Механизм исполнительный линейный

,

где и – соответственно монтажные радиальное и осевое биения колеса; – угол исходного профиля колеса; – делительный угол наклона линии зуба,  радиальные биения вала и подшипника соответственно.

Для прямозубых колес  и , для 8-го класса точности согласно ГОСТ 24643-81 и для 0-го класса точности.

 

 

 

Максимальное  значение мертвого хода в зубчатой передаче:

,

где E_Hs1 и E_Hs2 – наименьшее смещение исходного контура ведущего и ведомого колес, по ГОСТ1643 для 8-й степени точности E_Hs1 = 90 мкм и E_Hs2 = 90 мкм; Т_Н1 и Т_Н2 – допуски на смещение исходного контура ведущего и ведомого колес, по ГОСТ1643 для 8-й степени точности Т_H1 = 95 мкм и Т_H2 = 95 мкм; f_a – допуск на межосевое расстояние в передаче, по ГОСТ1643 для 8-й степени точности f_a = 35 мкм; G_r1и G_r2 – то же, что и и , то есть погрешности монтажа зубчатых колес, G_r1 = 0, G_r2 =   = 14,56 мкм.

 

 

Общая погрешность  121,2 + 234 = 355,2 мкм.

 

Значение  кинетической погрешности переводим  из линейных единиц в угловые минуты по формуле:

 

где d-делительный диаметр ведомого колеса,.

 

Максимальное  значение кинематической погрешностидля второй зубчатой передачи:

,

где и – допуски на кинематические погрешности ведущего и ведомого колес, по ГОСТ1643 для 8-й степени точности мкм, мкм; К – коэффициент фазовой компенсацииК = 0,93; и – погрешности монтажа зубчатых колес; так как ведущее колесо нарезано непосредственно на выходной оси электродвигателя, то , для ведомого колеса:

Суммарная приведенная погрешность монтажа  для зубчатых цилиндрических колес 8 степени точности.

,

где и – соответственно монтажные радиальное и осевое биения колеса; – угол исходного профиля колеса; – делительный угол наклона линии зуба,  радиальные биения вала и подшипника соответственно.

Для прямозубых колес  и , для 8-го класса точности согласно ГОСТ 24643-81 и для 0-го класса точности.

 

 

 

Максимальное  значение мертвого хода в зубчатой передаче:

,

где E_Hs1 и E_Hs2 – наименьшее смещение исходного контура ведущего и ведомого колес, по ГОСТ1643 для 8-й степени точности E_Hs1 = 90 мкм и E_Hs2 = 90 мкм; Т_Н1 и Т_Н2 – допуски на смещение исходного контура ведущего и ведомого колес, по ГОСТ1643 для 8-й степени точности Т_H1 = 95 мкм и Т_H2 = 95 мкм; f_a – допуск на межосевое расстояние в передаче, по ГОСТ1643 для 8-й степени точности f_a = 35 мкм; G_r1и G_r2 – то же, что и и , то есть погрешности монтажа зубчатых колес, G_r1 = 0, G_r2 =   = 14,56 мкм.

 

 

Общая погрешность  121,2 + 234 = 355,2 мкм.

 

Значение  кинетической погрешности переводим  из линейных единиц в угловые минуты по формуле:

 

где d-делительный диаметр ведомого колеса,.

 

 

Максимальное  значение кинематической погрешности  передачи винт-гайка:

накопленная погрешность шага винта,

погрешность монтажа.

Для передачи принимаем посадку  . Для ведущего звена – гайки – предельные отклонения среднего диаметра равны и , т. е. соответствующий допуск .

Исходя  из простых геометрических соотношений, накопленную погрешность шага резьбы на заданном по условию перемещении для передачи находим как:

 

Общая кинетическая погрешность будет равна:

,

где  

 

 

 

 

По заданию  допустимая погрешность составляет 2%, что составляет 100 мкм. И поскольку , то заданная точность обеспечивается.

3.4 Расчет типовых элементов:

3.4.1  Расчет штифтового соединения

Выполним  расчет штифтового крепления зубчатого  колеса на выходном валу. Эскиз соединения показан на рисунке 3. Конструктивные размеры: d_в = 5 мм, D = 10 мм. На соединение действует выходной момент сопротивления М_с = 0,5 Н∙м. Требуется рассчитать диаметр штифта.

 

Рисунок 3 –  Эскиз штифтового соединения

 

Расчет  штифта на срез.

