привода

№ з/п	Найменування етапів виконання дипломної роботи	Термін виконання дипломної роботи	Примітка
	Підбір та опрацювання літератури з теми дослідження	до 10.01.2015
	Складання плану курсової роботи	до 02.02.2015
	Написання вступу і першого розділу курсової роботи	до 01.03.2015
	Написання другого розділу курсової роботи	до 01.04.2015
	Написання висновків	до 06.04.2015
	Виконання практичного завдання	до 25.04.2015
	Оформлення курсової роботи	до 29.04.2015
	Здача роботи на перевірку і рецензування	30.04.2015

 

Студент _____________________ ____________________________

(підпис) (прізвище, ім’я, по батькові)

 

 

Науковий керівник _________________ ____________________________

(підпис) (прізвище, ім’я, по батькові)

Додаток В

РЕЦЕНЗІЯ

на курсову роботу з навчальної дисципліни «Економіка підприємства».

студента факультету _____________________________________________.

форма навчання ___________, курс ІІ, академічна група __________.

________________________________________________________________

(П.І.Б)

Тема курсової роботи _________________________________________________

____________________________________________________________________

 

№ з/п	Позиції за якими оцінюється виконання курсової роботи	Передбачена кількість балів оцінювання в межах 50 балів	Бали, що знімаються з даної роботи
	Зміст курсової роботи відповідає вимогам Зміст курсової роботи не відповідає вимогам ______________________________ ______________________________ ______________________________
	Вступ курсової роботи відповідає вимогам Вступ курсової роботи має такі упущення і недоліки ______________________________ ______________________________ ______________________________
	Теоретична частина курсової роботи відповідає вимогам Теоретична частина курсової роботи має такі недоліки та упущення ______________________________ ______________________________ ______________________________
	Висновки до теоретичної частини курсової роботи відповідають вимогам Висновки до теоретичної частини курсової роботи має такі недоліки та упущення ______________________________ ______________________________ ______________________________
	Практична частина курсової роботи відповідає вимогам Практична частина курсової роботи має такі недоліки і упущення ______________________________ ______________________________ ______________________________
	Список використаних джерел відповідає вимогам Список використаних джерел має такі недоліки і упущення ______________________________ ______________________________ ______________________________
	Оформлення курсової роботи відповідає вимогам Оформлення курсової роботи має такі недоліки і упущення ______________________________ ______________________________ ______________________________
	Всього балів

 

 

Роботу перевірив: ________________________________________________ (прізвище, ініціали, науковий ступінь та вчене звання наукового керівника)	Кількість балів за виконання курсової роботи
________________________________________ (підпис наукового керівника)
Дата перевірки курсової роботи:   «.» 20 р.

 

Міністерство освіти і науки України

УкрДАЗТ

 

Краснолиманська філія

 

Кафедра “Механіка і проектування машин”

 

Проектування передавального механізму стрілочного

привода

Пояснювальна записка та розрахунки до курсової роботи

з дисципліни «Технічна механіка»

 

ПС - - -

 

Керівник роботи ст. викладач

_________ Гладиков В.В.

_________

 

Розробив студент

шифр

спеціальність

_________

_________

 

 

 

 

 

 

 

1 Вихідні дані:

 

F_ш =

 

V_ш =

 

Z₁ =

 

Z₂ =

 

Z₃ =

 

Z₄ =

 

Z₅ =

 

Z₆ =

 

Z₇ = 10

 

m_1,2 = 1,5мм

 

m_3,4 = 2мм

 

m_5,6 = 3мм

 

m₇ = 7мм

 

S = 154±2мм

 

 

2 Загальний устрій та принцип роботи стрілочного привода

 

