Расчёты привода приборного устройства

Расчёты привода приборного устройства

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 120мм (d_к=0,12м).

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

_тяги=G+F_с.к,    (1,1)

где G-вес тележки, G=m^.g

Определим силу сопротивления качению [1.формула 5]

_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.

Рис. 1 - схема привода тележки

-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:

_кол=30мин^-1.

Отсюда: _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

.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 σ_в1= 660 МПа, предел текучести σ_т1 = 340 МПа);

для колеса: нормализация НВ₂ = 190(предел прочности σ_в2 = 660 МПа, предел текучести σ_т2 = 340МПа);

.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения:

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

_Hlim1(2)=f(HB)    (2.1)

_Hlim1=21^.10⁶N_Hlim2=16,5^.10⁶

Эквивалентное число циклов[3,стр.42]

_не1(2)=60.n₁₍₂₎^.L^.C,   (2.2)

где С-число зацеплений за один оборот С=1срок службы- частота вращения

₁=, n₂=

_не1=60^.300^.8800^.1=1,58^.10⁸об,_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)

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.

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

,   (2,10)

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

ψ_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.

.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]:

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.

.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.

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

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

   (3,2)

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

.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 = 13,3мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник 20мм.

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

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

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

Принимаем диаметр вала под ступицу d = 25мм.

С одной стороны ступицы (со стороны консольного участка вала) между ступицей и подшипником вал выполняют диаметром d = 30мм, 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 = 20мм (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 20мм (страница 65 [3]).

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

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

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

соответствовать ряду внутренних диаметров уплотнений таблица 8.1.1 [3].

Принимаем диметр вала под уплотнение d = 18мм.

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

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

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

Принимаем диаметр выходного конца вала d = 16мм.

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 20мм [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 28мм.

Найдем расчетную длину призматической шпонки под зубчатое колесо:

Найдем расчетную длину:

Действительная длина шпонки:

Принимаем 32мм.

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:

) до боковой поверхности вращающей части

) до боковой поверхности подшипников

радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:

) до внутренней поверхности стенки редуктора

) 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

.1 Силы нагружающие валы от цилиндрической передачи

Рисунок 2. - Схема цилиндрической передачи

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

Рисунок 4. - Расчётные схемы вала 2

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).

) 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).

) 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).

.2 Проектный расчёт вала

Исходные данные: 1) расстояние между опорами вала: L = 54мм; 2) длина консольного участка вала: L₁=45мм; 3) координаты пункта приложения сил: L₃=27мм; 4) размеры зубчатого колеса: d₂ = 112мм; 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.

Рисунок 5. - Расчётная схема вала в плоскости XOZ

Рисунок 6. - Расчётная схема вала в плоскости YOZ

.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).

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).

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.

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).

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).

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 [σ_и] = σ_-1и / S_зап,

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

Найдём [σ_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 ÷ 15мм 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.

.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]:= 20мм, D = 47мм, В = 14мм, С =21кН, С₀ =13кН;

где С -динамическая грузоподъёмность подшипника, кН;

С₀-статическая грузоподъёмность подшипника, кН;наружный диаметр подшипника, мм;

В- ширина подшипника, мм;внутренний диаметр подшипника, мм.

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

_r = (X · V · F_r + Y· F_a) · K_s · K_T,                            (7,1)

где F_r = 36,61Н - радиальная нагрузка; F_a = 28,84Н - осевая нагрузка;,X - коэффициенты осевой и радиальной нагрузок, принимаем по таблице 16.5 [4]: = 1; Y = 0;- коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V = 1;_s - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки. По таблице 16.3 [4] принимаем K_s = 1,3;_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]:

= а₁ ∙ а₂ ∙ (C / P)^p;                                                 (7,2)

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:= 1∙0.7∙(21∙10³/(0.5∙21))³ = 56 ∙ 10⁸ оборотов.

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

_hE = K_HE·L_hå,                                                                                      (7,4)

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

Тогда:_hE = 0,25·1.2∙10¹² = 0,3∙10¹² часов.

Определяем подшипник по статической грузоподъёмности:

По формуле 16.33 [4] 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:₀ = 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 17472-85, 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.

Список литературы

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.

)        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.

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

)        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.