Проектирование конструкции механизма линейных перемещений

Вид общий
РЛ5.84.00.00 ВО
Вал в сборе
РЛ5.84.01.00
РЛ5.84.02.00
РЛ5.84.03.00
РЛ5.84.04.00
РЛ5.84.05.00
Муфта в сборе
РЛ5.84.06.00
Вал
РЛ5.84.06.01
Крышка в сборе
РЛ5.84.10.00
Втулка
РЛ5.84.06.02
Вал-шестерня
РЛ5.84.05.01
Колесо
РЛ5.84.05.02
РЛ5.84.04.01
Колесо
РЛ5.84.04.02
РЛ5.84.03.01
Колесо
РЛ5.84.03.02
РЛ5.84.02.01
Колесо
РЛ5.84.02.02
РЛ5.84.01.01
Колесо
РЛ5.84.01.02
Подшипники
ГОСТ 8338-75
Колесо-Гайка в сборе
РЛ5.84.08.00
Колесо-Гайка
РЛ5.84.08.01
Подшибники
ГОСТ 8338-75
Стакан
РЛ5.84.00.02
Втулка
РЛ5.84.00.03
Крышка винта в сборе
РЛ5.84.09.00
Штифт
ГОСТ 3128-70
Колесо
РЛ5.84.06.03
ГОСТ 8338-75
Штифт
ГОСТ 3128-70
ГОСТ 8338-75
Штифт
ГОСТ 3128-70
ГОСТ 8338-75
Штифт
ГОСТ 3128-70
ГОСТ 8338-75
Штифт
ГОСТ 3128-70
Двигатель в сборе
РЛ5.84.07.00
Шестерня
РЛ5.066.07.01
Гайка
ГОСТ 5916-70
Шайба
ГОСТ 11371-78
Двигатель
ДАТ 32461
Подшипник
РЛ5.84.06.04
Полумуфта
РЛ5.84.06.05
Штифты
ГОСТ 3128-70
Шпонка
ГОСТ 2360-78
Кинематическая Схема
РЛ5.84.00.00 СK
Сборка общая
РЛ5.84.00.00 СБ
Схемаделениянасоставныечасти
РЛ5.84.00.00 СС
Таблицасоставныхчастей
РЛ5.84.00.00 СП
ГОСТ 8338-75
Пружина
РЛ5.84.06.06
Шестерня
РЛ5.84.06.07
Винт
РЛ5.84.00.01
Крышка винта
РЛ5.84.09.01
Уголки
ГОСТ 13737-90
Корпус
РЛ5.84.00.04
Гайка
ГОСТ 5916-70
Шайба
РЛ5.84.00.05
Габаритный
РЛ5.84.00.00 ГЧ
Микровыключатели
Д-301
Винты
ГОСТ 1491-80
Гайки
ГОСТ 5916-70
Шпонка
ГОСТ 23360-78
Штифты
ГОСТ 3128-70
Масса Масштаб
Изм. Лист № докум. Подп. Дата
Лит.
Разраб.
Пров.
Т.контр. Лист Листов
Н.контр.
Утв.
РЛ5.84.00.00 СС
Схема деления
на составные части
Симкин
Нарыкова
1
Механизм линейных перемещений
МГТУ им. Баумана
Кафедра "РЛ5"
Группы ИУ1-62
Инв.№подл.Подп.идатаВзам.инв.№Инв.№дубл.Подп.идатаСправ.№Перв.примен.
РЛ5.84.00.00СС
Копировал Формат A3

