Привод системы жизнеобеспечения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Оглавление

1.Техническое задание

2.Описание и обоснование выбранной конструкции

2.1 Технико-экономическое обоснование конструкции

2.2 Обоснование принципа действия

3. Предварительный выбор двигателя разрабатываемой конструкции

3.1 Определение общего передаточного отношения

4. Проверка правильности выбора двигателя

5. Кинематический расчет

Определение числа ступеней редуктора

6. Силовой расчет ЭМП

6.1 Расчет винтовой передачи

6.2 Силовой расчет редуктора

7. Выбор материала для шестерни и колеса

8.Определение модуля зацепления

11.Геометрический расчет передач

12.Расчет валов и опор редуктора

12.1 Расчет вала 1 на прочность

12.2 Расчет диаметров валов по упрощенной схеме

12.3 Расчет опор редуктора

13. Расчет предохранительной муфты

13.1 Подбор и расчет пружины

13. Расчет на точность

13.1 Выбор степени точности и вида сопряжения

13.2 Расчет суммарной кинематической погрешности цепи

13.3 Расчет суммарного значения мертвого хода

14.Расчет размерной цепи вала

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1.Техническое задание

Тема курсового проекта: привод системы жизнеобеспечения

Техническое задание: разработать конструкцию привода по предложенной схеме.

Исходные данные для выполнения:

Таблица 1

Момент на выходном валу, Мс	1000 Н мм
Скорость вращения выходного вала, щ	2 с-1
Момент инерции нагрузки, Jн	0,15 кг м2
Ускорение вращения выходного вала, е	20 с-2
Угол поворота выходного вала, ц	±50°
Присоединительный размер, d	60 мм
Тип корпуса	Литой
Тип предохранительной муфты	Фрикционная
Тип электродвигателя	серия ДИД, ДГ или АДП
Условия эксплуатации	УХЛ 4.1
Степень защиты	IP44
Характер производства	мелкосерийный
Ограничитель движения	микровыключатели
Срок службы	ограничен сроком службы двигателя

Дополнительные данные для выполнения

1. Выходное отверстие, диаметром d, должно быть всегда свободно на просвет для прохода света.



2.Описание и обоснование выбранной конструкции

привод система жизнеобеспечение

2.1 Технико-экономическое обоснование конструкции

Темой курсового проекта является разработка технической документации на механизм линейных перемещений с фрикционной муфтой. Механизмы линейных перемещений широко применяются для преобразования вращательного движения в поступательное в оптико-механических приборах, авиационных приборов и робототехнике.

Исходя из заданного ТЗ и предложенной схемы, в качестве механизма линейных перемещений будем использовать нерегулируемый электромеханический привод (ЭМП), состоящий из двигателя и механической передачи. В нерегулируемых ЭМП характеристиками механического движения на выходе (скоростью и перемещением исполнительного органа, развиваемым моментом) во включенном состоянии не управляют. Данный привод работает в повторно-кратковременном режиме, характеризующимся частыми выключениям, остановками и реверсами. Основные требования к нерегулируемым ЭМП: высокая экономичность, определенный запас по перегрузкам, простота конструкции, стабильность характеристик, а также малые масса, габариты, высокая надежность.

2.2 Обоснование принципа действия

Рис 1. Схема разрабатываемого механизма

В общем случае ЭМП состоит из трех основных звеньев: источника энергии(электродвигателя), передатчика энергии(редуктора) и выходного звена, представленного передачей винт-гайка. Помимо них в схеме имеются дополнительные элементы, необходимые для создании функции регулирования. Предохранительная муфта, которая служит для предохранения механизма от перегрузок, что повысит надежность системы, а также для принудительного тормоза, что повысит быстродействие системы.

Помимо этого в редукторе будет реализована функция ограничителя хода вала микровыключателями.



3. Предварительный выбор двигателя разрабатываемой конструкции

Расчетная мощность определяется из соотношения:

,

где: - мощность нагрузки на выходном валу, Вт, при поступательном движении выходного звена:

,

где Мн момент на выходном валу, Н*мм, Мн=Мс=1,5 Н*м по условию ТЗ;

о- коэффициент динамичности примем равным , о=1,02.

