Теория механизмов и деталей приборов

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования российской федерации

Санкт-петербургский государственный университет

аэрокосмического приборостроения

Кафедра механики

к курсовому проекту

по дисциплине: Теория механизмов и деталей приборов

Санкт-петербург 2008

Содержание

Задание

1. Описание проектируемого механизма

2. Кинематический расчет механизма

2.1 Выбор двигателя

2.2 Кинематический расчет редуктора

2.2.1 Подбор зубьев

2.2.2 Определение ошибки по скорости

2.2.3 Определение КПД механизма

2.3 Расчет крутящих моментов

3. Расчет элементов передач

3.1 Расчет модуля передач

3.1.1 Расчет на выкрашивание

3.1.2 Расчет на изгиб

3.2 Расчет размеров элементов передач

3.2.1 Расчет размеров колес

3.2.2 Расчет размеров шестерен

3.2.3 Расчет валов

3.3 Определение усилий в элементах передач

3.4 Расчет валов на изгиб

3.4.1 Расчет предпоследнего вала

3.4.2 Расчет последнего вала

3.4.3 Расчет диаметров валов

3.4 Выбор подшипников

3.5 Расчет долговечности подшипников

3.6 Расчет точности элементов крепления

4. Расчет точности редуктора и коэффициента унификации

4.1 Теоретические предпосылки расчета на точность

4.2 Расчет точности редуктора

4.2.1 Метод наименьшей погрешности

4.2.2 Метод максимума-минимума

4.2.3 Вероятностный метод

4.3 Расчет коэффициента унификации

Задание

Спроектировать исполнительный механизм, состоящий из двигателя и редуктора с одним выходным валом, согласно следующим исходным данным:

Схемные особенности конструкции: Винто-шаровая передача

Момент на нагрузки: 120 [Н*см].

Скорость вращения выходного вала: 5 [об/мин].

Точность передачи: 2 [мм.].

1. Описание проектируемого механизма

Проектируемый механизм представлен на рис. 1

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 1. Проектируемый механизм

Данный механизм состоит из электродвигателя 1, редуктора 3, соединенных между собой муфтой 2. (рис.1)

2. Кинематический расчет механизма

2.1 Выбор двигателя

Выбор двигателя обусловлен режимом работы проектируемого механизма. Так как скорость выходного вала есть величина постоянная, то мощность двигателя определяется как /1/:

(1)

где - мощность на выходном валу, [Вт];

- общий КПД механизма в первом приближении (=0,6…0,8).

Определим мощность на выходном валу. Согласно /1/:

(2)

где - момент на выходном валу, Н*см;

- скорость вращения выходного вала об/мин.

Подставляя (2) в (1), получим

,

тогда с учетом исходных данных мощность двигателя для =0,6 равна

[Вт].

Выбираем из каталога двигатель из условия

 (3)

где - мощность двигателя, взятая из таблицы.

Параметры и характеристики выбранного двигателя приведены в табл. 1, эскиз - на рис. 2.

Табл. 1 Параметры двигателя

Тип двигателя	Мощность, Вт	Частота вращения, об/мин	Номинальный момент, Н*с	габариты, мм
				D	L	d	l	отверстия для крепления
ДПР-32	0,88	4500	0,128					4 отв. d=

Рис.2 Двигатель ДПР -32

2.2 Кинематический расчет редуктора

2.2.1 Выбор кинематической схемы

Передаточное число механизма определяется, как /1/:

. (4)

Согласно (3) при подстановке числовых значений получим:

.

Передаточные отношения отдельных ступеней выбираются из диапазонов 0,2…5 для цилиндрических передач и 10…60 для червячной. Для цилиндрических передач примем: . Выберем механизм, состоящий из двух цилиндрических передач и одной червячной. Тогда:

,

.

Кинематическая схема выбранного механизма, состоящего из двух зубчатых и одной червячной передачи, представлена на рис.3.

Рис. 3 Кинематическая схема механизма

2.2.2 Подбор чисел зубьев

Для уменьшения габаритов число зубьев цилиндрической передачи с максимальным передаточным отношением выбирают в пределах 17…24. Примем

Для червячной передачи выберем число заходов:

,

тогда число зубьев червячного колеса

2.2.3 Определение ошибки по скорости.

Ошибка по скорости определяется в виде /1/:

, (5)

где - число оборотов на выходном валу для выбранной кинематической схемы, об/мин.