Г-Г (2:1)
Д Д
E-E (4:1)
Ç50 H7/h6
M8
8
10,8js7 10,8js7 9,3js7 9,3js7 12,4js7 16,4js7
24,6js7
Ç1N7/h6
Ç6 H7/l0
Ç2 L0/k6
Ç20 L0/k6
Ç32 H7/l0
Ç17 L0/k6
Ç30 H7/l0
Ж Ж
150
80
292
123456
7
8 9
З
З
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
28
29
30
31
33
34
35
23
43
24
25
26
27
37
38
39
40
32
36
85
44
В
В
А Б
Е
Е
Ç2 N7/h6
В-В (2:1)Г
Г
А
60±0,03
75±0,03
Б
Д-Д (2:1)
Ж-Ж (2:1)
Ç6 H7/k6
2 R8/h8
2 Js9/h8
5 Js11/h10
5 R10/h10
Ç16 H9/k7
41
42
Технические требования:
1. ЭМП должен вращаться плавно, легко, без затираний
и бесшумно.
2. Термообработка колес и шестерен - отжиг, закалка, отпуск
Твердость зубьев колес HB 200...250
Твердость зубьев шестерен HВ 200...250
3. Смазать зубчатые колеса ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-74
0,3-0,5 грамм на зуб.
4. Смазать подшипники ВНИИНП-257 ГОСТ 1605-70
5. Осевой зазор подшипников регулировать набором
прокладок t=0,05...0,2 мм, устанавливаемых под
наружное кольцо
6. Винты ставить на эмаль ХСЭ6 красного цвета.
7. Покрытие деталей - антикоррозийное по специальной
инструкции.
8. Все колеса установлены на вал по посадке Js7/k6
и заштифтованы по посадке N7/h6
9. Посадки всех шарикоподшипников:
- внутренние L0/k6
- наружные H7/l0
10. Транспортировка производится в любой таре
11. Хранить в сухои помещении
12. Проверить на соответствие технического задания на
специальном стенде:
Скорость движения выходного звена V = 0.014 м*с
Ход выходного звена S = 90 мм
Техническая характеристика:
Сила на выходном звене F = 400 Н
Напряжение питания двигателя U = 200 В
Частота питающего тока двигателя f = 50 Гц
Температура эксплуатации -20...+40
о
Ç3 Js7/k6
26 H7/k7
56
110
300
З-З (4:1)
Ç1,5 N7/h6
Лит.
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
1:1
1
Вид общий
РЛ5.84.00.00 ВО
Симкин
Нарыкова
РЛ5.84.00.00ВО

Г-Г (2:1)
Д Д
E-E (4:1)
Ç50 H7/h6
10,8js7 10,8js7 9,3js7 9,3js7 12,4js7 16,4js7
24,6js7
Ç6 H7/l0
Ç2 L0/k6
Ç32 H7/l0
150
80
292
10
54321
12
11
8
14
9
7
13
15
20
6
16
17
18
19
22
85
21
M8
8
Ç30 H7/l0
В
В
А Б
Е
Е
Ç2 N7/h6
В-В (2:1)Г
Г
60±0,03
75±0,03
Ж
Ж
А Б
Д-Д (2:1)
5 Js11/h10
5 R10/h10
Ç16 H9/k7
Технические требования:
1. Обеспечить плавность хода и бесшумность работы.
2. Смазать зубчатые колеса ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267-74
0,3-0,5 грамм на зуб.
3. Смазать подшипники ВНИИНП-257 ГОСТ 1605-70
4. Осевой зазор подшипников регулировать набором
прокладок t=0,05...0,2 мм, устанавливаемых под
наружное кольцо
5. Винты ставить на эмаль ХСЭ6 красного цвета.
6. Покрытие деталей - антикоррозийное по специальной
инструкции.
7. Проверить на соответствие технического задания на
специальном стенде:
Техническая характеристика:
Сила на выходном звене F = 400 Н
Напряжение питания двигателя U = 200 В
Частота питающего тока двигателя f = 50 Гц
Температура эксплуатации -20...+40
о
26 H7/k7
56
110
300
Ж-Ж (5:1)
Ç2h12(-0,1)
3,5
Лит.
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
1:1
1
Сборка общая
РЛ5.84.00.00 СБ
Симкин
Нарыкова
РЛ5.84.00.00СБ

