Стол однокоординатный горизонтальный

Содержание

Введение. 4

1.Анализ существующих конструкций. 5

2. Описание конструкции и принципа действия устройства. 21

3. Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции. 22

Список использованных источников. 31

Введение

Механизмы перемещения служат для перемещения грузов определенной массой на некоторое заранее заданное расстояние. Такие механизмы используются в измерительных приборах. На каретках данных механизмов устанавливаются установочные элементы, с помощью которых происходит базирование измеряемых деталей.

Основной задачей этих механизмов является перемещение кареток с заданной точности в координатных плоскостях.

Целью данной курсовой работы является проектирование механизма перемещения, по данным технического задания.

1.Анализ существующих конструкций

1.1 Исполнительный механизм электронной системы регулирования частоты вращения дизеля

Рис 1.1.1 - Исполнительный механизм электронной системы регулирования частоты вращения дизеля

Рис 1.1.2 - Исполнительный механизм электронной системы регулирования частоты вращения дизеля

Устройство состоит из следующих элементов. Корпус 1 электромагнитного исполнительного органа помещен в развал V-образного ТНВД 2 и жестко закреплен на его крышке 3. На выходной вал 4 электромагнитного исполнительного органа с одной стороны установлен бесконтактный датчик 5 его положения, электрически связанный с электронным блоком управления ЭБУ, двуплечий рычаг 6 реек 7 ТНВД 2. На кулачковом валу 8 ТНВД 2 жестко установлено зубчатое колесо 9 датчика 10 частоты вращения, электрически связанного с электронным блоком управления ЭБУ; возвратная пружина 11 исполнительного органа одним концом соединена с двуплечим рычагом 6, а другим с корпусом ТНВД 2.

Устройство работает следующим образом. Электронный блок управления ЭБУ на основании информации с датчиков 5 и 10 вырабатывает управляющий сигнал для привода в действие электромагнитного исполнительного органа 1. В результате поворота выходного вала 4 двуплечий рычаг 6 поворачивается совместно с ним, причем при повороте по часовой стрелке он перемещает рейки 7 на увеличение подачи топлива, а при повороте против часовой стрелки - на уменьшение. Гарантированное отключение подачи топлива при выключении из работы исполнительного механизма электронной системы регулирования частоты вращения дизеля осуществляется посредством возвратной пружины 11.

Экономический эффект от внедрения исполнительного механизма следует ожидать от улучшения качества работы дизеля на переходных процессах, обеспечивающего уменьшение путевого расхода топлива и вредных выбросов в атмосферу.

1.2 Способ регулирования углового взаимоположения ведущего и ведомого валов и устройство для его осуществления

Рис 1.2.1 - Способ регулирования углового взаимоположения ведущего и ведомого валов и устройство для его осуществления

Рис 1.2.2 - Способ регулирования углового взаимоположения ведущего и ведомого валов и устройство для его осуществления

Рис 1.2.3 - Способ регулирования углового взаимоположения ведущего и ведомого валов и устройство для его осуществления

Рис 1.2.4 - Способ регулирования углового взаимоположения ведущего и ведомого валов и устройство для его осуществления

Рис 1.2.5 - Способ регулирования углового взаимоположения ведущего и ведомого валов и устройство для его осуществления

Рис 1.2.6 - Способ регулирования углового взаимоположения ведущего и ведомого валов и устройство для его осуществления

Рис 1.2.7 - Способ регулирования углового взаимоположения ведущего и ведомого валов и устройство для его осуществления

Рис 1.2.8 - Способ регулирования углового взаимоположения ведущего и ведомого валов и устройство для его осуществления