Число оборотов определяется как/1/:

. (6)

Подставляя (6) в (5), получим

,

откуда ошибка по скорости:

.

2.2.4 Расчет КПД механизма

КПД механизма определяется по формуле /1/:

(7)

где - КПД опор валов редуктора;

- КПД разбрызгивания масла;

- КПД редуктора, определяющийся как произведение КПД передач /1/:

, (8)

где - КПД i-ой зубчатой передачи;

- КПД червячной передачи.

КПД зубчатых передач выбираются согласно /1/ из диапазона значений 0,96..0,97.

КПД червячной передачи определяется в виде:

 (9)

где - угол трения скольжения, определяемый по экспериментальному графику;

- угол подъема винтовой линии [рад], определяемый по формуле /1/:

, (10)

где - коэффициент диаметра червяка.

Приближенно угол трения скольжения можно принять равным 2 град. Коэффициент определяется по таблице из /1/. Примем =12. Подставляя (10) в (9) получим КПД червячной передачи:

.

Подставляя полученное значение КПД в (8), имеем:

.

Откуда, согласно (7), получим:

Проверим, удовлетворяет ли выбранный нами двигатель условию (3), которое теперь имеет вид

, (11)

где .

С учетом (2) получим:

[Вт].

Условие (11) выполняется, а 0,32 > 0,3 приблизительно на 6%. Следовательно, двигатель выбран верно.

2.3 Расчет крутящих моментов

двигатель редуктор подшипник шестерня

Крутящий момент ведущего элемента передачи определяется в виде /1/:

, n=1,2,3 (12)

где n - номер передачи (рис. 3);

- крутящий момент ведомого элемента n-ой передачи, Н*см;

- передаточное число n-ой передачи;

- КПД n-ой передачи.

Червячное колесо является ведомым элементом третьей передачи, а его крутящий момент

,

тогда, согласно (12), получим

.

Червяк находится на одном валу с зубчатым колесом во второй (n=2) зубчатой передаче редуктора, а колесо на одном валу с колесом первой передачи (n=1) (рис. 3). Тогда

;

;

;

3. Расчет элементов передачи

3.1 Расчет модулей передач

Для нагруженных и быстроходных передач модуль передачи рассчитывают из условий выкрошивания и изгиба по моменту кручения на валу передачи.

Расчетный крутящий момент на валу колеса определяется как /1/:

(13)

где - крутящий момент на валу колеса, Н*см;

- коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент динамической нагрузки;

- коэффициент режима работы.

Так как в проектируемом механизме колеса на опорах расположены несимметрично =1,4. Согласно /1/ =1,1 для зубчатых передач и =1 для червячной. Величина коэффициента =1 для обоих типов.

Определим расчетные крутящие моменты для всех колес. С учетом (13) получим:

для : ;

для : ;

для : .

3.1.1 Расчет на выкрашивание

Расчет из условия выкрашивания для зубчатой передачи проводится по формуле /1/:

, (14)

где - число зубьев колеса;

- допускаемое контактное напряжение материала, Н/см²

- отношение ширины зуба к рассчитываемому модулю;

- коэффициент материала, который определяется в виде:

(15)

где - модуль упругости материала шестерни, Н/ см²;

- модуль упругости материала колеса, Н/ см².

Если материал колес и шестерен сталь =1. Выберем в качестве материала нормализованную сталь марки 40X .

Коэффициент для цилиндрических зубчатых колес малогабаритных механизмов выбирают из диапазона 4…10. Примем =5.

Используя значения, полученные выше, находим модуль передачи, с учетом (14):

[см],

или ;

,

или

Для червячной передачи модуль определяется как /1/:

, (15)

откуда

,

или

3.1.2 Расчет на изгиб

Расчет из условия на изгиб зубчатой передачи проводится по формуле:

(16)

где - число зубьев колеса;

- допускаемое напряжение на изгиб, Н/см²

- коэффициент формы зубца.

Так как оба элемента передач выполняются из стали, то наиболее опасным будет участок изгиба зубьев колес: , так как , а .

Тогда, согласно (16)

,

или ;

,

или

Для червячной передачи модуль из условия на изгиб определяется как

 (17)

где , [град]

- коэффициент, учитывающий степень перекрытия.

Согласно (17) получим

см,

или

После определения величин модулей из условий прочности на выкрашивание и изгиб выбираем наибольшее и округляем по ГОСТу до ближайшей стандартной величины в сторону увеличения /1/.