-КПД цепи двигатель-нагрузка, согласно условию принимаем КПД =85%

=1*1=1 Вт.

Выбираем предварительно двигатель ДГ-3А. Паспортные данные двигателя ДГ-3А приведены в таблице 2.

Таблица 2

Напряжение питания, В	U	36
Род тока		трехфазный
Номинальная мощность,Вт	Pном	3
Номинальные момент,Ч10-4 Н·м	Мном	50
Пусковой момент ,Ч10-4 Н·м	Мп	100
Частота вращения выходного вала, об/мин	nном	9000
Момент инерции ротора, Ч10-6 кг·м2	Jр	37
Масса, кг	m	0,55
Температура окружающей среды, °С		-60…+100
Срок службы, час	Т	до 5000



3.1 Определение общего передаточного отношения

Определяем общее передаточное отношение редуктора по формуле:

,

где:

-частота вращения вала двигателя, ==9000 об/мин.

-частота вращения выходного вала:

Получаем:

Рассчитаем коэффициент запаса по мощности:

K запаса=



4. Проверка правильности выбора двигателя

Для повторно-кратковременного режима работы:

и

Оба условия выполнены, следовательно в предварительном расчете двигатель выбран верно.



5. Кинематический расчет

Определение числа ступеней редуктора

Расчет редуктора будем проводить по критерию минимизации суммарного погрешностей.

Оптимальное число ступеней:

Округляя в большую сторону, получаем n= 3.

Назначим число зубьев шестерни - Z1=Z3=Z5=Z=17

Число зубьев ведомых колес для редуктора вычисляется по формуле:

,

где

k = 2, 4, 6 - номер колеса.

Из этого следует, что число зубьев колес- Z2=Z4=Z6=17*4.41=74.97, Z8=17*4.52=78

В соответствии с предпочтительным рядом примем Z2=Z4=Z6=75,Z8=81

Общее передаточное отношение:

Отклонение фактического передаточного отношения от рассчитанного определяется так:

Выбор числа зубьев шестерен и колес произведен верно.

Сведем данные в таблицу 3

Таблица 3

№ колеса	1	2	3	4	5	6
I	4,65	4,65	4,76
Число зубьев	17	78	17	78	17	81



6. Силовой расчет ЭМП

6.1 Силовой расчет редуктора

На выходном валу с учётом динамической составляющей действует следующий момент:

МУ= Мс +Mд= Мн +Mд = Мн + Yнн=4000 Нмм

,

где

Mi, Mi - момент нагрузки на i-ом и j-ом валах;

iij - передаточное отношение i-го и j-го вала;

зij - КПД передачи, зij=0.98;

зподш - КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал, зподш =0.95.

Ведем расчёт последовательно к валу двигателя:

Выполним предварительную проверку правильности выбора двигателя:

По паспортным данным Мпуск =8,22 Н·мм, то есть 8,22?8,01 - удовлетворяет условию. Следовательно двигатель выбран правильно. То есть выбранный двигатель сможет обеспечить нужно угловое ускорение нагрузки при старте.



7. Выбор материала для шестерни и колеса

Проведем проверочный расчет зубьев на контактную прочность для последней ступени (т.к. на ней наибольший крутящий момент, что предопределяет успешное выполнение условия для остальных передач).

Подберем материал для шестерни и колеса и рассчитаем и.

Таблица 11. Основные виды термической обработки деталей из сталей

Марка стали	Вид термической обработки	HB общая	HRC поверхности
Сталь 40х	Отжиг, закалка, отпуск	200-250	50-55
Сталь 45	Нормализация, закалка, отпуск	190-240	40-50

Таблица 12. Приближенные значения контактной и изгибной выносливости зубьев в зависимости от термообработки используемых материалов

Материал	Вид химической или термической обработки	Средняя твердость поверхности зуба	,	,
Сталь углеродистая или легированная	Отжиг, нормализация или улучшение	180-350 HB	2 HB+70	1,8 HB

Рассчитаем предельное напряжение изгиба. Ст40Х - шестерня, Ст50 - колесо.

