Автор работы: Пользователь скрыл имя, 04 Ноября 2011 в 11:27, курсовая работа
Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост материального благосостояния тесно связан с развитием машиностроения.
К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.
Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев , важнейшие среди которых - прочность , надёжность , износостойкость , жёсткость , виброустойчивость , теплостойкость , технологичность.
Введение 6
1. Кинематический и энергетический расчеты редуктора 7
1.1 Определение общего передаточного отношения и распределение его по ступеням 7
1.2 Определение частот вращения всех элементов привода 7
1.3 Определение числа сателлитов для планетарной ступени 8
1.4 Определение КПД ступени и мощности на валах 8
1.5 Определение крутящих моментов на валах 8
2. Расчет зубчатых передач редуктора 9
2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки 9
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений 9
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба 12
2.4 Расчет конической передачи 15
2.4.1 Определение основных параметров конической передачи с прямым зубом 15
2.4.2 Определение модуля и числа зубьев 15
2.4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность 16
2.4.4 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу 16
2.4.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках 17
2.4.6 Определение геометрических размеров передачи 17
2.5 Расчет планетарной передачи 19
2.5.1 Определение габаритов передачи «a-g» 19
2.5.2 Определение модуля зацепления 19
2.5.3 Подбор чисел зубьев и уточнение передаточных отношений 20
2.5.4 Определение геометрических размеров передачи 20
2.5.5 Определение ширины bW центрального колеса «в» 21
2.5.6 Проверочный расчет передачи на контактную прочность 21
2.5.7 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу 23
2.5.8 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках 23
3. Определение усилий в зацеплении 24
3.1 Расчет усилий в зацеплении конической передачи 24
3.2 Расчет усилий в зацеплении планетарной передачи 24
4. Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей
и узлов привода 25
4.1 Предварительное определение диаметров валов и осей 25
4.2 Эскизная компоновка и определение размеров основных деталей привода 26
4.3 Определение усилий в опорах и подбор подшипников качения 26
4.4 Уточненный расчет валов и осей 29
4.4.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов 29
4.4.2 Расчет диаметров валов на статическую прочность в опасных сечениях 32
4.4.3 Проверочный расчет валов на выносливость 33
4.5 Расчет подшипников качения на долговечность 46
5. Расчет шлицевых соединений 48
6. Расчет резьбовых соединений 49
7. Выбор. расчет и описание системы смазки и уплотнения 49
8. Порядок сборки. разборки и регулировки зазоров в зацеплении и подшипников качения 49
Заключение 51
Список использованных источников 52
Приложение 53
для колеса :
, отсюда
для шестерни «а»:
, отсюда
для сателлита «g»:
, отсюда
для корончатого колеса «b»:
,
отсюда
Т.к. и , то . Для остальных колес имеем:
,
,
,
Тогда допускаемые напряжения будут равны:
,
,
,
,
.
В качестве расчетных допускаемых напряжений для каждой пары зубчатых колес принимаем наименьшее значение из двух полученных:
2,3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба для каждого зубчатого колеса определяются по формуле:
, где
j - номер зубчатого колеса,
- базовый предел выносливости.
Т.к. для всех зубчатых колес материал одинаковый, то согласно рекомендации [1] имеем:
,
- коэффициент безопасности, согласно рекомендации [1] имеем:
- коэффициент долговечности, определяется по формуле:
, где
- базовое число циклов перемены напряжений, согласно рекомендации [1] имеем:
,
- расчетное число циклов перемены напряжений при переменном режиме, определяется по формуле:
, где
- число зацеплении каждого колеса за 1 оборот,
i - номер режима,
т.к.
HB>350, то
, тогда
для колеса :
, отсюда
для колеса :
, отсюда
для шестерни «а»:
, отсюда
для сателлита «g»:
, отсюда
для корончатого колеса «b»:
,
отсюда
Т.к. , то .
Т.к. зубья колес 1, 2, шестерни «а» и корончатого колеса «b» работают одной стороной, то согласно рекомендации [1] имеем: . Т.к. зубья сателлита «g» работают двумя сторонами, то согласно рекомендации [1] имеем: . Тогда допускаемые напряжения будут равны:
,
,
,
,
.
2.4 Расчет конической передачи.
2.4.1. Определение основных параметров конической передачи с прямым зубом.
Исходные данные для расчета: .
Т.к. межосевой угол в конической передачи то примем коэффициент ширины конического колеса относительно конусного расстояния .
Коэффициент нагрузки .
Определим - угол у вершины начального конуса шестерни:
Определим внешний делительный диаметр шестерни по формуле
Определим конусное расстояние :
Далее найдем - рабочую ширину зубчатого венца:
. Округляя, получим
.
2.4.2. Определение модуля и числа зубьев.
- коэффициент формы зуба. Для седьмой степени точности (см. рекомендацию [1]).
Определим - окружной модуль на внешнем торце конических колес по формуле:
Число зубьев шестерни . Примем .
Определим передаточное число : .
Определим - окружной модуль на середине ширины зубчатого венца конического колеса:
Определим средний делительный диаметр шестерни :
2.4.3. Проверочный расчет передачи на контактную прочность.
Определим окружную скорость V по формуле : .
- коэффициент динамической нагрузки определим по рекомендации [1] (см. приложение 5, стр.25).
- коэффициент ширины зубчатого венца относительно нормального диаметра шестерни:
- коэффициент концентрации нагрузки
- коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса. Т.к. HB>350, то , согласно рекомендации [1]. Шестерня расположена симметрично относительно опор, следовательно, согласно рекомендации [1] (см. приложение 5, стр. 25), имеем .
Тогда .
Определим расчетное контактное напряжение :
Из
последнего уравнения
видно, что контактные
напряжения в зубьях
находятся в допускаемых
пределах.
2.4.4. Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу.
Эквивалентное число зубьев шестерни: . Примем .
Эквивалентное число зубьев колеса: , где .
. Примем .
Определим и из рекомендации [1] (см. приложение 9,10, стр.28).
;
Напряжения по изгибу определяем по формуле , где .
Определим расчетные напряжения по изгибу для шестерни:
Расчетное напряжение по изгибу для колеса:
Из
предыдущих расчетов
и
. Следовательно,
и
.
2.4.5. Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках.
Определим максимальное расчетное контактное напряжение
, где , .
Следовательно, получим: .
Определим максимальное контактное напряжение исходя из условий обработки. При цементации имеем
- условие выполняется.
Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу :
,
.
Определим максимальное допустимое напряжение по изгибу . При имеем: .
- условие
выполняется.
2.4.6. Определение геометрических размеров передачи.
Внешний делительный диаметр для шестерни: . Примем
Внешний делительный диаметр для колеса: Примем