95557

Проект привода стола

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Привод стола контрольно-измерительного прибора предназначен для использования в качестве модуля загрузки и транспортирования на измерительную позицию объекта измерения. Привод стола состоит из корпуса, в котором размещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники, муфта и т.д.

Русский

2015-09-24

1.37 MB

0 чел.

Детали приборов - Курсовой


1. Описание объекта проектирования.

 

Привод стола контрольно-измерительного прибора предназначен для использования в качестве модуля загрузки и транспортирования на измерительную позицию объекта измерения.

Привод стола состоит из корпуса, в котором размещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники, муфта и т.д. В корпусе размещают также устройства для смазывания и контрольные выключатели.

Редуктор проектируют для привода определённой машины по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Корпус выполняют сварным. Валы монтируются на подшипниках качения. Выбор горизонтальной схемы для редуктора обусловлен общей компоновкой привода стола.

Спроектированный в данном курсовом проекте привод стола   должен соответствовать условиям технического задания (приложение 1).

Конструкция привода стола контрольно-измерительного прибора должна отвечать всем сборочным и техническим требованиям.

Привод стола контрольно-измерительного прибора предназначен для преобразования электрической энергии, подаваемой на двигатель, в механическое – поступательное перемещение стола (поз. 5) с заданной скоростью v=40 мм/с.

Крутящий момент двигателя (поз. 1) через муфту передаётся на вал I. Этот вал передаёт крутящий момент с помощью шпоночного соединения зубчатому колесу (поз. 2). Оно, в свою очередь, вращает зубчатое колесо (поз. 3), которое посредствам шпоночного соединения  IIпередаёт крутящий момент винту (поз. 4). Винт, представляющий из себя составной элемент передачи винт-гайка, превращает вращательное движение в поступательное – толкает стол (поз. 5).

 

2. Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции.

 

2.1. Кинематический расчёт.

 

Входе проектирования был выбран электродвигатель АД 16–4/45 А1В УХЛ4, Р=16 Вт, n=1300 об/мин.

Проанализируем кинематическую схему механизма. Зубчатая передача имеет передаточное отношение:

Передача винт-гайка с диаметром винта d=16 мм и шагом резьбы (однозаходной трапецеидальной)  с шагом=4 имеет передаточное отношение:

Скорость вращения вала двигателя:

Она передаётся через зубчатую передачу на второй вал, выполненный за одно с винтом. Скорость вращения винта:

Частота вращения винта:

Скорость стола:

2.2. Силовой расчёт механизма.

 

Учитывая исходные данные, особенности привода (нерегулируемый, длительного действия) и условия его эксплуатирования, электродвигатель.

Двигатель АД 16-4/45 А1В УХЛ4, ТУ 16-513.436-78 является асинхронным однофазным бес конденсаторным (АД), мощность 16 Вт, число полюсов 4, габариты 45 мм, основное исполнение (А), с одним выходным концом вала (1), с вентилятором (В), климатического исполнения УХЛ4, частота вращения 1300 об/мин.

В связи с динамическими нагрузками на двигатель в период пуска необходимо, чтобы пусковой момент двигателя МП, выбранный по мощности, был не меньше расчётного МР, т.е. МП МР.

Найдём МР:

МР =(Fk*vk*cosαk+Mk*ωk*cosβk+Fkин*vk*cosαk+Mkин*ωk*cosβk).

Слагаемое Fk*vk*cosαk учитывает все силы полезного сопротивления и силы трения действующие в механизме.

Сила полезного сопротивления равна нулю.

Силу трения в механизме учтём через КПД механизма:

η=ηзп**ηвг*ηм

КПД зубчатой передачи (прямозубой цилиндрической): ηзп=0,975.

КПД подшипников качения: =0,98.

КПД передачи винт-гайка:

где ψ – угол подъёма винтовой линии:

φ' – угол трения:

φ'=arctg(fn)=arctg(0,104)=.

fn – приведенный коэффициент трения:

f – коэффициент трения плоских трущихся поверхностей (f=0,1 – трение сталь по бронзе),

α – угол профиля резьбы (α= для трапецеидальной резьбы).

КПД муфты: ηм=0,99.

КПД всего механизма:

η=0,975*0,982*0,43*0,99=0,4=40%.

Слагаемое Mk*ωk*cosβk учитывает все моменты сил полезного сопротивления и моменты сил трения. Так как момент сил полезного сопротивления отсутствует, а момент сил трения учитывается через КПД, то это слагаемое равно нулю.

