Привод стола контрольно-измерительного прибора

Размещено на http://www.allbest.ru

Белорусский Национальный Технический Университет

Приборостроительный факультет

Кафедра «Стандартизация, метрология и информационные системы»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Детали приборов»

Тема: Привод стола контрольно-измерительного прибора

Исполнитель: студент третьего курса, группы 113519

Михайловский Василий Александрович

Руководитель проекта: доцент

Лысенко Виктор Григорьевич

Минск 2011



Содержание

1. Описание объекта проектирования

2. Расчёты, подтверждающие работоспособность конструкции

2.1 Кинематический расчёт

2.2 Силовой расчёт передачи

2.3 Расчёты, подтверждающие работоспособность цилиндрической зубчатой передачи

2.4 Расчёт передачи винт-гайка

2.5 Расчёт валов

2.6 Расчёт шпоночных соединений

2.7 Расчёт работоспособности подшипников качения

2.8 Расчёт направляющих скольжения

Список литературы

Приложения

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 и т.д. В корпусе размещают также контрольные выключатели.

Редуктор проектируют для привода определённой машины по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Корпус выполняют сборным. Валы монтируются на подшипниках качения.

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

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

Привод стола контрольно-измерительного прибора предназначен для преобразования электрической энергии, подаваемой на двигатель, в механическую.

Крутящий момент двигателя (поз.1) через муфту (поз.26 ) передаётся на ведущий вал (поз. 51). Этот вал передаёт с помощью шпоночного соединения крутящий момент зубчатому колесу (поз. 34). Оно, в свою очередь, передаёт крутящий момент на другое зубчатое колесо (поз. 35) и с помощью шпоночного соединения передаёт крутящий момент ведомому валу (поз. 45).

За счет передачи винт (поз.45) - гайка (поз. 38) осуществляется преобразование вращательного движения в поступательное. Поступательное движение передается столу (поз. 41). Возвращение стола осуществляется за счет реверсного хода.

Сборка и демонтаж соединений проводится в соответствии с чертежом.

Во избежание травм при эксплуатации привода следует строго соблюдать технику безопасности.

двигатель вал зубчатый



2. Расчёты, подтверждающие работоспособность конструкции

2.1 Кинематический расчёт

В ходе проектирования был выбран асинхронный трехфазный двигатель серии 4ААМ 50В4 с мощностью Р=90 Вт, n=1370 об/мин.

Проанализируем кинематическую схему механизма.

Зубчатая передача имеет передаточное отношение:

где Z1, Z2 - число зубьев шестерни и колеса.

Угловая скорость вращения вала двигателя:

где n1 - число оборотов, об/мин.

Угловая скорость вращения винта:

где - угловая скорость вращения вала двигателя,

- передаточное отношение пары зубчатых колес.

Частота вращения винта:

Скорость стола:

где p - шаг резьбы, мм.

Требуемая скорость перемещения стола в установившемся режиме: v=30 мм/с.

Кинематическая погрешность:

2.2 Силовой расчёт механизма

Двигатель 4ААМ 50В4 ТУ 16-513.769-81 -- асинхронный двигатель серии 4A, А -- станина и щиты выполнены из алюминиевого сплава, установочный размер по длине станины -- M, высота оси вращения -- 50 мм, B -- большая длина сердечника статора, 4-я категория размещения -- для помещений с искусственно регулируемыми климатическими условиями (например, закрытые отапливаемые и вентилируемые производственные помещения). Номинальная мощность Р = 90 Вт, число оборотов двигателя nдв=1370 об/мин.

Номинальный момент двигателя Тдв , определяемый из мощности двигателя (Р = 90 Вт), должен быть не расчетного момента двигателя Тр , т. е. Тдв ? Тр.

Номинальный момент двигателя и момент на первом валу редуктора:

Угловая скорость вращения вала двигателя:

Расчетный момент двигателя Тр определяется по формуле:

где - тяговая сила стола, Н;

- скорость перемещения стола, мм/с;

- угловая скорость вращения вала двигателя;

коэффициент полезного действия (КПД) привода.

Определим КПД привода:

где КПД зубчатой передачи (зубчатой цилиндрической);

КПД подшипников качения (два подшипника);

КПД передачи винт-гайка.

КПД передачи винт-гайка:

где угол трения:

приведенный коэффициент трения:

коэффициент трения плоских трущихся поверхностей ( трение сталь по бронзе);

угол профиля резьбы (для трапецеидальной резьбы).