(шестерня) = ,

(колесо) = ,

где - предел выносливости при изгибе.

где - коэффициент долговечности, - частота вращения зубчатого колеса, об/мин;

с - число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым;

L - срок службы передачи, ч.

где

- допускаемое напряжение изгиба,

- предел выносливости при изгибе,

- коэффициент долговечности,

- коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса.

Рассчитаем контактное напряжение для шестерни и колеса.

где

- предел контактной выносливости поверхности зуба;

- коэффициент учитывающий шероховатость сопряжения поверхностей;

- коэффициент учитывающий окружную скорость колеса;

Шестерня:

=.

Колесо:

=.

===1.72,

где - коэффициент долговечности;

m - показатель степени;

- базовое число циклов перемены напряжений;

- расчетное число циклов нагружения.

где и - допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.



8.Определение модуля зацепления

где:

m - модуль прямозубого колеса;

- коэффициент для прямозубых колес;

M - крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо z, Нмм;

К - коэффициент расчетной нагрузки, К=1,1…1,5, примем K=1.3

- коэффициент ширины зубчатого колеса;

- допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб, МПа;

- коэффициент формы зуба. Значения берутся из таблицы значений коэффициента формы зуба для прямозубых и косозубых цилиндрических и конических колес.

Рассчитаем модули для передач:



11.Геометрический расчет передач

Геометрический расчет проведем по следующим формулам:

Делительный диаметр: d=mz,где:

m-модуль колеса или шестерни;

z-число зубьев колеса или шестерни

Диаметр вершин зубьев:=d+2m

Диаметр впадин:=d-2m(+c*),

где c* - коэффициент радиального зазора.

При m<0.5, c*=0.5, =1

При 0.5<m<1, c*=0.35, =1

При m1, c*=0.25, =1

Ширина колеса: b2=*m

Ширина шестерни: b1= b2+2m

Рис 2. Геометрические параметры зубчатых колес

Рассчитаем геометрию:

Шестерня 1 d=m·z=0.3·17=5.1 мм =d+2·m=5.1+2·0.3=5.7 мм =d-2·m· (+c*)= =13,6-2·0,3(1+0,5)=7,6 мм b1= b2+2m=1,8+2*0,3=2,4 мм	Колесо 2 d=m·z=0,3·75=39 мм =d+2·m=39 +0,3·2=39.6мм =d-2·m· (+c*)=39-2·0,3·(1+0,5)= =38.25 мм b2=·m=6*0,3=1,8 мм
Шестерня 3 d=m·z=0,3·17=7.8 мм =d+2·m=7,6 мм =d-2·m· (+c*) =6.8мм b3= b4+2m=3,2 мм	Колесо 4 d=m·z=0,4·75=30 мм =d+2·m=30+2·0,4=30,8 мм =d-2·m(+c*)=30-2·0,4·(1+0,5)= =28,8 мм b4=*m=6·0,4=2,4 мм
Шестерня 5 d=m·z=0,6·17=13,6 мм =d+2·m=10,2 +2·0,6=15.2 мм =d-2·m(+c*)= = 11.6 мм b5= b6+2m=3,6+2·0,5=5,4 мм	Колесо 6 d=m·z=108 мм =d+2·m=109,2 мм =d-2·m(+c*)== =106 мм b6=*m=6·0,5=4.8 мм

Рассчитаем межосевое расстояние по формуле по формуле

а=(d1+d2)/2

где d1и d2- диаметры делительных окружностей шестерни и колеса, находящихся в зацеплении

Передача 1,2

а=(d1+d2)/2 =22,05 мм

Передача 3,4

а=(d1+d2)/2 =29,4 мм

Передача 5,6

а=(d1+d2)/2 =60,8мм



12.Расчет валов и опор редуктора

Выбираем материал вала. Выбираем Ст40Х. Расчет будем проводить для первого вала.