Условие прочности штифта:

 

,

 

где А_ср = πd²/4 – площадь среза; [τ_ср] – допускаемые напряжения для материала штифта при срезе, [τ_ср] = 80 МПа. Отсюда:

 

1,78·10^–3 м.

 

Расчет  штифта на смятие.

Условие прочности штифта:

 

,

 

где А_см = d(D – d_в) – площадь смятия; [σ_см] – допускаемые напряжения для материала штифта при смятии, [σ_см] = 200 МПа. Отсюда:

 

200·10^–6 м=0,0002мм.

 

По результатам  расчета диаметр штифта должен быть не менее 1,78 мм. В соответствии с диаметром вала выбираем штифт диаметром 0,0002 мм.

3.4.2  Выбор подшипников качения.

Так как вал двигателя имеет диаметр5 мм, то входной вал механизма будет иметь тот же диаметр, он же является посадочным диаметром подшипников. Выходной вал для унификации установлен на подшипниках такого же размера. При крутящем моменте на выходном валу М_с = 0,5 Н∙м радиальная нагрузка на подшипники F_r = 2M_c/d₂ = 2·0,5/17,5·10^–3 = 57,1 Н. Осевая нагрузка F_a равна нулю, так как используются цилиндрические прямозубые колеса, поэтому выбираем радиальные шарикоподшипники. Скорость вращения валов больше 1 об/мин, поэтому расчет ведется по динамической грузоподъемности.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

 

Р = (XVF_r + YF_a)K_бK_t,

 

где X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, для радиального подшипника X = 0,6; V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце и неподвижном наружном V = 1; K_б – коэффициент безопасности, для нормальных условий K_б = 1; K_t – температурный коэффициент, при нормальных температурных условиях равен 1.

В итоге  получим Р = 0,6·57,1 = 6,86 Н.

Срок  службы по заданию L_h = 5000 часов или в оборотах:

 

L = 60nL_h·10^–6, млн. об.,

 

где n – скорость вращения в оборотах в минуту, n= 120об/мин (из кинематического расчета).

Срок  службы L = 60·120·5000·10^–6 = 36 млн. об.

Расчетная динамическая грузоподъемность:

 

С_р = L^1/αP,

 

где α –  коэффициент, зависящий от типа подшипника, для радиального подшипника α = 3.

Расчетная динамическая грузоподъемность С_р = 36^1/3·6,86 = 22,6 Н.

По ГОСТ 8338-75 выбираем радиальный однорядный шарикоподшипник с посадочным диаметром 6 мм и динамической грузоподъемностью больше 22,6 Н. Подходящий подшипник – 1000096 (наружный диаметр 10 мм, ширина 5 мм, динамическая грузоподъемность 1470 Н).

3. Расчет выходного вала на кручение

На выходной конец вала действует момент сопротивления  М_с = 0,7 Н∙м. Условие прочности вала может быть записано в виде:

,

где W_p – полярный момент сопротивления сечения вала, , где d_в – диаметр вала, d_в = 5 мм; [τ_к] – допускаемые напряжения для материала вала при кручении, для качественной стали 45 при знакопеременной нагрузке в соответствии с [τ_кр] = 150 МПа. Отсюда:

 

 Па = 20,4 МПа.

 

Так как  τ_к  = 20,4 МПа < [τ_к] = 150 МПа, прочность выходного вала обеспечивается.

 

 

 

 

 

 

Список  использованных источников

 

1. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование: Учеб.пособие для студентов вузов. В 2-х ч./ Под ред. О. Ф. Тищенко. – М.: Высш. шк., 1978.

2.Справочник конструктора-приборостроителя. Проектирование Основные нормы. Детали и механизмы приборов. В 2-х ч./ В. Л. Соломахо, Р. И. Томилин, Б. В. Цитович, Л. Г. Юдовин. – Мн.: Высш. шк., 1990.

3. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. – М.: Машиностроение, 1980.

4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб.пособие для машиностроит. спец. техникумов. – М.: Высш. шк., 1990.

5. Иванов М. Н. Волновые зубчатые передачи: Учеб.пособие для студентов вузов. – М.: Высш. шк., 1981.

6. Федоренко В. А., Шошин А. И. Справочник по машиностроительному черчению/ Под ред. Г. Н. Поповой. – Л.: Машиностроение, 1981.

7. А. В. Самойленко, О. Д. Егоров «Конструктирование манипуляционных механизмов». Минск 1989.