Розрахунок редуктора приладового типу

Міністерство науки вищій школі з технічного політики Российской.

Федерации.

Кафедра «ДМ і ТММ».

Расчётно-пояснительная записка на задану тему: «Конструювання редуктора приладового типа».

Группа:

Студент:

Керівник проекта:

1997 г.

Зміст завдання курсового проекта:

Пропонується спроектувати редуктор механізму азимутального обертання дзеркала антени літаковій РЛС приладового типу по приведённой в завданні схемою із наперед заданими параметрами:

. Кут огляду дзеркала по азимуту, (, град. .. .. .. .. .. 140.

. Швидкість огляду, (, град/с. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .

Редуктор наводиться на дію від електродвигуна ДПР — 52 — 03, який має такі технічні характеристики:

. Напруга харчування, U, У. .. .. .. .. .. .. .. .. .. ... .

. 27.

. Частота струму, f, гц. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. ... .

.. ... 400.

. Номінальна потужність, W, Вт. .. .. .. .. .. .. .. .. .. 4.5.

. Кількість оборотів валу двигуна, nдв, мин-1. .. .. .. ... 4500.

. Номінальний крутний момент на валу.

. двигуна, М, 10−2Н (см. .. .. .. .. .. .. .. .. .. ... .

... 100.

. Пусковий момент, М, 10−2Н (см. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .

. Кількість зубів шестерні, насажанной на вал двигуна, z. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. ... 18.

. Модуль. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. .. ... .

.. .. .. ... 0.4.

Допускаемое відхилення передатного числа редуктора трохи більше (2%.

1. Опис призначення й досвід роботи редуктора.

Малогабаритні зубчасті редуктори широко використовують у різних конструкціях приладів та пристроїв автоматики. Редуктори, застосовувані в стежать системах, здебільшого визначають термін їхньої служби того приладу чи автомата, куди вони входять. До даним редукторам пред’являють такі требования:

. Безвідмовність у роботі протягом 1500−2500 годин при можливих перепадах температур від (60 градусів до + 60 градусів і відносній вологості до.

98%;

. Плавність обертання зубчастих коліс за умов безупинного реверсу, тобто. зміни напрями вращения;

. Невеликий сумарний момент трения;

Цей редуктор зібрано двома платах, сполучених між собою прилавками з допомогою 3-х гвинтів. Між платами розташовуються вузли зубчастих передач, які спираються на підшипники качения. На одній з плат кріпитися двигун ДПР — 52 — 03. Для установки редуктора передбачають 2 отвори в платах із єдиною метою фіксації редуктора штифтами за місцем і ще чотири отвори закріплення його винтами.

Вихідним ланкою такого редуктора є вихідна шестірня із кількістю зубів z = 22 і модулем m = 0.6, котра вже після установки редуктора в приладі входить у зачеплення з іншим зубцюватим колесом устройства.

Примечания:

. При визначенні передатного числа редуктора часом реверсу і перехідним процесом пренебречь.

. При расчётах виходити із те, що наведений до валу двигуна необхідний крутний момент (з урахуванням динамічних навантажень, сил тертя і к.п.д.) дорівнює номінальному крутящему моменту двигуна, визначеного потужністю двигуна і кількістю оборотів його вала.

2. Кінематичний розрахунок редуктора.

2.1. Розбивка передатного числа редуктора по ступеням:

2.1.1. Приближённое значення передатного числа редуктора визначається зі ставлення частоти обертання валу двигуна до частоті обертання антенны:

Up=[pic], где[pic] nант=[pic][pic] і (ант=[pic];

где nант — частота обертання антенны;

(ант — кутова швидкість антенны;

(ант=[pic]; [pic] nант=[pic];

Up[pic];

Рекомендований число щаблів з умови раціонального зменшення приведённого моменту інерції редуктора n = 5 (см. 2]).

