ъ и ч ь Министерство образования Республики Беларусь БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ Кафедра «Конструирование и производство приборов» ЭЛЕМЕНТЫ ПРИБОРОВ Методические указания М и н с к 2 0 0 9 Министерство образования Республики Беларз'сь БЕЛОРУССКИЙ Н А Ц И О Н А Л Ь Н Ы Й Т Е Х Н И Ч Е С К И Й У Н И В Е Р С И Т Е Т Кафедра «Конструирование и производство приборов» ЭЛЕМЕНТЫ ПРИБОРОВ Методические указания к выполнению курсовой работы для студентов приборостроительных специальностей М и н с к 2 0 0 9 У Д К 681.2 (075.8) БВ1( 22.34 • Э 45 С о с т а в и т е л и : B.C. Колесников, А.А. Новиков Р е ц е н з е н т ы : В. И. Русецкий, А. В. Пащенко Методические указания предназначены для студентов специальности 1-38 01 01 «Механические и электромеханические приборы и аппараты» специализаций 1-38 01 01-04 «Контрольно-измерительные приборы и сис- темы», 1-38 01 01-05 «Бытовые машины, приборы и аппаратура». Указания включают в себя теоретические основы по проектированию узлов электромеханических приборов и устройств, методику выполнения расчетов, пример оформления работы. © Б И Т У , 2009 С О Д Е Р Ж А Н И Е Введение 5 1 Выбор электродвигателя. Кинематические расчеты. Определение моментов на валах 8 1.1 Общие сведения о двигателях 8 1.2 Кинематический и силовой расчет привода 9 1.2.1 Определение мощности силового электродвигателя при постоянной статической нагрузке 10 1.2.2 Определение мощности силового электродвигателя при переменной статической нагрузке 11 1.2.3 Определение частоты вращения электродвигателя 11 2 Расчет цилиндрических зубчатых передач 14 2.1 Выбор материалов 14 2.2 Определение допускаемых напряжений 15 2.3 Расчетные коэффициенты 17 2.4 Определение геометрических параметров 18 2.5 Усилия в зацеплении 20 2.6 Проверка контактной прочности зубьев 21 2.7 Проверка прочности зубьев на изгиб 21 3 Расчет конических прямозубых передач 22 3.1 Определение геометрических параметров 22 3.2 Усилия в зацеплении 24 3.3 Проверка контактной прочности зубьев 25 3.4 Проверка прочности зубьев на изгиб 25 4 Расчет червячных передач 26 4.1 Материалы червячной пары 26 4.2 Определение допускаемых напряжений 27 4.3 Определение геометрических параметров 29 4.4 Точность изготовления червячной пары 31 4.5 Усилия в зацеплении 31 j 4.6 Расчетные коэффициенты 32 4.7 Проверка контактной прочности зубьев 33 4.8 Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб 33 5 Расчет на прочность передачи винт- гайка 34 6 Расчет валов и осей 35 6.1 Расчет валов 35 6.1.1 Проектировочный расчет 35 6.1.2 Проверочный расчет 36 6.1.3 Расчет на статическую прочность 37 6.1.4 Расчет на сопротивление усталости 38 6.2 Расчет осей 40 6.2.1 Проектировочный расчет 40 6.2.2 Проверенный расчет 40 7 Опоры валов и осей 41 7.1 Расчет цилиндрических подшипников скольжения . . 41 7.2 Расчет подшипников качения 42 8 Корпуса и корпусные детали 44 Список литературы 46 Приложение А. Справочные данные 47 Приложение Б. Пример расчета 53 Приложение В. Варианты заданий 61 4 В В Е Д Е Н И Е В курсовой работе по дисциплине «Элементы приборов» выполняются расчет, проектирование и конструирование раз- личных электромеханических устройств, которые состоят из двигателя, комбинаций передаточных механизмов и обратной связи. Разработка вопросов, относящихся к исполнительной части машины, рассматривается при изучении специальных дисциплин. Работа над проектом начинается с изучения технического задания. Затем выполняется ответственный этап проектирова- ния - кинематический и силовой расчет привода: выбирают двигатель, производят кинематический расчет привода, опре- деляют его силовые параметры, производят расчет элементов обратной связи. Цель методических указаний - объединить разрозненные сведения, относящиеся к кинематике электромеханических устройств приборов с разнообразными типами передаточных механизмов, помочь в определении передаточного числа ре- дуктора и его ступеней, научить определять силовые и кине- матические параметры проектируемого устройства От обос- нованного решения этих вопросов на начальном этапе проек- тирования зависят возможности получения оптимальных тех- нико-экономических и эксплуатационных характеристик из- делия в целом. Приложения к данной работе оформлены в соответствии с Единой системой конструкторской документации (ЕСКД). Настоящие указания не заменяют необходимую для выпол- нения курсовой работы учебную и справочную литературу, а лишь способствуют лучшему ориентированию студентов во веем объеме самостоятельной работы при проектировании. Курсовая работа по дисциплине «Элементы приборов» яв- ляется комплексной расчетно-конструкторской работой цикла общетехнической подготовки студентов. 5 Основными задачами курсовой работы являются: а) закрепление и углубление знаний, полученных при изу- чении механики приборов; б) приобретение навыков в использовании технической литературы (государственные стандарты, нормали, справоч- ники, альбомы и т.п.); в) приобретение опыта разработки конструкторских доку- ментов на различных стадиях проектирования и конструиро- вания. Для этого студент должен научиться: - выбирать рациональную компоновочную кинематиче- скую схему устройства и конструкции его узлов; - определять необходимые размеры, выбирать рациональ- ные формы деталей и способы их изготовления и упрочнения, выбирать материалы и определять допускаемые напряжения, назначать допуски, посадки и шероховатость поверхностей; - обеспечивать в проектируемом устройстве требования взаимозаменяемости и технологичности деталей, условий сборки и рациональной смазки; - составлять и правильно оформлять техническую доку- ментацию. При выполнении работы необходимо применять современ- ные методы расчета и конструирования элементов приборов, использовать технические характеристики новейших мате- риалов, ориентируясь на прогрессивные способы изготовле- ния, упрочнения деталей и другие достижения техники. Задание на курсовую работу включает в себя кинематическую схему, исходные данные, необходимые для проектирования. Ес- ли схема устройства не задана, то студент самостоятельно разра- батывает несколько вариантов кинематических схем и выполня- ет их анализ. Наиболее удачное решение после согласования с преподавателем используется при проектировании. Исходные данные (силовые, кинематические и геометриче- ские факторы, срок службы, характер нагрузки) могут быть 6 заданы как в явном, так и неявном виде. В последнем случае выполняют предварительные расчеты для определения основ- ных или дополнительных характеристик устройства. Напри- мер, основными техническими характеристиками устройства являются передаваемые мощности и быстроходность, а до- полнительными - коэффициент полезного действия и переда- точное число. Наиболее подробной проектной разработке в каждом зада- нии подлежит конструкция передаточного механизма. Раз- личные схемы редукторов содержат зубчатые и червячные пе- редачи или их сочетания. Следует отдавать предпочтение про- грессивным видам передач (планетарным, глобоидным, пере- дачам Новикова, волновым и др.). Работа состоит из расчетно-пояснигельной записки. 7 1 ВЫБОР Э Л Е К Т Р О Д В И Г А Т Е Л Я . К И Н Е М А Т И Ч Е С К И Е Р А С Ч Е Т Ы . О П Р Е Д Е Л Е Н И Е М О М Е Н Т О В Н А В А Л А Х 1.1 ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О Д В И Г А Т Е Л Я Х Двигатель является одним из основных элементов привода. От типа двигателя, его мощности, угловой скорости (частоты вращения) зависят конструктивные и эксплуатационные ха- рактеристики рабочей машины и ее привода. В механизмах радиоэлектронных средств (РЭС), прибор- ных приводах обычно применяют электрические двигатели, мощность которых изменяется в широком диапазоне: от долей до нескольких сотен и тысяч ватт. Среди них иногда выделя- ют отдельную группу двигателей, мощность которых не пре- восходит нескольких ватт, а габариты - нескольких сантимет- ров. Их называют микроэлектродвигателями. По своему назначению и особенностям работы микродви- гатели принято делить на две группы: двигатели общего на- значения и двигатели автоматических устройств. К первым из них обычно предъявляются те же требования, что и к двигате- лям средней и большой мощности, т.