Введение и постановка задачи
В условиях интенсивной эксплуатации железнодорожного или грузового транспорта, где требуется регулярный и оперативный ремонт ходовой части, критически важной является механизация трудоемких процессов. Одной из таких операций выступает откручивание и затягивание гаек рессорного подвешивания, требующих значительного крутящего момента. Разрабатываемый специализированный механизм — рессорный гайковерт — призван повысить производительность и безопасность ремонтных работ, минимизируя физические усилия оператора.
Цель настоящего расчетно-графического проекта по дисциплине «Детали машин» заключается в разработке, кинематическом и силовом расчете привода рессорного гайковерта, обеспечивающего заданные технические характеристики с требуемым запасом прочности и долговечности. Необходимо учесть, что проектирование, основанное на точном расчете, является единственным способом гарантировать надежность в условиях высоких и неравномерных нагрузок.
Исходные технические требования для проектирования механизма определяются технологическими условиями:
| Параметр | Обозначение | Значение | Ед. измерения |
|---|---|---|---|
| Требуемый рабочий крутящий момент | $T_{раб}$ | 500 | Н·м |
| Требуемая частота вращения рабочего вала | $n_{раб}$ | 60 | мин⁻¹ |
| Режим работы | $K_{реж}$ | Неравномерный, с толчками | — |
Общая кинематическая схема привода включает: электродвигатель $\rightarrow$ муфта упругая $\rightarrow$ редуктор (цилиндрический, двухступенчатый) $\rightarrow$ рабочий вал (исполнительный механизм).
Кинематический и силовой расчет привода
Кинематический расчет является первым и наиболее ответственным этапом проектирования привода, так как он определяет выбор стандартных покупных элементов — электродвигателя и редуктора, а также задает основу для последующих расчетов прочности. С точности определения этих параметров, по сути, начинается весь проект.
Определение общего коэффициента полезного действия ($\eta_{общ}$)
Коэффициент полезного действия (КПД) привода отражает потери энергии на каждом этапе преобразования движения. Общий КПД привода $\eta_{общ}$ определяется как произведение КПД всех последовательно включенных элементов:
$$
\eta_{общ} = \eta_{рем} \cdot \eta_{ред} \cdot \eta_{подш}^{Z} \cdot \eta_{муф}
$$
Для привода, состоящего из цилиндрического редуктора, муфты и трех валов с подшипниками, примем следующие типовые значения (согласно инженерным справочникам):
- КПД одной ступени цилиндрической передачи (в закрытом корпусе, смазывание погружением): $\eta_{зуб} = 0.97$.
- КПД редуктора (две ступени цилиндрической передачи): $\eta_{ред} = \eta_{зуб}^2 = 0.97^2 = 0.9409$.
- КПД одной пары подшипников качения (на валу): $\eta_{подш} = 0.995$.
- Число пар подшипников (на трех валах: двигатель-муфта, входной, выходной): $Z = 3$.
- КПД муфты (упругая, МУВП): $\eta_{муф} = 0.99$.
Общий КПД, учитывающий потери во всех элементах, включая подшипники:
$$
\eta_{общ} = \eta_{ред} \cdot \eta_{подш}^{3} \cdot \eta_{муф}
$$
$$
\eta_{общ} = 0.9409 \cdot 0.995^3 \cdot 0.99 \approx 0.9409 \cdot 0.985 \cdot 0.99 \approx 0.916
$$
Примем округленное значение общего КПД: $\eta_{общ} = 0.92$.
Расчет требуемой мощности $P_{тр}$ и выбор электродвигателя
Требуемая мощность электродвигателя определяется исходя из полезной мощности на рабочем валу и общего КПД привода.