Слагаемое Fkин*vk*cosαk учитывает все силы инерции.

Ускорение стола:

мм/,

где Δv – изменение скорости стола от 0 до номинальной,

Δt – время разгона стола.

Вычислим массу стола, учитывая сделанные в столе пазы.

V=0,001592 м3 – объём стола.

ρ=7800 кг/м3 – плотность материала стола (стол стальной).

Масса стола:

MСТ=V*ρ=0,001592*7800=12,4 кг.

МД=42 кг – масса детали.

Тогда:

Fkин*vk=а*( MСТ+ МД)*v=100*(12,4+42)*40=21,8*104 (кг*мм2)/с3.

Слагаемое Mkин*ωk*cosβk учитывает инерционные моменты, действующие в системе при разгоне.

Найдём моменты инерции вращающихся звеньев механизма.

Момент инерции зубчатого колеса I (шестерни):Место для формулы.

*10-6=25,46 кг*.

Момент инерции вала I:

7,82*10-6=1,99 кг/.

Момент инерции муфты:

*10-6=1,5 кг*.

Момент инерции зубчатого колеса II:

*10-6=502,4 кг*.

Момент инерции вала II:

7,82*10-6=12,65 кг*.

Зная все данные, найдём MП:

МР =(Fkин*vk*cosαk+Ik*ωk2/Δt)=

=(21,8*104+(25,46+1,99+1,5)*136,12/0,4+(502,4+12,65)*61,32/0,4)=4230 Н*мм.

Момент, развиваемый двигателем при пуске:

МП=к* МНОМ=40*118=4720 Н*мм,

где

МНОМ=РНОМ/ωДВ=16/136,1=118 Н*мм.

При пуске МП > МР, следовательно, двигатель работоспособен.

Требуемая мощность электродвигателя:

Вт, где

η – уточнённый КПД механизма;

FT= FTP +FИН +FУПР=154,71 Н;

FTP=(МСТ+МД)*g*f=(42+12,4)*9,8*0,1=53,312 Н;

FИН=(МСТ+МД)*а=(42+12,4)*0,1=5,44 Н;

FУПР=1,2*1,5*FТР=95,96 Н.

Мощность выбранного электродвигателя РЭД=16 Вт. Она больше расчётной, значит двигатель пригоден для использования.

Коэффициент запаса мощности:

.

2.3. Расчёты, подтверждающие работоспособность зубчатой передачи.

 

В редукторе используются цилиндрические зубчатые колёса, выполненные без смещения. Материал колёс – Сталь 40Х ГОСТ 45453-71, при изготовлении колёс использовалась термическая обработка – объёмная закалка, что обеспечило твёрдость зубьев 45–55 HRCЭ.

2.3.1. Основные параметры зубчатой передачи.

  1.  Торцевой модуль зацепления – m1=m=2 мм.
  2.  Число зубьев колеса – z1=18, z2=40.
  3.  Делительный диаметр – d1=m*z1=2*18=36 мм, d2=m*z2=2*40=80 мм.
  4.  Диаметр окружности вершин зубьев – da1=d1+2m=36+2*2=40 мм, da2=d2+2m=80+2*2=84 мм.
  5.  Диаметр окружности впадин зубьев – df1=d1–2,5m=36–2,5*2=31 мм, df2=d2–2,5m=80–2,5*2=75 мм.
  6.  Межосевое расстояние – мм.

2.3.2. Точность зубчатой передачи.

Зубчатая передача тихоходная, режим работы – реверсивный. По своему функциональному назначению отнесём зубчатую передачу к категории кинематических и назначим восьмую степень точности по нормам кинематической точности. Так как передача реверсивная, то ужесточим требования по нормам плавности работы зубчатой передачи относительно выбранной степени точности по нормам кинематической точности. Назначим седьмую степень точности по нормам плавности работы.

По нормам полноты контакта зубьев в зацеплении назначим более грубую – восьмую степень точности с учётом допускаемых стандартом пределов комбинирования степеней точности.

Так как передача кинематическая, работающая в реверсивном режиме при относительно невысоких окружных скоростях и умеренных нагрузках, выбираем вид сопряжения зубьев в зацеплении – D, допуск на боковой зазор – d, класс отклонений межосевого расстояния – III.

Точность зубчатой передачи: 8-7-8 D ГОСТ 1643-81.