е. в основном требования высоких энергетических показателей, большого ресурса, ма- лой стоимости, простоты обслуживания. Двигатели второй группы работают в особых условиях, и по- этому кроме требований, являющихся общими для всех двига- телей малой мощности независимо от выполняемых ими функ- ций, они должны удовлетворять также специальным требова- ниям, которые определяются для автоматических устройств. Промышленность выпускает большое число различных ти- пов электродвигателей малой мощности. По роду питающего тока их делят на двигатели постоянного тока, переменного тока и универсальные, способные работать от сети как посто- янного, так и переменного тока. Если двигатели средней и 8 большой мощности общего назначения питаются от трехфаз- ных сетей, то двигатели малой мощности в основном питают- ся от однофазных сетей. Основными характеристиками, по которым назначается электродвигатель, являются: угловая скорость, мощность, но- минальный и пусковой моменты двигателя. Прочие характе- ристики: масса, габариты, стоимость и т.д. При выборе типа электродвигателя придерживаются следующих основных ре- комендаций. Прежде всего, двигатель необходимо использо- вать в тех электромеханических приводах ( Э М П ) и при тех же режимах работы, на которые он рассчитан: силовые двигатели общего назначения в нерегулируемых Э М П и управляемые (двигатели автоматических устройств) в регулируемых. Учи - тывая существенные преимущества двигателей постоянного тока в сравнении с двигателями переменного тока, желательно иногда рассматривать целесообразность применения первых (при отсутствии источника постоянного тока) при питании сети от сети переменного тока с помощью выпрямителей (особенно в маломощных управляемых ЭМП) . 1.2 К И Н Е М А Т И Ч Е С К И Й И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА В результате расчета определяют кинематические (частота вращения или угловая скорость) и силовые (мощность и вра- щающий момент) параметры на валах привода. Эти парамет- ры являются исходными данными для дальнейших расчетов отдельных элементов привода (передач, валов и т.д.) по ос- новным критериям работоспособности. Расчет привода начинают с выбора электродвигателя. При расчете на неизвестного потребителя РЮ и являются ис- ходными данными, по которым выбирают тип двигателя. Для наиболее распространенных расчетов на известного потребителя электродвигатель выбирают по требуемой мощ- ности Ргр (кВт) па входе привода. 9 1.2.1 Определение мощности силового электродвигателя при постоянной статической нагрузке Выбор электродвигателя по мощности заключается в уста- новлении номинального значения его мощности NUOML которое должно быть больше или по крайней мере равно расчетному значению мощности на валу двигателя N a (Вт). При постоян- ной статической нагрузке на исполнительном органе опре- деляется по формуле N a = \\f Л^ном/^пр, (1.1) где \|/ - коэффициент запаса, учитывающий возможное измене- ние нагрузки и момента двигателя (например, из-за нестабильно- сти напряжения питания, отклонения условий эксплуатации от нормальных и т.п.); при отсутствии перефузок в нормальных условиях эксплуатации принимают равным 1,05.. .1,1; Мюм - номинальная мощность нагрузки на исполнитель- ном органе; ^пр - к п д привода. 5пр = ... где ••• - К П Д отдельных звеньев кинематической цепи, ориентировочные значения которых с учетом потерь в подшипниках приведены в таблице А1. При вращательном движении исполнительного органа NA = У • МНом • (0ном /4пр ; (1.2) при поступательном A^=V|/-PHO„-Dhom/^IP, (1.3) где М т м - статический крутящий момент, Н - м ; Оном и d„om - угловая и линейная скорости движения ис- полнительного органа соответственно, с - 1 и м/с; ЛЮм - нагрузка, действующая на выходное звено привода (исполнительный орган), Н. 10 1.2.2 Определение мощности силового электродвигателя при переменной статической нагрузке Если нагрузка в электромеханическом приводе имеет сложный характер изменения во времени или в зависимости от скорости, то мощность двигателя также определяют по формулам (1.2) или (1.3), но в целях лучшего использования двигателя в эти формулы вместо номинального значения на- грузки М н о ч (или Люм) подставляют ее среднее значение М ю м . с р ( Л ю м . с р ) , а коэффициент ц/ берут в диапазоне 1,1... 1,6, причем тем больше, чем резче пики нагрузки. После установления по расчетному значению мощности ее номинального значения NLI0M проверяют возможность двигате- ля кратковременно развивать максимальные моменты М т а х . исходя из условия М п а х = у М т м ср / (5„р ' /пр) < Цд • М н о м , (1.4) где /,,р - передаточное число привода; цд - коэффициент допустимой перегрузки, известный для выбранного типа двигателя. Например, для асинхронных дви- гателей |1Д принимают таким, чтобы гарантировать выполнение условия МТАХ < А/1ЮМ? несоблюдение которого ведет к останову двигателя. Обычно у двигателей постоянного тока цдвыше, чем у двигателей переменного тока, и достигает значений 3.. .4. Поэтому именно им и следует отдавать предпочтение при резких пиках нагрузки. 1.2.3 Определение частоты вращения электродвигателя Для рассчитываемого привода могут подходить двигатели с различными частотами вращения. При этом надо учитывать, что с повышением частоты вращения масса и габариты двига- теля уменьшаются, снижается его ресурс. Кроме того, увели- чивается передаточное отношение привода, что приводит к возрастанию его массы и габаритов. 1! При вращательном движении выходного звена требуемую частоту вращения вала электродвигателя можно рассчитать по формуле Лэ.тр^Явых • /1 • k • /3..., (1-5) где Лвых - частота вращения выходного звена (мин'1). Пере- счет частоты вращения п, измеренной в мин'1 , в угловую ско- рость со (с -1) производится по формуле; /), /2, /3 - рекомендуемые передаточные числа кинемати- ческих пар привода (см. таблицу А1). со = я - л / 3 0 . (1.6) Если выходное звено движется возвратно-поступательно (передачи винт-гайка, реечная) или поступательно (лентопро- тяжные механизмы запоминающих устройств - в этом случае носитель информации условно считаем выходным звеном), то предварительно определяют требуемую частоту вращения ве- дущего звена. Для лентопротяжного механизма ведущим звеном является ведущий вал, диаметр которого рассчитывают по формуле (1.7) я-пъ где и л - скорость перемещения ленты, мм/с; /?и - частота вращения ведущего вала (мин*1). Но так как скорость вращения ведущего вала зачастую не- известна, то диаметр вала предварительно рекомендуется принимать в пределах 5... 10 мм. Далее определяют необходи- мую частоту вращения ведущего вала (1.8) где <4 - диаметр ведущего вала, мм. 12 Последующие расчеты производят на основании вышеопи- санной зависимости (1.5). Для передачи винт-гайка предварительно определяют средний диаметр резьбы винтовой пары по формуле где FA - осевая нагрузка на передачу; у - коэффициент высоты гайки, у = И/d, у = 1,2...2,5 для неразъемных гаек, у = 2,5...3,5 для разъемных; Н - высота гайки; [Р] - среднее допустимое давление между рабочими поверх- ностями резьбы винта и гайки, [Р]=\2 МПа для стали по бронзе. По полученному значению d подбирают ближайшие боль- шие стандартные значения параметров резьбы. В винтовых передачах приборов применяют метрическую, трапецеидаль- ную и прямоугольную резьбы. Винты могут быть как одноза- ходными, так и многозаходными. Количество заходов в тра- пецеидальных и прямоугольных резьбах, как правило, не пре- вышает четырех. При диаметре винта менее 5 мм назначают метрическую резьбу. Для реечной передачи предварительно определяют дели- тельный диаметр шестерни: где [о//] - допускаемое напряжение при расчете зацепления на контактную прочность (определение смотри ниже), МПа: К н - коэффициент нагрузки при расчете передачи на кон- тактную выносливость, предварительно К н принимают в пре- делах 1,03... 1,4; v|/a = b / d = 0,4...0,8 - коэффициент ширины. _ 480 [ F ~ T H (1.10) 13 2 Р А С Ч Е Т Ц И Л И Н Д Р И Ч Е С К И Х З У Б Ч А Т Ы Х П Е Р Е Д А Ч 2.1 ВЫБОР М А Т Е Р И А Л О В Материалы зубчатых колес выбирают в зависимости от на- значения и условий работы передачи. Применяют углероди- стые или легированные стали, реже пластмассы и цветные ме- таллы. Термически обработанные стали являются основным материалом для зубчатых колес. Термообработку проводят для увеличения твердости. В зависимости от твердости сталь- ные зубчатые колеса разделяют на две группы. Первая группа - колеса с твердостью < 350 НВ. Термообработка - нормализация или улучшение, произво- дится до нарезания зубьев. При этом можно получить высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Для лучшей приработки зубьев и равномерного их изнашивания для прямозубых передач рекомендуется твердость рабочих поверх- ностей зубьев шестерни назначать больше твердости зубьев ко- леса на 20...30 единиц НВ, т.