12.1 Расчет вала 1 на прочность.

При расчете принимаем:

Ширина шестерни: 2,4 мм

Ширина колеса: 1,8 мм

Расстояние между шестернёй и опорой(1) 42 мм.

Расстояние между колесом и шестерней 39,8 мм.

Расстояние между опорой (1) и опорой (2) 15 мм.

Ширина опоры 4 мм.

Из этого следует, что общая длина вала 104 мм

Рис 3. Действие нагрузки в зацеплении

Расчет сил, действующих на вал:

Используем формулу: Fокр=

Fr1= Fокр1·tgб=34,2·0,364=12,45 Н

Fr2= Fокр2·tgб=70,8·0,364=25,77 Н

Проецируем силы:

Плоскость OXZ:

F1= Fr1=12,45 Н

F2=-Fr2=25,77 Н

Плоскость OYZ:

F1=-Fокр1

F2=Fокр2=

Рассмотрим плоскость OXZ:

Рис.4 Эпюра сил и моментов, действующих на вал 1

Определим реакции в опорах:

=0

Rd·15-F2·42+F1· (39.8+42)=0

=0

Rc·15-F2·(42+15)+F1· (39.8+42+15)=0

F1- F2+Rc-Rd=12.45-25.77+17.582-4.262=0 Условие выполнено.

Расчет изгибающего момента методом сечения:

Участок AB

F1-Qx=0

Qx=12,45 Н

Mизг=-F1*z=12.45*39.8=495.51 Нмм

Участок BC

F1- F2-Qx=0

Qx=F1- F2=12,45-25,77=-13,32 Н

Mизг=- F2*z+F1(l1+z)=-25,77*42+12,45(39,8+42-63,93 Нмм

Участок CD

Qx=F1- F2+Rc=12,45-25,77+17,582=4,262Н

Mизг=F1(l1+l2+z)-F2(l2+z)+Rc(z)=12,45(39,8+42+15)-25,77(42+15)+17,582(15)=0

Рассмотрим плоскость OYZ:

Рис.5 Эпюра сил и моментов действующих на вал 1

Определим реакции в опорах:

=0

-Rd·15+Fокр2·42-Fокр1· (39.8+42)=0

=0

Rc·15-Fокр2·(42+15)+Fокр1· (39.8+42+15)=0

-Fокр1+ Fокр2-Rc+Rd=-34,2+70,84-48,488+11,848=0 Условие выполнено.

Расчет изгибающего момента методом сечения:

Участок AB

Qy=-Fокр1=-34,2 Н

Mизг=-F1* l1=-34,2*39,8=-1361 Нмм

Участок BC

Qy=-Fокр1+ Fокр2=-34,2+70,84=36,64 Н

Mизг= Fокр2*l2- Fокр1(l1+ l2)=70,84*42-34,2*(39,8+42)= 177,72Н*мм

Участок CD

Qy=- Fокр1+ Fокр2-Rc=-34,2+70,84-48,488=-11,848 Н

Mизг=- Fокр1(l1+l2+l3)+Fокр2(l2+l3)-Rc(l3)=

=-34,2(39,8+42+15)+70,84(42+15)-48,488*15=0

Находим общую суммарную реакцию опор:

=

=

Находим суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

=

Определим диаметр вала, исходя из значений Mкр:

Для стали40х

Найдем [] - касательное напряжение

[]=0,58*[у-1]

у-1=0,48* ув, где ув - предел прочности

у-1=0,48*1000=480

[у-1]= = = =320, где n - предел текучести

[]=0,58*[у-1]=0,58*320=185,6, тогда

d?=2,53 мм

Используя нормальный ряд размеров, примем значение диаметра вала 6,3 мм.

Произведем расчет по приведенному моменту:

Mпр==

d? = = 2,543

Приближенный диаметр вала равен 6,3 мм.

Проведем проверку по энергетической теории Мора:

допустимое, [у] допустимое=320

Расчет проходит.

