Курсовая работа: Проектирование исполнительного механизма с двигателем и одним выходным валом

-0,08 + 0.9 – 1.11 + 0.37 = 0

Изгибающие моменты на участках zi даны в таблице 1.

Таблица 1 - Изгибающие моменты в плоскости YOZ.

0 ≤ x1 ≤ a1

a1 ≤ x2 ≤ a1+a2

0 ≤ x3 ≤ a3

M1 = RA . x1

x1 = 0 , M1 = 0

x1 = a1 ,

M1 = -0.08 . 7 = -0.56 Н.мм

M2 = RA . x2 + T4 . (x2 - a1)

x2 = a1 , M2 = -0.56 Н.мм

x2 = a1+a2 ,

M2 = -2.36+8.325 = 5.96 Н.мм

M3 = RB . x3

x3 = 0 , M3 = 0

x3 = a3 ,

M3 = 0.9 . 7.5 = 6 Н.мм

Эпюра МХ представлена на рис.

Рисунок 8 - Эпюра МХ

Рассмотрим плоский изгиб в плоскости XOZ (рис. 9).

Рисунок 9 - Усилия, действующие в плоскости XOZ

Определим реакции в опорах из условий равновесия:

RB = 1.07 Н

RА = 0.59 Н

Проверка

0.59+1.07-0.37-1.11 = 0

Изгибающие моменты на участках zi даны в таблице 2.

Таблица 2 - Изгибающие моменты в плоскости XOZ.

0 ≤ x1 ≤ a1

a1 ≤ x2 ≤ a1+a2

0 ≤ x3 ≤ a3

M1 = RA . x1

x1 = 0 , M1 = 0

x1 = a1 ,

M1 = 0.59 . 7= 4.13 Н.мм

M2 = RA . x2 - P4 . (x2 - a1)

x2 = a1 , M2 = 4.13 Н.мм

x2 = a1+a2 ,

M2 = 0.59 . 29.5-0.37 . 22.5 = 9 Н.мм

M3 = RB . x3

x3 = 0 , M3 = 0

x3 = a3 ,

M3 = 1.07 . 7.5 = 9 Н.мм

Эпюра МY представлена на рис. 10.

Рисунок 10 - Эпюра МY

5.4.2 Расчёт диаметра вала

Диаметр вала определяется из рассмотрения условий прочности.

Наибольшие изгибающие моменты Мхмах = 6 Н.мм , Мумах = 9 Н.мм.

Условие прочности для вала представляется в виде:

(22)

где Мпр - приведённый момент, определяемый по формуле:

(23)

МХ, МY, - изгибающие моменты в опасном сечении в двух перпендикулярных плоскостях;

[σ-1]и - предел выносливости при симметричном цикле (для Ст45 [σ-1]и = 8000 Н/см2).

Таким образом:

Н. см

мм

Округляем полученное значение до ближайшего большего значения по ГОСТ 6366-90.

d = 1.6 мм.

5.5 Расчёт диаметра выходного вала

5.5.1 Расчётные схемы. Построение эпюр

Расчётная схема выходного вала представлена на рис. 11.

Рисунок 11 - Усилия в зацеплении колеса выходного вала

Рассмотрим плоский изгиб в плоскости YOZ (рис. 12).

Где - длина вала, , .

Рисунок 12 - Усилие, действующее в плоскости YOZ

Определим реакции в опорах из условий равновесия:

Проверка

-0.8+1.05-0.24=0

Изгибающие моменты на участках zi даны в таблице 3.

Таблица 3 - Изгибающие моменты в плоскости YOZ

0 ≤ X1 ≤ a1

0 ≤ X2 ≤ a2

M1 = RA . x1

x1 = 0 , M1 = 0

x1 = a1 ,

M1 = 25.5 . (-0.24) = -6 Н.мм

M2 = RB . x2

x2 = 0 , M3 = 0

x2 = a2 ,

M2 = 7.5 . (0.8)= -6 Н.мм

Эпюра МХ показана на рис. 13.

Рисунок 13 - Эпюра МХ

Рассмотрим плоский изгиб в плоскости XOZ (рис. 14)

Рисунок 14 Усилие, действующее в плоскости XOZ.

Определим реакции в опорах из условий равновесия:

Проверка

-1.05+0.72+0.3=0

Изгибающие моменты на участках zi даны в таблице 4.

Таблица 4 - Изгибающие моменты в плоскости XOZ

0 ≤ X1 ≤ a1

0 ≤ X2 ≤ a2

M1 = RA . x1

x1 = 0 , M1 = 0

x1 = a1 ,

M1 = 0.3 . 5.5 = 6 Н.мм

M2 = RB . x2

x2 = 0 , M3 = 0

x2 = a2 ,

M2 = 7.5 . 0.72 = 6 Н.мм

Эпюра МY показана на рис. 15.

Рисунок 15 - Эпюра МY

5.5.2 Расчёт диаметра выходного вала

Наибольшие изгибающие моменты Мхмах = 6 Н.мм , Мумах = 0 Н.мм.

Таким образом, используя формулы (22) и (23), получаем

Н. см

мм

Округляем полученное значение до ближайшего большего значения по ГОСТ 6366-90.

d = 3 мм.

6 Расчёт и выбор подшипника

6.1 Выбор подшипника

Выбор типа подшипника зависит от отношения осевой силы FA радиальной Fr. В разрабатываемом редукторе присутствуют только прямозубые зубчатые колеса следовательно выбираются радиальные шарикоподшипники , так как

На основе полученного значения диаметра выходного вала (d = 3 мм), выбираем подшипник радиальный 1 000 092, параметры которого приведены в таблице 5 и таблице 6.

Таблица 5 - Параметры шарикоподшипника радиального однорядного 1 000 094 ГОСТ 8338-57

Размеры, мм			Шарики
d	D	B	Dw, мм	Z
3	8	3	1.59	6

Таблица 6 - Ориентировочные расчётные параметры

Грузоподьёмность, Н
Динамическая (С)	Статическая (С0)
440	200

Размеры подшипника обозначены на рис. 16.

1000092

Рисунок 16 - Размеры подшипника 1 000 092

6.2 Расчёт подшипника на долговечность

Теоретическая расчётная долговечность L в млн. оборотов определяется по формуле

(24)

где С - динамическая грузоподъёмность подшипника;

Р - эквивалентная динамическая нагрузка определяется по эмпирическим формулам и зависит от действующих на подшипник сил, характера нагрузки и температуры.

Долговечность подшипника в часах

(25)

где n - частота вращения кольца подшипника в минуту (nвых'). Для приборных зубчатых редукторов ресурс работы подшипников устанавливаеться в пределах 1000-10000 ч.

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

(26)

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

КТ - коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника (КТ = 1);

ν - коэффициент, учитывающий какое кольцо вращается; при вращении внутреннего кольца ν = 1; наружного кольца ν = 1.2 (кроме радиального шарикового сферического, радиально-упорного шарикового магнитного, для которых в любом случае ν = 1);

X и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно, назначаемые в зависимости от параметра осевой нагрузки (при отсутствии осевой нагрузки - X = 1, Y = 0).

Fr - радиальная нагрузка;

Fa - осевая нагрузка

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

(27)

(28)

Где RA, RB, RA, RB - реакции опор в обоих подшипниках одного вала, разложенные по осям. Эквивалентная статическая нагрузка P0 для радиальных, радиально-упорных шарикоподшипников выбирается как наибольшая величина, полученная из уравнений.

Используя формулы (27) и (28), получим следующие значения радиальных нагрузок на подшипниках выходного вала