е. HBi = НВ2 + 20...30. Эта реко- мендация вызвана тем, что шестерня за один оборот колеса вхо- дит в зацепление с ним в передаточное число раз больше, а по- этому возможность усталостного разрушения ее выше. Для не- прямозубых зубчатых колес рекомендуется НВ] = НВ2 + 60.. .80. Вторая группа - колеса с твердостью >350 НВ. Используются в силовых передачах. Высокая твердость рабо- чих поверхностей зубьев достигается объемной и поверхностной закалкой, цементацией, азотированием. При этом допускаемые контактные напряжения гораздо выше по сравнению с нормали- зованными и улучшенными сталями. При твердости обоих колес > 350 НВ колеса не прирабатываются. Для них не требуется обес- печивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса. В таблице А2 приведены механические свойства наиболее употребляемых марок сталей в зависимости от твердости (термо- обработки). При этом необходимо принимать среднее табличное значение твердости данной марки стали как наиболее вероятное. 14 2.2 О П Р Е Д Е Л Е Н И Е Д О П У С К А Е М Ы Х Н А П Р Я Ж Е Н И Й Допускаемые контактные напряжения [ая] при расчете зуб- чатых колес на прочность определяются по формуле, Н/мм*". (2.1) где оно - предел контактной выносливости рабочих поверх- ностей зубьев, соответствующий базе испытаний NHO (числу циклов перемены напряжений) , Н/мм 2 ; экспериментальные значения оно для некоторых марок сталей, соответствующие базе испытаний NHO-> в зависимости от способа термообработ- ки даны в таблице A 3 ; [SH] - допускаемый коэффициент безопасности; [SH] = 1,1 при однородной структуре материала (нормализация, улучше- ние, объемная закалка); [SH] = 1,2 при неоднородной структуре материала (поверхностная закалка, цементация, азотирование); KHL - коэффициент долговечности, учитывающий влия- ние срока службы передачи: K"L = 6 J N f ; К ш т ™ - К т - - 1 ' ( 2 ' 2 ) где NHO ~ база испытаний (таблица А4 ) ; NY - расчетное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи: Nz = 6 0 - n L , (2.3) где п - частота вращения того колеса, по материалу которого определяют допускаемое напряжение, мин*1; L - срок службы передачи, ч. 15 На практике часто Nz > NHO, при этом К щ - 1 • Для случая TVг < NHO коэффициент К щ учитывает возможность повыше- ния допускаемого напряжения. Так, KHLmax < 2,6 для нормали- зованных и улучшенных колес, АГ//^ П1ах < 1,8 при поверхност- ном упрочнении. При расчете для повышения надежности расчета в качестве допускаемого контактного напряжения принимают [он] того зубчатого колеса, для которого оно меньше, как правило, это [а//] = 2, т.е. тихоходного колеса (быстроходное колесо в пе- редаче шестерня). Допускаемые напряжения изгиба [о/г], Н/мм": (2.3) где а/го - предел выносливости зубьев при изгибе, соответст- вующий базе испытаний NFO (см. таблицу A3), Н/мм2; \SF] - допускаемый коэффициент безопасности; [SF] = 1,75 для зубчатых колес, изготовленных из поковок и штамповок; [5/г] = 2,3 для литых заготовок; KFC - коэффициент, учитывающий влияние двусторонне- го приложения нагрузки; AVc = 1 при одностороннем прило- жении нагрузки (передача нереверсивная); KFC = 0,7...0,8 при двустороннем приложении нагрузки (передача реверсивная); KFL - коэффициент долговечности. При твердости меньше или равно 350 НВ: К п = Т Ь ; 1 s К п " 2 , 1 ' ( 2 ' 5 ) При твердости больше 350 НВ: 16 Здесь N fo ~ база испытаний, соответствующая пределу вы- носливости зубьев при изгибе. Для всех сталей NFO = 4 -106. Nz определяется также, как в случае с [а//]. При длительно ра- ботающей передаче (We > Nfo) KFL = 1 • 2.3 РАСЧЕТНЫЕ К О Э Ф Ф И Ц И Е Н Т Ы Коэффициент ширины венца колеса относительно межосе- вого расстояния: у а = Ь 2 / а т (2.7) где - ширина венца колеса, мм; ац. - межосевое расстояние, мм. Коэффициент ширины у а принимают из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8 (СТ СЭВ 229-75), в зависимости от положения колес относи- тельно опор: - при симметричном расположении \уа = 0,4.. .0,5; - при несимметричном расположении ц а = 0,25...0,4; - при консольном расположении одного или обоих колес \|/а = 0,2...0,25. Большие значения \|ta позволяют уменьшить габариты пе- редачи, но требуют повышенной жесткости и точности конст- рукции для обеспечения более равномерного распределения нагрузки по ширине венца колеса. Коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при расчете на контактную прочность АГ/ур и при расчете на изгиб А7р зависят от упругих деформаций валов, корпусов, самих зубчатых колес, погрешностей изготов- ления и сборки, износа подшипников, вызывающих перекаши- вание зубьев сопряженных колес относительно др>т друга. В прирабатывающихся передачах, у которых материал обоих колес или хотя бы одного имеет твердость < 350 НВ, а окружная nmpnnjK rmnpr и < 1 S Wг т4рряинпмрриг>гтк нагруЗКИ 17 по ширине венца постепенно уменьшается и может быть пол- ностью устранена вследствие местного изнашивания, т.е. про- исходит приработка зубьев. Поэтому для прирабатывающихся колес цилиндрических и прямозубых конических при твердо- сти материала хотя бы одного из колес меньше 350 НВ и ско- рости и < 15 м/с принимают Кнр = Кр$ = 1. В остальных случаях, т.е. при твердости рабочих поверхно- стей зубьев обоих колес более 350 НВ или при любой твердо- сти, но окружной скорости колес и>15 м/с (при больших ско- ростях между зубьями образуется постоянный слой смазки, защищающий их от изнашивания), зубчатые колеса считают неприрабатывающимися. В этих случаях значения АГ//р и КРр принимают по таблице А5 в зависимости от коэффициента \|/а ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни yd = Ьг/ d\. Так как вначале расчета еще неизвестны /ъ и d\, то i|id определяют в зависимости от коэффициента \j/fl Wet= 0,5vj/a (w + 1), (2.8) где и - передаточное отношение. Коэффициенты динамической нагрузки Кнх> и Кри учитыва- ют возникновение в зацеплении колес дополнительных дина- мических нагрузок. Значения этих коэффициентов в зависи- мости от твердости колеса даны в таблице А6. Коэффициенты Кн а и Кр а учитывают неравномерность рас- пределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес Кн а = Ку а = 1. Для косозубых колес эти коэффициенты зависят от окружной скорости колес и степени точности; при и<10 м/с и 6...8 степени точности КЦА= 1,01... 1,12; КРА= 0,72...0,91. 2.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ Г Е О М Е Т Р И Ч Е С К И Х ПАРАМЕТРОВ .Межосевое расстояние из условия прочности по контакт- ным напряжениям, возникающим на поверхности зубьев, мм: 18 (2.9) где С[ - постоянная, для прямозубых колес С\ = 49,5; для ко- созубых Ci = 43; M i - вращающий момент на ведомом валу, Н • мм. Полученные значения aw округляют до ближайшего стан- дартного, выбранного из ряда предпочтительных чисел Ra 40 (СТ СЭВ 514-77): 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120 125; 130; 140; 150; 160; 170; 180; 190; 200; 250; 315; 400;. . . Ширина зубчатого венца: Значения Ь\ и b j округляют до десятых долей. Модуль зубьев определяется из условия прочности зубьев на изгиб, мм: где С'г - постоянная; для прямозубых колес Сг - 6,8; для ко- созубых С? = 5,8 (по приведенной формуле для косозубых ко- лес определяется нормальный модуль т „ ) . Значения т округляют до стандартного по СТ СЭВ 310-76: 0,05; 0,06; 0,08; 0,1; 0,12; 0,15; 0,2; 0,25; 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,8; 1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16; 20;. . . Предварительное значение минимального угла наклона зубьев для косозубых цилиндрических колес колеса b2 = У М , шестерни h\ ~ \ ,\2Ь2. т > С2 • А/2 • (И +1) u-aw-b2\oFy (2.10) (2.11) где тп - нормальный модуль, мм. 19 Суммарное число зубьев z^: для прямозубых цилиндрических колес z i = 2aw / т ; для косозубых цилиндрических колес zx. - 2aw • co^pmjn / т „ . Число зубьев шестерни и колеса Z\ -ZZ/(U + 1); Z 2 = Z v - Z | (zjmin > 17). Для косозубых колес уточняется угол наклона зубьев п тп ' zi р = arccos—— 2 aw Фактическое передаточное число рассчитьшается по формуле (2.12) zi Допускается отклонение от заданного Аи = ±4 %: и л, - и Д и = - 2 Ю0%. (2.13) и Делительные диаметры: для прямозубых колес d\ -т - Z\\di = m- zi\ для косозубых колес d\ - тп • Z\ /cosp; di-mn' Z2/cos|3. Фактическое межосевое расстояние ci\V = (d\ + d2) / 2 . Диаметры окружностей вершин зубьев: для прямозубых колес dd\ =d\ + 2т\ dj + 2т; для косозубых колес da\ = d\ + 2тп; d& - di + 2тп. 2.5 У С И Л И Я В ЗАЦЕПЛЕНИИ Окружная сила, Н: F - Ш ' V Радиальная сила: для прямозубых колес FR = F, tga, Н ; для косозубых колес FR- FT- tga / cos(3, H, где a = 20° - угол зацепления. Осевая сила (только для косозубых колес), Н: F a = F r tgp. 2.6 ПРОВЕРКА К О Н Т А К Т Н О Й ПРОЧНОСТИ ЗУБЬЕВ Расчетное контактное напряжение и условие прочности, Н/мм2 : С3 aw-u\ Ь2 где Сз - постоянная; для прямозубых передач С'з = 310; для косозубых Сз = 26. В случае невыполнения условия прочности следует увели- чить ширину зубчатого колеса b j в соответствии с возможны- ми значениями vjfa или увеличить [оя], увеличив твердость зубчатых колес, и т.