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

При повороті рукоятки на пульті, коли стрілочна ділянка, у котру входить стрілка, вільна від рухомого складу і вона не зачинена в маршруті, схема включення забезпечить подачу електричного струму в мотор електроприводу. Улаштування механічної передачі перетворює його обертання в поступовий рух робочої тяги, котра з’єднана з вістряками стрілки. З кожним вістряком з’єднані ще й контрольні тяги, призначення яких – контролювати робочий хід так, щоб вістряк був щільно притиснутий до рамної рейки, а другий – відведений від нього. Контрольні тяги взаємодіють з улаштуваннями привода у наступний спосіб. Одним кінцем вони з’єднані з вістряками, а другим – з контрольною лінійкою. Стрілочний привід і тяги, робоча та контрольна, відрегульовані так, що коли вістряки зроблять повний робочий хід, у виріз контрольної лінійки потрапить кулачок автоперемикача, який перемкне контрольну систему, від чого вимкнеться струм, який подається до електромотора, остряки стрілки замкнуться внутрішнім замикачем; на пульті управління з’явиться контроль стрілки. На цьму переклад стрілки рахується закінченим.

Коли між остряком і рамною рейкою по центру серги утворити перешкоду, чи закладку товщиною 4 мм, робоча тяга не здійснить повного ходу, а, отже кулачок автоперемикача не потрапить до вирізу контрольної лінійки: через се мотор не вимкнеться. Внаслідок того, що вістряки не зможуть продовжити рух, зусилля в механічній передачі електропривода зросте, внаслідок чого спрацює фрикційне зчеплення, яке мов би розчепить вісь мотора з системою передач, тобто мотор буде працювати вхолосту. Амперметр на пульті в цей час показуватиме струм на 25% більше за нормальний, а також не буде контролю стану стрілки, отже відкрити сигнал черговий по станції не зможе.

В приводі СВП хід вістряків окремий, тобто при переводі першим починає рух віджатий вістряк. При переміщенні його внутрішній замикач у електроприводі відпирає притиснутий вістряк, потім обидва рухаються в одному напрямку. Як тільки колишній, раніш віджатий вістряк, пересунеться до рамної рейки та закінчить переміщення, він буде замикатися усередині приводу; другий вістряк ще пересувається.

За часом переведення стрілок приводи розподіляються на приводи з нормальним переведенням (2…5 с) і на швидкодіючі (до 0,5 с). Швидкодіючі приводи використовуються на сортувальних гірках і на коліях маневрових станцій.

Залежно від типу та серії, кожний привод має такі вузли:

- електродвигун (як джерело механічної енергії);

- зубчаста передача;

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

- блок управління і контролю роботи привода;

- шибер і контрольні лінійки, з’єднані з вістряками рейок.

В курсовій роботі досліджується стрілочний електропривод типу СП.

Обертальний рух від двигуна 9 передається двохступінчастому редуктору 10. Від редуктора обертання передається зубчастим колесам 5 і 6 (числа зубців z ₅, z ₆) через фрикційну запобіжну муфту 11. Зубчасте колесо 7 (число зубців z ₇) насаджене на вал за допомогою шпонки як і колесо 6, отримує обертання через фігурну шайбу 12 і упор 13 із вільним поворотом на кут φ = 46°. Зубчасте колесо 7 передає потрібний хід зубчастій рейці шибера 8 (154 ±2 мм). Усі деталі та вузли змонтовані у корпусі 14, який закривається кришкою. В електроприводі застосована фрикційно-запобіжна муфта 11, яка спрацьовує при значному збільшенні сил опору у приводі і захищає двигун 9 від пошкоджень.

 

3 Вибір електродвигуна

 

Розрахунок передаточного механізму починається з вибору електродвигуна з потрібною потужністю і частотою обертання. Потужність двигуна визначається за заданими зусиллями на шибері F_ш і швидкостями його переміщення V_ш

 

 

η_заг - загальний коефіцієнт корисної дії передаточного механізму

 

 

η₁, η₂, η₃ -к.к.д. зубчастих пар, включаючи втрати в підшипниках. При розрахунках можливо прийняти

η₁ = η₂ = η₃ = 0,96. η_ш-ккд шибера. При розрахунках приймаємо η_ш =0,62, тому що він переміщується у клинових направляючих.

