будем делать с полученным материалом:

Если этот материал оказался полезным ля Вас, Вы можете сохранить его на свою страничку в социальных сетях:

Все темы данного раздела:

Транспортной техники
Условия работы приводов механизмов и машин транспортной техники имеют некоторую эксплуатационную специфику, продиктованную эксплуатацией в сравнительно тяжёлых условиях: − слабая пре

Транспортных приводов
Приводы в зависимости от величины и направления передаваемой мощности можно условно разделить на группы: − тяговые; − распределительные; − агрегатные;

Методика выбора оптимальных параметров привода
Современными источниками движения для подавляющего большинства машин и механизмов являются электрические и тепловые двигатели. Они надолго заняли эту технологическую нишу в силу своего неоспоримого

Транспортной техники
Главной особенностью расчётов при проектировании зубчатых колёс является учёт знакопеременных и динамических нагрузок, циклической усталости, корректный выбор допускаемых напряжений, коэффициентов

Материалы и общие принципы расчёта зубчатых передач
Зубчатые передачи являются наиболее распространенными механическими передачами и механизмами самых различных машин, приборов и приспособлений. Важнейшей задачей проектирования является выбор матери

Тяговый привод тепловоза ТЭП60
Рис. 3.5. Силовой привод ТЭП60 Рассмотрим методику расчё

Привод шлагбаума ША-8N
Цилиндрические открытые зубчатые передачи рассчитываются аналогично закрытым. Методика расчёта соответствует ГОСТ 21354-87 "Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления

Расчёт планетарной передачи. Привод шуруповёрта ШВ-2М
Планетарные передачи применяются в качестве распределительных механизмов, позволяя регулировать потоки мощности путём торможения различных звеньев и как дифференциальный механизм. Эти передачи комп

Расчёт волнового редуктора. Привод шлагбаума ША-8N
Волновые передачи применяются тогда, когда необходимо существенно понизить частоту вращения высокооборотного электродвигателя при малых габаритах привода [45]. Это достигается за счёт применения ги

Привод системы охлаждения генератора тепловоза 2ТЭ10Л
Конические зубчатые передачи выходят из строя по тем же причинам, что и цилиндрические. Поэтому и рассчитываются они аналогично, лишь с использование параметров эквивалентных цилиндрических передач

Передвижения пакетов пути моторной платформы МПД
Вследствие нагрева, вызванного трением, червячные передачи нуждаются также и в тепловом расчёте. Практика показывает, что отказ механизма неизбежен при температуре, выше предельной 95 °С. Допускаем

Расчёт фрикционных передач
Фрикционными называют передачи, в которых силовое взаимодействие жёстких звеньев осуществляется за счёт сил трения (рис. 4.1). Их применяют для передачи движения между валами с параллельными и пересек

Электрогенераторов РД2Д и ТРКП
Ременные передачи относятся к быстроходным передачам и поэтому в приводах они чаще всего применяются в первой ступени, когда нужно понизить частоту вращения перед входом в редуктор. Чаще всего это

Расчёт зубчатоременных передач
Зубчатые ремни (ОСТ 3805114-76) выполняются бесконечными плоскими на наружной поверхности с выступами на внутренней поверхности, входящими в зацепление с зубьями на шкивах. Передают мощности до 200

Натяжные устройства ременных передач
В процессе работы любых ременных передач необходимо обеспечить постоянное заданное натяжение ремня. Для этого применяют три типа натяжных устройств: постоянного, периодического и автоматического де

Привод побудителя распределителя щебня и гравия Д-337
Цепная передача (рис. 4.15) состоит из звёздочек и цепи, охватывающей звёздочки и зацепляющейся за их зубья [1, 8, 9]. Цепью можно приводить несколько ведомых звёздочек. Такие передачи устанавливаю

Проверяем цепь по допускаемой частоте вращения
n1max = 14 Z11/4 ·103/p = 14 · 20 1/4 · 103 / 25,4

Расчёт валов. Ведущий вал мультипликатора ТРКП
Расчёт валов проводится с целью определения геометрических параметров (диаметров), способных выдерживать требуемые нагрузки, а также для проверки прочности спроектированного вала при действии знако

Расчёт и выбор подшипников скольжения
Подшипники скольжения, помимо своих специфических областей применения (разъёмные опоры, особо тяжелые валы, большие вибрации и удары, малые габариты, особо точного поворота, высоких частот вращения

Осевые подшипники привода EUK
Подшипники качения рассчитываются тогда, когда рассчитаны силы во всех зацеплениях, известны все моменты, действующие на валах, намечены места размещения опор валов и определены реакции опор. Эти р

Шпалоподбивочной машины ШПМ-2
Упругие втулочно-пальцевые муфты (МУВП) получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Это особенно удобно при замене разрушенных резино

Домкрат ДВ10
Винты с ходовыми резьбами, называемые также передачами винт-гайка или винтовыми механизмами, применяются для преобразования вращательного движения в поступательное или передачи сил, как силовые вин

Системы смазывания деталей приводов
В механизмах необходимо смазывать те сопряжения, в которых контактируют движущиеся детали. В первую очередь − зубчатые зацепления, особенно червячные, и подшипники. С

При перевозке в грузовом вагоне
Обычно расчёт сварных соединений выполняется на стадии проектирования машины, когда известен общий вид конструкции, примерное расположение и длина швов, по справочным данным назначена марка элект

Стяжных и анкерных болтов
Наиболее распространённым видом крепёжных деталей в транспортных машинах являются болты метрические с шестигранной головкой (табл 11.5,6). Болты (винты) изготавливают разных классов прочно

Расчёт соединения с натягом. Посадка колеса на ось колёсной пары локомотива
Соединения деталей с натягом широко распространены в транспортном машиностроении. Образуются за счёт натяга, т.е. отрицательной разницы диаметров охватывающей детали (отверстия) и о

Определяем минимальный расчётный натяг
Δmin = pkmind2(С1/Е1 + С2

Расчёт шпоночных соединений
Поскольку призматическая и сегментная шпонки передают вращающий момент между валом и колесом, воспринимая его через контактные усилия на своих боковых поверхностях, то основной проектировочный расч

Кранов УКД-12,5 и ПКД-25
Шлицы надёжнее шпонок, особенно при переменных нагрузках, точнее центрируют детали, облегчают продольные перемещения деталей на валу. Как по внешнему виду, так и по динамическим условиям работы шли

Расчёт штифтовых соединений
Такие соединения образуются совместным сверлением соединяемых деталей и установкой в отверстие с натягом специальных цилиндрических или конических штифтов [1, 8, 9]. Цилиндрические штифты

Библиографический список
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя : В 3 т. – 9-е изд., перераб. и доп. ; под ред. И.Н. Жестковой. – М. : Машиностроение, 2006. – Т.1 – 928 с. ; Т.2 – 960 с. ; Т.3 – 928