д. 2.7 ПРОВЕРКА П Р О Ч Н О С Т И ЗУБЬЕВ НА ИЗГИБ Расчетное напряжение изгиба и условие прочности, Н/мм2: FT . Г 1 AF = YF • КР • KFA • KFР • KFV < [AFJ, где Ур = | р - коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Ур = 1; для косозубых колес т = т„. При невыполнении условия прочности увеличивают шири- ну колес, значение [а/;] и т.д. 3 Р А С Ч Е Т К О Н И Ч Е С К И Х П Р Я М О З У Б Ы Х П Е Р Е Д А Ч Выбор материалов и определение допускаемых напряже- ний осуществляется так же, как и для цилиндрических зубча- тых колес (прямозубых). Расчетные коэффициенты К щ , AVp и другие (кроме vjid) определяются по тем же таблицам, что и для прямозубых цилиндрических колес. 3.1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ Внешний делительный диаметр колеса определяют из ус- ловия прочности по контактным напряжениям, мм: где Кнр - коэффициент неравномерности распределения на- грузки по ширине зубчатого венца, определяется в зависимо- сти от коэффициента ширины vj^ зубчатого венца: b - ширина зубчатого венца колес; d\ - средний делительный диаметр шестерни. Значение dei округляется до стандартного из ряда Ra 40 (см. подраздел 2.4). Ширина зубчатого венца b определяется в зависимости от передаточного отношения и. и 1,6 2 2,5 3,15 d* !Ь 5,88 6,25 6,67 6,67 Например, и = 2: vj/d = 6 / ^ = 0 , 1 6 б Л 2 + 1 , de2 lb = 6,25 => b = е2 6,25 22 Значение b округляют до целого. Внешний окружной модуль определяют из условия прочно- сти зубьев на изгиб, мм: ИЩ-К* Ш > е 0,*Sde2-b-loF] Полученное значение те можно не округлять до стандарт- ного значения, ограничиваясь сотыми долями значения. Число зубьев колеса и шестерни ( z l m i n - 2 5 ) . те и Фактическое передаточное отношение U- - и Отклонение от заданного Аи = 100% не должно пре- и выша гь 4%. У г л ы делительных конусов 62 = arctg(w 31,5. При выполнении этой рекомендации число зубьев червяч- ного колеса Z2 > Z2min = 28. Это условие обеспечивает отсутст- вие подрезания ножек зубьев червячного колеса. Выполнение этого условия позволяет изготавливать червячную пару без смещения. 4.1 М А Т Е Р И А Л Ы ЧЕРВЯЧНОЙ ПАРЫ Высокие скорости скольжения требуют, чтобы материалы червяка и колеса имели низкий коэффициент трения, повы- шенную износостойкость и пониженную склонность к заеда- нию. Выполнение червячной пары из однородных материалов не дает желаемых результатов, поэтому червяк и колесо изго- тавливают из различных материалов. Червяки. Для червяков применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес. Наиболее часто применяют цементиро- ванные стали 20Х, 12ХЯЗА, 18ХГТ, твердость после закалки 57...64 HRC, а также стали 45, 40Х, 40ХН с поверхностной или объемной закалкой до твердости 46...56 HRC. Поверх- ность витков обязательно шлифуют и полируют для обеспе- чения наибольшей стойкости зубьев червячного колеса против изнашивания и повышения КПД. Червячные колеса. Червячные колеса для экономии изго- тавливают составными: венец из бронзы, а колесный центр из 26 стали. Марку бронзы выбирают в зависимости от скорости скольжения vs, значение которой ориентировочно определяют по приближенной зависимости, м/с: и 5 « 4 , 3 • К Г ^ З / Л ^ " , где щ — частота вращения червяка, мин"1; М 2 - момент на валу червячного колеса, Н • м. При \)5 = 5...25 м/с применяют оловянные бронзы марок Бр010Н1Ф1, БрО 1ОФ1; при vs = 2...5 м/с - более дешевые без- оловянные бронзы марок БрА9ЖЗЛ, БрА10Ж4Н4Л, а также латунь марки ЛЦ23А6ЖЗМц2. 4.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ Д О П У С К А Е М Ы Х Н А П Р Я Ж Е Н И Й Допускаемые напряжения определяют по эмпирическим формулам в зависимости от материала зубьев колеса, скорости скольжения, твердости поверхности витков червяка и срока службы червячной пары. Ниже приведена методика определе- ния допускаемых напряжений для червячных колес при шли- фованных и полированных червяках с твердостью поверхно- стей витков более 46 HRC. Допускаемые контактные напряжения [а#]2 для колес из оловянных бронз определяют из условия износостойкости и условия сопротивления усталостному выкрашиванию рабочих поверхностей зубьев, Н/мм2: [аяЬ = [gho]Cv ' KHL , где [оно] = 0,9ав - допускаемое контактное напряжение при числе циклов перемены напряжений, равном 107; ав - предел прочности бронзы на растяжение. Н/мм 2 (таблица А7) ; Си - коэффициент, учитывающий интенсивность изнаши- вания зубьев колеса. Его принимают в зависимости от скоро- сти скольжения. 27 Uj, м/с 1 2 3 4 5 6 7 8 с0 1,33 1,21 1,11 1,02 0,95 0,88 0,83 0,8 Коэффициент KHL долговечности при расчете на контакт- ную прочность где Nz2 - число циклов нагружения зубьев колеса за весь срок службы передачи: NZ2 - 60 • П2 • L, где п2 - частота вращения червячного колеса, мин"1; L - срок службы червячной пары, ч. п Если Nz2 > 25 -10 , то следует в расчете KHL принять NZJ = 25-107. Значения Кць не должны превышать 1,15. Сле- довательно, значения К щ лежат в интервале 1,15 < KHL < 0,67. Значения К н и н е входящие в интервал, следует принимать рав- ными одному из граничных значений. Допускаемые контакт- ные напряжения [<5н]г Для колес из безоловянных бронз и ла- туней определяют из условия сопротивления заеданию в зави- симости от скорости скольжения и^. Для безоловянных бронз [он]г = 300 - 25и„ Н/мм2 ; для латуни [оя]г = 275 - 25\)j, Н/мм2. Допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной пере- даче (зубья работают одной стороной) для всех марок бронз и латуней, Н/мм2: 28 [а/г]2 = (0,25стт + 0,0 SaB)KFL, где стт - предел текучести материала колеса, Н/мм2 (см. табли- цу А7) ; KFL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб: г [й5- где Nz2 ~ число циклов нагружения зубьев колеса за весь срок службы передачи (аналогично Nz2 при определении Кщ). Если Nz i < 106, то принимают N ^ i = Ю6, тогда K f i - 1. Если Nz2 > 25 • 107, то принимают Nz2 = 25 • 107, тогда KFL = 0,543. Следовательно, значения KFL лежат в интервале 1 > K f l > 0,543. П р и реверсивной передаче (зубья работают обеими сторо- нами) значение \онЪ, рассмотренное для нереверсивной пере- дачи с аналогичными параметрами, умножают на 0,8. 4.3 О П Р Е Д Е Л Е Н И Е Г Е О М Е Т Р И Ч Е С К И Х П А Р А М Е Т Р О В Межосевое расстояние определяют из условия прочности по контактным напряжениям, возникающим на поверхности зубьев червячного колеса, мм: а к > Ь Ь \ Щ . Значение aw округляют до ближайшего ряда Ra 40 (см. под- раздел 2.4). Предварительное значение модуля зацепления, мм: т = (1,4... 1,7) aw/zi. 29 Модуль зацепления червячной пары стандартизирован т = 1; 1,25; 1,6; 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5 и т.д. Расчетное значение т округляют до ближайшего большего стандартного. Коэффициент диаметра червяка q > 0,25z2. Не- обходимо проверить сочетание т и q. Чтобы исключить слиш- ком тонкие червяки, с увеличением т следует увеличивать q (см. таблицу А8). При несоответствии т и q следует изменить значение т в сторону увеличения. Делительные диаметры чер- вяка и колеса d\ = q • т; dj = т • z2. Диаметры вершин da 1 -d{+ 2т ; da2 =d2 + 2т. Диаметры впадин dj\=dl-2t4m; df2=d2-2,4m. Наибольший диаметр червячного колеса daM2 = da2 + 6/w /(Z] + 2) . Длина нарезанной части червяка Ь\ = (С| + С2 • z2) т , где С] и С2 - постоянные коэффициенты: С| = 11 и С2 = 0,06 при Z ] = l и 2; С\ - 12,5 и С2 = 0,09 при Z| = 4. Для шлифуемых червяков для входа и выхода шлифовально- го круга значение Ь\увеличивают на 3 т и округляют до целого. 30 Делительный угол подъема линии витка червяка у = a rc tg—. Ч Ширина венца червячного колеса bi < 0 ,75^1 при z\ — 1 и 2; Ьг < 0,67da\ при z\ = 4. Значение Ъ2 округляют до целого. Фактическая скорость скольжения, мм/с: Цуф = coj • d\ /2cosy, где Ю] - угловая скорость червяка, с"1. Уточненный К П Д червячной пары Л = tgy / tg (у + ф'), где ф' - приведенный угол трения, зависящей от скорости скольжения и5ф (таблица А9) . Уточненный момент на валу червячного колеса МГ = М\ - и • г{. 4.4 ТОЧНОСТЬ И З Г О Т О В Л Е Н И Я ЧЕРВЯЧНОЙ П А Р Ы Установлено 12 степеней точности. Выбор степени точности в зависимости от фактической скорости скольжения г^ф. Наибольшее применение находят 7-я (при и5ф < 10 м/с) и 8-я (при г)5ф < 5 м/с) степени точности. 