2.1.2. Розбивка передатного числа редуктора сходами ввозяться відповідність до формулами (см. 2]):

Uср=[pic]; Uср=[pic]=3,034;

U1=[pic]; U1=[pic]=1,569;

U2=[pic]; U2=[pic]=1,742;

U3=Uср; U3=3,034;

U4=[pic]; U4=[pic]=5,285;

U5=[pic]; U5=[pic]=5,868;

где Ui — передатне число i-ой ступени.

2.2. Визначення числа зубів зубчастих коліс: Кількість зубів зубчастого колеса визначається за такою формулою (см. 2]):

[pic].

где zш — число зубів шестерні, яке ставиться з конструктивних соображений;

Ui — передатне число i-ой ступени;

У приведених далі расчётах використовуються такі обозначения:

. Номер при z позначає номер шестерні від двигателя;

. Штрих над z позначає, що це число зубів ставитися до колесу;

Число зубів шестерні, насажанной на вал двигуна: z1=18.

z1= 18; z1 «=18(1.569=28.242(28; z2= 19; z2 «=19(1.742=33,098(33; z3= 19; z3 «=19(3.034=57,640(58; z4= 20; z4 «=20(5.285=105.70(106; z5= 20; z5 «=20(5.868=117.36(117;

2.3. Визначення геометричних розмірів шестірнею і зубчастих коліс редуктора.

2.3.1. Діаметр делительной окружності (в мм) визначається за такою формулою (см. 2]): di = m (z, де m — модуль зачеплення, мм, z — число зубів шестерні чи зубчастого колеса;

m = 0.4; d1 = 0.4(18=7.2; d1 «=0.4(28=11.2; m = 0.4; d2 = 0.4(19=7.6; d2 «=0.4(33=13.2; m = 0.5; d3 = 0.5(19=9.5; d3 «=0.5(58=29.0; m = 0.5; d4 = 0.5(20=10.0; d4 «=0.5(106=53.0; m = 0.6; d5 = 0.6(20=12.0; d5 «=0.6(117=70.2;

2.3.2. Діаметр (в мм) окружності вершин зубів визначається за такою формулою (см. 2]): da = m ((z+2).

da1= 0.4((18+2)=8; da1 «=0.4((28+2)=12; da2= 0.4((19+2)=8.4; da2 «=0.4((33+2)=14; da3= 0.5((19+2)=10.5; da3 «=0.5((58+2)=30; da4= 0.5((20+2)=11; da4 «=0.5((106+2)=54; da5= 0.6((20+2)=13.2; da5 «=0.6((117+2)=71.4;

2.3.3. Діаметр (в мм) окружності западин зубів визначається за такою формулою (см. 2]): df = m ((z-2.5).

df1= 0.4((18−2.5)=6.2; df1 «=0.4((28−2.5)=10.2; df2= 0.4((19−2.5)=6.6; df2 «=0.4((33−2.5)=12.2; df3= 0.5((19−2.5)=8.25; df3 «=0.5((58−2.5)=27.75; df4= 0.5((20−2.5)=8.75; df4 «=0.5((106−2.5)=51.75; df5= 0.6((20−2.5)=10.5; df5 «=0.6((117−2.5)=68.7;

2.3.4. Межосевое відстань (в мм) розраховується за формуле:

[pic],.

где di — ділильний діаметр шестерні і - ой щаблі; di «- ділильний діаметр зубчастого колеса і - ой ступени;

aw1=[pic] aw2=[pic] aw3=[pic] aw4=[pic] aw5=[pic].

2.3.5. Визначення ширини шестірнею і зубчастих колёс.

Ширина зубчастого колеса (в мм) визначається за такою формулою (см. 2]): bi «= (3…10)(m,.

(3. .. 10) — вибирається з конструктивних міркувань, а ширина шестерні (в мм): bi = bi «(1.6.

b1 «= 3(0.4=1.2; b1 = 1.2(1.6=1.92; b2 «= 4(0.4=1.6; b2 = 1.6(1.6=2.56; b3 «= 4(0.5=2.0; b3 = 2.0(1.6=3.2; b4 «= 5(0.5=2.5; b4 = 2.5(1.6=4.0; b5 «= 5(0.6=3.0; b5 = 3.0(1.6=4.8;

2.4. Розрахунок реальних передатних чисел і обчислення відносної погрешности.