Таким образом, получим:

3.2 Расчет размеров элементов передачи

3.2.1 Расчет размеров колес

Расчет размеров колес осуществляется по формулам /1/:

(18)

где - диаметр делительной окружности, мм;

, (19)

где - диаметр окружности выступов, мм;

- высота головки зуба, мм;

, (20)

где - диаметр окружности впадин, мм;

- высота ножки зуба, мм;

, (21)

где - толщина колеса, мм;

- относительная толщина колеса, мм.

Используя формулы (18)-(21) определим размеры колес:

а) колесо

б) колесо

в) червячное колесо

для расчета толщины червячного колеса воспользуемся формулой /1/:

, (22)

где - значение торцевого модуля, который определяется как /1/:

, (23)

где - нормальный модуль;

- угол наклона зуба, ,

используя формулы (22) и (23), получим

Размеры червяка определяются по формулам:

Используя формулы (24)-(27), для червяка получим

3.2.2 Расчет размеров шестерен

Расчет размеров шестерен выполняется по формулам расчета размеров колес (18)-(21). Откуда:

а) для шестерни б) для шестерни

Табл. 2 Размеры зубчатых колес

Обозначение шестерни, колеса	Диаметры окружностей	Ширина, b, мм
	, мм	, мм	, мм
	8,5	9,5	7,3	2,5
	34	35	32,3	2,5
	13,6	15,2	11,6	4
	54,4	56	52,2	4
	10,4	11,2	9,2	2
	4,8	5,6	3,8	3,9

3.2.3 Расчет длин валов

Согласно кинематической схеме на рис. 3, первые три вала имеют одинаковую длину. Поэтому расчет длин валов будем проводить для последнего вала с червячным колесом и предпоследнего с червяком и зубчатым колесом .

Длина предпоследнего вала определяется как:

(28)

где - ширина подшипника, мм;

- зазоры между стенкой корпуса и колесами и , соответственно, мм;

- ширина ступицы колеса , мм;

- ширина колеса , мм;

- диаметр червячного колеса , мм;

- расстояние между и , мм.

Подставим в (28) числовые данные, которые выбираются из рекомендуемых в /1/ диапазонов, тогда:

Длина последнего вала определяется по формуле /1/:

(29)

где - ширина подшипника, мм;

- зазор между стенкой корпуса и колесом, мм;

- диаметр колеса , мм.

Согласно формуле (29), после подстановки исходных данных, получим:

3.3 Определение усилий в элементах передач

Расчет усилий проводится по формулам /1/:

(30)

где - окружное усилие, Н;

- расчетный момент, Н*см;

(31)

где - радиальное усилие, Н;

- стандартный угол закрепления, град.

Подставляя числовые значения в (30) и (31) для различных элементов передач, получим:

а) для : б) для :

в) для : г) для :

Для элементов червячной передачи справедлива только формула (30):

Радиальные усилия определяются /1/:

для червячного колеса как:

;

для червяка как:

,

откуда

, .

Кроме того, для червячной передачи также необходимо найти осевые усилия. В в нашем случае осевые усилия определяются следующим образом /1/:

;

,

откуда

Результаты расчетов усилий приведены в табл. 3.

Табл.3 Усилия на валах

Обозначение шестерни, колеса	Окружное усилие (P), H	Радиальное усилие (T), H	Осевое усилие (Q), H
	0,261	0,094	-
	0,253	0,091	-
	0,632	0,228	-
	0,607	0,219	-
	57,7	20,8	6,88
	6,88	20,8	57,7

3.4 Расчет валов на изгиб

На рис. 4 представлена пространственная схема распределения усилий найденных выше.

Рис. 4 Схема усилий в элементах передач

3.4.1 Расчет предпоследнего вала

Согласно рис. 4, составим расчетные схемы предпоследнего вала для вертикальной (рис. 5а) и горизонтальной (рис. 6а) плоскостей. Используя рис. 5 и 6, определим реакции в опорах А и В. Для этого составим уравнения равновесия балки вида

,

откуда для вертикальной плоскости:

для горизонтальной

По найденным значениям реакций опор построим эпюры изгибающих моментов. В вертикальной плоскости:



в горизонтальной:

Построенные эпюры изгибающих моментов, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях, представлены на рис. 5б и 6б, соответственно.