4.5 У С И Л И Я В З А Ц Е П Л Е Н И И Окружная сила на червяке и осевая на колесе, Н: Fn=Fa2=2Mt/d,. 31 Окружная сила на колесе и осевая на червяке, Н: Радиальная сила на червяке и колесе, Н: Fr\ = Fr2 = где а = 20° - угол зацепления. 4.6 РАСЧЕТНЫЕ К О Э Ф Ф И Ц И Е Н Т Ы Коэффициент нагрузки. Для червячной передачи К н = А/г = Ар Аи, где Ар - коэффициент концентрации нагрузки; K v - коэффициент динамической нагрузки. Хорошая прирабатываемость зубьев колеса уменьшает зна- чение Ар. При постоянной внешней нагрузке Ар = 1. Червячные передачи работают плавно и бесшумно, поэтому- динамические нагрузки, возникающие в зацеплении, невелики и зависят от окружной скорости колеса х>2. При г>2<3 м/с при- нимают Au = 1, а при V2>3 м/с А„ = 1,1...1,3. Для определения Аи находят окружную скорость червячно- го колеса, мм/с: и 2 = со^ -d2/2u, где о)| - угловая скорость червяка, с - 1 ; d i - мм. 32 4.7 ПРОВЕРКА К О Н Т А К Т Н О Й ПРОЧНОСТИ ЗУБЬЕВ Если фактическая скорость скольжения и5ф отличается от ориентировочно принятой us, то необходимо уточнить [он]г, используя значение u ^ . Расчетное контактное напряжение на поверхности зубьев колеса и условие прочности, Н/мм : 170 q ° У / 2 = М2-Кн <[он]2. При невьшолнении условия прочности следует увеличить aw, выбрать другой материал колеса с большим [а//]2 и т.д. 4.8 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ЗУБЬЕВ ЧЕРВЯЧНОГО К О Л Е С А Н А ИЗГИБ 2 Напряжение изгиба и условие прочности, Н/мм : °F2 ~ - l a r h > b2 •т где Y f i - коэффициент формы зуба червячного колеса, опреде- ляется в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса щ zv2=z2/( cosy)3 2 28 30 32 35 37 40 45 50 60 80 100 YF 2 1,8 1,76 1,71 1,64 1,61 1,55 1,48 1,45 1,40 1,34 1,30 При невыполнении условия прочности действия те же, что и при проверке контактной прочности. 33 5 Р А С Ч Е Т Н А П Р О Ч Н О С Т Ь П Е Р Е Д А Ч И В И Н Т - Г А Й К А Тело винта проверяют на прочность в зависимости от вида на- гружения. Если винт испытывает сжатие, то во избежание про- дольного изгиба необходимо обеспечить запас устойчивости: „ у = ^ > [ й у ] , (5.1) "а где FA кр - критическая сила, выводящая стержень из условий его нормальной работы и приводящая к искривлению стержня под действием продольных сил; FA - осевая нагрузка на винт; К ] >4. По формуле Эйлера (X = fi • / / / > А.пре): _ N2-E-J ^а кр — ..-» ' Р - ^ / (Ц-/)* где X - гибкость винта; / - радиус инерции сечения винта (/ = d j 4); ХярС - предельная гибкость, при которой можно пользо- ваться формулой Эйлера (для СтЗ А,Пре = 100; Ст5 ?сПрс= 90); Е - J - жесткость при изгибе; ц - коэффициент приведения длины, зависящий от усло- вий закрепления винта; / - длина винта. Если гибкость стержня менее предельная, то F f l K p опреде- ляют по формуле Ясинского: F 1 йкр я -dE (a-b-l). (5.3) 34 6 Р А С Ч Е Т В А Л О В И О С Е Й Основными материалами для валов и осей являются стали Ст5 (без термообработки) и 40, 45, 50, 40Х; для высоконапряженных валов - легированные стали 40ХН, 20Х, 12ХНЗА. Для осей обычно используют углеродистую сталь обыкновенного качест- ва. Механические свойства сталей приведены в таблице А11. 6.1 РАСЧЕТ В А Л О В Основными критериями работоспособности и расчета ва- лов являются прочность и жесткость. Процессы расчета и конструирования взаимосвязаны. Поэтому определение необ- ходимых размеров валов выполняется в два этапа: проектиро- вочный расчет и проверочный расчет. 6.1.1 Проектировочный расчет На данном этапе расчета известен только крутящий момент численно равный передаваемому вращающему моменту . Изги- бающие моменты, возникающие в поперечных сечениях вала, можно определить только после разработки конструкции вала. Поэтому проектировочный расчет вала выполняют только на кручение. При этом определяют минимальный диаметр из всех участков ступенчатого вала. Условие прочности на кручение: где fVp«0,2с/з - полярный момент сопротивления круглого вала с диаметром d, м; [х] = 12...20 МПа - допускаемое напряжение при круче- нии. Низкое значение [т] компенсирует неучтенные напряже- ния изгиба, характер нагрузки и концентрацию напряжений; _ М 2 _ М 2 ^mav w9 0 ,2d l < откуда 35 Tmax - наибольшие касательные напряжения, возникающие в сечении вала; M z - крутящий момент, Н • м. Полученное значение d (мм) округляют до ближайшего большего из ряда Ra 40. По выбранному значению d с учетом удобства сборки и фиксации деталей в осевом направлении назначают остальные посадочные диаметры вала. 6.1.2 Проверочный расчет После разработки конструкции вала составляют его расчет- ную схему. Вал рассматривают как балку, лежащую на шарнир- ных опорах и нагруженную сосредоточенными силами и момен- тами. Точки приложения сил и моментов принимаются по сере- дине длины элемента, передающего эти силы и моменты на вал. Тип опоры на расчетной схеме выбирается по восприни- маемой нагрузке. Подшипники, воспринимающие одновре- менно радиальные и осевые силы, рассматривают как шар- нирно-иеподвижные опоры, а подшипники, воспринимающие только радиальные силы, - как шарнирно подвижные. Дпя опор скольжения, расположенных по концам валов, ус- ловные шарниры располагают примерно на расстоянии 0,5 диа- метра вала, но не менее 0,25...0,35 длины опоры от ее кромки со стороны вала. При составлении расчетной схемы следует пользо- ваться следующей последовательностью действий: 1. Вал изображается в виде прямой линии, совпадающей с осыо вала z. 2. Опоры заменяют их реакциями Ry и Rx (вертикальными и горизонтальными). 3. Окружные, радиальные и осевые усилия, возникающие в зацеплениях зубчатых колес, проецируют на взаимоперпен- дикулярные оси Хи Y (горизонтальную и вертикальную) и пе- реносят на ось вала (параллельный перенос). 4. При параллельном переносе осевой и окружной сил, воз- никающих в зацеплении, следует помнить, что осевая сила создаст сосредоточенный изгибающий момент, а окружная - вращаю- щий. Эти силы необходимо указать на расчетной схеме. 36 После составления расчетной схемы определяют значения реакций опор Rx и Ry, строят эпюры изгибающих Мх и Ыу и крутящих моментов М2 . При определении реакций опор и построении эпюр следует помнить, что значения реакций и вид эпюр определяют внеш- ние усилия, лежащие в той же плоскости, что и определяемая реакция или эпюра. По эпюрам изгибающих М х , М у и крутящих M z моментов определяют опасное сечение, в котором эквивалентный мо- мент Л/э имеет максимальное значение. Эквивалентный мо- мент определяют на основании 4-й теории прочности, Н - м : Л/э = tJMx2 + Му2 + 0,75MZ2 . 6.1.3 Расчет на статическую прочность Расчет на статическую прочность производят в целях пре- дупреждения пластических деформаций и разрушений при кратковременных перегрузках (например, в период пуска и т.д.). При этом определяют эквивалентные напряжения аэ по мак- симальному значению эквивалентного момента гг — ^ э т а х э~ w ' где W - осевой момент сопротивления сечения вала Условие статической прочности О э < М max, где fa]m a x - предельное допускаемое напряжение. Значение [а ] т а х при расчетах на статическую прочность принимают равным 0,8ат, где а т - предел текучести материала 37 вала. При невыполнении условия прочности следует увеличить диаметр вала или изменить характеристики материала вала. 6.1.4 Расчет на сопротивление усталости Валы при работе испытывают циклически изменяющиеся напряжения. В этом случае основной вид разрушения валов, как установлено практикой, - усталостное разрушение. По- этому для валов расчет на сопротивление усталости является основным расчетом на прочность. Расчет на сопротивление усталости заключается в определе- нии расчетных коэффициентов запаса прочности S в предполо- жительно опасных сечениях, предварительно намеченных в со- ответствии с эпюрами изгибающих и крутящих моментов и рас- положением зон концентрации напряжений, и сравнении их с допустимыми значениями коэффициентов запаса прочности [S]. При этом должно выполняться условие усталостной прочности: где [ 5 ] = 1,5...2,0; Sa и Sx - запас сопротивления усталости только по изгибу и только по кручению соответственно: где G_i и т_1 - пределы выносливости материала вала, опреде- ляемые по таблицам или по приближенным формулам Од и та - амплитуды циклов напряжений; о т и т„, - средние напряжения циклов напряжений; Kd и Кр - масштабный фактор и фактор шероховатости поверхности (назначаются по таблицам А12 и А13) ; 38 9 • 9 S- - а 1 ^[S], G a - K a / ( K d - K F ) + \ v a . < 5 m y Ta-KJ{Kd-KF) + \\f,-Tm* а-, я (0,4.