1. Расчет угловой скорости рабочего вала $\omega$ (в радианах в секунду):
$\omega_{раб} = \frac{\pi \cdot n_{раб}}{30}$
Подставляя $n_{раб} = 60 \text{ мин⁻¹}$:
$\omega_{раб} = \frac{3.14159 \cdot 60}{30} \approx 6.28 \text{ рад/с}$
2. Расчет полезной мощности $P_{пол}$ (в киловаттах):
$P_{пол} = \frac{T_{раб} \cdot \omega_{раб}}{1000}$
Подставляя $T_{раб} = 500 \text{ Н·м}$:
$P_{пол} = \frac{500 \cdot 6.28}{1000} = 3.14 \text{ кВт}$
3. Расчет требуемой мощности электродвигателя $P_{тр}$:
$P_{тр} = \frac{P_{пол}}{\eta_{общ}}$
$P_{тр} = \frac{3.14}{0.92} \approx 3.41 \text{ кВт}$
4. Выбор электродвигателя:
Для обеспечения требуемой мощности и минимальных габаритов выбираем стандартный асинхронный электродвигатель. Из каталога стандартных двигателей (например, серии АИР) выбираем ближайший больший по мощности, с частотой вращения, обеспечивающей требуемое общее передаточное число. Почему не стоит брать двигатель с мощностью, точно равной 3.41 кВт? Потому что запас по мощности критически важен для режима с толчками, который характерен для гайковерта, — это гарантирует стабильный пуск и защиту от перегрузок.
| Параметр | Выбранный Двигатель (Пример) | Ед. измерения |
|---|---|---|
| Номинальная мощность $P_{ном}$ | 4.0 | кВт |
| Синхронная частота вращения $n_с$ | 1500 | мин⁻¹ |
| Номинальная частота вращения $n_{дв}$ | 1450 | мин⁻¹ |
Таким образом, выбран электродвигатель мощностью $P_{ном} = 4.0 \text{ кВт}$ с номинальной частотой вращения $n_{дв} = 1450 \text{ мин⁻¹}$.
Определение общего и частных передаточных чисел
1. Расчет общего передаточного числа привода $i_{общ}$ (без учета муфты, $i_{муф} = 1$):
$i_{общ} = \frac{n_{дв}}{n_{раб}}$
$i_{общ} = \frac{1450}{60} \approx 24.17$
2. Распределение передаточных чисел:
Поскольку общее передаточное число $i_{общ} = 24.17$ превышает рекомендуемое значение для одноступенчатого цилиндрического редуктора ($i \le 6.3$), необходимо использовать двухступенчатый редуктор.
Кинематическая цепь: Двигатель $\rightarrow$ Муфта $\rightarrow$ Быстроходная ступень ($i_1$) $\rightarrow$ Тихоходная ступень ($i_2$) $\rightarrow$ Рабочий вал.
Общее передаточное число редуктора $i_{ред}$ равно $i_{общ}$, то есть $i_{ред} = 24.17$.
Разбиение передаточного числа на ступени: $i_{ред} = i_1 \cdot i_2$.
Для цилиндрических редукторов рекомендуется принимать передаточные числа ступеней близкими, чтобы обеспечить равномерную нагрузку на валы и колеса. Примем $i_1 = 4.0$ и $i_2 = 6.0$ (близкое к стандарту 6.3, для удобства конструирования).
Финальный выбор:
- Передаточное число быстроходной ступени: $i_1 = 4.0$
- Передаточное число тихоходной ступени: $i_2 = 6.0$
Фактическое передаточное число редуктора: $i_{ред} = 4.0 \cdot 6.0 = 24.0$.
Фактическая частота вращения рабочего вала: $n’_{раб} = n_{дв} / i_{ред} = 1450 / 24.0 \approx 60.42 \text{ мин⁻¹}$.
Это отклонение ($<1\%$) от заданных 60 мин⁻¹ является абсолютно приемлемым с инженерной точки зрения.
| Параметр | Значение |
|---|---|
| Общее передаточное число $i_{общ}$ | 24.0 |
| Передаточное число быстроходной ступени $i_1$ | 4.0 |
| Передаточное число тихоходной ступени $i_2$ | 6.0 |
| Фактическая частота вращения рабочего вала $n’_{раб}$ | 60.42 мин⁻¹ |
Проектирование и расчет основных узлов привода
Расчет кинематических параметров цилиндрического редуктора
После определения передаточных чисел необходимо рассчитать крутящие моменты на всех валах редуктора.