 

η_{за г}=

 

 

Частоту обертання електродвигуна визначаємо за заданими швидкістю переміщення шибера та параметрами передаточного механізму (кількістю зубців зубчастих коліс та радіусом ділильного кола шиберної шестерні).

Кутова швидкість головного вала

 

 

Де радіус ділильного кола шиберної шестерні

 

 

 

 

Частота обертання головного (вихідного) вала стрілочного привода

 

 

Частота обертання вала двигуна

 

 

де u _заг - загальне передаточне число передаточного механізму:

 

 

Передаточні числа кожної ступені зубчастого редуктора визначаються через кількість зубців зубчастих коліс

u _1-2=

 

u _3-4=

 

u _5-6=

 

Зубчасті колеса утворюють ступінчастий зубчастий механізм, для якого загальне передаточне число

 

 

n_дв =

 

За отриманими значеннями Р і n _дв обираємо електродвигун з числа наведених у додатку

 

А: а саме електродвигун типу (Р = n_дв. =)

 

 

4 Кінематичний та силовий розрахунок передавального механізму

 

Частота обертів зубчастих коліс визначаються за розрахунковими передаточними числами.

Частота обертів першого колеса

 

n ₁= n _дв= об/хв.

 

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

 

 

Аналогічно

 

 

Максимальна швидкість шибера відповідає номінальній швидкості обертання електродвигуна. Тому

 

де – кутова швидкість зубчастого колеса 7.

 

 

 

Середня швидкість переміщення шибера за час спрацьовування

 

 

Час спрацьовування стрілочного приводу

 

 

t =

 

Обертаючий момент на валу електродвигуна

 

де – потужність електродвигуна, кВт.

 

 

Обертаючий момент на другому проміжному валу

 

T ₂ = T ₁ u _1-2 η₁.

 

T ₂ =

 

Обертаючий момент на валу фрикціону

 

T ₃ = T ₂ u _3-4 η₂.

 

T ₃ =

 

Обертаючий момент на вихідному валу

 

T ₄ = T ₃ u _5-6 η₃.

 

T ₄ =

 

Момент тертя в запобіжній фрикційній муфті

 

T _фр = T ₃ β,

 

де β – коефіцієнт запасу зчеплення муфти, β = 1,5

 

T _фр =

 

Зусилля на шибері

 

 

 

Результати розрахунку стрілочного приводу зведені до таблиці 1.

 

Таблиця 1 – Результати силового розрахунку стрілочного привода

Параметри	Числові значення
T 1, Н·м
T 2, Н·м
T 3, Н·м
T 4, Н·м
T фр, Н·м
F ш, Н

 

5 Визначення основних розмірів зубчастих коліс

Для побудови в масштабі кінематичної схеми зубчастого механізму стрілочного приводу необхідно визначити діаметри ділильних кіл усіх зубчастих коліс за формулою

 

d = m z,

 

де m – модуль зачеплення відповідної пари зубчастих коліс;

z – число зубців зубчастого колеса.

 

d ₁= m _1-2 z ₁ =

 

d ₂= m _1-2 z ₂ =

 

d ₃= m _3-4 z ₃ =

 

d ₄= m _3-4 z ₄ =

 

d ₅= m _5-6 z ₅ =

 

d ₆= m _5-6 z ₆ =

 

d ₇= m ₇ z ₇ =

 

Для виконання креслень вала-шестерні та колеса 2 (на аркуші формату А₃) діаметри кіл вершин визначаємо за формулою

 

d_a = (Z+2h^*_a+2x)∙m

 

де - h^*_a =1 – коефіцієнт висоти голівки зубців

 

х – коефіцієнт зміщення, для шестерні 3 х = 0,3, для колеса 2 х = -0,3

 

d_a2=

 

d_a3=

 

Діаметри кіл западин за формулою

 

 

Де с^* = 0,25 – коефіцієнт радіального зазору.

 

d_f2=

 

d_f3=

 

Ширина зубчастих коліс визначається за обраною відносною шириною шестерні

 

та колеса

 

де в _ш і d_ш - ширина та діаметр ділильного кола шестерні;

в _к – ширина зубчастого колеса;

a – міжосьова відстань пари зубчастих коліс.

