Расчёты привода приборного устройства

http://www..ru/

http://www..ru/

Введение

Курсовой проект — работа, направленная на решение конкретной задачи в области проектирования машин и механизмов с учетом основных требований, предъявляемых к конструкции деталей машин. К ним относятся функционально-эксплуатационные, производственно-технические, технико-экономические и эстетические требования (критерии работоспособности — прочность, жесткость и т. д.; малый вес конструкции, не дефицитность и дешевизна материалов; технологичность конструкций; удобство в эксплуатации; красота форм и отделки конструкций). Этим основным требованиям должна удовлетворять не только каждая машина или механизм в целом, но и каждая деталь. Спроектированный и изготовленный с учетом этих требований механизм будет надежным, долговечным, дешевым, экономичным и безопасным в эксплуатации.

Курсовая работа по прикладной механике представляет собой технический документ, в котором в форме описаний, пояснений, расчетных формул, чертежей и схем с необходимой полнотой формулируются принятые решения, приводятся доказательства их рациональности, даются необходимые пояснения о порядке осуществления проекта.

1. Выбор электродвигателя Принимаем для тележки обрезиненные колеса диаметром 120 мм (d_к=0,12м).

Определим максимальную тягу из условия [1.формула 4]:

F_тяги=G+F_с.к, (1,1)

где G-вес тележки, G=m^.g

Определим силу сопротивления качению [1.формула 5]

F_с.к=f^.x^.G, (1,2)

где f-приведенный коэффициент трения [2,табл2,2]; x-коэффициент притяжения.

Подставив значения составляющих в формулу 1,1, получим:

F_тяги= +=265,97Н.

Рассчитаем необходимую мощность ведущих колес для перемещения тележки [1.формула 1].

Р_потр= F_тяги^.V, (1.3)

где V-скорость тележки.

Р_потр=265.97^.0.1=26.6Вт.

http://www..ru/

http://www..ru/

Рис. 1 — схема привода тележки

1-электродвигатель; 2-зубчато-ременная передача к редуктору; 3-редуктор; 4- зубчато-ременная передача к ведущим колесам; 5-ведущие колеса.

Общий КПД привода:

=,

где — КПД подшипников качения; — КПД цилиндрической зубчатой передачи; - КПД зубчатого ремня.

Определим требуемую мощность двигателя

=Вт.

Для привода применим двигатель 4А50А4У3, мощность которого Р=60Вт, частота вращения n_дв = n_с?(1-S) =1500?0.096 = 1440 мин.

Определим реальную мощность ведущих колес Р_к=Вт.

Рассчитаем передаточное число [1]

_пер=, (1.4)

где n_кол — частота вращения колеса:

n_кол=30мин^-1.

Отсюда:

U_пер=.

Привод состоит из двух зубчато-ременных зубчатой передач. Применим передаточное отношение зубчато-ременных передач согласно [3,табл.1,2,2] (U_р=U₁^.U₂=5^.5=25), тогда передаточное отношение зубчатой передачи определяется по формуле:

.

2. Проектный и проверочный расчёт зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и термообработки Меньшее из пары зубчатых колёс называют шестерней, а большее — колесом. Термин «зубчатое колесо» является общим. Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса — 2.

С целью получения сравнительно небольших габаритных размеров и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колеса и шестерни, рекомендуемые сочетания материалов по таблице 4.1.2 [3], для шестерни и колеса сталь 45.

для шестерни: нормализация НВ₁=200 (предел прочности у_в1= 660 МПа, предел текучести у_т1 = 340 МПа);

для колеса: нормализация НВ₂ = 190(предел прочности у_в2 = 660 МПа, предел текучести у_т2 = 340МПа);

2.2 Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения:

Базовое число циклов, соответственно пределу выносливости для шестерни и колеса [3,табл.4.1.3]:

N_Hlim1(2)=f (HB) (2.1)

N_Hlim1=21^.10⁶N_Hlim2=16,5^.10⁶

Эквивалентное число циклов[3,стр.42]

N_не1(2)=60.n₁₍₂₎^.L^.C, (2.2)

где С-число зацеплений за один оборот С=1

L-срок службы

n — частота вращения

n₁=, n₂=

N_не1=60^.300^.8800^.1=1,58^.10⁸об,

N_не2=60^.79,58^.8800^.1=4,2^.10⁷об.

