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 третьего вала принимаем , .
Скруглим значения диаметров до целых чисел, предварительно сравнив с нормальным рядом. Тогда получаем значения диаметров валов: .
4.2 Эскизная компоновка и определение размеров основных деталей привода
Для проектирования выбираем вариант редуктора, рассчитанный с использованием компьютера, т.к. этот вариант имеет меньшие габариты по сравнению с вариантом рассчитанным вручную.
Результаты
расчета и размеры основных
деталей привода даны
в приложении.
4.3 Определение усилий в опорах и подбор подшипников качения
Согласно эскизному проекту определим реакции опор и подберем подшипники качения.
рис.1
По уравнению моментов нахожу:
;
;
;
.
Для опоры А выбираем роликовый подшипник №2209: d=45мм, D=65мм, B=19мм, C=44кН.
Для опоры В выбираем шариковый подшипник №126209: d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=38,7кН, .
Промежуточный вал
рис.2
По уравнению моментов нахожу:
;
;
;
;
Для опоры А выбираем роликовый подшипник №2211: d=55мм, D=100мм, B=21мм, C=56,1кН.
Для опоры В выбираем шариковый подшипник №12212: d=60мм, D=110мм, B=22мм, C=53,7кН.
рис.3
.
Для каждого из сателлитов выбираю роликовые подшипники средней серии №12207: d=35мм, D=72мм, B=17мм, C=31,9кН.
рис.4
Из уравнений моментов находим:
;
.
Для
входного вала выбираем
роликовые подшипники
№7220А: d=100мм, D=180мм, B=37мм, C=233кН.
4.4 Уточненный расчет валов и осей.
4.4.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Согласно структурной схеме и эскизной компоновке редуктора построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Входной вал:
рис.5
Рассчитаем приведенные моменты и амплитудные:
,
;
;
;
;
.
Промежуточный вал:
рис.6
Рассчитаем приведенные моменты и амплитудные:
,
;
;
;
;
;
;
.
Выходной вал:
рис.7
Рассчитаем приведенные моменты и амплитудные:
,
;
;
;
;
;
;
.
;
.
Ось сателлита:
рис.8
.
4.4.2 Расчет диаметров валов на статическую прочность в опасных сечениях.
Материал вала - 12Х2Н4А. Т.к. в нашем случае , поэтому значение запаса статической прочности принимаем . Тогда допускаемое напряжение при расчете на статическую прочность . Определим диаметры валов в опасных сечениях из расчета на статическую прочность:
Входной вал:
;
;
;
.
Во всех сечениях условие статической прочности выполняется.
Промежуточный вал:
;
;
;
.
Во всех сечениях условие статической прочности выполняется.
Выходной вал:
;
;
;
;
.
Во всех сечениях условие статической прочности выполняется.
Ось сателлита:
- условие
статической прочности
выполняется.
4.4.3 Проверочный расчет валов на выносливость
Материал валов имеет следующие механические характеристики:
.
Определим коэффициент запаса прочности и сравним его с допускаемым .
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 1, где концентратором напряжений является галтель r=1мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].
;
; ; ;
Среднее напряжение цикла . .
Масштабный фактор при изгибе для вала диаметром d=45мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
Момент сопротивления изгибу будет:
.
Амплитуда изгибных напряжений:
.
Коэффициент запаса прочности при изгибе
.
Крутящий момент в данном сечении отсутствует, Тогда запас усталостной прочности .
Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 2.
Моменты сопротивления изгибу и кручению:
,
.
Эффективные коэффициенты концентрации принимаем как и для эвольвентных шлицев , .
Амплитуда изгибных напряжений:
.
Коэффициент запаса прочности при изгибе
.
Средние напряжения кручения:
.
Амплитуда цикла при кручении:
.
Коэффициент запаса прочности при кручении
.
Общий запас прочности по усталости в сечении 2:
- больше минимально допустимого.
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 3, где концентратором напряжений является галтель r=0,5мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].
;
; ; ; .
Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=44,2 по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
Момент сопротивления кручению:
.
Средние напряжения кручения:
.
Амплитуда цикла при кручении:
.
Коэффициент запаса прочности при кручении
.
Изгибающий момент в данном сечении отсутствует, Тогда запас усталостной прочности .
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 4, где концентратором напряжений является галтель r=1мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].
;
; ; ; .
Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=40,6 по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
Момент сопротивления кручению:
.
Средние напряжения кручения:
.
Амплитуда цикла при кручении:
.
Коэффициент запаса прочности при кручении
.
Изгибающий момент в данном сечении отсутствует, Тогда запас усталостной прочности .
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 1, где концентратором напряжений напрессовка.
Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений находим по табл.13 [5]. Для диаметра D=65мм определяем методом интерполяции .
Масштабный фактор при изгибе для вала диаметром D=65мм по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
Момент сопротивления изгибу будет:
.
Среднее напряжение цикла .