2.4.1. Справжнє передатне число щаблі редуктора визначається по формуле:

[pic].

где zзк і zш — відповідно числа зубів зубчастого колеса і шестерні, які входять у зацепление;

U1=[pic]=1.56; U2=[pic]=1.74;

U3=[pic]=3.05; U4=[pic]=5.30;

U5=[pic]=5.85;

Отже, Uред = U1(U2(U3(U4(U5.

Uред = 1.56(1.74(3.05(5.30(5.85=256.688.

2.4.2. Відносна похибка визначається по формуле:

[pic],.

где Uред — справжнє значення передатного числа редуктора;

Uр — приближённое передатне число редуктора[pic][pic].

[pic] на повинен перевищувати припустимого значення (2%.

[pic](0.177% Такий відсоток похибки задовольняє заданої точности:

|(0.177|% < 2%.

2.5. Розрахунок кутових швидкостей обертання валів редуктора.

Кутова частота обертання валу (в об/с)двигуна визначається по формуле:

[pic] [pic] де [pic] - кутова частота обертання валу двигателя,.

[pic] - кутова частота обертання наступних валов;

[pic] [pic].

[pic] [pic].

[pic] [pic].

2.6. Розрахунок крутящих моментів валів здійснюватися по формуле:

[pic] [pic] де W1- потужність на валу двигуна (в Вт);

Wi — потужність наступних валів (в Вт);

Ti — крутний момент на валу (в Нмм);

(- к.п.д. щаблі (= 0.97.

W1=4.5; [pic].

W11=4.5(0.97=4.365; [pic].

W111=4.365(0.97=4.23; [pic].

W1v=4.23(0.97=4.11; [pic].

Wv=4.11(0.97=3.98; [pic].

Wv1=3.98(0.97=3.86; [pic].

2.7. Розрахунок діаметрів валів і добір подшипников.

2.7.1. Приблизний їх розрахунок діаметрів валів. Діаметр валу під підшипник визначається за такою формулою (см. 2]):

[pic];

Диаметр валу під зубцювате колесо (шестерню приймається равным:

[pic];

dII=4(0.4=1.6; DII=1.6(1.6=2.56; dIII=4(0.5=2.0; DIII=2.0(1.6=3.2; dIV=4(0.5=2.0; DIV=2.0(1.6=3.2; dV=4(0.6=2.4; DV=2.4(1.6=3.84; dVI=4(0.6=2.4; DVI=2.4(1.6=3.84;

2.7.2. Підбір дійсних розмірів валів відповідно до розмірами подшипников:

У таблиці № 1 наведено дані про підшипниках сверхлёгкой стали:

|№ |Умовне |Внутрішній диаметр|Внешний диаметр|Ширина, | |п/п|обозначение |підшипника, |підшипника, |B, мм | | | |d, мм |D, мм | | |1 |1 000 091 |1.0 |4.0 |1.6 | |2 |1 000 092 |2.0 |6.0 |2.3 | |3 |1 000 093 |3.0 |8.0 |3.0 | |4 |1 000 094 |4.0 |11.0 |4.0 |.

таблиця № 1 «Подшипники».

Відповідно до таблицею № 1 приймаємо такі значення для валов:

|№ п/п |1 |2 |3 |4 |5 | |Умовне позначення |10 000|10000|1 000 094 |10 000|10000| |підшипника |91 |92 | |93 |94 | |Внутрішній діаметр |1.0 |2.0 |4.0[1] |3.0 |4.0 | |підшипника, d, мм | | | | | | |Зовнішній діаметр подшипника,|4.0 |6.0 |11.0 |8.0 |11.0 | |D, мм | | | | | | |Ширина, B, мм |1.6 |2.3 |4.0 |3.0 |4.0 | |Діаметр валу, di, мм |1.0 |2.0 |4.0 |3.0 |4.0 | |Діаметр валу, Di, мм |1.6 |3.2 |6.4 |4.8 |6.4 |.