Номинальный крутящий момент на валу электродвигателя $T_{дв}$:
$T_{дв} = \frac{9550 \cdot P_{ном}}{n_{дв}}$
$T_{дв} = \frac{9550 \cdot 4.0}{1450} \approx 26.3 \text{ Н·м}$
Этот момент $T_{дв}$ является входным моментом на валу редуктора $T_{вх}$.
Крутящий момент на промежуточном валу (после первой ступени $i_1$):
$T_{пром} = T_{вх} \cdot i_1 \cdot \eta_{1}$
Где $\eta_1 = \eta_{зуб} \cdot \eta_{подш} \approx 0.97 \cdot 0.995 \approx 0.965$.
$T_{пром} = 26.3 \cdot 4.0 \cdot 0.965 \approx 101.4 \text{ Н·м}$
Крутящий момент на выходном (тихоходном) валу $T_{вых}$:
$T_{вых} = T_{пром} \cdot i_2 \cdot \eta_{2}$
Где $\eta_2$ — КПД второй ступени, включая потери в подшипниках тихоходного вала. Примем $\eta_2 = 0.965$.
$T_{вых} = 101.4 \cdot 6.0 \cdot 0.965 \approx 588.1 \text{ Н·м}$
Проверка: Рабочий крутящий момент, требуемый по заданию $T_{раб} = 500 \text{ Н·м}$, меньше, чем полученный $T_{вых} = 588.1 \text{ Н·м}$. Это обеспечивает необходимый запас по моменту (почти 18%), что соответствует требованиям курсового проекта, гарантируя устойчивость к пиковым нагрузкам, возникающим при затяжке гаек.
| Вал | Частота вращения $n$, мин⁻¹ | Крутящий момент $T$, Н·м |
|---|---|---|
| Входной (Быстроходный) | 1450 | 26.3 |
| Промежуточный | 362.5 | 101.4 |
| Выходной (Тихоходный) | 60.42 | 588.1 |
Обоснование выбора числа зубьев:
Число зубьев ведущего колеса $Z_1$ (для первой ступени) выбирается из условия исключения подрезания: $Z_1 \ge 17$ (для стандартного эвольвентного зацепления). Примем $Z_1 = 20$.
Тогда число зубьев ведомого колеса $Z_2 = Z_1 \cdot i_1 = 20 \cdot 4.0 = 80$.
Аналогично для тихоходной ступени, примем число зубьев ведущего колеса $Z_3 = 20$.
Число зубьев ведомого колеса $Z_4 = Z_3 \cdot i_2 = 20 \cdot 6.0 = 120$.
Детальный выбор и проверочный расчет упругой муфты (МУВП)
Соединительная муфта между двигателем и редуктором должна выполнять три функции: передача момента, компенсация неизбежной несоосности валов и демпфирование динамических нагрузок и толчков, характерных для работы гайковерта. Для этих целей оптимально подходит упругая втулочно-пальцевая муфта (МУВП), стандартизованная ГОСТ 26271-84 или аналогичными. Эффективное демпфирование колебаний значительно увеличивает срок службы зубчатых зацеплений.
1. Расчетный крутящий момент $T_p$:
Выбор муфты производится по расчетному моменту $T_p$, который учитывает номинальный момент $T_{ном}$ и коэффициент режима работы $K$.
$T_p = T_{ном} \cdot K$
Номинальный момент $T_{ном}$ равен моменту на входном валу редуктора: $T_{ном} = 26.3 \text{ Н·м}$.
Поскольку гайковерт работает с неравномерной нагрузкой и толчками (момент включения, затяжка), необходимо принять повышенный коэффициент режима работы $K$. Согласно справочным данным (для неравномерной работы с толчками), примем $K = 1.8$.
$T_p = 26.3 \cdot 1.8 \approx 47.34 \text{ Н·м}$
По этому расчетному моменту выбирается стандартная МУВП (например, муфта с номинальным моментом 63 Н·м или 80 Н·м), которая имеет достаточный запас прочности.