Автоматическая муфта опережения впрыскивания топлива 1 (рис.1.2.1 и 1.2.2) содержит ведущую полумуфту 2, своими пальцами 3 контактирующая с ползунами 4, установленными с возможностью перемещения в тангенциальных расточках 5 грузов 6, надетых на оси 7 с возможностью углового разворота, ограниченного упором в корпус 8, жестко связанный с ведомой полумуфтой 9 винтами 10 через оси 7. Пружины 11 помещены в радиальные расточки 12 грузов 6, а противоположные концы пружин 11 через закрывающие их стаканы 13 упираются в корпус 8, внутренняя полость 14 которого заполнена жидкой смазкой, занимающей более половины свободного объема, герметизированного кольцом 15 и двумя манжетами 16 и 17. Ведущая полумуфта 2 имеет на наружной части выступы 18, а ведомая полумуфта 9 имеет на торце конусное осевое отверстие 19, в которое входит конец кулачкового вала 20, а также расточку 21, в которую выходят свободные концы плунжеров 22 (фиг.1 и 4) насосных узлов 23, включающих в себя также пружины 24, всасывающие 25 и нагнетательные 26 клапаны. Внутренняя полость 14 (фиг. 1, 2 и 4) через седла 27 всасывающих клапанов 25 соединяется с отверстиями 28 в ведомой полумуфте 9 и далее каналами 29 (фиг.4) с радиальными расточками 30 (направляющими плунжеров 22), образующими надплунжерные пространства насосных узлов, связанные каналами 31 с кольцевыми канавками 32 в расточках 33 (фиг.1) под оси 7 в ведомой полумуфте 9. Нагнетательные клапаны 26 питаются от канавки 32 через отверстия 34 и 35 в осях 7, центральные отверстия которых образуют контур низкого давления, объединенный каналами 36 и кольцевой канавкой 37 в ведомой полумуфте. Внутренние полости нагнетательных клапанов 26 через каналы 38, кольцевые выточки на осях 39 и тангенциальные каналы 40 (фиг.2) связаны с радиальными расточками 12, а с другой через дроссели 41 с калиброванными отверстиями 42, связанными с внутренним свободным объемом корпуса муфты 8. Уплотнение зазора ось-груз, находящегося под низким давлением, осуществляется уплотнительными кольцами 43 (фиг.1) в канавках оси 44 и 45. На заднем торце ведомой полумуфты 9 выполнено окно 46, закрытое немагнитной крышкой 47 (фиг.4), в котором размещен магнитный флажок 48 с торцом, выходящим в сторону крышки 47. Флажок 48 своей отогнутой частью размещен в тангенциальной канавке 49 и жестко соединен с грузом 6. На фиг.4 показаны предельные положения торца флажка 48 при минимальной и максимальной скоростях вращения, составляющие между собой угол разворота груза amax

 Свободные концы плунжеров 22 (поджимаемых пружинами 24) выходят в центральную расточку 21 в ведомой полумуфте 9 (фиг.1 и 4) и находятся в постоянном контакте с поверхностью (образующей) эксцентрика 50, через подшипник 51, напрессованный на шейку 52 каретки 53 (фиг.5, 6 и 7), имеющей возможность перемещения в направляющих 54, выполненных в подшипниковой крышке 55 топливного насоса высокого давления (ТНВД) 56. На корпусе ТНВД на расстоянии r от оси вала 20 установлен бесконтактный датчик Холла 57, который ориентирован на магнитный флажок 48, расстояние до которого больше толщины крышки 47 на величину воздушного зазора  (фиг.3). Винт 58 узла привода каретки 59 (фиг. 5) закреплен с возможностью вращения в отверстии 60 (фиг. 7) на приливе подшипниковой крышки 55 (фиг.5) посредством втулки 61 и шплинта 62, а свободным концом входит в резьбовое отверстие 63 в приливе каретки 53. Винт 58 приводится червячной парой и реверсивным электродвигателем постоянного тока (схематично показаны на фиг.8).

 Структурная схема системы автоматического регулирования (САР) (фиг.8) включает в себя АМОВТ 1, на первый вход которой поступает управляющее воздействие угловая скорость w Первым выходом муфта 1 связана с ТНВД 56, а вторым выходом с датчиком Холла 57. Выход ТНВД 56 через датчик подачи 64 включен на первый вход процессора 65, на второй вход которого включен выход датчика угла опережения впрыскивания Холла 57, а на третий вход -выход программного задатчика 66. Выход процессора 65 через реверсивный электродвигатель 67 и червячную пару (редуктор) 68, винт 58, узел привода каретки 59 подключен на второй вход АМОВТ 1. Дополнительный вход винта 58 позволяет осуществлять ручное регулирование положения узла привода каретки 59. Выход датчика Холла 57 дополнительно связан с входом устройства индикации 69.