Коэффициент долговечности [3,стр.42]

(2.3)

.

Предел контактной выносливости [3,стр.42]

(2.4)

МПа, МПа.

Допускаемые контактные напряжения [3,стр.42]

(2.5)

где S_Н — коэффициент запаса прочности, S_Н=1,1 для зубчатых колес с однородной структурой.

МПа, МПа.

Допускаемые напряжения изгиба Базовое число циклов [3,стр.42]

Эквивалентное число циклов [3,стр.42]

(2,6)

N_FE1=60^.300^.8800^.1=1,58^.10⁸об,

N_FE2=60^.79,58^.8800^.1=4,2^.10⁷об/

Коэффициент долговечности [3,стр.42]

(2,7)

.

Предел выносливости зубьев при изгибе [3,стр.42]

(2.8)

МПа, МПа.

Допускаемые изгибные напряжения [3,стр.42]

(2,9)

где Y_А-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. Y_А=1 при односторонней нагрузке.

МПа, МПа Найдем вращающий момент двигателя [1,стр.4]:

Нм.

— на входном валу:

Нм.

— на выходном валу:

Нм.

2.3 Расчет межосевого расстояния [3,стр.44]:

(2,10)

где k_a = 43МРа^1/3 — для косозубых передач; ш_ba — коэффициент ширины шестерни, относительно межосевого расстояния: ш_ba=2ш_bd/_(U+1), где ш_bd — коэффициент ширины шестерни, относительно ее диаметра (ш_bd=0,8…1,4)[3, табл.4.2.6]; k_hв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (k_hв=1,07 при ш_bd=0,8) [3, табл.4.2.3а]; k_A — коэффициент внешней динамической нагрузки (k_A=1,25) [3,табл.4.2.9].

ш_ba=2^.0,8/_(3,77+1)=0,34

мм, мм (т.к округляем до ближайшего значения в соответствии с ГОСТ [3,табл.4.2.3]).

Ширина венцов [3,стр.44]:

— зубчатого колеса мм =24мм. (2,11)

— шестерни мм. (2,12)

Расчет числа зубьев:

Принимаем предварительно

— число зубьев шестерни

— угол наклона зуба

Определяем модуль зацепления [3,стр.44]:

(2,13)

округляем до ближайшего в соответствии с ГОСТ [3,табл.4.2.2]

Суммарное число зубьев передачи [3,стр.44]:

(2,14)

округляем до ближайшего целого числа Z_?=91.

Действительный угол наклона зуба [3,стр.44]:

(2,15)

.

Число зубьев шестерни [3,стр.44]:

(2,16)

Число зубьев зубчатого колеса [3,стр.44]:

.

Действительное передаточное число [3,стр.44]:

. (2,17)

Диаметры делительных колес [3,стр.44]:

— делительный диаметр определяется по формуле

(2,18)

мм;

мм.

— вершин зубьев:

(2,19)

мм;

мм.

— ножек зубьев:

(2,20)

мм;

мм.

2.4 Проверка расчетных контактных напряжений [3,стр.44]:

Окружная сила в зацеплении определяется по формуле [3,стр.44]:

(2,21)

(Н).

Окружная скорость колес [3,стр.44]:

(2,22)

м/с.

Определяем степень точности по таблице [3,табл 4.2.14], степень точности 9.

Рассчитаем расчетную окружную силу по формуле [3,стр.44]:

(2,23)

где =1,02 — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении[3, табл.4.2.8].

=1,13 — коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев [3, табл.4.2.11].

Н/мм.

2.5 Расчетные контактные напряжения [3,стр.44]

(2,24)

где — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

. (2,25)

— коэффициент, учитывающий механические св-ва материала колес [3, стр.44].