2.7.3. Відповідно до завтовшки більшого підшипника (№ 4) вибираємо товщину пластин редуктора: підшипник № 4(1 000 094): B = 4.0 (мм); Приймаємо товщину пластин редуктора рівної У (= 4.5 (мм).

3. Перевірочний силовий розрахунок вихідний звичайною зубчастою передачи.

Зробимо перевірочний силовий розрахунок на витривалість вихідний звичайною зубчастою передачі по изгибной усталости.

Умова прочности:

[pic], (3.1) де [pic]- напруга при изгибе;

[[pic]] - гранично дозволене напруга на вигині, обумовлений за такою формулою: для колеса: [pic][pic](3.2.1),.

для шестерні: [pic].

(3.2.2); де (Tмежа плинності матеріалу (в Н/мм2);

(B — межа міцності матеріалу (в Н/мм2);

(-1 — межа витривалості матеріалу, визначається по формуле:

[pic], (3.2.3).

Sn — запас міцності; kFC = 0.8 — коефіцієнт, враховує вплив реверсивности передачі; m — модуль зубчастого колеса;

YF — коефіцієнт, враховує вплив форми зуба;

WFt -[pic]удельная, навантаження по ширині зуба, обумовлена по формуле:

[pic] (3.3).

де T — крутний момент, діючий на зубцювате колесо; kF — коефіцієнт, враховує вплив нерівномірності розподілу нагрузки;

[pic], (3.4).

де [pic]- коефіцієнт, враховує вплив нерівномірності розподілу навантаження між зубьями;

[pic]- коефіцієнт, враховує вплив нерівномірності розподілу навантаження по ширині зуба;

[pic]- коефіцієнт, враховує вплив динамічної навантаження; b (- робоча ширина віденця звичайною зубчастою передачі; d (=d — діаметр делительной окружності зубчастого колеса.

1). Проведемо розрахунок на витривалість колеса. Матеріал колеса: Бр. ОЦ 4−3т.

[pic]Мпа;

[pic]Мпа; За формулою (3.2.1) визначаємо :

[pic] По [3]: [pic]=1; [pic]=1.02;

[pic] За формулою (3.4) визначаємо [pic]:

[pic]=1(1.02(1.089=1.11 За формулою (3.3) визначаємо [pic]:

[pic]; По [3]: [pic] для z = 117; За формулою (3.1) визначаємо [pic]:

[pic].

133.56 < 139.2 тобто. [pic]< [pic]; Умова міцності выполняется.

2). Проведемо розрахунок на витривалість шестерні. Матеріал шестерні: Сталь 40ХН, обробка — улучшение.

[pic]МПа;

Sn = 1.1 За формулою (3.2.3) определяем:

[pic] За формулою (3.2.2) определяем:

[pic].

По [3]: [pic]=1; [pic]=1.02;

[pic] За формулою (3.4) визначаємо [pic]:

[pic]=1(1.02(1.508=1.538; За формулою (3.3) визначаємо [pic]:

[pic]; По [3]: [pic] для z = 20; За формулою (3.1) визначаємо [pic]:

[pic].

258.77 < 381.8 тобто. [pic]< [pic]; Умова міцності выполняется.

4. Розрахунок запобіжної фрикционной муфты.

Проведемо розрахунок числа дисків запобіжної фрикционной муфти, виходячи з таких умов: 1. Зовнішнє діаметр тертьових поверхонь D2=8, (визначено у процесі конструювання); 2. Внутрішній діаметр тертьових поверхонь D1=3, (визначено у процесі конструювання); 3. Матеріал дисків — закалённая сталь по бронзі без мастила; 4. Дозволене удільне тиск на робочих поверхнях (см. 1]): [p] =.