-0,5) ав ; т_, » (0,2...0,3) а, А'о и К т - эффективные коэффициенты концентрации на- пряжений при изгибе и кручении (таблица А Н ) ; ц/0 и v|/t - коэффициенты, корректирующие влияние сред- них напряжений циклов напряжений на сопротивление уста- лости (их значения принимают в зависимости от предела прочности материала вала). ов, М П а 350...520 520...720 720... 1000 1000... 1200 Уо 0 0,05 0,1 0,2 Ъ 0 0 0,05 0,1 При расчете оа , т0, о ш и т,„ необходимо прежде всего уста- новить характер циклов нагружений. В практических случаях можно пользоваться следующими рекомендациями: а) при вращении вала в одну сторону или при редком его реверсировании принимают, что напряжение изгиба изменя- ется по симметричному циклу, а напряжение кручения - по отнулевому; при этом от = 0; ва = а; ха = тт = 0,5т, М „ М и Му. М к где о = — - ~ — ; т = — - ~ ^ ; W fVp 0,2d Мь Мк - изгибающий и крутящий моменты в расчетном сечении; d - диаметр вала; б) в случае частого реверсирования вала, что наблюдается в приводах следящих систем, принимают, что напряжения изгиба и кручения изменяются по симметричному циклу; при этом аот = 0; (5 а = о; х„, = 0; та = х. При невыполнении условия усталостной прочности следует добиться его выполнения коррекцией параметров вала (диа- метра и механических характеристик материала). 39 6.2 РАСЧЕТ ОСЕЙ 6.2.1 Проектировочный расчет В приводах РЭА используются оси, имеющие две опоры, и консольные оси, неподвижные и вращающиеся. По конструк- ции оси составляют расчетную схему (балка на двух шарнир- ных опорах или защемленная одним концом). Определяют го- ризонтальные RX1 вертикальные Яу реакции опор и строят эпюры изгибающих моментов Му для горизонтальной и Мх вертикальной плоскостей. Устанавливают опасное сечение по максимуму полного изгибающего момента: М и = J М х 2 + M v 2 . Из условия прочности на изгиб определяют диаметр оси, м: где М и щах - максимальный изгибающий момент, Н- м; [о] - допускаемое напряжение изгиба, Па. Выбор [а]. В неподвижных осях напряжения изменяются по отнулевому циклу. В этом случае для осей, изготовляемых из углеродистых сталей, МПа: где {go] - допускаемое напряжение изгиба материала при ну- левом цикле. Меньшие значения рекомендуется принимать при наличии концентратов напряжений. Во вращающихся осях напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу. Для них принимают Если ось в расчетном сечении имеет шпоночный паз, то получаемый диаметр увеличивают примерно на 10 % и округ- ляют до ближайшего большего значения из ряда Ra 40, в мм. 6.2.2 Проверенный расчет Расчет осей на сопротивление усталости и изгибную жесткость - частный случай расчета валов при крутящем моменте М- - 0. М = [сто] = ЮО... 160, [ ° ] = (0,5...0,6) [оо]. 40 7 О П О Р Ы В А Л О В И О С Е Й Чаще всего в качестве опор валов и осей в механизмах ра- диоэлектронных устройств применяют подшипники скольже- ния и качения. Подшипники скольжения применяют при необходимости получить небольшие габаритные размеры опоры и повышен- ных требованиях к бесшумности работы механизма. Эти под- ш и п н и к и отличаются простой конструкцией и небольшой стоимостью, но на них накладываются ограничения по скоро- сти вращения вала. Они часто могут требовать специальных систем смазки подшипникового узла. Наибольшее распространение получили цилиндрические подшипники качения. Достоинства их заключаются в малом мо- менте трения, особенно в период пуска, что имеет первостепен- ное значение для механизмов с часто повторяющимся пуском. 7.1 РАСЧЕТ Ц И Л И Н Д Р И Ч Е С К И Х П О Д Ш И П Н И К О В С К О Л Ь Ж Е Н И Я Для подшипников сухого и граничного треиия используют приближенные методы расчета - по удельному давлению: Р ~ < . [ Р ] , ( 7 . 1 ) где F - нагрузка на опору, Н; d t l - внутренний диаметр и длина вкладыша, мм; [/>] - допускаемое давление, МПа. Подшипники скольжения рассчитывают также по крите- рию теплостойкости, который предусматривает обеспечение нормального теплового режима работы опоры. Принимая во внимание, что интенсивность тепловыделения пропорциональна развиваемой удельной мощности сил трения, критерий тепло- стойкости выражается условием 41 Р *•<*'» * F ' N <[/>.И1 u I'd 60-1000 19,MO 3 - / где x> - расчетная скорость скольжения, м/с; п - частота вращения цапфы вала, мин"1; [Р • и] - допускаемое значение критерия теплостойкости МПа-м/с . Условия смазки существенно влияют на допускаемое значе- ние [Р • и]: при периодической смазке табличное значение можно увеличить на 50 %, а при регулярной - на 100 % (таблица А15). 7.2 РАСЧЕТ П О Д Ш И П Н И К О В К А Ч Е Н И Я Расчет подшипников качения заключается в определении долговечности L к о т о р а я характеризует вероятный ресурс работы подшипника в зависимости от нагрузки, скорости, температуры и других факторов. Под расчетной долговечно- стью Lh понимают время (ч), в течение которого гарантирует- ся 90 %-я надежность работы подшипников при определен- ных условиях эксплуатации. Если частота вращения кольца подшипника п > 1 мин"1, то расчет ведут по динамической гру- зоподъемности С. Для п < 1 мин"1 определяется лишь статиче- ская грузоподъемность (если 1 < п < 10, то п ~ 10). Условие работоспособности подшипника качения имеет вид: 1 U< 105 / (6л) • ( C / F 3 f ; С р =(6-10"" 5 - /7-L / f ) / > -F 3 < С , где С - динамическая грузоподъемность (справочн.); F j - расчетная (эквивалентная нагрузка), Н; Р - степенной показатель (для шарикоподшипников Р = 3, для роликовых - Р ~ 10/3); Ср - расчетная динамическая грузоподъемность подшип- ника, Н. 42 Значение F3 определяют по следующим формулам: для радиальных и радиально-упорных подшипников FJ ~ (XVFR + YFA) КЬКГ; для упорных подшипников F? = FA KTI где FR и FA - радиальная и осевая нагрузка, Н ; ХИ Y - безразмерные коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипника и способа нагруже- ния (справочная); V - кинематический коэффициент, учитывающий число нагружений тел качения при работе подшипника (если враща- ется внутреннее кольцо, то V = 1, если наружное - V = 1,2); Кь - динамический коэффициент безопасности, учиты- вающий кратковременные дополнительные нагрузки на под- шипник , для передаточных механизмов с возможными незна- чительными перегрузками и толчками = 1,1... 1,5; КТ - температурный коэффициент, который зависит от теплового режима работы подшипников. т,°с 125 150 175 200 225 250 кх 1,05 1,1 1,15 1,25 1,35 1,4 При вращения колец подшипника с частотой менее 1 мин"1, подшипник выбирают так, чтобы эквивалентная статическая нагрузка PQ не превышала статической грузоподъемности Q . Эквивалентную статическую нагрузку Ро при чисто радиаль- ном или осевом нагружении полагают равной внешней на- грузке, а при комбинированном нагружении определяют как большую из двух значений, рассчитанных по формулам PO=XOFR+YQFA, P0 = FR. Для радиальных ш а р и к о п о д ш и п н и к о в ^ - 0,6; Го = 0.5, для радиально-упорных XQ ~ 0,5; Го = 0,47 (для А ~ 12°). 43 8 К О Р П У С А И К О Р П У С Н Ы Е Д Е Т А Л И Корпуса и корпусные детали служат для установки под- вижных и неподвижных деталей и сборочных единиц меха- низмов приборов, в частности опор в виде подшипников скольжения и качения, электродвигателей и т. д., а также для их зашиты от внешних воздействий, удобства монтажа и безопасности эксплуатации. Выбор типа и формы корпусов зависит от функционального назначения, условий эксплуата- ции, места установки, серийности, кинематической и компо- новочной схем механизма. По конструктивным признакам и условиям сборки корпуса механизмов приборов разделяют на цельные, разъемные и сборные. Цельные корпуса призматической или коробчатой формы обладают высокой прочностью и жесткостью, что позволяет проектировать конструкции с различным пространственным расположением деталей и узлов механизмов, для установки которых предусматривают монтажные отверстия. Цельные корпуса изготавливают, как правило, литьем с последующей механической отработкой. Разъемные корпуса обычно состоят из двух частей, плос- кость разъема которых в зависимости от компоновочной схе- мы механизма совпадает с плоскостью осей валов или распо- лагается перпендикулярно к осям валов. Разъемные корпуса также обладают высокой прочностью и жесткостью, доста- точно хорошо защищают детали и узлы механизмов от внеш- них воздействий и допускают применение поузлового прин- ципа сборки механизма. Сборные корпуса состоят из отдельных деталей, соединяе- мых винтами, штифтами или сваркой. Одноплатные конст- рукции корпусов часто изготавливают с цилиндрическими приливами, в которые устанавливают подшипники и т.