Проверка вала на крутильную жесткость:

рад

=3,439' - расчет проходит, т.к. значение не превышает 20'.



12.2 Расчет диаметров валов по упрощенной схеме

Воспользуемся формулой:

Рассчитаем диаметр вала 3,4,6

??3?2?3Mкр0,2 ??=9.95 мм. Примем ??4=65 мм.

??2?2?3Mкр0,2 ??=10,4 мм. Примем ??3=10,4 мм.

??1?2?3Mкр0,2 ??=165,65,2040,2 185,6=5,23мм. Примем ??1=5.3 мм.

12.3 Расчет опор редуктора

Таблица 13. Параметры выбранных подшипников

Вал	1	2	3	4
Диаметр вала, мм	3	4	6	65
Подшипник	ГОСТ 8228-75	ГОСТ 8228-75	ГОСТ 8228-75	ГОСТ 8228-75
d, мм	3	4	3	65
D, мм	8	11	17	100
B, мм	3	4	5	13

В связи с тем, что в разрабатываемом редукторе присутствует только радиальная нагрузка на валы, выбираем радиальные шарикоподшипники.

Расчет будем вести по динамической грузоподъемности, т.к. частота вращения валов больше 1 об/мин, используя следующую формулу:

C=0,01*P*360????? , где

?? - частота вращения вала;

???- время работы;

P - эквивалентная динамическая нагрузка:

P=(XVFr+YFa)KбKm, где

Fa - осевая нагрузка на вал (Fa = 0);

Fr - радиальная нагрузка на вал;

V- коэффициент вращения

V = 1, т. к. вращается внутреннее кольцо;

X- коэффициент радиальной нагрузки

X = 1;

Y- коэффициент осевой нагрузки

Y= 0;

Kб- коэффициент безопасности

Kб= 1, т.к. работа идет без толчков;

Km- температурный коэффициент

Km= 1, т.к. рабочая температура ниже 125 С

Опоры вала 1:

Наибольшая радиальная сила, действующая на вал в подшипниках, составляет:

Fr=51,77 Н

Тогда:

P=Fr*V*Kу*KT*X=51,77*1*1*1*1=51,77 Н

Cрасч=0,01*P*=0,01*51,77*=40,38 Н,

где ==2195 об/мин

Выберем подшипник, удовлетворяющий требованию:C > Cрасч (4А-14)

КПД подшипников:

=*100%=*100%=97%, где

=0,04*D0+(1,25*Fr+1,5Fa)*fk*=0,04*8+1,25*6,55*0,01*=0,51Н*мм

D0==8мм

fk=0,01мм

Выбранные подшипники качения удовлетворяют условию грузоподъемности. Для остальных опор валов выбор подшипников будет произведен конструктивно.



13. Расчет на точность

13.1 Выбор степени точности и вида сопряжения

Наиболее часто используют зубчатые передачи 6-й, 7-й и 8-й степеней точности.
7-я степень точности применяется наиболее часто. Она назначается для точных передач, а также для цилиндрических передач, работающих при V до 8 м/с. 6-я и 8-я степени точности применяются соответственно для более точных, быстроходных и менее точных, медленных передач.

Вид сопряжения и допуск на боковой зазор для нерегулируемой передачи назначают независимо от степени точности. При этом учитывают допустимый мёртвый ход, изменение размеров из-за колебаний температуры, окружные скорости колёс, коэффициенты линейного расширения материалов корпуса и колёс, наличие смазки.

Назначим 7-ю степень точности и вид сопряжения G для элементарных передач 1-3 по ГОСТ 9178-81.

13.2 Расчет суммарной кинематической погрешности цепи

Минимальное значение кинематической погрешности элементарных передач 7-ой степени точности.

;

,

где KsЇкоэффициент фазовой компенсации; и Ї допуск на кинематическую погрешность шестерни и колеса соответственно; Ї допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса (шестерни); допуск на погрешность профиля зуба.

Результаты расчета занесены в таблицу 14.