угол подъема винтовой линии;

р - шаг резьбы, мм.

КПД всего механизма:

Расчетный момент двигателя Тр:

Условие Тдв ? Тр выполняется: 630 ?

Значении осевой силы, фактически действующей в осевом направлении должно быть больше тягового усилия:

Fa ? Fт

Находим значение силы, действующей в осевом направлении по формуле:

где угол трения;

угол подъема винтовой линии;

средний диаметр трапецеидальной резьбы Tr20, мм;

момент на втором зубчатом колесе:

По условию дано тяговое усилие Fт = 600 Н. Так как Fa ? Fт ,

делаем вывод, что мощности двигателя достаточно для работы данного механизма с требуемой нагрузкой.

Следовательно, двигатель работоспособен.

2.3 Расчёты, подтверждающие работоспособность цилиндрической зубчатой передачи

В редукторе используются цилиндрические прямозубые зубчатые колёса, выполненные без смещения. Материал ведущего и ведомого колёса - Сталь 40Х ГОСТ 4543-88, твёрдость зубьев 290 НВ, улучшенная закаленная.

2.3.1 Основные параметры зубчатой передачи

1 Торцевой модуль зацепления - m = m1 = 2 мм.

2 Число зубьев колеса z1 = 20, z2 = 60.

3 Делительные диаметры

d1 = m•z1 = 2 • 20 = 40 мм

d2 = m•z2 = 2 • 60 = 120 мм

4 Диаметры окружности вершин зубьев

da1 = d1 + 2m = 40 + 2 • 2 = 44 мм

da2 = d2 + 2m = 120 + 2 • 2 = 124 мм

5 Диаметры окружности впадин зубьев

df1 = d1 - 2,5m = 40 - 2,5 • 2 = 35 мм

df2 = d2 - 2,5m = 120 - 2,5 • 2 = 115 мм

6 Межосевое расстояние

2.3.2 Обоснование выбора точности зубчатой передачи

Зубчатая передача тихоходная, режим работы - реверсивный. По своему функциональному назначению отнесем зубчатую передачу к категории кинематических и назначим восьмую степень точности по нормам кинематической точности. Так как передача реверсивная, то ужесточим требования по нормам плавности. Назначим седьмую степень точности по нормам плавности работы.

По нормам контакта зубьев в зацеплении назначим седьмую степень точности с учетом 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 отклонения межосевого расстояния - III.

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

Задачи расчета:

Определение показателей и параметров передачи;

Сопоставление расчетного и допускного напряжений на контактную выносливость;

Сопоставление расчетного и допускного напряжений на контактную выносливость при изгибе;

Определение длины общей нормали - W

Исходные данные

Наименование параметра	Обозначение	Единица
1. Число зубьев	шестерни	z1=20
	колеса	z2=40
2. Нормальный модуль	m=2	мм
3. Ширина венца	шестерни	b1=20	мм
	колеса	b2=18	мм
4. Коэффициент смещения	шестерни	x1=0
	колеса	x2=0
5. Угол наклона	=0	град.
6. Наличие или отсутствие модификации головки зуба	-
7. Степень точности передачи по ГОСТ 1643-81	8-7-7 D
8. Шероховатость поверхности по ГОСТ 2789-73	Ra=1,6	мкм
9. Циклограмма нагружения	T= f (Nc)	Нм
10. Частота вращения ведущего зубчатого колеса	n1=1370	мин-1
11. Требуемый ресурс	Lh=25 000	ч
12. Отклонение положения контактных линий вследствие упругой деформации и зазора в подшипниках	fkE=0	мкм
13. Марка стали зубчатых колес	шестерни	40Х
	колеса	40Х
14. Способ упрочняющей обработки	шестерни	улучшение
	колеса	улучшение
15. Толщина упрочненного слоя	шестерни	ht1=0	мм
	колеса	ht2=0	мм
16. Твердость поверхности зуба (средняя)	шестерни	HO1=290	НВ
	колеса	HO2=290	НВ
17. Предел текучести материала	шестерни	уT1=670	MПа
	колеса	уT2=670	MПа
18.Модуль упругости (для стали)	шестерни	E1=215•103	MПа
	колеса	E2=215•103	MПа
19.Коэффициент Пуассона	шестерни	н1=0,25
	колеса	н2=0,25
20. Допуск на направление зуба	Fв=11	мкм
21.Предельные отклонения шага зацепления	fpb1 =±13, fpb2=±13	мкм