300
150
Технические характеристики
1. Сила на выходном звене F = 400 Н
2. Скорость движения выходного звена V = 0.014 м*с
3. Ход выходного звена S = 90 мм
4. Двигатель - ДАТ32461 однофазный.
напряжение питания 200 В
частота напряжения 50 Гц
5. Условия эксплуатации - УХЛ4.1
6. Степень защиты IP44
7. Транспортировка и хранение в заводской таре
любым видом транспорта
8. Обращать внимание на предупредительные надписи.
9. Максимально допустимые нагрузки 3g.
70
60±0,03
75±0,03
Б
Б
10. Условия хранения - закрытые
11. Неуказанные предельные отклонения по ±
IT14
2
t = -40 ... +50 Cокружающей
среды
Б-Б (5:1)
А
Ç2 H7
3,5
А (2,5:1)
M8
8
Лит.
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
1:1
1
РЛ5.84.00.00 ГЧ
Габаритно-монтажный
чертеж
Симкин
Нарыкова
РЛ5.84.00.00ГЧ

Двигатель ДАТ32461
P = 25 Вт n = 5100 об/мин
Мном = 490*10
-4
Н*м
Мпуск = 784*10
-4
Н*м
U = 200 В f = 50 Гц
Входной вал
Z1=30; m=0,3
1
Z2=42; m=0,3
Z4=42; m=0,3
2
Z6=42; m=0,3
Z3=30; m=0,3
Z8=42; m=0,3
Z5=20; m=0,33
Z7=20; m=0,3 Z9=20; m=0,4
4
Z12=62; m=0,4
Z10=42; m=0,4
V
Z11=20; m=0,4
VI
Z13=20; m=0,6
Выходной вал
Z14=20; m=0,6
Технические характеристики
1. Общее передаточное отношение i0 =174
2. Сила на выходном звене Fвых = 400 Н
3. Скорость движения выходного звена V = 0.014 м*с
4. Ход выходного звена S = 90 мм
5. Двигатель - ДАТ32461 однофазный, 50 Гц.
6. Мощность 25 Вт.
7. Подшипники качения N10000092 ГОСТ 8338-75
VII
Мпр = 342.26 Н*мм
VIII
S = 90мм
Fвых = 400 Н
Лит.
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
1:1
1
РЛ5.84.00.00 СК
Кинематическая схемаСимкин
Нарыкова
РЛ5.84.00.00СК

Ç17,6h7
65*
Ç1 N7/h6
Ç6H7
Ç2L0/k6
Ç2L0/k6
Ç6H7
Z10=42; m=0,4
Z11=20; m=0,4
Ç3Js7/k6
* Размеры для справок
1. Отверстие под штифт в позиции 4 сверлить в сборе.
2. После сборки проверить на биения.
13 24
Ç8,8h7
0.02
30,0±0,25
Лит.
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
4:1
1
РЛ5.84.05.00 СБ
Сборочный чертеж
Симкин
Нарыкова
РЛ5.84.05.00СБ

65
Ç2k6
Ç2k6
Ç3k6
Ç8,8h7
0,25•45Å (4 фаски)
Ra 1,25
2,5h12
2,5h12
Ra 1,25
Ra2,5
Ra 1,25
7,5h12 5h12
Ra 2,5
Ra 2,5
А
А
0.02 A
Б В
0.02 В
0.02 Б
0.022 АБ0.04
0,05 А
0.04
Модуль
Число зубьев
Угол наклона зуба
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 9178-81
Делительный диаметр
Ширина зубчатого венца
m
z
b
-
-
x
-
d
b
0.4
20
0
ГОСТ 9587-81
0
7H
8.0
5
А (5:1)
1
Ç2
Ç1.7
R0,1
R0,05
45Å
Лит.
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
4:1
1
РЛ5.84.05.01
Симкин
Нарыкова
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
РЛ5.84.05.01
Rz 20 ( )
1. Данные для контроля
зубьев по нормам точности
по ГОСТ 9178-81
2. Твердость зубьев НВ 200-250
3. Покрытие Химическое оксидирование
4. Неуказанные предельные
отклонения размеров:
охватывающих по H12,
охватываемых по h12
остальных по ±
IT12
2