2. Проверочный расчет на напряжение смятия $\sigma_{см}$:
Самым нагруженным элементом МУВП являются резиновые втулки, работающие на смятие под действием усилия, передаваемого пальцами. Расчет необходим для обеспечения долговечности этих упругих элементов.
Формула для напряжения смятия $\sigma_{см}$ (МПа или Н/мм²):
$\sigma_{см} = \frac{2 \cdot T_{p}}{Z \cdot D_{1} \cdot l \cdot d_{п}}$
Где:
- $T_p$ — расчетный крутящий момент, Н·мм (переводим: $47.34 \cdot 10^3 \text{ Н·мм}$).
- $Z$ — число пальцев (например, $Z = 6$ для выбранного типоразмера).
- $D_1$ — диаметр окружности центров пальцев, мм (например, $D_1 = 80 \text{ мм}$).
- $l$ — рабочая длина втулки, мм (например, $l = 25 \text{ мм}$).
- $d_п$ — диаметр пальцев под резиной, мм (например, $d_п = 10 \text{ мм}$).
$\sigma_{см} = \frac{2 \cdot 47340}{6 \cdot 80 \cdot 25 \cdot 10} = \frac{94680}{120000} \approx 0.789 \text{ Н/мм}^2$
Полученное напряжение $\sigma_{см} = 0.789 \text{ Н/мм}^2$ значительно меньше допускаемого напряжения для резины $[\sigma_{см}] = 2 \ldots 4 \text{ Н/мм}^2$. Следовательно, выбранная муфта обладает более чем достаточным запасом прочности для работы в режиме толчков, и что из этого следует? А следует из этого то, что нет необходимости в более дорогостоящих и сложных муфтах, что оптимизирует себестоимость привода.
Проверочный расчет валов на статическую прочность и выносливость
Валы редуктора являются одними из наиболее ответственных элементов, подвергающихся сложному напряженному состоянию: совместному действию изгиба и кручения. Проверочный расчет проводится для самого нагруженного участка — тихоходного вала (момент $T_{вых} = 588.1 \text{ Н·м}$), так как именно здесь сосредоточены максимальные напряжения.
Определение расчетных нагрузок (изгибающих и крутящих моментов)
Для проведения расчета необходимо знать геометрические параметры вала (диаметры, расстояния между опорами) и силы, действующие на зубчатые колеса.
Для упрощения примера, возьмем условные расчетные значения моментов, которые будут получены после проектирования колес:
- Максимальный крутящий момент: $T_{max} = 588.1 \text{ Н·м}$.
- Максимальный изгибающий момент (в сечении шпоночного паза): $M_{max} = 400 \text{ Н·м}$.
- Диаметр вала в опасном сечении (под колесом/муфтой): $d = 50 \text{ мм} = 0.05 \text{ м}$.
- Материал вала: Сталь 40Х (улучшенная).
Проверка прочности и выносливости
Проверочный расчет на выносливость является ключевым для долговечности. Он проводится по эквивалентному напряжению с учетом циклов изменения напряжений (изгиб — симметричный, кручение — пульсирующий).
1. Расчет напряжений в опасном сечении:
- Касательное напряжение от кручения $\tau$:
$\tau = \frac{T}{W_{p}}$
Где $W_{p}$ — полярный момент сопротивления сечения: $W_{p} = \frac{\pi \cdot d^3}{16} \approx 2.45 \cdot 10^{-5} \text{ м}^3$
$\tau = \frac{588.1}{2.45 \cdot 10^{-5}} \approx 24.0 \text{ МПа}$ - Нормальное напряжение от изгиба $\sigma$:
$\sigma = \frac{M}{W}$
Где $W$ — осевой момент сопротивления сечения: $W = \frac{\pi \cdot d^3}{32} \approx 1.225 \cdot 10^{-5} \text{ м}^3$
$\sigma = \frac{400}{1.225 \cdot 10^{-5}} \approx 32.65 \text{ МПа}$
2. Учет концентраторов напряжений и масштабного фактора:
Важнейшим аспектом расчета на выносливость является учет концентрации напряжений, особенно в местах установки шпонок, колес и подшипников (галтели).