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии

(2,26)

— коэффициент торцевого перекрытия

(2,27)

Подставляя значения в формулу 2,24, получим:

Условия выполняются.

2.6 Геометрические параметры передачи:

— модуль

— число зубьев

— передаточное число

— делительные диаметры

— ширина

— диаметры вершин

— диаметры впадин

— межосевое расстояние [3,стр.64]

3. Проектный расчет валов

Найдем диаметр входного вала (быстроходного) [3,стр.64]

(3,1)

где — допускаемое напряжение кручения

[4,стр.315]

Подставляя значения в 3,1, получим:

Принимаем диаметр конца вала 10 мм, диаметр вала под уплотнитель — 12 мм, диаметр вала под подшипник — 15 мм, т.к. принимаем вал-шестерни [3,стр.135]

Найдем диаметр выходного вала (тихоходного) [3,стр.64]:

(3,2)

Принимаем диаметр конца вала 16 мм, диаметр под уплотнитель — 18 мм, диаметр вала под подшипник — 20 мм, диаметр вала под зубчатое колесо — 25 мм.

3.1 Определение основных размеров и формы тихоходного вала Диаметр вала в подшипниках опор Г и Д (страница 65 [3]) должен:

быть большим или равным расчётному диаметру d_в2 = 13,3 мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник 20 мм.

Диаметр вала под ступицу должен быть (страница 65 [4]):

— большим или равным диаметру d_в2 = 13,3 мм мм;

— больше чем принятый диаметр под подшипник, т. е. больше чем 20 мм, чтобы при монтаже колеса на вал не повредить поверхность под подшипник.

Принимаем диаметр вала под ступицу d = 25 мм.

С одной стороны ступицы (со стороны консольного участка вала) между ступицей и подшипником вал выполняют диаметром d = 30 мм, что следует из высоты заплечника под подшипник (размер Н или d_а рисунок 7.9.1б [3]).

С другой стороны ступицы (между ступицей и подшипником) устанавливают втулку с внутренним диаметром d = 20 мм (страница 65 [3]).

Такое конструктивное решение позволит с левой стороны вала установить до заплечника (d = 30мм) ступицу (d = 25мм), втулку (d = 20) и внутреннее кольцо подшипника (d = 20мм).

Все диаметра консольного участка должны быть меньшими, чем диаметр вала под подшипник, т. е. чем 20 мм (страница 65 [3]).

Диаметр вала под уплотнение должен (страница 65 [3]):

— быть большим, чем расчётный диаметр, т. е. больше чем d_в2 = 13,3 мм;

— быть меньшим, чем диаметр под подшипник, т. е. больше чем 20 мм;

— соответствовать ряду внутренних диаметров уплотнений таблица 8.1.1.

Принимаем диметр вала под уплотнение d = 18 мм.

Диаметр консольного участка вала должен (страница 65 [3]):

— быть большим или равным расчётному диаметру точках, т. е. d_в2 = 13,3 мм;

— соответствовать ряду параметров выходных концов валов (6.5.2 [3]).

Принимаем диаметр выходного конца вала d = 16 мм.

4. Подбор и расчет шпонок [3,стр.122]

Принимаем — допускаемое напряжение смятия [4,табл6,1]

Определим размеры призматических шпонок конца быстроходного вала под шестерню зубчатого ремня [3,табл9,1,2]

где — ширина шпонки,

— высота шпонки,

— глубина паза вала,

— глубина паза втулки.

Из условия прочности на срез шпонки [3]:

(4,1)

Найдем расчетную длину призматической шпонки конца быстроходного вала под шестерню зубчатого ремня:

(4,2)

Действительная длина шпонки

Принимаем 20 мм [3,табл9.1.3]

Определим размеры призматических шпонок конца тихоходного вала редуктора:

Найдем расчетную длину призматической шпонки конца тихоходного вала под шестерню зубчатого ремня:

Действительная длина шпонки:

Принимаем 28 мм.