1.2Мпа, коефіцієнт тертя ковзання f = 0.2; 5. Момент ТV = 372;

Розрахунок муфти здійснюватися по формуле:

[pic], (4.1).

де Ттр — момент тертя, створюваний на парах робочих поверхонь z;

Q — сила прижатия;

Rcp — середній радіус тертя, визначається по формуле:

[pic], (4.2).

z — число тертьових поверхностей;

(- коефіцієнт запасу сцепления,.

(приймаємо (= 1.25); kD — коефіцієнт динамічної нагрузки,.

(приймаємо kD = 1.2);

З формул (4.1) і (4.2), z визначається как:

[pic], (4.3).

Питома тиск: [pic], (4.4).

де P. S — площа поверхні тертя, обумовлена по формуле:

[pic], (4.5).

З формул (4.4) і (4.5) визначаємо силу прижатия:

[pic], (4.6).

З формул (4.3) і (4.6) маємо формулу для розрахунку числа тертьових поверхонь z:

[pic].

[pic].

Кількість фрикционных дисків n визначається по формуле:

[pic].

5. Розрахунок вихідного валу на выносливость.

5.1. Розрахунок які у зацеплении сил.

Дійові в зацеплении сили розраховуються за такими формулам:

[pic], (5.1).

де [pic]- крутний момент, діючий на зубцювате колесо;

[pic]- окружна складова сили зачеплення, діючої на колесо.

[pic], (5.2)[pic].

де [pic]- окружна складова сили зачеплення, діючої на шестерню.

[pic], (5.3).

де [pic]- радіальна складова сили зачеплення, діючої на колесо;

[pic]- кут зацепления.

[pic], (5.4).

де [pic]- радіальна складова сили зачеплення, діючої на шестерню.

За формулою (5.1) визначаємо [pic]:

[pic] ;

За формулою (5.2) визначаємо [pic]:

[pic] ;

За формулою (5.3) визначаємо [pic]:

[pic];

За формулою (5.4) визначаємо [pic]:

[pic];

5.2. Приближённое визначення діаметра вихідного вала.

Приближённо визначимо діаметр валу під колесом dв:

[pic]{где (= 20…35Мпа}[pic].

5.3. Розрахунок навантажень на опори валов.

Розрахунок навантажень на опори валів (див. мал.1) проводимо по формулам статики.

З конструкції валу следует:

|ВD|=25(мм); |АС|=11(мм); |АВ|=17.5(мм); |АD|=7.5(мм); |СВ|=6.5(мм);

1. Розрахунок горизонтальних складових сил реакцій т. А і т.В.

Рівняння моментів для т. А:

[pic] ;

[pic];

Рівняння моментів для т. В:

[pic] ;

[pic];

Рівняння сил використовуємо для проверки:

[pic] ;

[pic];

5.3.2. Розрахунок вертикальних складових сил реакцій т. А і т.В.

Рівняння моментів для т. В:

[pic] ;

[pic].

[pic].

Рівняння моментів для т. А:

[pic] ;

[pic].

Рівняння сил використовуємо для проверки:

[pic] ;

[pic] ;

5.4. Побудова эпюр изгибающих і крутящего моментів й визначення небезпечного сечения.

5.4.1. Побудова эпюры изгибающего моменту [pic]:

1). 0 < y1 < 7.5 (мм);

[pic];

[pic];

[pic];

2). 0 < y2 < 11 (мм);

[pic];

[pic];

[pic];

3). 0 < y3 < 6.5 (мм);

[pic];

[pic];

[pic];

5.4.2. Побудова эпюры изгибающего моменту [pic]:

1). 0 < y1 < 7.5 (мм);

[pic];

[pic];

[pic];

2). 0 < y2 < 11 (мм);

[pic];

[pic];

[pic];

3). 0 < y3 < 6.5 (мм);

[pic];

[pic];

[pic];

5.4.3. Побудова эпюры крутящего момента:

1). 0 < y1 < 7.5 (мм); Т=2112 (Н (мм);

2). 0 < y2 < 11 (мм); Т=2112 (Н (мм);

З приведених вище обчислень і эпюр, показаних на мал.1, слід, що небезпечним перерізом є т.А. У разі, розрахунок коефіцієнта запасу втоми валу проведемо для перерізу в т.А.