 Устройство работает следующим образом.

 При вращении ведущей полумуфты 2 за выступы 18 крутящий момент передается через пальцы 3, ползуны 4 на грузы 6, приводимые в действие центробежной силой и работающие как рычаги второго рода; при этом большее плечо образовано хордой от оси 7 до центра масс груза, а меньшее от оси 7 до пальца 3 (фиг. 2). Пальцы 3 воспринимают усилия, обусловленные величиной крутящего момента, передаваемого муфтой (АМОВТ) 1 через центробежные механизмы и ведомую полумуфту 9 на кулачковый вал ТНВД 20. При угловых скоростях, меньших начальной wo центробежные силы, развиваемые вращающимися грузами, не могут преодолеть восстанавливающих сил пружин 11, и угол разворота грузов o и пропорциональный ему угол разворота полумуфт o равны нулю. Если скорость вращения муфты превысит начальную (1-o) то центробежные силы преодолеют усилия предзатяжки пружин 11 и обеспечат соответствующий взаимный угловой разворот полумуфт 1 Необходимость передавать значительный крутящий момент обуславливает повышенную жесткость конструкции АМОВТ, реализуемую за счет стягивания ведомой полумуфты 9 и корпуса 8 винтами 10 (фиг.1) через оси 7.

 При вращении муфты наряду с центробежными механизмами работают гидромеханические преобразователи насосные узлы 23 (в нашем варианте их два), непрерывно прокачивающие жидкую смазку в замкнутом контуре низкого давления со сливом через дроссели 41 с калиброванными отверстиями 42 во внутреннюю полость муфты 14. Насосные узлы 23 поочередно всасывают жидкую смазку через открытый клапан 25 а надплунжерное пространство во время движения плунжеров 22 под действием пружин 24 при обкате головок плунжеров вокруг эксцентрика 50 (фиг. 4), эксцентриситет которого регулируется узлом привода каретки 59 при вращении регулировочного винта 58 (фиг.5).

 В начальный период нагнетательного хода плунжера 22 всасывающий клапан 25 (фиг. 1) закрывается и смазка из надплунжерного пространства нагнетается через клапан 26 и систему подводящих каналов в радиальную расточку груза 12 под стакан 13 (фиг.2), работающий как поршень серводвигателя, под действием нагнетаемой смазки отжимающего груз к оси вращения муфты, т.е. развивающий усилие, суммирующееся с усилием пружины 11. При этом пульсация в контуре низкого давления снижается за счет гидравлической связи внутренних полостей нагнетательных клапанов 26 каналами 36 (фиг.1) и кольцевой канавкой 37, образуя замкнутый контур избыточного давления. Если начальный эксцентриситет равен нулю, то движения плунжеров нет, давление прокачки равно нулю и АМОВТ работает как обычная центробежная муфта с гидродемпферами в расточках грузов. При увеличении эксцентриситета ход плунжеров 22 (равный удвоенному эксцентриситету) также увеличивается и давление прокачка повышается, так как производительность насосного узла увеличивается, а проходные сечения дросселей 42 (фиг. 2) постоянны. Для контроля текущего значения угла разворота полумуфт служит бесконтактный датчик Холла 57, формирующий широтно-импульсный сигнал, пропорциональный углу разворота. Этот сигнал может использоваться для визуального контроля угла разворота, например из кабины транспортного средства при наличии устройства индикации 69, и (или) входить в состав следящей системы автоматического регулирования (САР), один из возможных вариантов которой приведен на фиг.8.

