43293

Расчет механизма привода

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Механизм состоит из электродвигателя муфты червячного редуктора открытой цилиндрической передачи распределительного вала станка и горизонтальной базовой плиты. В данном механизме вращение с вала двигателя через муфту передаётся на червячную передачу. С промежуточного вала крутящий момент передается на выходной вал с помощью открытой цилиндрической передачи.1 При постоянной скорости выходного вала по известной потребляемой мощности Nвых в Вт и частоте вращения n об мин находим требуемую мощность двигателя: N==1335 063=722 Вт; N –...

Русский

2013-11-06

883 KB

4 чел.

1.Описание конструкции и работы механизма

  Приводом называют устройство, состоящее из двух основных частей: электродвигателя, осуществляющего преобразование энергии, и редуктора, связывающего редуктор с рабочим органом. Рабочий орган создает нагрузку на выходном валу.

  В данной работе  используется электродвигатель переменного тока асинхронный. Они имеют простую конструкцию, дешевле двигателей постоянного тока, надежнее. Недостатками является плохие пусковые характеристики, низкий кпд, большие габариты и массы. При пуске в ход двигатель развивает пусковой момент. Далее момент сначала растет, достигая максимума, и затем падает до нуля. Угловая скорость может лишь незначительно отличатся от синхронной угловой скорости вращения и, следовательно, регулирование скорости также очень ограничено. Для увеличения диапазона регулирования частоты вращения асинхронные исполнительные двигатели питаются от сети переменного тока повышенной частоты.

Редуктором называется механизм, состоящий из нескольких передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности и момента от двигателя к исполнительному механизму, понижения угловой скорости.

Механизм состоит из электродвигателя, муфты, червячного редуктора,  открытой цилиндрической передачи, распределительного вала станка и горизонтальной базовой плиты. Редуктор служит для увеличения момента и уменьшения частоты вращения на выходном валу по сравнению с входным. В данном механизме вращение с вала двигателя через муфту передаётся на червячную передачу. Далее момент подается на вал с червячным колесом и прямозубой шестерней. Благодаря большому передаточному отношению червячной передачи момент значительно увеличивается. С промежуточного вала крутящий момент передается на выходной вал с помощью открытой цилиндрической передачи. Редуктор заключён в металлический корпус.

1. Электродвигатель

2. Муфта

3. Редуктор червячный

4. Открытая цилиндрическая передача

5. Распределительный вал станка

6. Базовая горизонтальная плита

Рисунок 1. Кинематическая схема механизма.

2. Выбор электродвигателя

Электродвигатель необходим в качестве источника движущих сил.

Главнейшее условие при выборе двигателя – он должен быть выбран так, чтобы преодолевались потери энергии в редукторе и сопротивление на выходном валу в течении заданного времени работы.

2.1 При постоянной скорости выходного вала по известной потребляемой мощности Nвых в Вт и частоте вращения n (об/мин) находим требуемую мощность двигателя:

N==1,3·35/0,63=72,2 Вт;

N – требуемая мощность электродвигателя;

– коэффициент запаса, =1,3;

Nвых – заданная выходная мощность механизма, Nвых =35 Вт.

2.2 Рассчитаем общий КПД механизма:

=···3=0,7·0,96·0,97·0,993=0,63;

– КПД червячной передачи,  = 0,7;

– КПД цилиндрической зубчатой передачи,  =0,97;

– КПД, учитывающий потери в муфте,  =0,96;

– КПД пары подшипников качения,  = 0,99.

2.3 Пользуясь справочником, выбираем асинхронный двигатель повышенной надёжности АПН-011-2

Таблица 1

Тип двигателя

Мощность ,Вт

КПД, %

Частота вращения

вых. вала, об/мин

АПН-011-2

80

56

2750

Его геометрические параметры приведены в таблице 2:

Таблица 2

Параметр

Значение, мм

L

198

l

23

H

172

h

63

d1

M5

D1

106

D2

75

Рисунок 2. Выбранный электродвигатель УАД 72


3. Кинематический расчёт механизма

3.1 Рассчитаем общее передаточное отношение:

=;

iобщ= iчерв.перед. · iцилиндр.пер.=30·3,82=114,58;

где  - частота вращения двигателя, = 2750 об/мин;

– частота вращения выходного вала, =24 об/мин.