5. Розрахунок коефіцієнта запасу втоми валу для небезпечного сечения.

Коефіцієнт запасу втоми n визначається по формуле:

[pic], (5.5).

де [pic]- коефіцієнт запасу для нормальних напряжений;

[pic]- коефіцієнт запасу для дотичних напряжений.

Коефіцієнт запасу n повинен відповідати наступному требования:

[pic], (5.6) де [pic]- коефіцієнт граничного запасу усталости.

Для визначення [pic]существуют такі соотношения:

[pic], (5.7).

де [pic]- межа втоми для нормальних напруг при знакопеременном циклі, певний по формуле:

[pic], (5.7*).

[pic].

[pic].

Рис. 1.

де [pic]- межа міцності матеріалу; де [pic]- амплітудна значення нормального напруги, обумовлений по формуле:

[pic], (5.8).

де d — діаметр валу в небезпечному сечении;

[pic]- изгибающие моменти в небезпечному сечении;

[pic]- середнє нормального напряжения;

[pic]- коефіцієнт, враховує чутливість матеріалу до асиметрії циклу нормальних напруг, визначається по формуле:

[pic], (5.8*).

[pic]- комплексний коефіцієнт, визначається по формуле:

[pic], (5.9).

де [pic]- коефіцієнт, що характеризує вид упрочнения;

[pic]- ефективний коефіцієнт концентрації напряжения;

[pic]- коефіцієнт впливу абсолютних розмірів сечения;

[pic]- коефіцієнт, який характеризує вплив шорсткості поверхности;

Для визначення [pic] існують такі соотношения:

[pic], (5.10).

де [pic]- межа втоми для дотичних напруг при знакопеременном циклі, визначеною за формуле:

[pic], (5.10*).

[pic]- амплітудний значення касательного напруги, що визначається по формуле:

[pic][pic], (5.11).

де d — діаметр валу в небезпечному сечении;

Т — крутний той час у небезпечному сечении;

[pic]- середнє нормального напруги, обумовлений по формуле:

[pic][pic], (5.11*).

[pic]- коефіцієнт, враховує чутливість матеріалу до асиметрії циклу нормальних напруг, визначається по формуле:

[pic] (5.11**).

[pic]- комплексний коефіцієнт, визначається по формуле:

[pic], (5.12).

Матеріал рассчитываемого валу :

Сталь 40Х (упрочненная азотированием);

[pic];

[pic] (по [5]); шорсткість поверхні: [pic].

[pic] (по [5]);

[pic].

[pic] d = 4 (мм);

[n] = 1.5;

1). За формулою (5.7*) определяем:

[pic].

За формулою (5.8) определяем:

[pic];

По [5] визначаємо ставлення [pic].

У разі [pic]по формулі (5.9) визначається как:

[pic].

При таких вихідних даних із формулі (5.7) определяем:

[pic].

2). За формулою (5.10*) определяем:

[pic].

З співвідношення (5.11) і (5.11*):

[pic].

[pic].

Коефіцієнт [pic] за такою формулою (5.12) має таке значение:

[pic].

За формулою (5.8*) определим:

[pic].

З формули (5.11**):

[pic].

У разі за такою формулою (5.10) определяем:

[pic].

По формулам (5.5) і (5.6) вычисляем:

[pic].

Коефіцієнт запасу втоми для вихідного валу більше граничного значения.

6. Розрахунок підшипників вихідного вала.

Розрахунок підшипників здійснюватися у тій їх, який припадати максимальна навантаження. У разі по эпюрам діючих на вал моментів, показаних на мал.1, легко визначити, що найбільша навантаження припадати на підшипник, розташований між колесом і вихідний шестернёй (т.А).