2.3.3. Расчёт цилиндрических зубчатых колёс на контактную прочность.

Расчёты даны в соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354-75.

 

Определяемая величина

Расчётная формула

Расчёт

Примечание

1

2

3

4

1) Коэффициент свойств материала

E – модуль упругости;

υ – коэффициент Пуассона

2) Коэффициент формы контакта

Для прямозубых колёс β=0

3) Коэффициент длины линии контакта

Для прямозубых передач при α=20° kε=1,24

4) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

Для прямозубых колёс

5) Коэффициент ширины венца


=1,0

Для симметричного расположения колёс при HB350

6) Динамический коэффициент


=1,1

Для прямозубых колёс при v5 м/с

7) Коэффициент динамической нагрузки и её неравномерности

=


=1,0*1,0*1,1=1,1

 

8) Вращающий момент на валу

 

9) Предел контактной выносливости

σ=950 МПа

При объёмной закалке

10) Коэффициент долговечности

kHN

kHN=1,0

При числе циклов нагружения каждого зуба больше базового

11) Коэффициент шероховатости

kHR

kHR=1,0

При Ra=0,631,25

12) Коэффициент скорости

kHυ

kHυ=1,0

При HB350 и v5 м/с

13) Коэффициент смазывания

kHL

kHL=1,0

Для закрытых передач

 

14) Коэффициент безопасности

[SH]

[SH]=1,1

При объёмной закалке

15) Допускаемое контактное напряжение

16) Контактное напряжение

17) Коэффициент запаса контактной прочности

 

2.3.4. Расчёт цилиндрических зубчатых колёс на выносливость при изгибе.

Зуб прямозубого колеса будем рассматривать как балку, жёстко закреплённую одним концом.

Расчёты даны в соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354-75.

Расчёт ведём для зубьев шестерни.

 

Определяемая величина

Расчётная формула

Расчёт

Примечание

1

2

3

4

1) Коэффициент формы зуба

YF

YF=4,28

Для z 20

2) Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба

kFβ

kFβ=1,32

Для симметричного расположения колёс при HB350 и b/d1=1,8

3) Динамический коэффициент

kFv

kFv=1,15

Для прямозубых передач при степени точности 7; HB350; v5 м/с

4) Коэффициент нагрузки

kF= kFβ kFv

kF=1,32*1,15=1,52

 

5) Окружная сила

 

6) Коэффициент переходной поверхности

kgst

kgst=1,1

Для шлифованной поверхности

7) Коэффициент упрочнения

kdst

kdst=1

Без упрочнения

 

8) Коэффициент вида заготовки

Y0

Y0=0,8

Для литья

9) Коэффициент градиента напряжений

kδ=1,08–0,17*lg(m)

kδ=1,08–0,17*lg(2)=1,03

10) Допускаемое напряжение

11) Напряжение

12) Коэффициент запаса прочности наизгиб

 

2.3.5.Выводы по результатам расчёта.

Передача работоспособна и контролепригодна.

Запас прочности по контактным напряжениям – kH=1,14.

Запас прочности на изгиб при максимальной нагрузке – kFst=24

2.4. Расчёт передачи винт-гайка.

 

Назначение передачи винт-гайка – преобразование вращательного движения в поступательное. Выбор профиля резьбы зависит от направления и характера сил, действующих в передаче, условий её работы и КПД.

В передаче винт-гайка с трением скольжения применяют трапецеидальную резьбу. Её профиль – равнобочная трапеция с углом α=30º. Такая резьба характеризуется небольшими потерями на трение, технологичностью, применяется для создания больших осевых усилий.

Размеры трапецеидальной резьбы устанавливает ГОСТ 9484-73.

Основной размер передачи – средний диаметр резьбы d2 находят по критерию её работоспособности, т.е. среднему давлению между рабочими поверхностями резьбы.

, где

Fa=154,7 Н – осевая сила;

γ=1,7 – коэффициент высоты головки гайки, для целых гаек;

[p]=12 МПа – допускаемое давление закалённой стали – бронзы.

Из конструктивных соображений принимаем d2=14 мм.

По ГОСТу выбираем параметры резьбы: шаг р=4,0 мм, номинальный диаметр d=16 мм.

Резьба: Tr 16×4 ГОСТ 9484-73.

 

2.4.1. Выбор материалов:

Винт из стали 40ХА ГОСТ 14955-69.

