125284 (690420), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

Рисунок 16 - Размеры подшипника 1 000 092

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 (n_вых'). Для приборных зубчатых редукторов ресурс работы подшипников устанавливаеться в пределах 1000-10000 ч.

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

(26)

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

К_Т - коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника (К_Т = 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).

F_r - радиальная нагрузка;

F_a - осевая нагрузка

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

(27)

(28)

Где R_A, R_B, R_A, R_B - реакции опор в обоих подшипниках одного вала, разложенные по осям. 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

Н

Н

Поскольку , то

F_r = F_r1 = 21.34 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 d_ш выбирается из ряда стандартных размеров при учете соотношения (10) и проверяются условия прочности на срез и на смятие

Диаметр штифта d_ш=1.6 мм, длина штифта l= 8мм ГОСТ 3128-70.

7.1.2 Расчёт на срез

(29)

где М - крутящий момент на валу;

d_в - 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 :

1. 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 d_ш и d_к –диаметр шестерни и колеса соответственно, мм.

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

2. 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.

1. 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.

1. 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

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

Таблица 8 – Результаты расчетов определения погрешностей зубчатых передач

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

Заключение

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

Характеристики

Список файлов курсовой работы