При конструюванні редуктора було застосовано радіальні однорядные підшипники качения. Через це розрахунок за приведённой нижче схемою, де підшипники добираються за динамічної грузоподъёмности Порівн з наступного соотношения:

[pic][pic], (6.1).

де З — табличное значення динамічної грузоподъёмности рассчитываемого подшипника;

L — довговічність в млн. оборотів, обумовлена по формуле:

[pic], (6.2).

де n — число оборотів валу, рассчитываемое по соотношению:

[pic], (6.3).

t — кількість робочих годин за расчётный термін службы;

[pic]- еквівалентна навантаження, обумовлена з соотношения:

[pic], (6.4).

де [pic]-радиальная навантаження підшипник, обумовлена по формуле:

[pic][pic], (6.5).

[pic]- осьова навантаження підшипник ([pic]) x, y — коефіцієнти радіальної і осьової навантаження, відповідно; v — коефіцієнт, враховує який із кілець підшипника вращается;

[pic]- коефіцієнт, враховує температуру роботи редуктора;

[pic]- коефіцієнт безопасности;

Т.к. вихідний вал встановлено у підшипниках 1 000 094, то (по[3]) визначаємо, що Порівн = 950(Н).

По эпюрам (мал.1) визначаємо пХЕ = 479.4(Н), zА = 158.3(Н). У цьому разі за такою формулою (6.5) определяем:

[pic].

Беручи [pic]= 1 (умови роботи за 1000), [pic]= 1.5, v = 1 (обертання внутрішнього кільця), x = 1, y = 0 (прямозубая передача), визначаємо за такою формулою (6.4):

[pic].

Згідно з тим, що [pic], за такою формулою (6.3) имеем:

[pic] (об/мин);

За формулою (6.2), вважаючи, що t = 2000 (год), определяем:

[pic](млн.ч);

При такі умови за такою формулою (6.1) (приймаючи n = 3, т.к. тіло качения — кулька), рассчитываем:

[pic].

938(Н) < 950(Н) — умова (6.1) выполняется.

7. Змащування редуктора.

У редукторі змазуються опори качения. Часто мастило розприскується і потрапляє на зубчасті колёса.

Додаткова мастило не производиться.

Підшипники качения покривають пластичній змазкою И-30А ГОСТ 6267–59, яку заміняють 1 разів у 6−8 месяцев.