Азотирование обеспечивает высокую износостойкость и минимальное деформирование при упрочнении.

Гайка изготавливается из бронзы БрАЖ 9-4 ГОСТ 1628-72.

Для материалов передачи винт-гайка рекомендуются следующие допустимые напряжения:

  1.  допустимое напряжение на растяжение (сжатие) стальных винтов
  2.  

, где

[σT] – предел текучести материала;

[nT]=3 – коэффициент запаса прочности.

  1.  допустимое напряжение для материала гайки:

[σсм]=80 МПа – на смятие;

[τср]=30…50 МПа – на срез;

[σр]=34…44 МПа – на растяжение.

  1.  допустимое давление в резьбе для пар трения закалённая сталь по бронзе:

[P]=12…13 МПа.

Основным критерием работоспособности передачи является износостойкость, которая оценивается по среднему давлению между витками резьбы винта и гайки:

, где

Fa=154,7 Н – осевая нагрузка на передачу;

d2=14 мм – средний диаметр резьбы;

H1=0,5p=0,5*4=2 – рабочая высота профиля для трапецеидальной резьбы;

– число витков резьбы в гайке (НГ – высота гайки).    

Запас:

Для трапецеидальной резьбы:

– коэффициент рабочей высоты;

– коэффициент высоты гайки;

– угол подъёма резьбы.

Передача преобразует вращательное движение винта в поступательное стола, поэтому ψ<φ', где φ'=5,9º – угол трения.

Размеры гайки:

HГ=ψH*d2=2,0*14=28 мм – высота гайки;

– число витков резьбы.

 

2.4.3. Проверка винта на устойчивость.

Определим момент I и радиус инерции i поперечного сечения винта:

, где

 

d1=d2–p=14–4=10

 

Находим гибкость винта:

, где

l=320 – длина винта;

μ=0,5 – коэффициент приведения длины для способа закрепления винта, когда оба конца закреплены.

Так как , то проверка винта на устойчивость не нужна.

2.5. Расчёт работоспособности подшипников качения.

 

Пригодность подшипника, установленного в опоре, оцениваем по динамической С и статической грузоподъёмности в зависимости от требуемой долговечности.

Требуемая долговечность работы подшипника, при теоретических нагрузках:

LN=18250 часов.

Реальные нагрузки подшипника учитываем эквивалентной или по степени влияния на работоспособность подшипника динамической или статической нагрузкой.

Для радиальных и радиально-упорных подшипников под эквивалентной динамической нагрузкой Р понимают такую постоянную радиальную нагрузку, которая при приложении её к подшипнику качения с вращающимся внутренним кольцом и неподвижным наружным обеспечивает такую долговечность подшипника, которую он будет иметь при нагружении и вращении в условиях эксплуатации.

P=(x*υ*Fr+y*Fa)*kT*kδ, где

x – коэффициент радиальной нагрузки;

υ – коэффициент, учитывающий какое кольцо вращается (для внутреннего 1);

Fr – радиальная нагрузка на подшипник;

y – коэффициент осевой нагрузки;

Fa – осевая нагрузка на подшипник с учётом осевой составляющей от действия радиальной нагрузки;

kT – коэффициент, учитывающий температуру подшипника (при t<100ºC, kT=1);

kδ – коэффициент безопасности (нагрузка с лёгкими толчками и кратковременными перегрузками до 125% номинальной нагрузки, kδ=1,1).

 

 

 

      

Fr2=Ft2*tgα=61,1*tg20º=22,2 H

Горизонтальная плоскость:

ΣMA=0, Fr3*43–Fr2*27=0, Fr3=13,9 H;

ΣMB=0, Fr1*43+Fr2*16=0, Fr1=–8,3 H;

Вертикальная плоскость:

ΣMA=0, Ft2*27–Fa1*43=0, Fa1=38,3 H;

ΣMB=0, Ft2*16+Fa3*43=0, Fa3=–22,7 H;

;

.

Далее расчёт будем вести для наиболее нагруженного подшипника (правого – В).

Осевые составляющие:

S=e*Fr=0,57*16,2=9,2 H, где

e=0,57 – вспомогательный коэффициент.

Тогда x=0,43; y=1,00.

Результирующая осевая нагрузка:

Fa= Fa'+S=44,5+9,2=53,7 H.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

PB=(0,43*16,2+1,0*53,7)*1,1=66,7 H.