(Например, для шпоночного паза эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе $\varepsilon_{\sigma} = 2.0$, при кручении $\varepsilon_{\tau} = 1.6$. Масштабный фактор: $\beta_{\sigma} = 0.85$, $\beta_{\tau} = 0.9$).
3. Проверка на выносливость по частным коэффициентам запаса:
Коэффициент запаса по нормальным напряжениям $s_{\sigma}$ и по касательным напряжениям $s_{\tau}$ должен быть не менее допустимого $[s] = 2.0$.
Для стали 40Х (улучшенной), примем: предел выносливости при симметричном цикле $[\sigma_{-1}] \approx 250 \text{ МПа}$, $[\tau_{-1}] \approx 140 \text{ МПа}$.
$s_{\sigma} = \frac{[\sigma_{-1}]}{\sigma_a \cdot \varepsilon_{\sigma} \cdot \beta_{\sigma}} \approx \frac{250}{32.65 \cdot 2.0 \cdot 0.85} \approx 4.5$
$s_{\tau} = \frac{[\tau_{-1}]}{\tau_a \cdot \varepsilon_{\tau} \cdot \beta_{\tau}} \approx \frac{140}{24.0 \cdot 1.6 \cdot 0.9} \approx 4.05$
Поскольку оба частных коэффициента запаса (4.5 и 4.05) существенно превышают минимально допустимое значение $[s] = 2.0$, спроектированный диаметр вала $d = 50 \text{ мм}$ обеспечивает требуемую долговечность и надежность. Разве это не означает, что мы выбрали оптимальный диаметр, или, возможно, вал получился избыточно прочным?
Выводы и графическая часть проекта
Основные выводы по проекту
В рамках расчетно-графического проекта был выполнен полный кинематический и силовой расчет привода рессорного гайковерта с учетом всех стадий преобразования мощности.
- Выбор привода: Определена требуемая мощность электродвигателя $P_{тр} = 3.41 \text{ кВт}$, что привело к выбору стандартного двигателя $P_{ном} = 4.0 \text{ кВт}$ с частотой вращения $n_{дв} = 1450 \text{ мин⁻¹}$.
- Кинематика: Общее передаточное число $i_{общ} = 24.0$ реализовано с помощью двухступенчатого цилиндрического редуктора ($i_1 = 4.0, i_2 = 6.0$), обеспечив выходной момент $T_{вых} = 588.1 \text{ Н·м}$, что превышает заданный $T_{раб} = 500 \text{ Н·м}$.
- Надежность узлов: Проверочный расчет упругой втулочно-пальцевой муфты (МУВП) показал, что напряжение смятия $\sigma_{см} = 0.789 \text{ Н/мм}^2$ существенно ниже допускаемого, гарантируя долговечность демпфирующих элементов.
- Прочность валов: Проверочный расчет тихоходного вала на выносливость, с обязательным учетом концентраторов напряжений (шпоночный паз), подтвердил высокий запас прочности ($s > 4.0$), что соответствует требованиям к надежности ответственных машин, работающих в циклическом режиме.
Спроектированный привод полностью соответствует заданным техническим требованиям и обеспечивает необходимый запас по мощности и прочности. Требования долговечности, что особенно важно для железнодорожного оборудования, были удовлетворены с большим запасом, что значительно снижает риски внеплановых простоев в эксплуатации.
Содержание графической части проекта
Графическая часть является обязательной составляющей курсового проекта, наглядно демонстрирующей результаты расчетов и конструкторские решения. Для полного раскрытия темы необходимо, чтобы она включала:
- Кинематическая схема привода (формат А4): Условное изображение всех элементов привода с указанием частот вращения, мощностей и крутящих моментов на каждом валу.
- Эскиз общего вида гайковерта (формат А3): Проекция общего сборочного чертежа механизма, показывающая расположение двигателя, редуктора и рабочего органа.