Найдем расчетную длину призматической шпонки под зубчатое колесо:

Найдем расчетную длину:

Действительная длина шпонки:

Принимаем 32 мм.

5. Эскизная компоновка редуктора с определением размеров элементов корпуса [1,cтр.21]

Определяем необходимые размеры для выполнения компоновки [3,стр.54]

а) выбираем подшипник качения

— по типу — в зависимости от условий работы, принимаем роликовые однорядные конические подшипники;

— по габаритам в зависимости от диаметра вала;

б) параметры выбранных подшипников сводим в таблицу 1.

Таблица 1 — Параметры подшипников

Расчет элементов ступицы и корпуса [3,стр.54]:

— длина ступицы

— диаметр ступицы

— толщена стенки редуктора

— расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

1) до боковой поверхности вращающей части

2) до боковой поверхности подшипников

— радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:

1) до внутренней поверхности стенки редуктора

2) до внутренней нижней поверхности стенки корпуса

— расстояние до боковой поверхности элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора

— ширина фланцев [3,рис.11.7.2,табл.11.7.3],

— толщина фланцев боковой крышки

— высота головки болта

— толщина фланца втулки

электродвигатель привод редуктор вал

6. Проверочный расчёт тихоходного вала

6.1 Силы нагружающие валы от цилиндрической передачи

http://www..ru/

http://www..ru/

Рисунок 2. — Схема цилиндрической передачи

http://www..ru/

http://www..ru/

Рисунок 3. — схемы сил нагружающих валы: а) зубчатого колеса; б) шестерни

http://www..ru/

http://www..ru/

Рисунок 4. — Расчётные схемы вала 2

Направление сил страница 61 [3]:

Окружная сила F_t — под углом 90? к межосевой линии в направлении:

— обратном направлению вращения — для ведущего колеса (шестерни), (вал 1) — сила F_t1 (рисунок 3б);

— по направлению вращения — для ведомого колеса (вал 2) — сила F_t2 (рисунок 3а).

2) Радиальная сила F_r — по межосевой лини (по радиусу) от полюса зацепления П к оси вала:

— для шестерни — сила F_r1 от П к О₁ (рисунок 3б);

— для колеса — сила F_r2 от П к О₂ (рисунок 3а).

3) Осевая сила F_a — вдоль оси вала.

На основании вышеизложенного, составим расчётные схемы вала 2, нагруженного силами F_t и F_r в плоскости XOZ и YOZ (рисунок 4).

6.2 Проектный расчёт вала Исходные данные: 1) расстояние между опорами вала: L = 54 мм; 2) длина консольного участка вала: L₁=45мм; 3) координаты пункта приложения сил: L₃=27мм; 4) размеры зубчатого колеса: d₂ = 112 мм; 5) окружная сила: 6) радиальная сила: 7) осевая сила: 8) крутящий момент на валу: Т₂=5.65Н?м.

Значения сил берём [3,стр.45]. Размеры L берем сборочного чертежа редуктора, определённые замером.

http://www..ru/

http://www..ru/

Рисунок 5. — Расчётная схема вала в плоскости XOZ

http://www..ru/

http://www..ru/

Рисунок 6. — Расчётная схема вала в плоскости YOZ

6.3 Определение реакций опор Для упрощения проверочного расчета вал заменяют балкой, лежащей на соответствующем числе опор (подшипников), которые могут быть шарнирно-подвижными, шарнирно-неподвижными и защемленными. Подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, заменяют шарнирно-подвижными опорами, а подшипники, воспринимающие радиальные и осевые нагрузки, заменяют шарнирно-неподвижными опорами. Защемление возможно только в опорах неподвижных осей.

Пункты приложения и направления сил, нагружающих вал в плоскости ХOZ, приведены на рисунке 5.

Вычисляем реакции R_Г.х и R_Д.х в опорах Б и В в плоскости XOZ.