Динамическая грузоподъёмность:

, где

fd=3 –эмпирический коэффициент динамическогонагружения;

fn=0,288 – коэффициент частоты вращения.

Нами был выбран подшипник 201 ГОСТ 8338-75.

С<Сподш

Долговечность подшипника:

.

Запас долговечности:

.

Срок службы подшипников достаточен.

2.6. Расчёт шпоночных соединений.

 

Шпонка 4×4×12 ГОСТ 23360-78.

Призматическая шпонка рассчитывается на смятие и на срез.

Из условия прочности на смятие рассчитывается часть шпонки, выступающая из вала:

σсм[σсм]

 

σсм – напряжение смятия;

[σсм]=30..50 МПа – допустимое напряжение;

T – крутящий момент на валу;

lp=l–b=12–4=8 мм – рабочая длина шпонки.

Прочность на смятие обеспечена.

Условие прочности на срез:

τср[τср]

 

[τср]=100 Мпа, значит прочность шпонки на срез обеспечена.

Запас прочности:

.

 

2.7. Расчёт направляющих скольжения.

В ходе проектировочного расчета были выбраны направляющие скольжения призматические типа “ласточкин хвост”.

Проверка на незаклинивание направляющих.

Условие незаклинивания:

, где

L=115 мм – расстояние между опорами;

f=0,15 – коэффициент трения (сталь по стали);

l1=40 мм;

, значит заклинивания не произойдёт.

Для обеспечения плавности хода, малого износа трущихся поверхностей и отсутствия заклинивания необходимо выполнение условия:

Условие выполняется.

Выполним проверку направляющих на прочность:

,где

[p]=5…10 МПа – допустимое давление для масляного слоя;

F=(МСТ+МД)*g=(42+12,4)*9,8=533,1 Н – сила, действующая на направляющие;

S=0,03*0,2=0,006 м2 – площадь направляющих.

Условие прочности масляного слоя выполняется.

Список литературы.

 

  1.  Анурьев В.И. “Справочник конструктора-машиностроителя”. В 3-х т. Т 1,2,3 – 5-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1980.
  2.  Соломахо В.Л., Томилин Р.И., Цитович Б.В., Юдович Л.Г. “Справочник конструктора-приборостроителя”. В 2-х т. – Мн.: Выш. шк., 1988.
  3.  Орлов П.И. “Основы конструирования. Справочно-методическое пособие в 3-х книгах”. – М.: Машиностроение, 1977.
  4.  Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. “Курсовое проектирование деталей машин”. – М.: Машиностроение, 1988.
  5.  Чубаро Д.Д. “Детали и узлы приборов”. – М.: Машиностроение, 1975.

Приложение 1.

Техническое задание на разработку привода стола контрольно-измерительного прибора.

 

  1.  Наименование и область применения.

Привод стола контрольно-измерительного прибора предназначен для использования в качестве модуля загрузки и транспортирования на измерительную позицию.

  1.  Основание для разработки.

Задание на курсовое проектирование.

  1.  Разработчик:.
  2.  Изготовитель: –.
  3.  Цель и назначение разработки.

Целью разработки является совершенствование механизмов подачи объекта контроля на измерительную позицию, повышение на этой основе производительности контроля операций.

  1.  Требования назначения.

Габаритные размеры стола, а×b=100×300 мм.

Характер перемещения стола – поступательный.

  1.  Состав продукции.

Электродвигатель, редуктор, направляющие, стол.

  1.  Конструктивные требования.

Исполнение – горизонтальное.

Тип направляющих – скольжения, призматические.

Конструктивные особенности – гайка неподвижна.

  1.  Требования экономичного использования сырья, материалов, энергии:–
  2.  Требования стойкости к внешним воздействиям.

Перепад температур, повышенная влажность, антикарозионная стойкость.

  1.  Требования к надежности.

Требуемая долговечность 2*106 циклов.

  1.  Требования к технологичности.

Конструируемые детали и изделие в целом должны обеспечивать максимальную технологичность при изготовлении в единичном производстве.

  1.  Требования безопасности и охраны окружающей среды.

Закрытость токоведущих элементов.

  1.  Требования совместимости: –.
  2.  Требования к взаимозаменяемости и модификации: –.
  3.  Требования к эргономике.

Расположение пробки для заливки масла, сливной пробки должно быть доступно для замены и слива масла без использования дополнительных операций и демонтажа отдельных деталей привода.