3.2 Подберем и рассчитаем передаточные отношения и числа зубьев червячной и цилиндрической передач:

i 12=z2/z1 ; (z1=2)z2= i12·z1=30·2=60;

i 34=z4/z3 ; (z3 =20)z4= i34·z3=3,82·20=77;

где - число заходов червяка(1…4);

-число зубьев червячного колеса(28);

,  - числа зубьев цилиндрической передачи;

=3,82 – передаточное отношение цилиндрической передачи;

=30 – передаточное отношение червячной передачи.

3.3 Рассчитаем фактическое передаточное отношение:

;

- фактическое передаточное отношение с выбранным числом зубьев передач.

3.4 Погрешность расчета передаточного отношения:

0,80%  2,5% => передаточное отношение выбрано верно.  

3.5 Рассчитаем частоту вращения валов:

                                  2750 об/мин;

2750/30=91,67 об/мин;

                                  85,94/3,82=24 об/мин.


4.  Расчет геометрических размеров

4.1 Геометрический расчет червячной передачи.

Червячные передачи применяют для преобразования вращательного движения между двумя скрещивающими валами.

Цель геометрических расчетов червячных передач – определение или выбор размеров червяка и колеса.

Исходные данные – модуль зацепления m, число заходов червяка z1,  передаточное отношение, а также коэффициент диаметра червяка q.

Выбираем нормальный модуль m=0,63 мм, число заходов: z1=2, коэффициент диаметра червяка q=16;

4.1.1 Расчет основных параметров червяка:

4.1.1.1 Тангенс угла подъема винтовой линии:

tg= z1/ q=2/16=0,125;

Угол подъема винтовой линии:

=arctg0,125=7°7`48``.

4.1.1.2 Делительный диаметр:

d1=m·q=0,63·16=10,08 мм.

4.1.1.3 Длина нарезанной части червяка:

b1(11+0,06z2)m=(11+0,06·60)·0,63=9,2 мм.

4.1.1.4 Диаметр окружности вершин:

da1=m(q+2)=0,63(16+2)=11,34 мм.

4.1.1.5 Диаметр окружности впадин:

df1=m(q–2,4)=0,63(16–2,4)=8,6 мм.

4.1.1.6 Осевой шаг:

p=π·m=3,14·0,63=1,98 мм.

           Ход резьбы червяка:

S=p.z1=1,98.2=4мм

4.1.1.7 Угол профиля в осевом сечении:

α=20°.

4.1.2 Расчет основных параметров червячного колеса:

4.1.2.1 Делительный диаметр колеса:

d2=m·z2=0,63·60=37,8 мм.

4.1.2.2 Диаметр окружности впадин:

df2=m(z2–2,4)=0,63·(60-2,4)=36,3 мм.

4.1.2.3 Диаметр окружности вершин:

da2=m(z2+2)=0,63(60+2)=39,06 мм.

4.1.2.4 Наибольший диаметр окружности вершин:

dHda2+2m =39,06+2·0,63=40,32 мм.

4.1.2.5 Ширина венца:

b2=m(q+2,5)sinδ+0,25p=0,63(16+2,5)·0,5+0,25·3,14·0,63=6,3 мм;

Угол боковых скосов δ=20°…50° примем равным 30°.

4.1.2.6 Межосевое расстояние:     

aw=0,5m(q+z2)=0,5·0,63(16+60)=23,94 мм.

4.2 Геометрический расчет открытой цилиндрической передачи

Зубчатые цилиндрические передачи получили самое широкое распространение среди всех видов механических передач благодаря их достоинствам: высокая нагрузочная способность, надежность в работе, высокий КПД, работоспособность в широком диапазоне нагрузок и скоростей, постоянность передаточного отношения, компактность. К недостаткам относятся: чувствительность к погрешностям изготовления и монтажа, высокая стоимость изготовления точных передач и др.

Зубчатая передача состоит из двух зубчатых колес, посаженных на валы. Меньшее из них называют шестерней, а большее – колесом.

По модулю зацепления определяют все геометрические размеры колёс и передач. Из конструкторских соображений выбираем модуль зацепления m=1,375 мм, z3 =20 – количество зубьев шестерни, z4= 77 – кол-во зубьев ведомого колеса.

4.2.1 Делительный диаметр шестерни:  

d3=m·z3 =1,375·20=27,5 мм.                                                          

4.2.2 Делительный диаметр ведомого колеса:

d4=m·z4 =1,375·77=105,9≈106 мм.