Рис. 5. Расчет вала в вертикальной плоскости: а) - расчетная схема, б) - эпюра изгибающего момента



Рис. 6. Расчет вала в горизонтальной плоскости: а) - расчетная схема, б) - эпюра изгибающего момента

3.4.2 Расчет последнего вала

Согласно рис. 4, составим расчетные схемы предпоследнего вала для вертикальной (рис. 7а) и горизонтальной (рис. 8а) плоскостей. Используя рис. 7 и 8, определим реакции в опорах А и В. Для этого составим уравнения равновесия балки вида

,

откуда для вертикальной плоскости:

для горизонтальной

По найденным значениям реакций опор построим эпюры изгибающих моментов. В вертикальной плоскости:

в горизонтальной:

Построенные эпюры изгибающих моментов, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях, представлены на рис. 7б и 8б, соответственно.

Рис. 7. Расчет вала в вертикальной плоскости: а) - расчетная схема, б) - эпюра изгибающего момента



Рис. 8. Расчет вала в горизонтальной плоскости: а) - расчетная схема, б) - эпюра изгибающего момента

3.4.3 Расчет диаметров валов

По эпюрам изгибающих моментов рис. 5-8 видно, что максимальный изгибающий момент достигается в середине выходного вала. Диаметр вала в опасном сечении определяется как:

(32)

где - допускаемое напряжение на изгиб, Н/см²;

- приведенный момент , определяющийся по формуле:

, (33)

где - крутящий момент, Н*см;

- результирующий изгибающий момент, Н*см,

где - изгибающий момент в вертикальной плоскости, Н*см;

- изгибающий момент в горизонтальной плоскости, Н*см.

Подставляя выражение для результирующего изгибающего момента в (33), получим:

[Н*см].

Тогда, с учетом (32), получим:

[см].

Так как опасное сечение находится в месте посадки колеса, то полученное расчетное значение следует увеличить на 10%. Откуда мм. Исходя из конструктивных соображений примем для последнего (выходного) вала редуктора мм.

Для предпоследнего вала:

[Н*см].

Тогда, с учетом (32), получим:

[см].

Примем для первого, второго и третьего валов мм.

3.5 Выбор подшипников

Выбор подшипника производится в зависимости от диаметра цапфы:

мм;

и отношения осевой силы к радиальной .

(34)

Так как на первый и второй валы не действуют осевые усилия, то отношение осевой силы к радиальной равно нулю. Поэтому для первого и второго валов выбираем радиальный подшипник с мм. Согласно /1/ это подшипник 1000094 (рис. 9).

Рис. 9. Подшипник 1000094

Для предпоследнего вала ==57,7 Н. Радиальная сила, согласно (34)

откуда

Выбираем радиально-упорный подшипник с углом контакта и мм. Согласно /2/, это подшипник 1076095 (рис. 10)



Рис. 10 Подшипник 1076095

Для последнего вала ==6,88 Н:

откуда

Выбираем радиально-упорный подшипник с углом контакта и мм. Согласно /1/, это подшипник 6006 (рис. 11)

Рис. 11. Подшипник 6006

В табл. 4 представлены параметры всех выбранных подшипников.

Табл.4 Параметры подшипников

Обозначение подшипника	Размеры	Грузоподъемность
	, мм	, мм	, мм	, Н	, Н
1000094	4	11	4	750	350
1076095	5	13	4	820	380
6006	6	21	7	2950	1700

3.6 Расчет долговечности подшипников

Долговечность подшипника в часах определяется как:

(35)

где - частота вращения кольца подшипника, мин.

- динамическая грузоподъемность, Н;

- эквивалентная динамическая нагрузка, Н.

- номинальная долговечность.

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется в виде

(36)

где - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, соответственно;

- коэффициент, учитывающий какое кольцо вращается;

- коэффициент, учитывающий динамические условия работы;

- коэффициент, учитывающий влияние температурного режима.

Для выбранных подшипников при наличии легких толчков при работе редуктора ==1, =1,2.

Определим долговечность выбранных подшипников по (35) с учетом (36) и табличных данных из /1/ для . Для радиального подшипника 1000094:

[млн.об.];

[ч];

для радиально-упорного подшипника 1076095:

[млн.об.];

[ч];

для радиально-упорного подшипника 6006:

[млн.об.];

[ч].