 Угловая скорость  воздействуя на центробежные преобразователи АМОВТ 1, вызывает изменение углового взаимоположения полумуфт и через кулачковый вал 20 воздействует на ТНВД 56 с углом опережения q Процессор 65 в соответствии с кодами программного задатчика 66 Z3, датчика подачи топлива 64 Z2, текущего значения от датчика Холла 57 Z1 вырабатывает управляющий сигнал в виде импульса постоянного напряжения U соответствующей полярности и длительности t от которого приводится реверсивный электродвигатель 67, через червячный редуктор 68 поворачивающий на угол v винт регулировки 58 привода каретки 59. Таким образом, производительность гидромеханических преобразователей 23 внутри АМОВТ 1 изменяется и текущее значение угла разворота корректируется в зависимости от двух и более параметров. Данная САР в качестве контура регулирования угла опережения впрыскивания q может входить в систему более высокого уровня, включающую в себя микропроцессорный бортовой комплекс, осуществляющий комплексное регулирование режимами ДВС.

 Описанной устройство и взаимодействие его узлов, деталей и систем в динамике обеспечивает заявляемый способ регулирования углового взаимоположения ведущего и ведомого валов, исходя из уравнения: A2= E+PvarS из которого следует, что восстанавливающая сила пружины E может быть дополнена гидросоставляющей PvarS с применением гидромеханических преобразователей и за счет этого уменьшить преднатяг пружин грузов при сохранении заданного передаваемого номинала крутящего момента.

 Кроме описанного варианта устройства, возможен вариант, отличающийся, например тем, что гидромеханические преобразователи могут быть размещены внутри серводвигателей грузов муфты (на чертеже не показан).

 В другом варианте при образующей с постоянным эксцентриситетом изменять давление в серводвигателе можно, например путем затяжки пружин его клапанов при помощи бесконтактного индукционного тормоза, питаемого постоянным током, изменяемым по величине системой принудительной коррекции взаимоположения полумуфт (на чертеже не показан). Быстродействие САР в этом случае будет более высоким, т. к. инерционность индукционного тормоза значительно ниже, чем у исполнительного механизма по первому, подробно описанному варианту.

 Возможен вариант, когда контактная поверхность образующей отличается от окружности (с эксцентриситетом), т.е. может задавать любой другой необходимый закон движения плунжеров гидромеханических преобразователей.

 Применение предлагаемого способа и описанных устройств для его осуществления, например для рядных ТНВД с золотниковой дозировкой впрыскивания топлива в цилиндры дизельных двигателей, имеющих тенденцию к росту цилиндровой мощности при снижении токсичности отработавших газов, позволит создавать более экономичную и экологически более частую автомобильную и тракторную технику, поскольку позволяет регулировать с помощью электроники процессы сгорания топлива по нескольким параметрам, повысив при этом степень надежности работы центробежной муфты путем принудительной смазки всех зазоров и сочленений ее механизма.

1.3 Исполнительный механизм рулевого привода

Рис 1.3.1 - Исполнительный механизм рулевого привода

Рис 1.3.2 - Исполнительный механизм рулевого привода

Исполнительный механизм рулевого привода состоит из корпуса, выходного вала 1, электродвигателя 2, датчика положения 3 и трехступенчатого редуктора.

На валу электродвигателя 2 закреплена коническая шестерня 4 первой ступени редуктора, находящаяся в зацеплении с коническим зубчатым колесом 5, неподвижно закрепленным на волнообразователе 6 волновой передачи второй ступени. Колеса конической пары 4 и 5 выполнены с разным числом зубьев.

Волновая передача второй ступени редуктора выполнена по одноволновой схеме, состоит из волнообразователя 6, волновой муфты, выполненной в виде кольца-сепаратора 7, гибкого колеса, выполненного в виде цепочки тел качения (шариков) 8, и жесткого колеса 9 второй ступени редуктора.

Волнообразователь 6, кольцо-сепаратор 7 и жесткое колесо 9 второй ступени редуктора представляют собой стальные кольца, причем у волнообразователя 6 на пересечении внутренней цилиндрической и обращенной к жесткому колесу 9 торцевой поверхностей имеется замкнутая косая канавка, а жесткое колесо 9 на пересечении обращенной к волнообразователю 6 торцевой и внутренней цилиндрической поверхностей имеет профилированные выемки в форме эпициклоиды с числом периодов, равным передаточному числу второй ступени редуктора. Внутренний диаметр волнообразователя 6 совпадает с внутренним диаметром жесткого колеса 9. Кольцо-сепаратор 7 на внешней цилиндрической поверхности имеет канавки в количестве, равном числу шариков 8. Количество шариков 8 на единицу меньше передаточного числа второй ступени.