Так как вал находится в равновесии, то сумма моментов всех внешних сил и реакций опор относительно любого сечения вала равняется нулю. Определяем сумму моментов всех сил относительно опоры Г [3]:

(6,1)

Для вала (рисунок 5) это:

(6,2)

Из формулы (6,2) выражаем R_Д.x:

(6,3)

Определяем сумму моментов всех сил относительно опоры Д [3]:

(6,4)

Для вала (рисунок 5) это:

(6,5)

Из формулы (6,5) выражаем R_Г.х:

(6,7)

Для контроля используем условие равенства нулю суммы проекции всех внешних сил и реакции опор на вертикаль, при котором балка находится в состоянии равновесия:

(6,8)

(6,9)

Условие выполнено, верно, балка находится в состоянии равновесия реакции R_Д.x и R_Г.x определены, верно.

Вычисляем реакции R_Г.y и R_Д.y в опорах Б и В в плоскости YOZ.

Так как вал находится в равновесии, то сумма моментов всех внешних сил и реакций опор относительно любого сечения вала равняется нулю. Определяем сумму моментов всех сил относительно опоры Г [3]:

(6,10)

Для вала (рисунок 6) это:

(6,11)

Из формулы (6,11) выражаем R_Д.y:

(6,12)

Определяем сумму моментов всех сил относительно опоры Д [3]:

(6,13)

Для вала (рисунок 6) это:

(6,14)

Из формулы (6,14) выражаем R_Г.y:

(6,15)

Для контроля используем условие равенства нулю суммы проекции всех внешних сил и реакции опор на вертикаль (6,9), при котором балка находится в состоянии равновесия:

Условие выполнено, верно, балка находится в состоянии равновесия реакции R_Д.y и R_Г.y определены, верно.

Определяем полные поперечные реакции R_Г и R_Д по формуле (страница 64 [4]):

(6,16)

(6,17)

Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов М_и.х в плоскости XOZ.

Для участка I выбираем произвольное сечение К₁, отстоящее от опоры Г на расстояние x (рисунок 7).

http://www..ru/

http://www..ru/

Рисунок 7. — Сечение участка І

Уточняем пределы измерения координаты сечения К₁. В данном случае текущая координата x изменяется в пределах 0? x? L₂ = 0.027м.

Выражение для изгибающего момента М_и.х формируется как результат действия моментов, образующихся при действии сил, расположенных слева от сечения К₁:

(6,18)

Для построения эпюры М вычислим ее значение в ряде точек, используя выражение (6,18):

По полученным численным значениям M в выбранных точках строим эпюры М_и.х (рисунок 11).

Для участка II выбираем произвольное сечение К₂, отстоящее от опоры Д на расстояние x (рисунок 8).

http://www..ru/

http://www..ru/

Рисунок 8. — Сечение участка ІІ

Уточняем пределы измерения координаты сечения К₂. В данном случае текущая координата x изменяется в пределах 0? x? (L-L₂) = 0.027м.

Выражение для изгибающего момента М_и.х формируется как результат действия моментов, образующихся при действии сил, расположенных справа от сечения К₂.

(6,19)

Для построения эпюры М_и.х вычислим ее значение в ряде точек, используя выражение (6,19):

По полученным численным значениям M в выбранных точках строим эпюры М_и.х (рисунок 11).

Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов М_и.y в плоскости YOZ.

Для участка I выбираем произвольное сечение К₁, отстоящее от опоры Г на расстояние x (рисунок 9).

http://www..ru/

http://www..ru/

Рисунок 9. — Сечение участка І

Уточняем пределы измерения координаты сечения К₁. В данном случае текущая координата x изменяется в пределах 0? x? L₂ = 0.027м.

Выражение для изгибающего момента М_и.y формируется как результат действия моментов, образующихся при действии сил, расположенных слева от сечения К₁:

(6,20)

Для построения эпюры М вычислим ее значение в ряде точек, используя выражение (6,20):

По полученным численным значениям M в выбранных точках строим эпюры М_и.y (рисунок 11).

Для участка II выбираем произвольное сечение К₂, отстоящее от опоры Д на расстояние x (рисунок 10).

http://www..ru/

http://www..ru/

Рисунок 10. — Сечение участка ІІ

Уточняем пределы измерения координаты сечения К₂. В данном случае текущая координата x изменяется в пределах 0? x? (L-L₂) = 0.027м.