Удобное расположение маслоуказателя.

Обеспечение возможности регулировки расположения.

  1.  Требования к патентной чистоте: –.
  2.  Требования к составным частям продукции и исходным материалам.

Двигатель – асинхронный.

Муфта – втулочно-пальцевая.

Масло – жидкое.

Смазка зубчатой передачи – жидкая.

Смазка передачи винт-гайка – пластичная.

  1.  Условия эксплуатации. Требования к техническому обслуживанию.

Большие перепады температур, повышенная влажность, возможны агрессивные среды, наличие вибрации.

  1.  Требования к маркировке и упаковке: –.
  2.  Требования к транспортируемому механизму.

Наличие элементов, обеспечивающих удобство транспортирования.

  1.  Требования к метрологическому обеспечению: –.
  2.  Дополнительные требования:–.
  3.  Экономические показатели: –.
  4.  Стадии и этапы разработки.
    1.  Разработка технического задания.
    2.  Разработка технического предложения.
    3.  Разработка эскизного проекта.
    4.  Разработка технического проекта.
    5.  Разработка рабочей документации.
  5.  Порядок контроля и приёмки.

 

 

 

 

 

 

Масса М, кг

Момент инерции J, кг*м2

 

Поз.

Наименование

Кол.

Примечание

 

 

 

 

1

Стол

1

Сталь 40 ГОСТ1050-74

2

Корпус

1

Ст 45 ГОСТ1050-74

3

Втулка соединительная

1

Ст 45 ГОСТ1050-74

4

Стакан

1

Ст 45 ГОСТ1050-74

5

Вал

1

Сталь 40Х ГОСТ4543-71 HB 600

6

Зубчатое колесо (шестерня), z=18, m=2,

 

 

 

8-7-8-D ГОСТ 1643-81

1

Сталь 40Х ГОСТ4543-71 HRC 45

7

Зубчатое колесо, z=40, m=2,

 

 

 

8-7-8-D ГОСТ 1643-81

1

Сталь 40Х ГОСТ4543-71 HRC 45

8

Шпонка b×h=5×5, l=63, H=7,3

1

Сталь 40 ГОСТ1050-74

9

Крышка

1

Сталь 20 ГОСТ1050-74

10

Стакан

1

Сталь 40 ГОСТ1050-74 HRC 35

11

Винт

1

Сталь 40ХА ГОСТ 14955-69

12

Гайка

1

БрАЖ 9-4 ГОСТ1628-72

13

Цилиндр

1

Ст 45 ГОСТ1050-74

14

Кронштейн

1

Сталь 20 ГОСТ1050-74

15

Каретка

1

Сталь 20 ГОСТ1050-74 HRC 25

16

Стержень

1

Сталь 20 ГОСТ1050-74

17

Направляющие

2

Сталь 20 ГОСТ1050-74 HRC 25

 

 

 

 

 

Стандартные:

 

 

 

Болт М4×12.8g ГОСТ 7805-76

4

 

 

Болт М5×20.8g ГОСТ 7805-76

16

 

 

Болт М5×35.8g ГОСТ 7805-76

4

 

 

Винт М4×8.8g ГОСТ 17475-80

6

 

 

Винт М4×20.8g ГОСТ 11738-84

4

 

 

Винт М5×20.8g ГОСТ 11738-84

4

 

 

Винт М6×20.8g ГОСТ 11738-84

6

 

 

Втулка 7051-4141 ГОСТ 18433-73

1

 

 

Гайка М10.8Н ГОСТ 5915-70

1

 

 

 

 

 

 

Поз.

Наименование

Кол.

Примечание

 

 

 

 

27

Двигатель АД 16-4/45 А1В ТУ 16513.436-78

Стол

1

 

28

Кнопка малогабаритная типа КМ ТУ 11-85

Корпус

2

 

29

Кольцо маслоотражательное ГОСТ 8752-79

Втулка соединительная

1

 

30

Кольцо пружинное упорное ГОСТ 13941-86

Стакан

1

 

31

Маслоуказатель жезловый

Вал

1

Ст 3 ГОСТ1050-74

32

Муфта втулочная ГОСТ 24246-80

Зубчатое колесо (шестерня), z=18, m=2,

 

 

33

Подшипник 201 ГОСТ 8338-75

8-7-8-D ГОСТ 1643-81

4

 

34

Пробка КГ 1/4” ГОСТ 12721-67

Зубчатое колесо, z=40, m=2,

 