4.2.3 Высота делительной головки зуба:                                                            

                                             ha3 = ha4= ha·m=1·1,375=1,375 мм;                                        

 ha  – коэффициент головки зуба,  ha  =1.

4.2.4 Высота делительной ножки зуба:

hf3=hf4=(ha+ с)m=(1+0,25)· 1,375=1,72 мм;

с – коэффициент радиального зазора, с=0,25.

4.2.5 Диаметр окружности выступов шестерни:

da3=d3+2ha3=27,5+2·1,375=30,25 мм.

4.2.6 Диаметр окружности выступов зубчатого колеса:

da4=d4+2ha4=105,9+2·1,375=108,65 мм.

Расчёт диаметра окружности впадин для колеса с внешним зацеплением осуществляется по выражению:

4.2.7 Для шестерни:

df3=d3–2hf3=27,5–2·1,72=24,06 мм.

4.2.8 Для зубчатого колеса:

df4=d4–2hf4=105,9–2·1,72=102,46 мм.

4.2.9 Межосевое расстояние:

a=(d3+d4)/2=(27,5+105,9)/2=66,7 мм.

4.2.10 Ширина венца зубчатого колеса:

b4=(8…12)m=8·1,375=11 мм.

4.2.11 Ширина венца шестерни:

b3= b2 +(0,5…2)=11+1=12 мм.

 

4.3 Расчет геометрических размеров валов

Валы могут подвергаться сложной деформации кручения, изгиба и сжатия(растяжения). Силы, действующие на вал, зависят от приложенных крутящих моментов и размеров зубчатых и других передач; при расчете валов эти силы известны.

Большинство соединительных муфт передают на вал только крутящий момент. Поэтому часть вала с насаженной муфтой работает лишь на кручение.

4.3.1 Находим крутящий момент на валах по формуле:



4.3.1.1 Для третьего вала (выходного):

4.3.1.2  Для второго вала:

4.3.1.3  Для первого вала:

.

4.3.2 Затем вычисляется минимальный диаметр вала по формуле:

,     где M – момент на валу,  - допустимые напряжения, учитывающие только деформацию кручения (для материала валов рекомендуется брать =20МПа).

4.3.2.1 Для первого вала:

;

4.3.2.2 Для второго вала:

;

4.3.2.3 Для третьего вала:

.

4.3.3 Далее вычисляется диаметр вала под подшипник и под колесо по формулам:

, ;

I вал: , ;

II вал: , ;

III вал: , .


5. Расчет на прочность открытой цилиндрической передачи

В данном курсовом проекте выполняется расчет на прочность цилиндрической передачи. Цель расчета обеспечить выносливость зуба при изгибе, т.е. предотвратить его усталостный излом.

Так как шестерня и колесо выполняются из одного материала, стали 40Х (твердость – 250 НВ), то проверочный расчет на прочность будем вести  по шестерне.    

5.1 Расчет зубьев на изгибную выносливость:

5.1.1 Допускаемое напряжение для шестерни:

=450·1·0,63/2,2=128,86 МПа;

σF lim b ― базовый предел выносливости материала для пульсирующего цикла;

σF lim b =1,8 НВ=1,8·250=450 МПа;

KFC ― коэффициент, учитывающий характер нагрузки (односторонняя KFC =1, реверсивная KFC =0,7…0,8);

KFL ― коэффициент долговечности;

SF ― коэффициент безопасности, при вероятности неразрушения >0,99, SF =2,2.

Коэффициент долговечности:

==0,63;

NF0 = 4∙106 – базовое число циклов нагружения;

m = 6 – показатель степени кривой усталости для НВ≤350;

NFЕ – число циклов за весь срок эксплуатации:

NFЕ = 60∙nIIct=60∙91,67·1·12000=66002400;

nII  – частота вращения, nII  =91,67 об/мин ;

с – число зацеплений за один оборот колеса, с =1;

t – долговечность передачи, t =12000 ч;

5.1.2 Действующее напряжение на зуб при изгибе:

σF = YFFtKKKFv / (bw3m) ≤ [σF];

Ft  – окружная сила,  ;

K – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

KFv – коэффициент динамической нагрузки;

KKKFv =1,3…1,5; примем KKKFv =1,4;

bw – рабочая ширина зубчатого венца;

bw3 = ψbdd3 = 0,4∙27,5 = 11 мм;

ψbd ― коэффициент ширины зубчатого венца, учитывающий симметричность посадки шестерни относительно опор.