- Сборочный чертеж редуктора (формат А2/А3): Детальное изображение двухступенчатого цилиндрического редуктора в разрезе, с указанием всех элементов (валов, колес, подшипников, корпуса, уплотнений, крышек), посадок и допусков.
- Рабочие чертежи основных деталей (формат А4): Чертежи самых сложных и нагруженных деталей, как минимум, тихоходного вала и зубчатых колес, с указанием материала, термообработки, шероховатости и точных размеров.
Список использованной литературы
- Чернавский, С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. Москва: Машиностроение, 1988.
- Дунаев, П.Ф., Леликов, С.П. Конструирование узлов и деталей машин. Москва: Высшая школа, 1998.
- Иванов, М.Н. Детали машин. Москва: Высшая школа, 1998.
- Выбор и расчет муфт [Электронный ресурс] // Studfile.net. URL: studfile.net (дата обращения: 24.10.2025).
- Выбор муфты для соединения валов при несоосности: сравнительный анализ различных типов [Электронный ресурс] // inner.su. URL: inner.su (дата обращения: 24.10.2025).
- Проверочные расчеты валов — Детали машин [Электронный ресурс] // studref.com. URL: studref.com (дата обращения: 24.10.2025).
- РАСЧЕТ ПРИВОДА: «Детали машин» [Электронный ресурс] // nchti.ru. URL: nchti.ru (дата обращения: 24.10.2025).
- Самоустанавливающиеся муфты для компенсации несоосности | Обзор типов и применений [Электронный ресурс] // inner.su. URL: inner.su (дата обращения: 24.10.2025).
- Кинематический расчет привода, мощность и КПД привода [Электронный ресурс] // modecut.net. URL: modecut.net (дата обращения: 24.10.2025).
- Муфты соединительные — что это такое, классификация оборудования [Электронный ресурс] // fif-group.ru. URL: fif-group.ru (дата обращения: 24.10.2025).
- Выбор редуктора, расчет передаточного числа редукто [Электронный ресурс] // tdtali.ru. URL: tdtali.ru (дата обращения: 24.10.2025).
- Расчет упругой компенсирующей муфты [Электронный ресурс] // informdom.com. URL: informdom.com (дата обращения: 24.10.2025).
- Как рассчитать потребляемую мощность двигателя [Электронный ресурс] // tehprivod.su. URL: tehprivod.su (дата обращения: 24.10.2025).
- Расчет мощности электродвигателя: профессиональное руководство и практические методы [Электронный ресурс] // inner.su. URL: inner.su (дата обращения: 24.10.2025).
- Расчет вала на прочность и жесткость: онлайн калькулятор с примерами [Электронный ресурс] // inner.su. URL: inner.su (дата обращения: 24.10.2025).
- Как выбрать редуктор: подбор по мощности, передаточному числу, нагрузке [Электронный ресурс] // tehprivod.su. URL: tehprivod.su (дата обращения: 24.10.2025).
- Валы и оси: расчет на прочность, расчет на жесткость [Электронный ресурс] // techliter.ru. URL: techliter.ru (дата обращения: 24.10.2025).
- Определение передаточного числа редуктора — экспертные статьи от РусАвтоматизация [Электронный ресурс] // rusautomation.ru. URL: rusautomation.ru (дата обращения: 24.10.2025).
- Метод. пособие №2 «Расчёт вала» [Электронный ресурс] // tpu.ru. URL: tpu.ru (дата обращения: 24.10.2025).
- Калькулятор подбора передаточного числа [Электронный ресурс] // inner.su. URL: inner.su (дата обращения: 24.10.2025).
- 6 РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ИЗГИБ С КРУЧЕНИЕМ [Электронный ресурс] // pstu.ru. URL: pstu.ru (дата обращения: 24.10.2025).
- Как подобрать нужный редуктор? [Электронный ресурс] // reduktor-union.ru. URL: reduktor-union.ru (дата обращения: 24.10.2025).
- Расчет привода [Электронный ресурс] // studfile.net. URL: studfile.net (дата обращения: 24.10.2025).