Выражение для изгибающего момента М_и.y формируется как результат действия моментов, образующихся при действии сил, расположенных справа от сечения К₂.

(6,21)

Для построения эпюры М_и.y вычислим ее значение в ряде точек, используя выражение (6,22):

По полученным численным значениям M в выбранных точках строим эпюры М_и.y (рисунок 11).

Вычисляем суммарные изгибающие моменты М_и в характерных участках вала по формуле (страница 64[3]):

(6,23)

По полученным данным строим эпюры изгибающих моментов в характерных участках вала (рисунок 11).

Также на рисунке 11 представляем эпюру крутящих моментов передаваемых валом.

Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты М_экв в характерных точках вала по формуле (страница 64 [3]):

(6,24)

где — в случае реверсивной передачи.

Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты М_экв в характерных точках вала по формуле (6,24):

По полученным данным строим эпюры эквивалентных изгибающих моментов в характерных участках вала (рисунок 11).

Определяем расчётные диаметры вала в характерных точках по формуле (страница 64 [3]):

(6,25)

где [у_и] = у_-1и / S_зап,

а S_зап = 5.0; у_-1и=280[3,табл.16.2.1]

Найдём [у_и]:

Определяем расчётные диаметры вала в характерных точках:

Результаты расчётов представим на рисунке 11. Диаметры вала на рисунке указываем для ряда его сечений (через 10? 15 мм длины вала).

Диаметр вала под колесом не превышать 13.3мм.

7. Подбор и проверка подшипников по грузоподъёмности Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняет заданное положение оси вращения вала. Во избежание снижение КПД механизма потери в подшипниках должны быть минимальными. От качества подшипников в значительной степени зависят работоспособность и долговечность работ.

На долговечность подшипников также влияет их смазка, количество которой невелико. Подшипниковые узлы необходимо тщательно защищать от попадания пыли и грязи.

Тип подшипника выбираем в зависимости от нагрузки, её направления и характера действия на опору. При этом учитываем требуемую жёсткость опоры, недопустимость перекоса от несоосности посадочных мест или прогибов валов, способ фиксации связанных с опорами деталями, обеспечение удобства монтажа и, если требуется, регулировка. Для опор валов цилиндрических косозубых колёс редуктора применим шариковые радиально-упорные подшипники лёгкой серии, так как на опоры действуют одновременно радиальные и осевые нагрузки.

7.1 Проверочный расчёт подшипников тихоходного вала редуктора Современный расчёт подшипников качения базируют только на двух критериях:

— расчёт на статическую грузоподъёмность по остаточным деформациям;

— расчёт на ресурс по усталостному выкрашиванию.

Назначаем роликовый радиально-упорный однорядный подшипник ГОСТ 8338–75 7203 [4]:

d = 20 мм, D = 47 мм, В = 14 мм, С =21кН, С₀ =13кН;

где Сдинамическая грузоподъёмность подшипника, кН;

С₀-статическая грузоподъёмность подшипника, кН;

D-наружный диаметр подшипника, мм;

Вширина подшипника, мм;

dвнутренний диаметр подшипника, мм.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле (16.29) [4]:

P_r = (X · V · F_r + Y· F_a) · K · K_T, (7,1)

где F_r = 36,61Н — радиальная нагрузка; F_a = 28,84Н — осевая нагрузка;

Y, X — коэффициенты осевой и радиальной нагрузок, принимаем по таблице 16.5 [4]:

X = 1; Y = 0;

V — коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V = 1;

K — коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. По таблице 16.3 принимаем K = 1,3;

K_T = 1 — температурный коэффициент.

Тогда P_r = (1 · 1 · 36,61) · 1.3 · 1 = 47,6 Н.