 

а _1-2=R₁+R₂=

 

а _3-4=R₃+R₄=

 

а _5-6=R₅+R₆=

 

У відповідностями з рекомендаціями (2, табл.8.4) для першого та другого ступеня (несиметричне розташування коліс відносно опор)приймаємо ψ _ba =0,3, а для третього ступеня (консольне розташування шестерні) приймаємо ψ _ba =0,2.

Визначаємо ψ _bd за формулою

 

 

де U – передаточне число розглядуємого ступеня

Для сьомої шестерні задаємось ψ _bd= 0,7

 

Для 1-2: ψ _bd1=

 

3-4: ψ _bd3=

5-6: ψ _bd5=

7: ψ _bd= 0.7

 

Далі за обраною відносною шириною визначаємо дійсні значення ширини

 

в _ш = ψ _bd ∙d_ш; в _к = ψ _bа ∙а

в _ш1 = ψ _bd1 d₁ =

в _к2 = ψ _bа2 ∙а₂ =

в _ш3 = ψ _bd3 ∙d₃ =

 

в _к4 = ψ _bа4 ∙а₄ =

 

в _ш5 = ψ _bd5 ∙d₅ =

 

в _к6 = ψ _bа6 ∙а₆ =

в _ш7 = ψ _bd ∙d₇ =

При остаточному призначення розмірів приймаємо ширину шестерні на 2-6мм більше ширини колеса.

Остаточно приймаємо:

в _ш1 = в _к2 =

 

в _ш3 = в _к4 =

в _ш5 = в _к6 =

 

в _ш7 =

 

Результати розрахунків геометричних розмірів зубчастих коліс заносимо у таблицю 2

 

Таблиця 2 – Результати розрахунків основних розмірів зубчастих коліс стрілочного

привода

Параметри, мм	Числові значення
d 1
d 2
d 3
d 4
d 5
d 6
d 7
da 2
da 3
df2
df3
в ш1
в к2
в ш3
в к4
в ш5
в к6
в ш7

 

 

6 Конструювання другого проміжного вала

 

Метою підрозділу є розробка конструкції проміжного вала з визначенням його основних розмірів – проектувальний розрахунок вала. Початковими даними для вирішення цієї задачі є ширина зубчастої шестерні 3, колеса 2 і крутний момент Т₂.

Проектувальний розрахунок передбачає визначення діаметру вала, діаметру під підшипник і дожини ділянок вала.

Діаметр вала визначається з розрахунку на кручення при знижених допустимих напруженнях

 

,

де - допустиме дотичне напруження (для редукторних валів = 12÷15МПа).

 

d =

 

Отриманий діаметр вала збільшуємо з урахуванням ослаблення шпонковим пазом d =

Діаметр вала під підшипник,

d_n = d-(4…8)мм

d_{n =}

За визначеним діаметром підбираємо радіальний шариковий підшипник легкої серії

№, ширина В =

Довжина ділянки вала під підшипник,

де f = 1мм – фаска.

Довжина ділянки l ₁ між лівою опорою вала і колесом К₂

l ₁ = (1,0 ÷ 1,5) d, мм;

l ₁ = 1,3 ·d =

Приймаємо l ₁ =

Повна довжина вала

l = 2· l ₁ +b_ш3 + b_к2 =

Відстань між серединами колеса 2 і лівою опорою вала,

 

 

Відстань між серединами шестерні 3 і правою опорою вала,

 

 

Відстань між серединами правої і лівої опор,

Тоді

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

7 Перевірочний розрахунок другого проміжного вала

 

На рисунку 1 наведена схема розміщення зубчастих коліс на проміжному валу.

 

Рисунок 1 – Схема розміщення зубчастих коліс на проміжному валу

 

Схема зусиль у зубчастому зачепленні коліс проміжного вала наведені на рисунку 2. Колові зусилля діють у вертикальній площині, а радіальні – у горизонтальній.