YF  – коэффициент формы зуба (зависит от z и коэффициента смещения инструмента Х );

Так как X = 0, формула для коэффициента формы зуба будет:

YF = (2 – 8/z3)/(0,545 – 2,26/z3 – 26,3/z32 + 169/z33) =

=(2 – 8/20)/(0,545 – 2,26/20 – 26,3/202 + 169/203) =  4,13.

Тогда действующее на зуб напряжение:

МПа.

=106,76 МПа < =128,86 МПа условие выносливости зуба на изгиб выполняется, следовательно, необходимая прочность будет обеспечена.

5.2 Расчет зубьев на контактную выносливость:

Цель этого расчета – предотвратить усталостное выкрашивание поверхностей зубьев, т.е. обеспечить контактную выносливость зубьев.

5.2.1 Условие прочности зуба:


σН — контактные напряжения;

К — вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач K=436;

КНα — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

КНβ —  коэффициент распределения нагрузки по длине   зуба;

КНv — коэффициент динамичности;

KKKHv =1,3…1,5; примем KKKHv =1,4;

[σ]Н — допускаемые контактные напряжения;

5.2.2 Находим допускаемые контактные напряжения:

H] =2,6·НВ=2,6·250=650 МПа.

Проверка контактной выносливости: σН ≤[σ]Н ,  611,3 МПа< 650 МПа , т.е. выносливость зубьев шестерни и колеса обеспечена.Из проведенного расчёта видно, что спроектированная  цилиндрическая передача обеспечивает необходимую прочность и долговечность при заданных условиях работы.

6.Расчет распределительного вала на прочность и жесткость

Валы применяются для поддержания и установки вращающихся деталей машин и подвергаются изгибу от сил, возникающих в деталях передач от веса самих деталей и собственного веса, передают вращающиеся моменты и испытывают кручение.

При конструировании валов силовых механизмов необходимо проводить их расчёт на кручение, иначе в процессе работы нагрузки могут его разрушить. Если рассчитанные нагрузки превышают допустимые для данного материала, надо либо увеличить размеры вала, либо взять другой, более прочный материал.

Так как на начальном этапе конструирования неизвестны изгибающие моменты,

То проверка прочности вала на кручение состоит из этапов:

составление расчетной схемы;

определение реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях;

построение эпюр изгибающих моментов.

В качестве материала выходного вала примем сталь 20Х                                      (, =450 МПа,  =160 МПа, E=2,1*105).

Расстояние между подшипниками – 50мм, расстояние между точкой приложения сил и подшипником – 25мм.

Проверочный расчет проводится на статическую прочность, усталостную прочность и жесткость.

При составлении расчетной схемы вал с двумя опорами принимается за статически определимую балку. По длине вала в соответствующих местах прикладываются внешние силовые факторы – силы и моменты. Схема нагружения приведена на рисунке 3.

На вал со стороны колеса действуют следующие силы:

 - окружная;

 - радиальная

;

где – угол зацепления, =200;

  1.  Плоскость XY:

    6.1.1 Определяем опорные реакции:

  SMyB=0;      , 

SMyA=0;    , ;

Проверка:

    6.1.2 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

x = 0 мм            MI = 0

x = 25 мм  MI = 3317,5 Нмм

x = 25 мм  MII = 3317,5  Нмм

x = 50 мм  MII = 0 Нмм

x = 50 мм  MIII = 0 Нмм

x = 90 мм  MIII = 0 Нмм

  1.   Плоскость XZ:

    6.2.1 Определяем опорные реакции:

SMzB=0;  Н;

SMzA=0;   Н;

Проверка:

6.2.2 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X:

x = 0 мм            MI = 0

x = 25 мм  MI = 1207.5 Нмм

x = 25 мм  MII = 1207.5  Нмм

x = 50 мм  MII = 0 Нмм

x = 50 мм  MIII = 0 Нмм

x = 90 мм  MIII = 0 Нмм

  1.  Крутящий момент, Н×мм:

Ткр = Ft×d4/2;

Ткр = 265.4×106/2=14066.2 Нмм.

В соответствии с полученными данными строим эпюру моментов:

Рисунок 3. — Схема нагружения вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов.

Опасное сечение приходится на место установки зубчатого колеса.