д. Де- тали или узлы механизма могут располагаться по одну или обе 44 стороны платы. Корпуса этого типа технологичны, обеспечи- вают узловую сборку и удобство регулировки, допускают унификацию большого числа применяемых деталей и узлов. И х используют как в серийном, так и в единичном производ- ствах. Двухплатные корпуса изготавливают как с регулируе- мым, так и нерегулируемым расстоянием между платами. Обычно применяют двухплатные корпуса с параллельным расположением плат, которые соединяют между собой стой- ками и закрепляют винтами или развальцовкой. 45 С П И С О К Л И Т Е Р А Т У Р Ы 1. Муха, Т.И. Приводы машин. Справочник / Т.Н. Муха, Б.В. Януш, AT I . Цуников; иод ред. В.В. Длоугого. - Л . : Ма- шиностроение, 1975. - 344 с. 2. Дрыгин, В.В. Проектирование механизмов подъема гру- за: методические указания по дисциплине «Подъемно-транс- портные и погрузочно-разгрузочные машины» / В.В. Дрыгин. - Хабаровск: ХабИИЖТ, 1981. 3. Дунаев, П.Ф., Конструирование узлов и деталей машин / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - М. : Высшая школа, 1985 . -416 с. 4. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернав- ский [и др.]. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с. 5. Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей ма- шин / А.Е. Шейнблит. - М. : Высшая школа, 1991. - 432 с. 6. Иванов, М.Н. Детали машин. Курсовое проектирование / M.I I . Иванов, В.Н. И в а н о в . - М . : Высшая школа, 1 9 7 5 . - 5 5 1 с. 7. Детали машин: Атлас конструкции / под ред. Д .Н. Ре- шетова. - М.: Машиностроение, 1979. - 367 с. 8. Решетов, Д.Н. Детали машин / Д.Н. Решетов. - М. : Ма- шиностроение, 1989. - 4 9 6 с. 9. Иванов, М.Н. Детали машин / М.Н. Иванов. - М.: Выс- шая школа, 1991. - 383 с. 10. Яворский, Н.И. Изучение конструкции цилиндрическо- го зубчатого редуктора / Н.И. Яворский, Ю.В. Козерод. - Ха- баровск: Д В Г У П С , 1992. 11. Проектирование механических передач / С.А. Чернав- ский [и др.]. - М. : Машиностроение, 1976. - 608 с. 12. Проектирование механических передач / С.А. Чернав- ский [и др.]. - М. : Машиностроение, 1984. - 560 с. 13. Дрыгин , В.В. Единая система конструкторской до- кументации в курсовом и дипломном проектировании / В.В. Дрыгин, Ю.В. Козерод. - 3-е изд. - Хабаровск: Д В Г У П С , 1998. - Ч. 1: Оформление пояснительной записки: методиче- ские указания на выполнение курсового и дипломного проек- тирования. - 25 с. 46 ПРИЛОЖЕНИЕ А Справочные данные Таблица А 1 - Ориентировочные значения основных х а р а к т е р и с т и к механических передач (с учетом потерь в подшипниках) Передаточное число К П Д при Виды передач часто встречающееся наибольшее номиналь- ной нагрузке Цилиндрические зубчатые: прямозубые косозубые 3 . . .5 4 . . . 7 10.. .12 12...15 0,90. . .0,98 Конические зубчатые 2 . . . 4 5 . . .10 0,88. . .0,94 Винтовые зубчатые 1.. .4 8 . . .10 0,75. . .0,9 Червячные: однозаходные 30. . . 100 300 0,5 самотормозящиеся однозаходные 30 . . .60 до 300 0,5. . .0 ,7 несамотормозящиеся самотормозящиеся 15. . .40 50. . .60 0,7. . .0 ,8 двухзахолные многозаходные 10. . .20 30. . .40 0,80. . .0 ,90 Ременные: плоскоременные клиноременные 2 . . .4 3 . . . 6 5 . . .7 8 . . .10 0,80.. .0,95 0,90.. .0,95 круглоременные 2 . . .3 6 0,8. . .0 ,9 Фрикционные 2 . . . 4 8 . . .10 0,75. . .0 ,90 Таблица А2 - Механические свойства сталей Марка стали Твердость Предел прочно- сти ов, Н/мм2 Предел текуче- стиаТ) Н/мм2 Термическая обработка сердцевины Н В поверхности H R C 35 163. . .192 - 550 270 Нормализация 45 179. . .207 - 600 320 - 45 235 . . .262 - 780 540 Улучшение 45 269 . . .302 - 890 650 - 4 0 Х 235 . . .262 - 790 640 - 4 0 Х 269 . . .302 - 900 650 - 4 0 Х 269 . . .302 46 . . .51 900 750 Улучшение и закалка Т В Ч 48 Таблица A3 - Значения а//у и ал) в зависимости от способа термообработки Термообработка Марка сталей а но, Н/мм2 aw, Н/мм Нормализация 35; 45; 4 0 Х ; 4 0 Х Н ; 3 5 Х М 2 Н В + 70 1,8 Н В Таблица А 4 - Значения NHO в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев Средняя твер- дость поверх- ности зубьев Н В 200 250 300 350 400 450 500 550 600 H R C - 27 34 39 44 48 53 57 61 NHO* м л н циклов 10 16,5 25 36,4 50 68 87 i 14 143 Таблица А5 - Значения Кщ и Кру Расположе- ние шестерни относительно опор Твердость поверхно- сти зубьев колеса, НВ Kffр и в зависимости от коэффициента 0,2 0,4 0,6 0,8 1.2 Симметрич- ное <350 1,01/1,01 1,02/1,03 1,03/1,05 1,04/1,07 1,07/1,14 >350 1,01/1,02 1,02/1,04 1,04/1,08 1,07/1,14 1,16/1,3 Несиммет- ричное <350 1,03/1,05 1,05/1,1 1,07/1,17 1,12/1,25 1,19/1,42 >350 1,06/1,09 1,12/1,18 1,2/1,3 1,29/1,43 1,48-'1,73 Консольное, опоры шарикопод- шипники <350 1,08/1,16 1,17/1,37 1,28/1,64 - >350 1,22/1,33 1,44/1,7 - - - Консольное, опоры роликопод- шипники <350 1,06/1,1 1,12/1,22 1,19/1,38 1,27/1,57 - >350 1,11/1,2 1,25/1,44 1,45/1,71 - - Примечание, в числителе даны значения К н а в знаменателе - К^. 49 Таблица А6 - Значении Кн\> и Крь Т и п колес Твердость поверхности зубьев колеса, Н В Значения коэффициентов Кн» Прямозубые <350 1,2 1,4 >350 и 1,2 Косозубые и шевронные <350 U 1,2 >350 1,05 1,1 Таблица А7 - Механические характеристики материалов венцов червячных колес Материал колеса Механические характеристики, Н/ мм2 От БрО 10Ф1 275 200 БрА9ЖЗЛ 500 230 БрА 10Ж4Н4Л 650 430 Л Ц 2 3 А 6 Ж Э М ц 2 450 295 Таблица А8 - Сочетания m u q т , мм 1; 1,25; 1,6; 2 2,5; 3,15; 4;5 6,3 8; 10; 12,5 Я 10; 12,5; 16, 20 8; 10; 12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 16; 20 Таблица А9 - Значения ф' в зависимости от фактической скорости скольжения Материал Угол ф' при скорости скольжения и1ф, м/с венца колеса 1,0 1,5 2 2,5 ч J 4 7 10 Оловянные бронзы 2°30' 2°20' 2° Г40 ' 1°30' Г 2 0 ' 1° 0°55' Безоловянные брон- зы, латуни и чугуны 3°Ю' 2°50' 2°30' 2°20' 2° 1°40' 1°30' 1°20' Таблица А10 - Значения Л, В, X, Материал а, М П а h, М П а 1 л п р е СтЗ и сталь 20 310 1,14 100 Ст5 и сталь 30 345 1,24 90 50 Таблица A l l - Механические характеристики материалов валов Марка Твердость, НВ, не ниже Механические характеристики стали, М П а о» От о. , Т-| 45 200 560 280 250 150 270 900 650 380 230 4 ОХ 200 730 500 320 210 270 900 750 410 240 4 0 Х Н 240 820 650 360 210 270 920 750 420 250 20Х 197 650 400 300 160 12ХНЗА 260 950 700 420 210 Таблица А12 - Значения коэффициента K j Материал K j при диаметре вала d, мм <10 20 30 40 50 70 100 Для углероди- стых сталей 1 0,92 0,88 0,85 0,81 0,76 0,71 Для легиро- ванных сталей 1 0,83 0,77 0,73 0,70 0,67 0,6 Таблица А13 - Значения коэффициента KF Показатель шероховатости поверхности Ra, мкм Kf при а„, М П а 500 700 900 1200 0,1...0,4 1,0 1,0 1,0 1,0 0,8...3,2 0,95 0,9 0,81 0,8 Таблица А14 - Значения коэффициентов Ка и Кх Фактор концентрации напряжений Ка Кх ов, М П а <700 >1000 <700 >1000 1 2 3 4 5 Галтель при rid = 0,02 (Dld= 1,25...2) 0,06 0,10 2,5 3,50 1,80 2,10 1,85 2,00 1,40 1,43 1,60 1,64 1,25 1,35 51 Окончание таблицы А14 1 2 3 4 5 Выточка при г/с/ = 0,02 1,90 2,35 1,40 1,70 (f = r ) 0,06 1,80 2,00 1,35 1,65 0,10 1,70 1,85 1,25 1,50 Поперечное отверстие при a/d= 0,05.. .0,25 1,90 2,00 1,75 2,00 Шпоночный паз 1,70 2,00 1,40 1,70 Шлицы При расчете по внутреннему диаметру можно принимать К^- Кх= 1 Прессовая посадка при р > 200 М П а (без конст- руктивных мер, умень- шающих концентрацию) 2,4 3,6 1,8 2,5 Резьба 1,8 2,4 1,2 1,5 Примечание. При наличии нескольких концентраторов напряжений в одном сечении в расчет принимается гот, у которого больше Ка или Кх. Таблица А15 - Значения [Р] и Наименование материала вкладыша [Р], М П а [Р-\)]% МПа -м/с Бронза: Бр. О Ц С 5-5-5 Бр. А Ж 9-4 8 15 12 12 Пористый бронзографит: и = 0,1 м/с и = 1 м/с 15 5 15 5 Резина 4 10 Текстолит 12 J 0 Капрон 5 10 52 ПРИЛОЖЕНИЕ Б Справочные данные Для реверсивного механизма прибора выбрать электродвига- тель постоянного тока, построить структурную и кинематиче- скую схемы, провести силовой расчет передаточного механизма. Кинематический расчет Исходные данные: У гол поворота выходного вала а, ° Время поворота /, с Момент сопротивления Л/с, Н м Требуемая мощность на выходе: Л » ы х = М с • с о , где Q) - 2 т - угловая скорость выходного вала. 360/ 271-500 0 _ . -1 00 = = 8.72 с . 360-1 РВЬ1Х = 0,1 -8,72 = 0,87 Вт. Так как структура механизма пока неизвестна, условно примем его К П Д = 0,5. Тогда мощность электродвигателя: Лш = Р.