Волновая передача третьей ступени редуктора выполнена по одноволновой схеме, состоит из волнообразователя, которым является жесткое колесо 9 второй ступени, волновой муфты, выполненной в виде кольца-сепаратора 10, гибкого колеса, выполненного в виде цепочки тел качения (шариков) 11, и жесткого колеса, которым является диск выходного вала 1.

Жесткое колесо 9 второй ступени редуктора является также волнообразователем третьей ступени редуктора, для чего на пересечении внешней цилиндрической и обращенной к выходному валу 1 торцевой поверхностей имеет замкнутую косую канавку. Диаметр диска выходного вала 1 совпадает с внешним диаметром жесткого колеса 9. На пересечении цилиндрической и обращенной к редуктору торцевой поверхностей диска выходного вала 1 выполнены профилированные выемки в форме эпициклоиды с числом периодов, равным передаточному числу третьей ступени редуктора, что позволяет диску выходного вала 1 являться жестким колесом третьей ступени редуктора. Кольцо-сепаратор 10 выполнен в виде кольца и имеет на внутренней цилиндрической поверхности канавки в количестве, равном числу шариков 11. Количество шариков 11 на единицу меньше передаточного числа третьей ступени.

 Корпус привода состоит из крышки 12, сопряженной центрирующими поверхностями с кольцом-сепаратором 10 третьей ступени и с кольцом-сепаратором 7 второй ступени редуктора и крепящейся к ним винтами. Таким образом, кольца-сепараторы 7 второй и 10 третьей ступеней редуктора являются неподвижными частями рулевого привода, кроме того, кольцо-сепаратор 10 является частью корпуса, а к кольцу-сепаратору 7 крепится корпус датчика положения 3. Вал датчика 3 положения рулевой поверхности соединен непосредственно с выходным валом 1.

Перпендикулярно к оси крышки 12 на угольнике 13 крепится электродвигатель 2. Для замыкания размерных цепей выходного вала 1 и волнообразователя 6 к кольцам-сепараторам соответственно третьей и второй ступеней редуктора закреплены соответственно удерживающие бронзовые кольца 14 и 15, имеющие профилированный выступ, контактирующий у кольца 15 с наружной торцевой поверхностью волнообразователя первой ступени, у кольца 14 с наружной торцевой поверхностью диска выходного вала 1.

Зубчатое колесо 5 конической пары, волнообразователь 6, жесткое колесо 9 второй ступени, выходной вал 1 и датчик положения 3 расположены соосно. Кроме того, кольцо-сепаратор 10 и шарики 11 третьей ступени редуктора вместе с бронзовыми кольцами 14 и 15 выполняет функцию опорного устройства выходного вала 1.

Рулевой привод работает следующим образом.

При подаче управляющего сигнала на электрический двигатель 2 его вал начинает вращаться и передает крутящий момент через коническую пару 4-5 на волнообразователь 6 волновой передачи второй ступени редуктора, угловая скорость которого меньше угловой скорости вала электродвигателя 2 в величину, равную передаточному числу первой ступени редуктора. Волнообразователь 6 передает движение на шарики 8. Шарики 8 перемещаются вдоль лунок кольца-сепаратора 7 и контактируют с профилированными выемками жесткого колеса 9 так, что половина шариков 8 всегда находится в зацеплении с жестким колесом 9 и передают на него вращение. Угловая скорость жесткого колеса 9 меньше угловой скорости волнообразователя 6 в величину, равную передаточному числу второй ступени редуктора. Жесткое колесо 9, вращаясь, воздействует замкнутой косой канавкой на шарики 11, заставляет их перемещаться вдоль лунок кольца-сепаратора 10. Шарики 11, перемещаясь, воздействуют на профилированные выемки диска выходного вала 1, передавая ему вращение. Угловая скорость выходного вала 1 меньше угловой скорости жесткого колеса 9 в величину, равную передаточному числу третьей ступени редуктора. Выходной вал 1 поворачивается и передает вращение на датчик положения 3, который выдает сигнал, пропорциональный углу поворота выходного вала 1.