6.4 Определяем суммарные изгибающие моменты в опасном сечении

  Нмм

Предельные напряжения в опасном сечении:

МПа

Это допустимое напряжение должно быть не выше, чем  - допустимое напряжение изгиба. Для углеродистых сталей оно равно приблизительно 40...60Мпа. Полученное напряжение меньше, следовательно, можно сделать вывод, что прочность вала обеспечена.

6.5 Рассчитываем вал на сопротивление усталости:

Предел выносливости при симметричном цикле напряжений:

,где =310-610 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле кручения:

;

Осевой момент сопротивления сечения вала при изгибе:

мм3 ,где – диаметр вала,

Расчетное напряжение изгиба в сечении под колесом:

МПа;

Амплитуда цикла при изгибе:              =7 МПа;

Расчетное напряжение при кручении в сечении вала:

 МПа;

Амплитуда цикла при кручении:           МПа;

Среднее напряжение цикла при кручении:           =7,2 МПа;

Коэффициент запаса прочности вала в степени по изгибу:

,

где – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,   =0,88 при изгибе, =0,77 при кручении, -эффективный коэффициент концентрации напряжений, =1,7.

Коэффициент запаса прочности в сечении вала по кручению:

где – эффективный коэффициент концентрации напряжений, =1,4.

Общий коэффициент запаса прочности:

Для обеспечения прочности , (=2), 10,1≥2.

Таким образом, статическая прочность, сопротивление усталости обеспечены.

6.6 Расчет вала на жесткость:

При расчете вала на жесткость рассчитываем угол закручивания сечения:

;

где – момент передаваемый валом, =15193 Н·мм;

G – модуль упругости второго рода, =8·104 МПа;

– момент инерции, ;

–диаметр вала, =17 мм;

– длина вала;

– допускаемый угол закручивания сечения, =0,0055…0,015рад/м2.

рад/м2;

, следовательно условие жесткости выполняется.

7.Определение кинематической погрешности, приведенной к выходному валу

 Точность преобразования движения зубчатыми передачами зависит как от точности выполнения геометрических элементов передачи, так и от относительного их расположения. Кроме того, на точность зубчатого механизма влияют упругие деформации зубьев, валов, опор и других элементов передачи. Но степень влияния этих деформаций на ошибку при прочих Равных условиях определяется точностью выполнения геометрических элементов передачи. Точность зубчатой передачи оценивают практически по комплексному показателю –наибольшей кинематической погрешности , ограниченной при расчетах допускаемым отклонением Fi’ . Величину Fi’ определяют в зависимости от заданной степени точности зубчатого колеса по формуле:

=+ff ;

–допуск на кинематическую погрешность шага, мкм;

ff – допуск на погрешность профиля зуба мкм;

Учитывая диаметры колес и степень кинематической точности, по таблицам находим допуск на кинематическую погрешность и допуск на погрешность профиля зуба для каждого колеса:

d,мм

10,08

37,8

27,5

105,9

Fji, мкм

22

27

27

42

Допуск на погрешность профиля зуба(ff) при выбранной степени кинематической точности равен 10 мкм.

, , ,

Суммарная кинематическая погрешность зубчатой передачи измеряется в угловых минутах и рассчитывается по формуле:

, угл.мин

где  – допуск на кинематическую погрешность колеса;

zk–число зубьев k-го колеса;

m–модуль передачи;

ik–передаточное отношение k-ой ступени;

ip–общее передаточное отношение редуктора;

Формула для двухступенчатой передачи с четырьмя зубчатыми колесами преобразуется:

угл мин.

8. Обоснование выбора подшипников

В разрабатываемом механизме наиболее целесообразно будет использование подшипников качения. Это наиболее распространенный вид опор передаточных механизмов, которые обладают небольшим сопротивлением вращению.

При подборе подшипников необходимо определить его тип в зависимости от действующих нагрузок, условий работы, точности функционирования узла и ряда других данных. Затем по диаметру цапфы вала находят в каталоге подшипник. Выбор серии зависит от нагрузки.

Расчет подшипников качения предполагает проверку или определение долговечности , которая характеризует вероятный ресурс работы подшипника (5000..13000 часов) в зависимости от нагрузки, скорости, температуры и других факторов, а также определение момента трения. Под расчетной долговечностью понимается время, в течении которого гарантируется 90%-ая надежность работы подшипников при определенных условиях эксплуатации.

Выполним проверочный расчет подшипников.