Таблица 14

№ колес	1	2	3	4	5	6	7	8
d, мм	5,1	22,5	6,8	30	10,2	45	21,25	103,75
FP, мкм	24	30	24	30	26	35
m	0,8	0,8	1	1	1,25	1,25
ff , мкм	10	10	10	10	10	10
F'i, мкм	22	22	22	22	22	22
i	2,46	2,46	2,46
KS	0,73	0,73	0,73
F'iomin, мкм	22,8	22,8	22,8

Максимальное значение кинематической погрешности:

Погрешность монтажа:

где

Ї угол исходного профиля колеса;

Ї делительный угол наклона линии зуба;

Ї монтажное осевое биение зубчатого колеса;

Ї монтажное радиальное биение зубчатого колеса.

в = 0; примем для колеса er= 20 мкм, для шестерни - er = 20 мкм, тогда

Результаты расчета сведем в таблицу 15

Таблица 15

№ колеса	1	2	3	4	5	6
F'i	31	33	31	33	31	35
i	2,46	2,46	2,46
K	0,83	0,83	0,83
F'iomax, мкм	53.95	60,4	64,6

Перевод максимальной и минимальной кинематической погрешности в угловые минуты.

где z - число зубьев ведомого колеса, m- модуль передачи.

Результаты расчета занесены в таблице 16

Таблица 16

d колеса, мм	33,6	42	52,5
F'iomax, мкм	53.95	60,4	64,6
F'iomin, мкм	34,08	33,62	35,14
	22	21.5	20,9
	13.95	12.04	11.4

Передаточные коэффициенты элементарных передач.

где - передаточное отношение кинематической цепи между выходными валами j-ой передачи и привода.

Суммарная минимальная кинематическая погрешность передачи c учетом угла поворота выходного вала.

Суммарная максимальная кинематическая погрешность передачи c учетом угла поворота выходного вала.

13.3 Расчет суммарного значения мертвого хода.

Максимальное значение мертвого хода:

наименьшее значение исходного контура шестерни и колеса соответственно;
-допуск на смещение исходного контура шестерни и колеса соответственно;

- допуск на отклонение межосевого расстояния передачи;

;

Расчёты максимального значения мёртвого хода для передач сведены в таблицу 17

Таблица 17.

	1	2	3	4	5	6
fб,мкм	±14	±14	±14
EHS	16	18	16	18	16	20
TH	28	32	28	32	28	33
jtmax, мкм	59,8	59,8	61,2

Минимальное значение мертвого хода:

, где б = 20o, в = 0.

бЇ угол исходного профиля исходного контура;

вЇ угол наклона боковой стороны профиля;

Ї минимальное значение гарантированного бокового зазора;

выбирается в зависимости от межосевого расстояния по таблице.

Расчёты минимального значения мёртвого хода для передач сведены в таблицу 18

Таблица 18.

	1-2	3-4	5-6
jnmin,мкм	8	8	8
jtmin, мкм	8,51	8,51	8,51

Перевод значений мёртвого хода в угловые минуты осуществляется по формуле:

Перевод значений мёртвого хода в угловые минуты приведен в таблице 19

Таблица 19.

	1-2	3-4	5-6
	3,48	3,04	2,76
	24,48	21,4	19,8

Суммарный минимальный мёртвый ход.

Суммарный максимальный мёртвый ход.

Суммарная максимальная кинематическая погрешность цепи и мёртвого хода будет равна: 9,61'+9,5'=19,11<20' следовательно, редуктор удовлетворяет требованиям точности заданным в ТЗ.



14.Расчет размерной цепи вала 1.

Для назначения допусков на размеры проведем расчет размерной цепи по ГОСТ 16320-76 рисунок 13.

Рис 6. Схема размерной цепи вала 4

Будем решать прямую задачу, то есть по известным параметрам одного звена требуется найти параметры составляющих звеньев размерной цепи.

Составляющие размеры цепи:

А1 = 104 мм;

А2 = 20 мм;

А3 = 40 мм;

А4 = 8 мм;

Определим номинальный размер замыкающего размера:

Назначим допуск IT11 для замыкающего звена по ГОСТ 25346-89, в данном случае это .

