Вариант № 4 стр 5, строго по МУ

Тогда диаметр вала между опорами равен:

6 Расчёт и выбор подшипника

6.1 Выбор подшипника

Выбор типа подшипника зависит от отношения осевой силы FA радиальной Fr. В разрабатываемом редукторе присутствуют не только прямозубые зубчатые колеса, но есть и червячная передача, и блоки зубчатых колес. Поэтому целесообразно будет использовать комбинацию из шарикоподшипников, как опор входного и выходного вала, а подшипники скольжения использовать в качестве опор блоков зубчатых колес.

Подшипник скольжения для опоры блока зубчатых колес выбираем со следующими характеристиками (см. табл.

5):

Таблица 5

Параметры подшипника скольжения Материал подшипника Удельное давление

[q], МПа qV,

МПа/м/с Предел текучести

МПа Бронза марки ОЦС-4−4-4 6−9 36−50 100

Размеры подшипника зададим из конструктивных соображений:

Для блока зубчатых колес 4−5:

d=1 мм Для блока зубчатых колес 2−3:

d=1,2 мм

Выберем подшипники для опор входного и выходного вала.

На основе полученных значений диаметров входного и выходного вала (dввх =1; dввых =1,2 мм), определяем внутренний диаметр подшипника:

d= dввх -(0=1−0,2=0,8 d= dввsх -(0=1,2−0,3=0,9

Выбираем для обоих валов подшипник радиальный 1 000 091, параметры которого приведены в таблице 6.

Таблица 6

Параметры шарикоподшипника радиального однорядного 1 000 091 ГОСТ 8338–57

Размеры, мм Грузоподьёмность, Н d D B Динамическая © Статическая (С0) 1 4 1,5 200 30

Размеры подшипника обозначены на рис. 12.

Рис.

12. Размеры подшипника 1 000 091

6.2 Расчёт подшипника на долговечность

Теоретическая расчётная долговечность L в млн. оборотов определяется по формуле

(24)

где С — динамическая грузоподъёмность подшипника;

Р — эквивалентная динамическая нагрузка определяется по эмпирическим формулам и зависит от действующих на подшипник сил, характера нагрузки и температуры.

Долговечность подшипника в часах

(25)

где n — частота вращения кольца подшипника в минуту (nвых'). Для приборных зубчатых редукторов ресурс работы подшипников устанавливается в пределах 1000−10 000 ч.

Эквивалентная динамическая нагрузка Р для однорядных радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников

(26)

где: Кδ - коэффициент, учитывающий влияние динамических условий работы (Кδ = 1);

КТ — коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника (КТ = 1);

ν - коэффициент, учитывающий какое кольцо вращается; при вращении внутреннего кольца ν = 1; наружного кольца ν = 1.2 (кроме радиального шарикового сферического, радиально-упорного шарикового магнитного, для которых в любом случае ν = 1);

X и Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно, назначаемые в зависимости от параметра осевой нагрузки (при отсутствии осевой нагрузки — X = 1, Y = 0).

Fr — радиальная нагрузка;

Fa — осевая нагрузка

Радиальная нагрузка определяется, как наибольшая величина, полученная из следующих уравнений

(27)

(28)

Эквивалентная статическая нагрузка P0 для радиальных, радиально-упорных шарикоподшипников выбирается как наибольшая величина, полученная из уравнений.

Используя формулы (27) и (28), получим следующие значения радиальных нагрузок на подшипниках выходного вала

Для входного вала

Н

Н

Для выходного вала

Н

Н Поскольку подшипники на входном и выходном валу одинаковые, то дальнейшие расчёты будем проводить по максимальной радиальной нагрузке Fr = Fr2вых = 14,51 Н Определим эквивалентную динамическую нагрузку по формуле (26)

Н

Пользуясь данными из таблицы 6 и формулами (24) и (25), получим номинальную долговечность

млн. об.

или

ч.

7 Расчет элеметнов крепления

Крепление колес на валах осуществляется при помощи штифтов.

7.1 Расчет диаметра штифта

Диаметр штифта dш выбирается из ряда стандартных размеров при учете соотношения (10) и проверяются условия прочности на срез и на смятие Диаметр штифта dш=0.6 мм, длина штифта l= 6 мм ГОСТ 3128–70.

7.

1.2 Расчёт на срез

(29)

где М — крутящий момент на валу;

dв — диаметр вала;

z — число площадок среза;

[τ]ср -допускаемое напряжение среза ([τ]ср =150 Н/мм2).

Подставляя в формулу (29), получаем Условия прочности на срез выполняется

7.

1.3 Расчёт на смятие

(30)

где h — толщина прикрепляемой детали;

[σ]см — допускаемое напряжение смятия ([σ]см = 173 Н/мм2).

Из формул (30), получаем Условия прочности на смятие выполняется.

8. Расчёт точности

В качестве показателя точности передачи принимается кинематическая погрешность и мертвый ход.

Алгоритм расчета точности разрабатывается исходя из задач исследования. В данной работе применяться алгоритм оценки наименьшей и возможной, погрешности передачи при заданных степенях точности, включающий в себя :

Расчет параметров передачи, необходимых для выбора показателей точности зубчатых колес и передач из таблиц стандартов.