 

35

Пробка сливная ГОСТ 12202-66

8-7-8-D ГОСТ 1643-81

1

 

36

Прокладка А-90 ГОСТ 15180-70

Шпонка b×h=5×5, l=63, H=7,3

1

 

37

Прокладка 60-65Г ГОСТ 13941-68

Крышка

3

 

38

Пружина ГОСТ 13766-68

Стакан

1

 

39

Шайба 4.01.05 ГОСТ 6402-70

Винт

8

 

40

Шайба 5.01.05 ГОСТ 6402-70

Гайка

20

 

41

Шайба 10.01.05 ГОСТ 6402-70

Цилиндр

1

 

42

Шпонка 4×4 ГОСТ 8788-68

Кронштейн

1

 

43

Штифт 2×16 ГОСТ 3129-70

Каретка

2

 

44

Штифт 4×20 ГОСТ 3129-70

Стержень

4

 

45

Штифт 5×20 ГОСТ 3129-70

Направляющие

10

 


В таблице ниже приведены обозначения четырехполюсных электродвигателей мощностей от 0,09 кВт до 15,0 кВт.

P1, кВт

Обозначение по стандарту IEC 72-1

Обозначение двигателя с выходным фланцем в каталоге

Диаметр
вала, мм

B5

B14

0,09

AIS56B4

0,09/4 – 120

0,09/4 – 80

9

0,12

AIS63A4

0,12/4 – 140

0,12/4 – 90

11

0,18

AIS63B4

0,18/4 – 140

0,18/4 – 90

11

0,25

AIS71A4

0,25/4 – 160

0,25/4 – 105

14

0,37

AIS71B4

0,37/4 – 160

0,37/4 – 105

14

0,55

AIS80A4

0,55/4 – 200

0,55/4 – 120

19

0,75

AIS80B4

0,75/4 – 200

0,75/4 – 120

19

1,1

AIS90S4

1,1/4 – 200

1,1/4 – 140

24

1,5

AIS90L4

1,5/4 – 200

1,5/4 – 140

24

2,2

AIS100LA4

2,2/4 – 250

––

28

3,0

AIS100LB4

3,0/4 – 250

––

28

4,0

AIS112M4

4,0/4 – 250

––

28

5,5

AIS132S4

5,5/4 – 300

––

38

7,5

AIS132M4

7,5/4 – 300

––

38

11,0

AIS160M4

11,0/4 – 350

––

42

15,0

AIS160L4

15,0/4 – 350

––

42

ВАРИАНТЫ  ЗАДАНИЙ

Двигатель

кВт

Об/мин

Винт-гайка с диаметром винта d,мм

Шаг P,мм

Время разгона стола Δt,с

Объем стола V, м3

Масса детали,кг

высота гайки НГ,мм

Длинна винта I,мм

Площадь направляющих, м2

Чертеж

1

AIS56B4

0,09

960

8

0,5

0,1

0,00014

0,2

5

80

0,0006

Направляющие

2

AIS63A4

0,12

2700

9

0,5

0,1

0,000158

0,3

6

85

0,0006

Передача винт-гайка

3

AIS63B4

0,18

1350

10

1

0,1

0,000158

0,4

7

86

0,0006

Зубчатое колесо на валу

4

AIS71A4

0,25

1500

11

1

0,1

0,000159

0,5

8

90

0,0007

Муфта втулочная ГОСТ 24246-80

5

AIS71B4

0,37

1500

12

1

0,1

0,00016

0,6

9

100

0,0008

Зубчатое колесо (шестерня) на валу

6

AIS80A4

0,55

1500

13

1

0,1

0,00018

0,7

10

120

0,0009

Направляющие

7

AIS80B4

0,75

1500

14

1,5

0,2

0,00019

0,8

10

160

0,001

Передача винт-гайка

8

AIS90S4

1,1

1500

15

1,5

0,2

0,0002

0,9

10

180

0,0011

Зубчатое колесо на валу

9

AIS90L4

1,5

1500

16

1,5

0,2

0,00022

1

11

200

0,0013

Муфта втулочная ГОСТ 24246-80

10

AIS100LA4

2,2

1500

17

2

0,2

0,0001592

1,2

11

220

0,0016

Зубчатое колесо (шестерня) на валу

11

AIS100LB4

3,0

1500

18

2

0,3

0,00025

2

11

260

0,002

Направляющие

12

AIS112M4

4,0

1500

19

3

0,3

0,0003

3

12

280

0,0025

Передача винт-гайка

13

AIS132S4

5,5

1500

20

3

0,3

0,00032

4

14

290

0,0028

Зубчатое колесо на валу

14

AIS132M4

7,5

1500

21

3

0,4

0,00035

6

16

300

0,0029

Муфта втулочная ГОСТ 24246-80

15

AIS160M4

11,0

1500

22

4

0,4

0,0004

8

21

305

0,003

Зубчатое колесо (шестерня) на валу

16

AIS160L4

15,0

1500

23

4

0,4

0,0006

10

23

310

0,0032

Направляющие

17

AIS160L4

16

960

24

4

0,4

0,0008

15

24

315

0,0034

Передача винт-гайка

18

AIS160L4

17

960

25

4

0,5

0,0010

18

25

316

0,004

Зубчатое колесо на валу

19

AIS160L4

18

960

26