2.3.3 Определение геометрических и кинематических параметров, используемых в расчёте на контактную прочность

Наименование параметра	Обозначение	Метод определения
1. Делительный угол профиля в торцевом сечении
2. Угол зацепления		, так как x1+x2=0, то ==20°
3. Межосевое расстояние, мм
4. Делительные диаметры, мм	d	,
5. Диаметры вершин зубьев, мм	da
6. Основные диаметры, мм	db
7. Углы профиля зуба в точках на окружностях вершин
8. Составляющие коэффициента торцевого перекрытия
9. Коэффициент торцевого перекрытия
10. Осевой шаг	px	т. к. в=0
11. Коэффициент осевого перекрытия
12. Суммарный коэффициент перекрытия
13. Основной угол наклона
14. Эквивалентные числа зубьев	zv
15. Окружная скорость, м/с	v

2.3.4 Проверочный расчёт на контактную выносливость

Наименование параметра	Обозначение	Метод определения
1. Коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес		для стальных зубчатых колес с Е=2.15•103 МПа - = 190
2. Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления
3. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий		, для , для 1 , для , т.к.
4. Окружная сила, Н
5. Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку	KА	KА = 1.
6. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса	KHх
6.1. Удельная окружная динамическая сила, Н/мм
6.1.1. Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев		по ГОСТ 21354-87
6.1.2. Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса	g0	g0 =4,7 по ГОСТ 21354-87
7. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий		.
7.1. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи
7.1.1. Фактическое отклонение положения контактных линий в начальный период работы передачи Отклонение положения контактных линий вследствие погрешностей изготовления
7.1.2. Удельная нормальная жесткость пары зубьев, Н/(мммкм)	С!	c | =14,5 по ГОСТ21354-87
7.2. Коэффициент, учитывающий приработку зубьев
8. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями		Для прямозубых передач = 1
8.1. Средняя удельная торцовая жесткость зубьев пары зубчатых колес, Н/(мммкм)	сг
8.2. Уменьшение погрешности шага зацепления в результате обработки, мкм	yб	По табл. 10 ГОСТ 21354-87. При аб < 1 можно принять yб =1
8. Коэффициент нагрузки		Для упрощенных расчетов . Для уточненных по формуле , табл. 6, ГОСТ 21354-87
9. Удельная окружная сила при расчете на контактную выносливость

Коэффициент нагрузки Кн =1

1 Предел контактной выносливости, МПа		, при HB=290 HB , при HB=290 HB
2. Коэффициент запаса прочности		Для шестерни и колеса с поверхностным упрочнением зубьев принимаем =1,1 и =1,1
3. Коэффициент долговечности
4. Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости		,
5. Суммарное число напряжений
6. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев		При шероховатости 1,6 мкм
7. Коэффициент, учитывающий окружную скорость		При Н < 350 HV
8. Коэффициент, учитывающий влияние смазки		=1
9. Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса		Поскольку и принимать , то

,

следовательно, обеспечена усталостная выносливость по контакту.

2.3.5 Расчет на изгибную выносливость

1. Окружная сила
2. Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку		Поскольку в циклограмме учтены внешние нагрузки, принимают
3. Коэффициент учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса	KFх	KFх = 1 + ,
3.1. Динамическая добавка
3.2. Удельная окружная динамическая сила, Н/мм
3.3. Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса		4.7 По ГОСТ 21345-87
4. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактных линий		, == ,
5. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
6. Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений		Для зубчатых колес, нарезанных фрезой без протуберанца , ;
7. Коэффициент, учитывающий наклон зуба
8. Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
9. Коэффициент перегрузки
10.Расчетные напряжения, МПа		.
11. Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа
11.1. Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа		Для шестерни и колеса из стали марки 40Х улучшеной
11.2. Коэффициент, учитывающий технологию изготовления		Поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений от рекомендаций ГОСТ 21354-87, и
11.3. Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса		Для поковки и
11.4. Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба		Для зубчатых колес с нешлифованными зубьями
11.5 Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения		При отсутствии деформационного упрочнения
11.6. Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки		При одностороннем приложении нагрузки
11.6.1. Коэффициент, учитывающий влияние амплитуд напряжений противоположного знака		Для зубчатых колес с твердостью поверхности менее 45 НRC =0.35
11.6.2 Исходная расчетная нагрузка действующая на противоположную сторону зуба		Вычилсяем ,как и окружную силу
11.6.3. Коэффициент долговечности
12. Коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи		Для шестерни из стали марки 40Х улучшеная
13. Коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений (опорный коэффициент)
14. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности		Для шестерни из стали марки 40Х улучшеная
15. Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса
16. Допускаемые напряжения
17. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений	?	Следовательно, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99%