По сравнению с прототипом предлагаемое изобретение имеет меньшие массу и габариты за счет выполнения второй ступени в виде волновой передачи и соосного расположения зубчатого колеса первой ступени редуктора, второй и третьей ступеней редуктора и датчика положения и использования меньшего числа колес и подшипников, увеличенную точность канала обратной связи за счет применения жесткой связи датчика положения с рулевой поверхностью и больший кпд за счет замены трения скольжения в зубчатом зацеплении волновой передачи прототипа на трение качения.

2. Описание конструкции и принципа действия устройства

Механизм (см. чертеж общего вида) состоит из пластины 50 на которой установлены корпус редуктора 51, опорные кронштейны 64 и кронштейны 65, на которых установлены микропереключатели 23. На опорных кронштейнах 64 установлены планки направляющие 63, по которым перемещаются направляющие 61, на которых базируется столик 62. Перемещение столику 62 передается через кронштейн 70 и гайку 69 от винта 55, базирующемуся в подшипниках качения, установленных в корпусе 51 редуктора. На винте 55 установлено червячное колесо 59, которое кинематически сопрягается с валом- червяком 58, установленном в подшипниках качения, размещенных в стаканах 57 корпуса 51 редуктора. Вал 58 связан через муфту 24 с выходным валом электродвигателя 13.

Механизм работает следующим образом.

Включается электродвигатель 10, при этом вращение через муфту 24 передается валу 58, который вращает червячное колесо 59. При вращении колеса 59 поворачивается винт 55 и происходит перемещение гайки 69  кронштейном 70. Так как кронштейн 70 закреплен на столе 62, происходит его перемещение по направляющим 61,63.

Диапазон перемещения столика 62 ограничивается наличием микропереключателей 23, при нажатии на которые происходит включение реверса электродвигателя 10 и столик 62 меняет направление движения.

3. Расчеты, подтверждающие работоспособность конструкции

3.1 Выбор электродвигателя

Определяем КПД привода:

Значение КПД

червячная передача  

муфта    

подшипники качения      

Требуемая мощность электродвигателя рассчитывается по формуле:

где   – сила сопротивления;

   –скорость перемещения стола

Определяем частоту вращения винта в передаче винт гайка по формуле:

Выбираем асинхронный электродвигатель 4AAМ60012     n=3000 об/мин

3.2 Расчет червячной передачи

Делительный диаметр червяка (т.е диаметр такого цилиндра червяка, на

По ГОСТ 21354-87 определяем модуль зуба:

   вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач .

 число зубьев первого колеса

 – момент сопротивления

коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки венца, принимаем по ГОСТ 21354-87,

 коэффициент, учитывающий форму зуба и неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимаем по ГОСТ 21354-87,

 допускаемое изгибное напряжение, определяем по формуле:

 базовый предел выносливости зубьев, принимаем по ГОСТ 21354-87, .

коэффициент долговечности, принимаем по ГОСТ 21354-87,  4.

Выбираем модуль зубьев в соответствии со стандартным рядом модулей (ГОСТ 9563-60 СТ СЭВ 310-76) из 1-го ряда предпочтительности m=1 мм

котором толщина витка равна  ширине впадины ):

 где - число модулей в делительном диаметре червяка, или коэффициент диаметра червяка, модуль червяка.

Делительный угол подъёма линии витка:

где  число витков червяка

Диаметр вершин витков:

Диаметр впадин витков:

Длина нарезанной части  червяка:

Примем мм

Основные геометрические размеры венца червячного колеса.

Делительный диаметр:

где число зубьев колеса

Диаметр вершин зубьев:

где коэффициент смещения инструмента.

Диаметр впадин зубьев:

Наибольший диаметр червячного колеса:

Межосевое расстояние передачи:

3.3 Расчет вала по эквивалентному моменту

Силы, действующие на вал  при параметрах двигателя

Горизонтальная плоскость

Реакции опор

Изгибающие моменты

Вертикальная плоскость

Реакции опор

Суммарные моменты

Эквивалентные моменты

Рис 3.3.1 – Схема расчета

Проверка вала на прочность по эквивалентному моменту.