- для вала III(схема нагружения представлена на рисунке 3):

Радиальная  нагрузка, действующая в зацеплении, и реакции опор определены в п.6.

Суммарная радиальная нагрузка на опоре А:

Суммарная радиальная нагрузка на опоре B:

Осевая нагрузка равна нулю.

Подшипник выбирается по наибольшей нагрузке.

dпIII = 20 мм;

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

где - коэффициент вращения, =1(т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника);

,  - коэффициент радиальной  и осевой нагрузок  (подбирается по соотношению );

- температурный коэффициент, =1;

- коэффициент безопасности, для спокойных нагрузок =1;

e – коэффициент влияния осевого нагружения;

Так как Fa/Fr=0<0,35-выберем подшипники радиальные сверхлегкой узкой серии;

=> e=0,19;

Х=1, Y=0;

=141,2 Н.

Сопоставим расчетную динамическую грузоподъемность с базовой:

=365 Н;

где - коэффициент, зависящий от формы качения, = 3 для шарикоподшипников;

- требуемая долговечность, =12000 ч.

, следовательно условие динамической грузоподъемности  выполняется.

Пригодность подшипника определяется сопоставлением требуемой долговечности  с базовой :

;

Базовая долговечность определяется по формуле:

=1,2·106 ч;

, следовательно условие долговечности выполняется.

Подшипник 7000804 ГОСТ 8338-75,  d=20 мм, D=32 мм, В=4 мм, Co=1180 Н, [С]=1740 Н.

Так как условия пригодности выполняются, то данные подшипники пригодны к применению.

-для вала II:

Рисунок 4. Схема нагружения вала II.

;       

, где – угол зацепления, =200;

;

Определим реакции опор:

 SMzB=0;     

 , 

SMzA=0;  

 , ;

SMyA=0;

SMyA=0;   Н;

Суммарная радиальная нагрузка на опоре А:

Суммарная радиальная нагрузка на опоре B:

Осевая нагрузка на опорах:

Fa=36.7 H.

Подшипник выбирается по наибольшей нагрузке(для опоры A).

dпII = 12 мм;

Так как Fa/Fr<0,35-выберем подшипники радиальные сверхлегкой серии;

=> e=0,26;

Х=1, Y=0;

=327 Н

=1321,5 Н;

=12000 ч.

, следовательно, условие динамической грузоподъемности  выполняется.

= 152005 ч;

, следовательно, условие долговечности выполняется.

Так как условия пригодности выполняются, то данные подшипники пригодны к применению:

Подшипник 1000801 ГОСТ 8338-75: d=12 мм, D=21 мм, b=5 мм, Co=700 Н, [С]=1430 Н.

-для вала I:

 

Определим реакции опор:

 SMzB=0;     

 , 

SMzA=0;  

 , 

SMyA=0;

SMyA=0;   

Суммарная радиальная нагрузка на опоре А:

Суммарная радиальная нагрузка на опоре B:

Осевая нагрузка на опорах:

Fa=203 H.

dпI = 5 мм;

Так как Fa/Fr=4,9>1 – выберем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные (угол упора α=20º); => e=0,84;

Из таблицы находим Х=0,45, Y=1;

=221,63 Н;

=2083 Н;

=12000 ч.

, следовательно, условие динамической грузоподъемности  выполняется.

Условие долговечности: ;

=15761 ч;

, следовательно, условие долговечности выполняется.

Так как условия пригодности выполняются, то данные подшипники пригодны к применению:

Подшипник шариковый радиально-упорный однорядный 1006025 ГОСТ 831-75: d=5 мм, D=16 мм, b=5 мм, Co=970 Н, [С]=2200 Н.


9.Обоснование выбора применяемых материалов

Выбор материала для изготовления зубчатых колес обусловлен особенностями их работы.  Мы используем сталь 20Х- легированную,  

 Для цилиндрических и конических колес, работающих с небольшим окружными скоростями (до 3 м/с), обычно применяют качественные конструкционные стали марок 20…35; при повышенных окружных скоростях – сталь 45, 50, легированные стали 20Х, 40Х,12ХН3А и др.  Для изготовления валов-шестерен  и приборов применяют так же инструментальные стали У8А, У10А. Повышение долговечности зубчатых передач, особенно при значительных силовых нагрузках, может быть достигнуто, если зубья шестерни, нагружаемые чаще, выполнить с более  высокой твердостью рабочих поверхностей по сравнению со вторым колесом.