|Формат |№ п/п |Позначення |Найменування |Кол.|Примечание | | | | |Документація | | | |А1 | |РПТ.257.000.|Сборочный чертёж | | | | | | | | | | | | |РБ | | | | | | | | | | | | | | |Деталі | | | | | |РПТ.257.001.|Нижняя плата |1 |Сталь G3 | | | |РПТ.257.002.|Верхняя плата |1 |Сталь G3 | | | |РПТ.257.003.|Вал |1 |Сталь 40Х | | | |РПТ.257.004.|Вал |1 |Сталь 40Х | | | |РПТ.257.005.|Вал |1 |Сталь 40Х | | | |РПТ.257.006.|Вал |1 |Сталь 40Х | |А3 | |РПТ.257.007.|Вал |1 |Сталь 40Х | | | |РПТ.257.008.|Вал |1 |Сталь 40Х | | | |РПТ.257.009.|Колесо зубцювате |1 |Бр.ОЦ 4−3т | | | |РПТ.257.010.|Колесо зубцювате |1 |Бр.ОЦ 4−3т | |А3 | |РПТ.257.011.|Колесо зубцювате |1 |Бр.ОЦ 4−3т | | | |РПТ.257.012.|Колесо зубцювате |1 |Бр.ОЦ 4−3т | |А3 | |РПТ.257.013.|Колесо зубцювате |1 |Бр.ОЦ 4−3т | | | |РПТ.257.014.|Шестерня |1 |Сталь 40ХН | | | |РПТ.257.015.|Шестерня |1 |Сталь 40ХН | | | |РПТ.257.016.|Шестерня |1 |Сталь 40ХН | |А3 | |РПТ.257.017.|Шестерня |1 |Сталь 40ХН | | | |РПТ.257.018.|Шестерня |1 |Сталь 40ХН | |А3 | |РПТ.257.019.|Шестерня |1 |Сталь 40ХН | | | |РПТ.257.020.|Крышка муфти |1 |СЧ15−32 | | | |РПТ.257.021.|Диск фрикционный |3 |СЧ15−32 | |А3 | |РПТ.257.022.|Стакан |1 |СЧ15−32 | | | |РПТ.257.023.|Диск фрикционный |2 |СЧ15−32 | | | |РПТ.257.024.|Пружина |1 |40−13 | | | |РПТ.257.025.|Стойка |3 |БрАЖ9−4Л | | | |РПТ.257.026.|Крышка |2 |СЧ15−32 | | | |РПТ.257.027.|Крышка |2 |СЧ15−32 | | | |РПТ.257.028.|Крышка |2 |СЧ15−32 | | | |РПТ.257.029.|Крышка |2 |СЧ15−32 | | | |РПТ.257.030.|Крышка |1 |СЧ15−32 | | |31. |РПТ.257.031.|Шпонка по |1 |Сталь 45 | | | | |Гост23 360−78 | | | | |32. |РПТ.257.032.|Шпонка по |1 |Сталь 45 | | | | |Гост23 360−78 | | | | |33. |РПТ.257.033.|Крышка |1 |СЧ15−32 | | | | | | | | | | | |Стандартні | | | | | | |вироби | | | | |34. |РПТ.257.034.|Подшипник качения|2 | | | | | |1 000 091 | | | | | | |Гост3395−74 | | | | |35. |РПТ.257.035.|Подшипник качения|2 | | | | | |1 000 092 | | | | |36. |РПТ.257.036.|Подшипник качения|2 | | | | | |1 000 093 | | | | |37. |РПТ.257.037.|Подшипник качения|4 | | | | | |1 000 094 | | | | |38. |РПТ.257.038.|Шайба |6 | | | | | |5.01.08.кн.016 | | | | | | |Гост11 371−78 | | | | |39. |РПТ.257.039.|Винт |6 | | | | | |АМБ-69*12−1048 | | | | | | |Гост14 473−80 | | | | |40. |РПТ.257.040.|Винт |24 | | | | | |АМБ-69*4−1048 | | | | | | |Гост1476−75 | | | | |41. |РПТ.257.041.|Электродвигатель |1 | | | | | |ДПР-52−03 | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | |.

| | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | |.

1. Рощин Г.І. Які Мають конструкції і механізми РЭА. — М: Вища школа,.

1981 р., 374с. 2. Никіфоров В.В. проектування редукторів приладового типу з мелкомодульными зубцюватими колесами. — М., 1992 р., 16с. 3. Анурьев В.І. Довідник конструктора машинобудівника. Т.2. — М:

Машинобудування, 1978 г., 559с. 4. Елементи приладових пристроїв. Курсове проектування. Під ред. Тищенко.

О.Х. — М: Вищу школу, 1978 г., 326с. 5. Селезнёв Б.І. Розрахунок валів на міцність на персональні комп’ютери. -.

М., 1994 р., 50с. 6. Курсове проектування механізмів РЕМ. Під ред. Рощіна Г.І. — М: Вищу школу, 1983 г., 243с. 7. Курсове проектування деталей машин. Під ред. Чернавського С. А. — М:

Машинобудування, 1988 р., 416с.

———————————- [1] У цьому валу встановлено муфта.

———————————;

Z.

Ft2.

Fr2.

zB.

xA.

C.

B.

A.

D.

Y.

xB.

Ft1.

Fr1.

X.

zA.

Мz.

мм Нмм Нмм мм.

Мx.

Нмм.

18.5.

7.5.

мм.

Подготовлено і відредаговано за комп’ютером Intel Inside Pentium 166 MMX і видруковано на принтері Epson Stylus 200 у компанії «Один дома».

03.11.1997 A.D.