— передаточного числа по формуле (5);

— делительных диаметров по формуле (13);

— межосевого расстояния

мм где dш и dк -диаметр шестерни и колеса соответственно, мм.

Выбора необходимых показателей точности из таблиц стандартов по исходным данным параметрам, вычислениям.

Расчет минимальной кинематической погрешности по формуле

мкм (32)

угл. мин. (33)

где — коэффициент фазовой компенсации;

— минимальная кинематическая погрешность.

мкм (34)

мкм. (35)

где , — значение допуска для цилиндрических зубчатых колес, мкм;

— значение допуска на кинематическую погрешность для зубчатой передачи, мкм.

Расчет минимального мертвого хода по формуле

мкм. (36)

угл. мин. (37)

где — угол зацепления (=20 для эвольвентного зацепления);

f min — параметр для цилиндрической передачи, мкм.

Расчет суммарной минимальной погрешности передачи по формуле

угл. мин. (38)

Определение параметров передачи и выбор стандартов показателей точности сведены в таблицу 7.

Таблица 7

Определение параметров передачи Зубчатая передача U d, мм aw, мм Fp, мкм fn min, мкм ff, мкм Ks dш dk Fpш Fpк Z1 Z2 2 20,8 40,8 30,8 34 30 33 10 0,75 Z3 Z4 2,5 17,6 44 30,8 34 30 33 10 0,74 Z5 Z6 3,5 13,6 48 30,8 34 30 33 10 0,75 Червячная передача 25 4,8 38 21,4 22 30 33 10 0,7

Результаты расчетов допусков на кинематическую погрешность и определение минимального мертвого хода сведены в таблицу 8.

Таблица 8

Результаты расчетов определения погрешностей зубчатых передач Зубчатая передача Fi', мкм Fiio', мкм Δφ*min, мкм Δφmin, угл.

мин. ΔС*min, мкм ΔCmin, угл.

мин. ΔСΣmin, угл.

мин. Fiш' Fiк' Z1 Z2 44 40 84 39,06 6,5 9 35,11 6,30 12,89 Z3 Z4 44 40 84 38,54 6,03 35,11 5,84 11,87 Z5 Z6 44 40 84 39,06 5,60 35,11 5,35 10,95 Червячная передача 32 40 72 31,25 5,66 35,11 6,76 12,42

Значения, полученные в результате вычислений суммарной погрешности зубчатых передач, находятся в пределах заданных допустимых значений 30 угл. мин.

9. Определение оценки уровня унификации

Одним из критериев качества изделия является коэффициент унификации или интегральный коэффициент. Эти коэффициенты дают возможность оценить уровень унификации и стандартизации изделия, т. е. оценить целесообразность конструкции исходя из её экономичности.

Коэффициент унификации определяется по формуле

(39)

Интегральный коэффициент определяется по формуле

(40)

где N — общее количество составных частей изделия в штуках;

N0 — количество оригинальных составных частей изделия в штуках;

n — общее количество типоразмеров составных частей изделия;

n0 — количество типоразмеров оригинальных составных частей изделия.

Оценке уровня унификации и стандартизации разрабатываемого изделия предшествует составление перечня его составных частей. Перечень представлен в таблице 9.

Используя формулы (39) и (40), получим Таблица 9

Элементы конструкции и типоразмеры Позиции на сборочном чертеже Наименование детали Типоразмер детали, мм Количество деталей Индекс детали 1

25 Стакан Корпус Крышка корпуса Вал входной Прокладка Крышка подшипника Червяк Червячное колесо Зубчатое колесо Шестерня Зубчатое колесо Шестерня Зубчатое колесо Шестерня Сальник Вал выходной Муфта Двигатель СЛ 220

Подшипник Винт Гайка Шайба Штифт Установочный винт Винт Ø74 X 100

86 Х 50 Х 60

86 Х 1.5

Ø1 Х 49

0.5

Ø21 Х 1.0

Ø4,8 Х 7.0

Ø38 Х 4.0

Ø40.8 Х 4

Ø20.8 Х 4

Ø44 Х 4

Ø17.6 Х 4

Ø48 Х 4

Ø13.6 Х 4

Ø6 Х 1

Ø1.2 Х 38

Ø12 Х 15

Ø74 X 148

4 Х 11 Х 4

М2 Х 6

М2

М2

Ø0.8Х 8

М2 Х 3

М2 Х 8 1

1 О О

О О

О О

О О

О О

О О

О О

О О

О С

С С

С С

С С

С

Заключение

По полученному заданию был спроектирован исполнительный механизм в корпусе с двигателем и одним выходным валом.

В ходе проектирования были выполнены кинематический расчет с выбором электродвигателя, расчет зубчатых передач. После выполнения компоновочных чертежей были выполнены проверочные расчеты подшипников качения, вала, штифтов.

Список Использованных источников

1. Л. С. Лукичёва, В. П. Миронович, Е. Е. Чаадаева, К.

Н. Явленский. Проектирование механизмов приборов. Методические указания к курсовому проектированию. — СПб, ГУАП, 1998 г.

2. ГОСТ 6636–69