3.7 Расчет точности элементов крепления

Зубчатые колеса и шестерни обычно крепятся к валам с помощью шпоночного соединения или штифта. Исключение составляют шестерни с модулем m<0,5, которые изготовляют вместе с валом. В нашем случае это шестерня . Для остальных элементов рассчитаем размеры лыски по формулам для ширины:

, (37)

и длины лыски

. (38)

Используя (37) и (38), получим:

для и :

мм;

мм;

по ГОСТу выберем длину лыски мм;

для :

мм;

мм.

по ГОСТу выберем длину лыски мм;

для :

мм;

мм;

по ГОСТу выберем длину лыски мм.

4. Расчет точности редуктора и коэффициента унификации

4.1 Теоретические предпосылки расчета на точность

Точность изготовления любого зубчатого колеса определяется нормой точности и степенью точности. Всего по ГОСТу установлено 12 степеней точности для каждой нормы. Для зубчатых колес с модулем m<1 мм, разработаны допуски для десяти степеней точности, гост 1643-81:

- 3, 4, 5 степени точности - уникальные зубчатые колеса;

- 6 степень точности - особо точные колеса;

- 7 степень точности - в точных передачах;

- 8, 9 степени точности - в приборах средней точности;

- 10, 11, 12 степени точности - в машиностроении.

Ошибки при изготовлении элементов зубчатых передач такие как:

- неточности выполнения профиля зуба;

- радиальное и торцевое биение делительного цилиндра зубчатого колеса;

- отклонение направления зуба от образующей;

- отклонение межосевого расстояния;

- неточность изготовления боковой поверхности зуба,

приводят к отклонению от идеальных кинематических характеристик передачи, нарушению плавности хода, неточной передаче силовых воздействий. Поэтому в соответствии с ГОСТом определяются четыре нормы точности:

1. Кинематическая норма;

2. Норма плавности работы;

3. Нормы контактов зубьев;

4. Норма бокового зазора (мертвый ход).

Норма кинематической точности обусловлена требованиями к параметрам одного колеса, обеспечивающего минимальное отклонение передаточного отношения передачи в пределах одного оборота, ведомого точным (идеальным) колесом.

Норма плавности работы относится к параметрам колес, которые также влияют на кинематическую точность, но проявляются за один оборот колес. Эта погрешность характерна для тяжело нагруженных передач.

Норма бокового зазора (мертвый ход) характерна для приборостроения. Мертвый ход определяется при отсутствии силового замыкания между зубьями и нерегулируемого межосевого расстояния. Допуск выбирается в зависимости от степени погрешности зубчатого колеса, модуля межосевого расстояния, вида, сопряжения зубчатого колеса.

Методы расчета оценок точности делятся на /1/:

- метод определения наибольшей достижимой точности (наименьшей погрешности);

- метод максимума-минимума;

- вероятностный метод.

4.2 Расчет точности редуктора

4.2.1 Расчет точности редуктора методом наименьшей погрешности

Минимальная кинематическая погрешность цилиндрической передачи определяется как:

(39)

червячной

(40)

где - коэффициент фазовой компенсации;

- допуск на наибольшую кинематическую погрешность передачи, который определяется как:

(41)

где - допуски на наибольшую кинематическую погрешность колес передачи.

Величина допуска для колеса определяется как

,

где - допуск на наибольшую накопленную погрешность шага зуба;

- допуск погрешности профиля зуба.

Минимальный мертвый ход определяется как

, (42)

где - минимальный боковой зазор.

В табл. 5 представлены стандартные значения показателей точности , , и коэффициента для всех элементов редуктора.

Табл. 5 Показатели точности

Обозначение шестерни, колеса	Передаточное число U	Диаметр делительной окружности	Модуль
	4	8,5	0,5	0,9	32	13	33
		34			42
	4	13,6	0,8	0,9	34	13	46
		54,4			50
	26	10,4	0,4	0,7	32	11	30
		4,8			32

Суммарная минимальная погрешность определяется как

, (43)

;

;

- диаметр делительной окружности ведомого элемента передачи.

Используя формулы (39)-(43), рассчитаем минимальные погрешности:

для и :

[мкм];

[мкм];

[мкм];

[мкм];

[угл.мин.];

[мкм];

[угл.мин.];

[угл.мин.],

для и :

[мкм];

[мкм];

[мкм];

[мкм];

[угл.мин.];

[мкм];

[угл.мин.];

[угл.мин.],

для и :

[мкм];

[мкм];

[мкм];

[мкм];

[угл.мин.];

[мкм];

[угл.мин.];

[угл.мин.].