 

 

Рисунок 2 – Схема зусиль у зубчастому зачепленні коліс проміжного вала

 

Зусилля у зачепленні коліс z _1, z ₂ та z _3, z _4.

Колові зусилля:

 

 

 

Радіальні зусилля:

 

 

Реакції у опорах вала визначаються із рівнянь рівноваги.

 

У вертикальній площині:

R _{B y} (a ₁ + b ₁) – F_{t 2} a ₁ – F_{t 3} a ₂ = 0

звідки

 

 

- R _{A y} (a ₁ + b ₁) + F_{t 2} b ₁ + F_{t 3} b ₂ = 0,

Звідки

 

У горизонтальній площині:

R _{B x} (a ₁ + b ₁) + F_{r 2} a ₁ – F_{r 3} a ₂ = 0

 

Звідки

R _{А x} (a ₁ + b ₁) + F_{r 2} b ₁ – F_{r 3} b ₂ = 0

Звідки

 

Переходимо до побудови епюр згинаючих та крутних моментів

На вал діють тільки зосереджені сили. Тому згинаючі моменти на опорах дорівнюють нулю та змінюються за лінійними законами. Тому для побудови епюр згинаючих моментів необхідно обчислити згинаючі моменти тільки в точках C і D:

 

 

За одержаними результатами будуємо епюри згинальних моментів у вертикальній і горизонтальній площинах, а також епюру крутного моменту Т₂ і діє між точками С і D.

 

 

 

			z 3

RBx =

a 1 =25 мм

M x,Н·м

 

 

 

		Т2,Н·м

 

Рисунок 3 - Розрахункова схема вала, та епюри силових факторів

 

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

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

 

 

Визначаємо еквівалентне напруження

 

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

 

 

8 Розрахунок підшипників і шпонкового з’єднання другого проміжного вала

 

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

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

 

 

де P -еквівалентне навантаження;

p-показник ступеня (для шарикових підшипників p=3).

Еквівалентне навантаження для радіальних підшипників визначається за формулою

 

P=(X∙V∙F_r+Y∙F_a)∙K_б∙K_Т

 

де F_r, F_a - радіальне та осьове навантаження на підшипник; у нашому випадку:

 

; F_a=0

 

X, Y – коефіцієнти радіального та осьового навантаження; при F_a =0; X =1, Y =0;

V - коефіцієнт обертання; у випадку обертання внутрішнього кільця V= 1;

K_б – коефіцієнт безпеки, величина якого залежить від характеру навантаження.

У відповідності з рекомендаціями для машин короткочасної експлуатації з підвищеними вимогами відносно надійності [2, табл. 16.3] приймаємо K_б =1,2;

K_Т – коефіцієнт, що враховує вплив робочої температури на довговічність підшипника (для сталі ШХ15 при t до 100^ºС K_Т =1).

 

F_r=

P=

L=

 

Ресурс підшипника у годинах

 

 

L_h =

 

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

Робочу довжину шпонки отримаємо з умов контактної міцності:

 

 

 

Звідки

 

де h – висота шпонки;

[ σ;_зм] – допустиме напруження, у відповідності з рекомендаціями [2. с.78] приймаємо [ σ;_зм]=100Мпа

 

d_в =

 

в =

 

h =

 

t ₁=

 

t ₂=

 

l _р =

 

Приймаємо стандартне значення довжини шпонки l =

 

Шпонковий паз на валу нарізаємо на відстані від шестерні 3,

 

 

 

Список використаних джерел

 

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

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

3.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин: Курсовое проектирование- М.:Высшая школа, 1984. – 336с.

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

5. Методичний посібник з додержання вимог нормоконтролю (нормативних документів) у студентській навчальній звітності: Текстова частина (пояснювальна записка). - Харків: УкрДАЗТ, 2004 – 38с.

6. Методичний посібник з додержання вимог нормоконтролю (нормативних документів) у студентській навчальній звітності: Графічні конструкторські документи. - Харків: УкрДАЗТ, 2006 – 34с.