ЫХ / К П Д = 0,87 / 0,5 = 1,74 Вт. Выбираем электродвигатель МН-145А с выходной мощно- стью / ^ „ = 2,45 Вт, крутящим моментом М д в = 0,165 Н-м и скоростью вращения вала содв = 145 мин - 1 = 15,18 с - 1 . Передаточное отношение механизма и - о)дв / о) = 15,18/ 8,72 = 1,74. Такое передаточное отношение обеспечивается односту- пенчатой цилиндрической зубчатой передачей. Число зубьев 500 1 0,1 54 входного колеса z\ = 20, выходного zi = z\ • и = 20 • 1,74 = 34,8. Число z i нецелое, что невозможно. Выбираем z i - 35, при этом и= 1,75. Погрешность передаточного отношения 0,6% от 500° равно 3°, что будет учтено при расчете на точность. Структурная схема механизма показана на рисунке Б1, ки- нематическая - на рисунке Б2. Функция преобразования а = / ( а в х ) = а в х ' — = авх ~ = 0 ,57а в х . эд СЦ,х З Г 1 а Рисунок Б1 - Структурная схема механизма Z, = 20 Рисунок Б2 - Кинематическая схема механизма Силовой расчет Выполним расчет зубчатой передачи. Зубчатая передача является закрытой и работает со смаз- кой, поэтому основным является расчет межосевого расстоя- ния из условия контактной прочности зубьев: 55 / /Г 0,34 -1 о 1 К М ] л = (и + 1).3 — г — j - - Ч где и = Up = 1,75 - передаточное отношение редуктора; [а//] - допускаемые контактные напряжения, для улуч- шенных колес из стали 40Х [а//] = 770 МПа; К - коэффициент нагрузки, с учетом консольного располо- жения звездочек цепной передачи на валах редуктора К = 1,5; М\ - момент на шестерне, М\ - M z = 0,1 Н-м; - коэффициент ширины колеса, для прямозубых колес 4>я = 0,3; к„ - коэффициент, учитывающий суммарную длину кон- тактных линий, для прямозубых колес к „ - \ . Расчетное значение межосевого расстояния (л пс л J f O M ) 2 1,5-0,1 Л Г 1 Л С а = ( 1,75 + l b ? — — = 0,0105 м. V VV 770 J 0,3-1,75-1 Округляем расчетное значение до ближайшего большего стандартного а = 12 мм. Модуль зубчатой передачи т = 2а / (zj + zi) - 2 • 12 / (20 + 35 )« « 0,44 мм. Округляем расчетное значение до ближайшего большего стандартного т = 0,5 мм. Уточненное значение межосевого расстояния а = 0,5т (zi + zi) = = 13,75 мм. Проверим передачу на изгиб зубьев. Напряжение изгиба 2 МгУ Ym2Bz{kn где у - коэффициент износа, для закрытых передач у = 1; У - коэффициент формы зуба, для z\ = 20 Y = 0,372; В - ширина зубчатого колеса, В = а • ц/а = 13,75 0,3 » 5 мм. 56 В результате получаем 2 ' ° ' М = 21,5• 106 Па. 0,372-0,52 -1СГ6 - 5 - Ю " 3 -20-1 Допустимое значение [сти] определяется по формуле г 1 l,5a_i кр K J = м , . где a_i - предел выносливости при изгибе, для стали 40Х сг_, = 455 МПа; кр - коэффициент режима нагрузки, при неравномерной нагрузке кр = 1,5; [п] - требуемый коэффициент запаса прочности, [п] = 1,5; къ - коэффициент концентрации напряжений, к^ = 1,5. г 1 1,5-455.1,5 . . . . „ a J = = 455 МПа. L u i 1,5-1,5 Расчетное значение напряжений 21,5 МПа меньше допус- тимого 455 МПа, следовательно, изгибная прочность зубьев обеспечивается. Расчеты типовых элементов механизма Расчет выходного вала на кручение. На выходной конец вала действует момент сопротивления Л/с = 0,1 Н-м. Условие прочности вала может быть записано в виде р где fVp - полярный момент сопротивления сечения вала: w - n ' d * р 16 ' где du - диаметр вала, dB = 6 мм; 57 [т к ] - допускаемые напряжения для материала вала при кручении, для улучшенной стали 40Х при знакопеременной нагрузке [т к ] =115 МПа. Отсюда = = ">-0,1 = 2,36 -106 Па = 2,36 МПа. л - d ] 3,14-0,006 Так как тк = 2,36 МПа < [тк ] = 115 МПа, прочность выход- ного вала обеспечивается. Расчет штифтового соединения Выполним расчет штифтового крепления зубчатого колеса на выходном валу. Эскиз соединения показан на рисунке БЗ. Конструктивные размеры: dB = 10 мм, D = 15 мм. На соедине- ние действует выходной момент сопротивления М с = 0,1 Н-м. Требуется рассчитать диаметр штифта. Ш а Рисунок БЗ - Эскиз штифтового соединения Расчет штифта на срез. Условие прочности штифта 2 М , т ср dв' ^ср 4 с Р ] . где Аср = тсс/2/4 - площадь среза; [тср] - допускаемые напряжения для материала штифта при срезе, [тср] = 80 МПа. 58 Отсюда , I 8 • Мс I Г О Л Л 1 Л - з л - г d = f-—1 = ! =0,56-10 м = 0,э6 мм. V ^ ^ B ' b c p J у ЗЛ4-0,01 -80-10 Расчет штифта на смятие. Условие прочности штифта 2Мс 1 асм ~ , . ^[gcmJ> в ' лш где Асм = d{D - dB) - площадь смятия; [асм ] - допускаемые напряжения для материала штифта при смятии, [стсм] = 200 МПа. Отсюда , 2 - М с 2-0,1 _ Л 1 . _ 6 d = т 1 = т- =20-10 м = da-(D-dB)- [ o j 0,01 • (0,015- 0,01) • 200-106 = 0,02 мм. По результатам расчета диаметр штифта должен быть не менее 0,56 мм. В соответствии с диаметром вала выбираем штифт диаметром 1,6 мм. Выбор подшипников качения Так как вал ;шигателя имеет диаметр 6 мм, то входной вал ме- ханизма будет иметь тот же диаметр, он же является посадочным диаметром подшипников. Выходной вал для унификации уста- новлен на подшипниках такого же размера. При крутящем мо- менте на выходном валу М с = 0,1 Н-м, радиальная нагрузка на подшипники Fr~2MJd2 = 2 • 0,1 /17,5-10~3 = 11,43 Н. Осевая на- грузка Fa равна нулю, так как используются цилиндрические 59 прямозубые колеса, поэтому выбираем радиальные шарикопод- шипники. Скорость вращения валов больше 1 мин - 1 , поэтому расчет ведется по динамической фузоподъемности. Эквивалентная динамическая нафузка Р = {XVFг + YFa)K^Kr, где X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, для радиального подшипника Х - 0,6; V - коэффициент вращения, при вращающемся внутрен- нем кольце и неподвижном наружном V = 1; Kq - коэффициент безопасности, для нормальных условий К6= 1; K j - температурный коэффициент, при нормальных тем- пературных условиях равен 1. В итоге получим Р = 0,6-11,43 = 6,86 Н. Срок службы по заданию /,/, = 5000 часов, или в оборотах: L = 60/7 Lh' 10-6, млн об; где п - скорость вращения, мин -1 ; п = 83,3 мин -1 (из кинематического расчета). Срок службы L = 60-83,3-5000-10"6 = 25 млн об. Расчетная динамическая фузоподъемность Ср = 1УаР, где а - коэффициент, зависящий от типа подшипника, для радиального подшипника а = 3. Расчетная динамическая грузоподъемность Ср = 251/3 • 6,86 = = 20 Н. По ГОСТ 8338-75 выбираем радиальный однорядный ша- рикоподшипник с посадочным диаметром 6 мм и динамиче- ской грузоподъемностью больше 20 Н. Подходящий подшип- 'ник - 1000096 (наружный диаметр 15 мм, ширина - 5 мм, ди- намическая фузоподъемность - 1470 Н). 60 ПРИЛОЖЕНИЕ В Справочные данные CQ О Си О ю S о. с 3 н X <и S о с; Q о S X 4 с 5 Я" о к п о с f- о ю cd а, CQ О О а* >> * СЗ К « К К Л 3 Г) 5 ь <т« с5 к а л да 62 3HHEh3KHd[| П ус ки ча с- ты е П ус ки ре д- ки е эжКх эи 'muogedio TJLDOHhOJ, m О ГЧ Оо (N о CN «л Ь (N О ГЛ Со о CN о гч В1ГВЯ ojoniroxisa B-iodoeou L'OJK jwhogej CN ъ оо о -н ь (N ь ТГ rf 41 о ш rf 41 ^ СЛ •н о m тГ ЧН ь (N 41 ь (N Г-41 яюоньох 'axshoed ndii BMond iHsnodu 'Bxahoed iroxaj^ j - В -1 % | В- 4, 5% 1 7. S В- 10 % NO О4 m t 0Q М -м В- 1% В- 10 % В- 10 % JiwgBd wnattj о Ь<£ BiPhDEd mid3ind)j ON М ин им из аи ия с ум ма рн о- го м еж ос ев ог о ра сс то ян ия | М ин им из ац ия м ас сы | М ин им из ац ия м ас сы | Бы ст ро де йс тв ие М ин им из ац ия с ум ма рн о- го л ин ей но го р ас ст оя ни я М ии им из ац ия су мм ар но й пл ощ ад и зу бч ат ых ко ле с Бы ст ро де йс тв ие М ин им из ац ия j по гр еш но ст и М ин им из ац ия га ба ри то в 1 h 'ээнэи эн Ччдж/йгэ Mod^ ОС 30 00 | 20 00 | S о о ю о о ю 0001 8 8 гп о о С"! BXCU troj и! а С С С J2. Си с С С 30 'иипехеАиаш^ cd/CiEd3UW3j_ NO -2 0. ..+ 40 о тГ 4 о CN 1 о гГ +1 о V) 41 -2 0. ..+ 40 О гг 4i о m 41 О ГГ 4 С 7 О т 41 ZW.J5« ' Y MMEKdLlBH MHndsiiH mawoj^ 0,1 5 ГО о" сч о" «1 о' 0,1 5 0,2 5 о" 0,1 5 Г! о" p/vcd lH2/ BiTBa сиоигохтш KHHsnreda 3MH3dOMD-< 9080lTJ/^ n- о (N О о VI о (N ос 1Г> о Г-1 о нии 'вива ojontroxm KHHsTTreda вюхэвь rn О о ГЧ v> гГ О гч V) ГГ о гч W H "VV ratXdiBH xHawojAj CN «О о" - VI ГЛ о" 1, 25 «П о' 0 01 1,2 5 1Г) о" «п ГО о" iHBHdcg i - - ГЧ г-1 т m с ... г-> ОО а- bG а х 4 ю <й н 1) 5 X -Н о -н с «о •Н о НН «п 0,2 5 (N о" 0,1 5 1 0,2 5 | го о (N о" (N О о" СП о" о" го о* W1 о" П о" VO о" - 0,3 5 j VC о" ш о" - 1 1, 25 I - (N 0,3 5 1,2 5 J 1 0, 6 - о - гм со X s - = а. с 05 ье о S с. н I а> Q. 5 С а . ,. И >s о S а _ X й и « Ж - ' я о о. с Р а> т н о vo „ m Й л 5 а а ж g с* О «и Си Си i § и Учебное издание ЭЛЕМЕНТЫ ПРИБОРОВ Методические указания к выполнению курсовой работы для студентов приборостроительных специальностей С о с т а в и т е л и : К О Л Е С Н И К О В Василий Сергеевич Н О В И К О В Александр Анатольевич Редактор JI.H. Шалаева Технический редактор О.В. Дубовик Компьютерная верстка О.В. Дубовик Подписано в печать 29.03.2009. Формат 60x847 1 6 . Бумага офсетная. Отпечатано на ризографе. Гарнитура Тайме. Усл. печ. л. 3,78. Уч.-изд. л. 2,96. Тираж 150. Заказ 1135. Издатель и полиграфическое исполнение: Белорусский национальный технический университет. Л И № 02330/0131627 от 01.04.2004. Проспект Независимости, 65 .220013 , Минск.