В проверочном расчёте рассчитывается требуемый диаметр вала

Условие прочности [3]

где   диаметр вала;

 расчётный диаметр:

где   эквивалентный момент;

 допускаемые напряжения изгиба:

3.4 Расчет подшипника

требуемая долговечность работы подшипника

L = 18250 часов;

крутящий момент T₁ =0,053 Н·м,

Рассчитаем эквивалентную нагрузку Р:

,

где   x – коэффициент радиальной нагрузки;

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

  F_r – радиальная нагрузка на подшипник, Н;

  y – коэффициент осевой нагрузки;

  F_a – осевая нагрузка на подшипник с учетом осевой составляющей от действия радиальной нагрузки, Н;

  k_т – коэффициент, учитывающий температуру подшипника (при t < 100 ?C k_т = 1);

  k_? – коэффициент безопасности (при нагрузке с легкими толчками и кратковременными перегрузками до 125 % номинальной нагрузки k_? = 1,1).

Горизонтальная плоскость

Реакции опор

Вертикальная плоскость

Реакции опор

В свою очередь:

 Н;

 Н.

Например, рассчитаем осевую составляющую для более нагруженной опоры:

 Н,

где   e = 0,56 – вспомогательный коэффициент (x = 0,44; y = 0,00).

Таким образом, имеем:

– эквивалентная динамическая нагрузка

 Н;

– динамическая грузоподъемность С = 3480 Н (табличное значение по каталогу для подшипника 36201);

ч;

Можно сделать следующий вывод: срок службы подшипников достаточен.

3.5 Выбор муфты

Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и величине расчетного крутящего момента на данном валу:

где   k – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (k = 1,15…1,3);

  T_ном – номинальный крутящий момент, Н·м;

  [T] – предельный крутящий момент, Н·м.

Если соосность валов в процессе монтажа и эксплуатации строго выдерживается (например, двигатель крепится к корпусу стаканом, имеющим центрирующие выступы), то допустимо устанавливать жесткие муфты.

Для жесткой муфты на ведущем валу.

По крутящему моменту выбираем жесткую пальцевую муфту 7009-0984 ГОСТ 13091-98

3.6 Расчёт шпоночного соединения

Для передачи моментов используются призматические шпонки соответствующие ГОСТ 23360 – 78.

Расчёт шпонки на смятие

где диаметр вала;

момент на валу;

глубина  шпоночного паза;

 приведеная длина шпонки;

 предел прочности на смятие при стальной ступице 110-190 МПа.

Момент на валу:  Диаметр вала: , параметры шпонки ( ): ,

Расчётное напряжение меньше допустимого, шпонка выдержит расчётную нагрузку.

3.9 Расчет винта

Диаметр винта определим по формуле:

Примем диаметр винта равный 8 мм.

Высота гайки будет равна

где - коэффициент значения высоты гайки

Расчет на прочность

где - площадь сечения, s – винта,  – КПД

Условие выполняется

Расчет на устойчивость

Момент инерции

Запас устойчивости

[ ]= 3…4

Условие выполняется

Допустимое давление в резьбе для пар трения закаленная сталь по бронзе:

[p] = 12…13 МПа.

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

 МПа,

где   F_a – осевая нагрузка на передачу, Н;

  d₂ – средний диаметр резьбы, м;

 мм – рабочая высота профиля;

 – число витков резьбы в гайке (Н_г – высота гайки, Р – ход резьбы).

Список использованных источников

1. Электронный ресурс. Федеральная служба по интеллектуальной собственности Режим доступа ttp://www1.fips.ru/wps/wcm/connect/content_ru/ru/news/  Язык ввода: английский, русский

2. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» В 3-х томах. Том 1 - 9-е изд., перераб. и доп. / Под ред. И. Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2006. - 928 с.: ил.

3. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» В 3-х томах. Том 2 - 9-е изд., перераб. и доп. / Под ред. И. Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2006. - 761 с.: ил.

4. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» В 3-х томах. Том 3 - 9-е изд., перераб. и доп. / Под ред. И. Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2006. - 831 с.: ил.