Решим задачу методом минимума-максимума способом равных квалитетов точности. В этом случае задание сводится к определению квалитета точности, который принимается одинаковым для всех составляющих звеньев размерной цепи.

Назначим 7 квалитет точности, а по таблице допусков назначим:

A1=104h7=104-0.035

A2=20H7=20+0.021

A3=40H7=40+0.025

A4=8H7=8+0.015

A=36 IT11=36-0. 16

Выполним проверку правильности расчета:

Следовательно, выбор допусков был сделан верно т.к по модулю 0,096?0,16.



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

При проектировании привода были проведены следующие расчеты:

проектный расчет ЭМП, включающий подбор двигателя по мощности и предварительную проверку по моменту; кинематический расчет, включающий определение общего передаточного отношения, определение числа ступеней с учетом требуемого критерия, разбивку по ступеням передаточных отношений. Также был проведены силовой расчет, включающий расчет двигателя по заданной нагрузке и определение модуля, геометрический расчет зубчатых колес входящие в состав привода.

Валы, входящие в состав редуктора, были рассчитаны на статическую прочность и на жесткость. В соответствии с рекомендациями были выбраны и рассчитаны опоры для редуктора.

Был проведен проверочный расчет редуктора: приведен момент сопротивления к валу двигателя, с целью уточненной проверки правильности выбора электродвигателя для редуктора, проведен проверочный расчет на контактную прочность.

По требованиям технического задания был проведен расчет винтовой передачи на прочность при различных деформациях, устойчивость и износостойкость резьбы.

Как показали все проведенные в расчетно-пояснительной записке расчеты, разработанный привод удовлетворяет всем требованием технического задания.



СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Атлас конструкций элементов приборных устройств: Учеб. пособие для студентов приборостроительных специальностей вузов / А.А. Буцев, А.И. Еремеев, Ю.И. Кокорев и др.; Под ред. О.Ф. Тищенко. - Машиностроение, 1982. - 116 с., ил.

Иллюстративный материал для студентов. Раздаточный материал «Валы и опоры». [Электронный ресурс].- URL: http://simo.hut.ru/pdf/002/005.pdf

Методические указания к лабораторным работам. Исследование приборных редукторов ( 4, 5, 6 ). [Электронный ресурс].- URL: http://simo.hut.ru/pdf/006/009.pdf

Климов В.Н., Перминова В.А. Методика расчетов размерных цепей в приборных устройствах на этапе проектирования. Учеб. пособие / Под ред. И.С. Потапцева. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007. - 51 с.

Кокорев Ю.А., Жаров В.А., Торгов А.М. Расчет электромеханического привода: Учеб. пособие / Под ред. В.Н. Баранова. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1995. - 132 с., ил.

Методические указания к лабораторным работам. Исследование приборных редукторов (4, 5, 6 ). [Электронный ресурс].- URL: http://simo.hut.ru/pdf/006/009.pdf

Разработка конструкторской документации при курсовом проектировании: учеб. пособие: в 2 ч. Ч.1 /И.С. Потапцев , Н.И. Нарыкова , Е.А. Перминова, А.А. Буцев. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2009. - 78 с.: ил.

Элементы приборных устройств (Основной курс): Учеб. пособие для студентов вузов. В 2-х ч. Ч.1. Детали, соединения и передачи / Тищенко О.Ф., Киселев Л.Т., Коваленко А.П. и др.; Под ред. О.Ф. Тищенко. - М.: Высшая школа, 1982. - 304 с., ил.

Элементы приборных устройств (Основной курс): Учеб. пособие для студентов вузов. В 2-х ч. Ч.2. Приводы, преобразователи, исполнительные устройства / Тищенко О.Ф., Киселев Л.Т., Коваленко А.П. и др.; Под ред. О.Ф. Тищенко. - М.: Высшая школа, 1982. - 263 с., ил.

Размещено на Allbest.ru