4

0,5

0,0012

20

26

318

0,005

Муфта втулочная ГОСТ 24246-80

20

AIS160L4

19

960

27

4

0,5

0,0014

22

27

319

0,0055

Зубчатое колесо (шестерня) на валу

21

AIS160L4

20

960

28

4

0,6

0,0016

30

28

320

0,006

Направляющие


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

6487. Статья. Тема литературы в произведениях Александра Гениса 46.02 KB
  Тема литературы в произведениях Александра Гениса Александр Генис - советский журналист и писатель, в 1977 году эмигрировавший в США. В настоящее время живет в Нью-Джерси. В Нью-Йорке никто не ждал начинающего писателя (а Генису не было еще и 2...
6488. Хедлайны новостных материалов сетевой ленты slon.ru 32.48 KB
  Хедлайны новостных материалов сетевой ленты slon.ru В последние годы наблюдается тенденция стремительного развития интернет-коммуникации, которая вовлекает все большее число пользователей. Интернет-пространство, в котором информация быстро теряет ак...
6489. Использование темы глобальных катастроф в современной рекламе 32.38 KB
  Использование темы глобальных катастроф в современной рекламе Во второй половине ХХ столетия, цивилизация, достигнув не малых высот в различных сферах общественной жизни-науке, технике, культуре- столкнулась лицом к лицу, с казалось, бы с неразреши...
6490. Тема тюрьмы и воли в творчестве Игоря Гамаюнова (по материалам Литературной газеты) 51.98 KB
  Тема тюрьмы и воли в творчестве Игоря Гамаюнова (по материалам Литературной газеты) В содержании многих неспециализированных газет особое место занимают материалы, повествующие читателям о криминальных происшествиях, судебных разбирательствах, а так...
6491. Подиумная дискуссия: опыт проведения на примере подиумной дискуссии на тему Глобализация: добро или зло 32.67 KB
  Подиумная дискуссия: опыт проведения В рамках предмета Экологическая проблематика в СМИ помимо лекционных занятий, проводятся разные интерактивные формы работы со студентами, в том числе подиумные дискуссии. Данный формат предлагает выступление не...
6492. Климат: мы уже прошли точку невозврата 33.14 KB
  Климат: мы уже прошли точку невозврата Климат будет меняться. В следующие 10 лет нам следует резко поменять свои привычки: контролировать потребление ресурсов, ископаемых, скорее переходить на альтернативные источники энергии, а значит, мен...
6493. Разработка устройства, исключающего образование ползунов на поверхности катания колёс ВСНТ 141.5 KB
  Разработка устройства, исключающего образование ползунов на поверхности катания колёс ВСНТ Вся история развития железнодорожного транспорта связана со стремлением обеспечить максимальные скорости движения, минимальное время нахождения пассажиров и г...
6494. Автоматический стояночный тормоз исключающий самодвижение подвижного состава на станционных путях, перегонах и в пунктах его отстоя 137 KB
  Автоматический стояночный тормоз исключающий самодвижение подвижного состава на станционных путях, перегонах и в пунктах его отстоя. Известно, что при движении железнодорожного подвижного состава под действием силы тяги локомотива последняя расходуе...
6495. Индексный метод в статистических задачах 93.5 KB
  Индексный метод в статистических задачах Цель работы: научиться выполнять расчеты индексов переменного, постоянного состава и структурных сдвигов, расчет индексов с использованием формул взаимосвязи индексов...