Определяем ресурс подшипника по формуле (16.27) [4]:

L = а₁ • а₂ • (C / P)^p; (7,2)

где p = 3 — для роликовых подшипников;

Р — эквивалентная нагрузка, Р? 0.5 С;

а₁ — коэффициент надёжности, при S = 0.9 (страница 333 [4]) а₁ = 1;

а₂ — обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а₂ = 0.7.

Тогда:

L = 1•0.7•(21•10³/(0.5•21))³ = 56 • 10⁸ оборотов.

Определяем ресурс подшипника в часах по формуле 16.28 [4]:

L_h = 10⁶· L /(60· n)=10⁶·56•10⁸/(60·79,58) =1.2•10¹² часов, (7,3)

где n = 79,58 мин^-1 — частота вращения тихоходного вала редуктора.

Определяем эквивалентную долговечность подшипника по формуле (16.31) [4]:

L_hE = K_HE· L_h, (7,4)

где K_HE — коэффициент режима нагрузки, K_HE = 0,25.

Тогда:

L_hE = 0,25· 1.2•10¹² = 0,3•10¹² часов.

Определяем подшипник по статической грузоподъёмности:

По формуле 16.33 эквивалентная статическая нагрузка P₀ с учётом двукратной перегрузки определяется:

Р₀ = 2· (X₀· F_r +Y₀· F_a) < C₀, (7,5)

где X_0,Y₀ — коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок; для роликовых радиально-упорных однорядных подшипников X₀ = 0,4; Y₀ = 0,5.

Тогда:

P₀ = 2· (0,4·36,61 +0,5· 28,84) = 58,13 Н;

где P₀ не меньше чем F_r.

Условие соблюдается.

Выбранные подшипники и их основные параметры занесены в таблицу 1.

8. Выбор и обоснование способа смазки Для уменьшения потерь на трение в зацеплении, предотвращения заедания зубьев, охлаждение зубчатых колёс, удаления продуктов износа и предохранения от коррозии применяем один из способов смазки — картерный (окунанием). Такой способ является наиболее простым и надёжным и применяется при окружной скорости колёс до 15 м/с. При большей скорости масло сбрасывается с зубьев колёс.

При такой смазке объём масляной ванны редуктора принимается 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности, однако при этом толщина слоя масла под зубчатыми колёсами должна быть не менее двух толщин стенки корпуса.

Уровень масла в корпусе при картерной смазке контролируется с помощью маслоуказателя.

При работе передач температура масла и воздуха может повышаться и увеличиваться давление в корпусе, что вызывает просачивание масла через уплотнения и стыки. Для выравнивания давления в корпусе и во внешней среде применяются отдушины.

Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3−9 ГОСТ 17 472–85, имеющее кинетическую вязкость .

Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: ЦИАТИМ-221 ГОСТ 9433–81.

Заключение

В ходе разработки курсовой работы были проведены расчёты привода приборного устройства и разработана документация в соответствии с заданием на курсовую работу.

В курсовой работе был произведён электрический и кинематический расчет привода, расчёт геометрических размеров редуктора, произведена проверка редуктора на нагрев, расчёт валов соединяющие передачи, проведен расчет ременной передачи, осуществлён выбор шпонок и подшипников для редуктора, разработаны чертежи редуктора и составлена для них документация.

1) Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование. — М.: Высшая школа, 1984. — 336 с.

2) Гришкевич, А. И. Автомобили. Теория: учебник для вузов/А.И. Гришкевич. — Минск: Выш.шк., 1986.-208с.

3) Курмаз Л. В. Детали машин. Проектирование: учебн. пособие Л. В. Курмаз, А.Т. 4. — 2-е изд., испр. И доп. — Мн.: УП «Технопринт», 2002. — 290 с.

4) Иванов М. Н. Детали машин: Учебн. для студентов высш. техн. учеб. Заведений. — 5-е изд., перераб. — М.: Высш. шк., 1991. — 383 с.

5) Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев, Ю. А. Державец, И. И. Арефьев и др.; Под общ. Ред. В. Н Кудрявцева: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. — Л.: Машиностроение, Ленингр. Отд-ние 1984. —400 с.