В нашем случае шестерня цилиндрической передачи и колесо, будет выполнена из стали 40Х (нр=390 МПа, fр=100 МПа, твёрдость НВ200),

Для изготовления валов часто применяют стали марок 20…30. Конструкционные  легированные стали  40Х, 45Х, 40Г, 50Г, 30ХГТ, 35ХГС  и другие  используют, когда необходимо ограничить массу и габаритные размеры вала, повысить стойкость шлицевых соединений, а так же  в случае предъявления   особых требований к качеству поверхностных слоёв вала или зубьев, нарезанных на валу.  Валы весьма ответственные детали механизмов, безотказность действия которых определяет надежность и долговечность всей механической системы. Поэтому они должны быть достаточно прочными, жесткими и достаточно технологичными в изготовлении. На основании расчёта валов на прочность и жесткость П.6 для изготовления валов используется сталь 20Х. Штифты – сталь 40.Прокладка между подшипниковыми крышками изготавливают из меди М3, которая обладает повышенной коррозийной стойкостью и сравнительно дешева.

В качестве смазочного материала выбираем ЦИАТИМ 201 ГОСТ 6227-74.


10. ЛИТЕРАТУРА.

1. Справочник конструктора-приборостроителя. Детали и механизмы приборов/ В.Л. Соломахо, В.И.Томилин и др. – Мн.: Выш.шк., 1990.

2. Расчёт и конструирование механизмов приборов и вычислительных систем: Учебн. пособие приборостроит. спец. вузов/  Под. ред. Ю.А.Дружинина. – 2-е изд., перераб. и. доп.- М.:Высш.шк., 1991.

3. Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учебн. пособие для вузов. В 2-ух ч. Ч.1. Расчёты / Под ред. О.Ф.Тищенко. – М.:Высш.школа,1978.

4. Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учебное пособие для вузов. В 2-ух ч. Ч.2. Конструирование / Под ред. О.Ф.Тищенко. – М.:Высш.школа,1978.

5. Микродвигатели. Справочное пособие по курсу «Механизмы устройств вычислительных систем». – Мн.: МРТИ, 1986.

6. Атлас конструкций элементов приборных устройств./ А.А.Буцев, А.И.Еремеев. Ленинград, 1982.

7. Расчет и конструирование механизмов приборов и вычислительных систем. Красковский Е.Я., Дружинин Ю.А., Филатов Е.М.; издание второе.

PAGE   \* MERGEFORMAT 21


EMBED AutoCAD.Drawing.17

EMBED AutoCAD.Drawing.17

EMBED Equation.3


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

66068. Бюджетный дефицит в период до 1990 года 34.5 KB
  Падение объема производства естественно привело к сокращению доходной базы бюджета. Уклонение от налогов в условиях несовершенства налогового законодательства и существующего в обществе отношения к обязательности налоговых платежей...
66069. Бюджетный дефицит в зарубежных странах 32.5 KB
  Бюджетный дефицит в США Дефицит федерального бюджета США в 20112012 финансовом году завершившемся 30 сентября с. По сравнению с прошлым финансовым годом дефицит бюджета сократился на 16 в 2010-2011 финансовом году он составлял 1299 трлн долл.
66070. Инвестиционные и кредитные рейтинги РФ и регионов 161 KB
  Распределение российских регионов по рейтингу инвестиционного климата в 2010-2011 годах: Максимальный потенциал минимальный риск 1 10 Московская область 29 г.Санкт-Петербург 32 Краснодарский край Средний потенциал минимальный риск 2 1 Белгородская область...
66072. Негосударственный пенсионный фонд (НПФ) 40 KB
  Негосударственный пенсионный фонд (НПФ) — особая организационно-правовая форма некоммерческой организации социального обеспечения, исключительными видами деятельности которой являются...
66073. Ипотека. Ипотека с государственной поддержкой 66 KB
  Его обязательством перед кредитором является погашение кредита а обеспечивает исполнение этого обязательства залог недвижимости. Недвижимость приобретенная с помощью ипотеки является собственностью заемщика кредита с момента приобретения.
66074. Глобализация финансов 124.69 KB
  Вследствие финансовой глобализации национальные экономики становятся особенно уязвимы к потрясениям мировой финансовой системы основанной на необеспеченных реальными активами долларах США. Кроме того монетаристская основа денежной политики финансовых властей...