4.2.2 Расчет точности редуктора методом максимума-минимума

Максимальная кинематическая погрешность зубчатой передачи определяется как:

 (44)

где - коэффициент типа передачи.

Для червячной передачи =0,8, для цилиндрической (U=4) =0,95.

Максимальный мертвый ход цилиндрической передачи определяется как:

(45)

где , - смещения исходного контура шестерни и колеса;

- предельное отклонение межосевого расстояния;

, - допуски на смещения исходного контура шестерни и колеса;

- радиальные люфты в опорах звеньев передачи;

а для червячной передачи в виде

, (46)

где - отклонение от средней толщины зуба по хорде колеса;

, - положительные предельные отклонения межосевого расстояния;

, - допуск на толщину витка червяка;

- осевой люфт опор червяка;

- радиальные люфты в опорах звеньев передачи.

При расчете погрешностей не будем учитывать люфты в опорах. Стандартные показатели точности необходимые для расчетов приведены в табл. 6. При этом стандартные допуски на смещение контура и толщину червяка выбираются из стандартов в зависимости от допуска на радиальное биение для элемента цилиндрической передачи и червячного колеса, соответственно

Табл. 6 Показатели точности

Обозначение шестерни, колеса	Передаточное число U	Диаметр делительной окружности, мм	Модуль	/, мкм	/, , мкм	, мкм	/, мкм
	4	8,5	0,5	22	25	26	58
		34		28		34	67
	4	13,6	0,8	24	25	28	58
		54,4		30		38	67
	26	10,4	0,4	122	71/53	36	42
		4,8

Суммарная максимальная погрешность определяется как

, (47)

;

.

Используя формулы (44)-(47), рассчитаем максимальные погрешности:

для и :

[мкм];

[угл.мин.]

[мкм];

[угл.мин.].

[угл.мин.].

для и :

[мкм];

[угл.мин.]

[мкм];

[угл.мин.].

[угл.мин.].

для и :

[мкм];

[угл.мин.]

[мкм];

[угл.мин.].

[угл.мин.].

В табл. 7 приведены все найденные значения максимальной и минимальной погрешностей для метода минимума-максимума.

Табл. 7 Погрешности найденные методом минимума-максимума

Погрешность	для и , угл. мин.	для и , угл. мин.	для и , угл. мин.
	1,3	0,9	3,6
	0,75	0,66	2,3
	2,1	1,6	5,9
	1,9	1,3	4,6
	2,3	1,5	16,5
	4,2	2,8	21,1

4.2.3 Расчет точности редуктора вероятностным методом

Для расчета точности по вероятностному методу определим стандартный коэффициент риска . Для =4,5% получим =0,91 для цилиндрической передачи с U=4 и =0,89 для червячной передачи.

Расчет кинематической погрешности с допустимым процентом брака осуществляется по формуле:

, (48)

мертвого хода:

, (49)

суммарной погрешности:

. (50)

Поле рассеивания кинематической погрешности определяется как

, (51а)

, (51б)

поле рассеивания мертвого хода определяется аналогично:

, (52а)

. (52б)

Подставляя в (48)-(52) значения из табл.7 получим оценки точности по вероятностному методу. Результаты расчетов для всех передач представлены в табл.8.

Табл. 8 Погрешности найденные вероятностным методом

Погрешность	для и , угл. мин.	для и , угл. мин.	для и , угл. мин.
	1,7	1,2	4
	2,1	1,4	15
	2,7	1,8	15,5
	1,6	1,1	4,1
	0,6	0,4	1
	1,5	1,1	9,4
	1,5	0,8	14,2

4.3 Расчет коэффициента унификации

Коэффициент унификации позволяет оценить степень унификации и стандартизации изделия то есть оценить целесообразность конструкции исходя из ее экономичности. Коэффициент определяется по формуле:

(53)

где - общее количество составных частей изделия в шт.

- количество оригинальных составных частей изделия в шт.

Согласно прил. 1 и (53) коэффициент унификации

.

Рассчитаем также интегральный коэффициент по формуле:

 (54)

где - количество типоразмеров оригинальных составных частей изделия в шт.

- общее количество типоразмеров составных частей изделия в шт.

Согласно прил. 1 и (54)интегральный коэффициент:

Размещено на Allbest.ru