18,86 < 378,2

Выполняеться условие на прочность при изгибе

2.3.6 Определение длины общей нормали

Определяемая величина	Расчётная формула Расчёт	Примечание
1. Длина общей нормали при m = 1	WT = 7,660	WT
2. Число зубьев колеса	ZT = 20	ZT
3. Число зубьев, охватываемых при измерении		Zw
4. Длина общей нормали, мкм		W
5. Допуск на длину общей нормали, мкм	Tw = 60 мкм, при Fr = 45 по ГОСТ 1643-81	Tw
6. Верхнее предельное отклонение длины общей нормали, мкм	Ews = -35 по ГОСТ 1643-81	Ews
7. Нижнее предельное отклонение длины общей нормали, мкм	Ewi = Ews - Tw = -35 - 60 = -95	Ewi

Выводы по результатам расчёта

1. Передача работоспособна.

Обеспечена усталостная выносливость по контакту.

Выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99%

2. Передача контролепригодна.

3. Длина общей нормали

2.4 Расчет передачи винт-гайка

2.4.1. Проверка на износостойкость передачи винт-гайка

Работоспособность передачи по износу оценивается условно по среднему контактному давлению на рабочих поверхностях витков.

где Fa - осевая сила на втором валу, Н

d2 - средний диаметр резьбы, мм

Н1 - рабочая высота профиля резьбы, мм;

Н1 = 0,5•р = 0,5•4 = 2 мм - диаметр вала-винта;

р - шаг резьбы, мм;

zВ - число витков:



высота гайки, мм;

- диаметр вала винта.

[р] - допустимое межвитковое давление в резьбе, МПа. Значения допускаемых давлений для пар винт-гайка из закаленной стали и бронзы составляют 10-13 МПа.

Тогда запас равен:

2.4.2 Проверка винта на устойчивость

Работоспособность передачи по износу оценивается условно по среднему контактному давлению в рабочих поверхностях витков

Fa ? Fкр

где Fкр - критическая сила, определяемая по формуле:

где приведенный момент инерции сечения винта, мм4;

E = модуль упругости (для стали);

коэффициент закрепления концов винта;

L - длина винта, мм.

d, d1 - наружный и внутренний диаметры резьбы винта, мм (ГОСТ 24737).

Условие Fa ? Fкр выполняется. Коэффициент запаса устойчивости:

2.5 Расчёт работоспособноси вала

В результате проектировочного расчета определили диаметры валов. Проверочный расчет валов производится на статическую и усталостную прочность, а также на жесткость и колебания.

Основными нагрузками на валы являются силы в зубчатых передачах. Влияние веса вала и насаженных деталей в данной передаче не учитывается. Силы трения в подшипнике также не учитываются.

2.5.1 Расчёт на статическую прочность

Проводится в целях предупреждения пластических деформаций.

1 Определим окружне FT, радиальные FR и осевые силы Fa, действующие на вал от зубчатых передач.



Рисунок 2.5.1 Схема приложения сил на вал

Fr1=Ft1•tgб=31.5•tg20є =11,47 H

где Т1 - крутящий момент на первом валу Н•м;

d1 - делительный диаметр шестерни, мм;

б - угол зацепления в нормальном сечении.

Горизонтальная плоскость:

Вертикальная плоскость:

;

.

Для построения эпюр произведем следующие расчеты (рисунок 2.5.2)

Наибольшее значение суммарно изгибающего момента:

Эквивалентный момент:

Определим наименьший допустимый диаметр вала:

допустимое напряжение при изгибе (для стали).

Из конструктивных соображений был принят вал, диаметр которого 12 мм.

12 > 6,25 мм, значит статическая прочность вала обеспечена.

Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

Рисунок 2.5.2 Эпюры изгибающих и крутящих моментов



2.5.3 Расчёт на усталостную прочность

Условие прочности имеет вид:

,

где [S]=2,5…3 - требуемый коэффициент запаса прочности;

Sу, Sф - коэффициенты запаса, соответственно, по нормальным и касательным напряжениям;

;

где ф-1 = 200 МПа, у-1 = 320 МПа - пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом нагружения;

уа, фа и уm = 0, фm = 0 - амплитудные и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений:

где изгибающий момент, Н•мм;

диаметр первого вала, мм;

крутящий момент на первом валу, Н•мм;

шу=0,1, шф=0,05 - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на усталость вала;

kу=2, kф=1,9 - эффективные коэффициенты компенсации напряжений при изгибе;

еу=0,87, еф - масштабные факторы;

в=0,4…2,8 - коэффициент поверхностного упрочнения.

Тогда

Тогда:

.

Условие прочности выполняется.

2.5.4 Расчёт валов на жёсткость

Так как жесткость первого вала более высокая, чем у второго вала, та расчет ведем для второго вала.

Различают изгибную и крутильную жесткость.

Изгибная жёсткость обеспечивается при выполнении условий:

f ? [f]

где [f] = 0,02 мм и [И] = 0.001 - допустимые прогибы и углы наклона упругих линий валов.

[f] 0.01m

где m - модуль

Крутильная жесткость оценивается углом закручивания:

где крутящий момент на втором валу, Н•м;

длина между подшипниками, мм;

модуль сдвига;

полный момент инерции, мм4:

диаметр второго вала, мм.

Прогиб в месте воздействия силы p

Fr2 - действующая радиальная сила (Fr2 в зацеплении равно Fr1), Н;

a, b - расстояние от подшипников до силы действующей на колесо, мм;

E = 2,15•105 - модуль упругости;

I - момент инерции, мм4;

L - длина между подшипниками, мм.

[f]=0,02 > f =11•10-5, следовательно жёсткость вала обеспечена.

2.6 Расчёт шпоночных соединений

Шпонка 4Ч4Ч16 ГОСТ 23360-78

Призматическая шпонка рассчитывается на смятие и на срез.

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

усм[усм];

,

где [усм] = 30..50 МПа - допустимое напряжение смятия;

T1 - крутящий момент на валу;

lp = l - b = 16 - 4 = 12 - рабочая длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

h -- высота шпонки, мм;

t1 -глубина паза вала, мм;

d- диаметр вала, мм

Так как усм[усм], то прочность на смятие обеспечена.

Условие прочности на срез:

фср[фср];

,

где [фср]=100 МПа.

Прочность шпонки на срез обеспечена.

Запас прочности:

.

2.7 Расчёт работоспособности подшипников качения

Требуемая долговечность работы подшипника L = 25000 часов.

Крутящий момент T1 = 0.630 Н•м.

Скорость вращения вала n1 = 1370 об/мин.

Делительный диаметр шестерни d1 = 40 мм.

Осевая нагрузка действующая на вал Fa = 0 Н.

Выбираем подшипник однорядный легкой серии 201 ГОСТ 8338.

Номинальная долговечность в часах:

где n = 1370 об/мин - число оборотов;

С = 6890 Н - динамическая грузоподьемность;

Pr - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, H;

p - показатель степени (для шарикоподшипников p =3).

Рассчитаем эквивалентную динамическую радиальную нагрузку Pr:

где коэффициент радиальной нагрузки;

радиальная сила на подшипник, Н;

коэффициент осевой нагрузки;

осевая сила возникающая от действия радиальной нагрузки, Н.

Для расчетов примем большее значение силы в опорах, т. е. (см. пункт 2.5)

Т. к. то принимаем x = 1, у = 1.

Долговечность подшипника:

часов;

Запас долговечности:

;

Срок службы подшипников достаточен.

2.8 Расчёт направляющих скольжения

В ходе проектировачного расчета были выбраны направляющие скольжения призматического типа “ласточкин хвост”

Условие незаклинивания:

где L = 170 мм - длина направляющей или расстояние между опорами;

µ = 0,15 - коэффициент трения (сталь по стали);

l = 71 мм - высота (плечо) на которой приложена нагрузка;

По результатам расчетов можно утверждать, что заклинивания не произойдёт.

Для обеспечения долговечности направляющих выполняется проверка условия прочности масляного слоя:



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

F - поперечная сила, действующая на направляющие;

S - площадь опорных поверхностей направляючих, м2.

Массу стола рассчитаем по формуле

где а, b, с - длина, ширина, высота стола, м;

p = 7800 кг/м3 - плотность материала стола.

Массу детали примем массе стола,

Значит, сила действующая на направляющие:

ускорение свободного падения

где l, h - длина и ширина опорных поверхностей направляющих, м

МПа,

Условие прочности масляного слоя выполняется.



Список литературы

1. Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя»: В 3 т. Т1, 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001. - 920 с.: ил.

2. Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя: В 3 т. Т2, 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001. - 912 с.: ил.

3. Блюменталь, Э.С. Детали приборов. Курсовое проектирование: учебно-методическое пособие для студентов приборостроительных специальностей вузов, Минск: БНТУ, 2008

4. Дунаев П.Ф., Лёликов О.П., Варламова Л.П. «Допуски и посадки. Обоснование выбора: Учеб. пособие для студентов машиностроительных вузов». - М.: Высш. шк., 1984. - 112 с.: ил.

5. Соломахо В.Л., Томилин Р.И., Цитович Б.В., Юдовин Л.Г. «Справочник конструктора - приборостроителя. Проектирование. Основные нормы». - Мн.: Выш. шк. 1988. - 272 с.: ил.

6. Соломахо В.Л., Томилин Р.И., Цитович Б.В., Юдовин Л.Г. «Справочник конструктора - приборостроителя. Детали и механизмы приборов». - Мн.: Выш. шк. 1990. - 440 с.: ил.

7. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. “Курсовое проектирование деталей машин”. - М.: Машиностроение, 1988.



Приложение 1

Выбор электродвигателя.

Для того, чтобы правильно выбрать электродвигатель, необходимо рассчитать его мощность:

Где:

F - тяговая сила стола (Н);

V - скорость перемещения стола прибора (м/с);

Kдин - коэффициент запаса.

-коэффициент полезного действия привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в кинематическую схему:

Где :

- КПД прямозубой зубчатой передачи;

= 0,4 - КПД пары винт-гайка;

= 0,98 - КПД первой пары подшипников;

=0,98 - КПД второй пары подшипников;

=0,99 - КПД муфты.

=

Тогда искомая мощность:

Это значение является минимальной мощностью для электродвигателя.

Минимальная частота вращения вала электродвигателя:

Где p=4 - шаг резьбы на винте.

Выбираем двигатель 4ААМ 50B4 ТУ 16-513.769-81

Р=90 Вт, n=1370 об/мин.



Приложение 2

Техническое задание на разработку привода стола контрольно-измерительного прибора.

Наименование и область применения.

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

Основание для разработки.

Задание на курсовое проектирование.

Разработчик: Михайловский Василий Александрович

Изготовитель: -.

Цель и назначение разработки.

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

Источник финансирования: -.

Технические требования.

Требования назначения.

Габаритные размеры стола, аЧb=150Ч200 мм.

Характер перемещения стола - поступательный.

Состав продукции.

Электродвигатель, редуктор, направляющие, стол.

Конструктивные требования.

Исполнение -горизонтальное.

Тип направляющих - скольжение.

Требования экономичного использования сырья, материалов, энергии:-

Требования стойкости к внешним воздействиям.

Перепад температур, повышенная влажность, антикоррозионная стойкость.

Требования к надежности.

Требуемая долговечность 25000 часов.

Требования к технологичности.

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

Требования безопасности и охраны окружающей среды.

Закрытость токоведущих элементов.

Требования совместимости: -.

Требования к взаимозаменяемости и модификации: -.

Требования к эргономике.

Обеспечение возможности регулировки расположения.

Требования к патентной чистоте: -.

Требования к составным частям продукции и исходным материалам.

Двигатель - асинхронный.

Муфта - втулочная со шпонками.

Смазка зубчатой передачи - пластичная.

Смазка передачи винт-гайка - пластичная.

Условия эксплуатации. Требования к техническому обслуживанию.

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

Требования к маркировке и упаковке: -.

Требования к транспортируемому механизму.

Требования к метрологическому обеспечению: -.

Дополнительные требования:-.

Экономические показатели: -.

Стадии и этапы разработки.

Разработка технического задания.

Разработка технического предложения.

Разработка эскизного проекта.

Разработка технического проекта.

Разработка рабочей документации.

Порядок контроля и приёмки.

Материалы предъявляют по окончании ведения стадии.

Количество изготовленных опытных образцов: 1.

Размещено на Allbest.ru

...