А
А
А-А (2:1)
50h7
Ç60 js8
1 Js7/h6
1 R6/h6
Ç5 H7/k6
102*
56*
23 4 1 5
Шестреню в позиции 1 посадить на двигатель в позиции 2 до упора
и затем затянуть гайкой в позиции 3
2,5
4отв.Ç4,5H7
Лит.
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
2:1
1
Двигатель в сборе
РЛ5.84.07.00 СБ
Симикн
Нарыкова
РЛ5.84.07.00СБ

Ç20k6
Tr12x3-7e
2,5•45Å
Ç24
0,5•45Å
Ç38,4h10
2•45Å
2,5•45ÅÇ14
Ç17k6
0,5•45Å
Ç20
4
7,5h12
7
34
62
Ra2,5
Ra 2,5
A
0.04 A 0.022 A
m
z
b
-
-
x
-
d
b
Модуль
Число зубьев
Угол наклона зуба
Направление линии зуба
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Степень точности по ГОСТ 9178-81
Делительный диаметр
Ширина зубчатого венца
0.6
62
0
ГОСТ 9587-81
0
7H
37.2
8
Ra 2,5
Ra 2,5
8h12
Лит.
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
4:1
1
РЛ5.84.08.01
Колесо-Гайка
Симкин
Нарыкова
Бронза БрО10Ф1 ГОСТ 613-79
РЛ5.84.08.01
Rz 20 ( )
1. Данные для контроля
зубьев по нормам точности
по ГОСТ 9178-81
2. Твердость зубьев HВ 80-100
IT12
2

А
A (5:1)
4,9
R0,5
Б
ББ-Б
Z12=62; m=0,4
Z13=20; m=0,6
Ç1 N7/h6
Ç4Js7/k6
Ç2L0/k6
Ç6H7
Ç1 N7/h6
2 Js9/h8
Ç6 H7/k6
L0 = 15
Ç3 H7/e7
Ç4 H8/s8
2 R8/h8
65*
Ç25,6h7
1. Колесо в позиции 3 садится на подшипник в позиции 4.
2. Затем садится на вал в позиции 1 до упора.
3. Пружина устанавливается без предварительного прижатия
L0 = 15 мм
4. Отверстие под штифты в позиции 10 и 11 сверлить в сборе.
13
2
8
45 6 79
10
11
Ç2L0/k6
Ç6H7
Лит.
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
4:1
1
Муфта в сборе
Симкин
Нарыкова
РЛ5.84.06.00 СБ
РЛ5.84.06.00СБ

Ra6.3
3,5*
l0 =15
l2 =12
F
*
3 =125,1 Н
Ç17
Ra6.3
F2 =112,6 Н
l
*
3 =11,8
АБ
0,62min
Ç2,5*
0,25max
1. Модуль сдвига G = 78500 МПа
2. Длина развернутой пружины L = 228 мм
3. Число рабочих витков iр = 3.5
4. Число витков полное iп = 5
5. Шаг пружины t = 3,5 мм
6. Направление навивки пружины - правое
7. Поджато 3/4 витка, зашлифовано 3/4 дуги окружности
8. Длина пружины при рабочей деформации l2 =12 мм
9. Длина пружины при максимальной деформации l3 =11,8 мм
0,6 АБ
Лит.
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
2:1
1
РЛ5.84.06.06
Пружина
Симкин
Нарыкова
Проволка 65С2ВА-2,5 ГОСТ14959-79
РЛ5.84.06.06
Rz 20 ( )

Ç20
Ç24k7
Ç27±0,08
Ç26k7
Ç35±0,08
Ç40
2отвM1
10H7
4
6
60
4отвÇ2±0,005
А
Ra2.5
А (4:1)
M1
6
0,25•45Å
1. Твердость HB 200...220
2. Покрытие химическое
оксидирование
IT12
28
Ra 2.5
Ra 2.5
Лит.
Разраб.
Пров.
Н.контр.
Утв.
2:1
1
РЛ5.84.00.02
Стакан
Симкин
Нарыкова
Сталь 10 ГОСТ 1050-88
РЛ5.84.00.02
Rz 40 ( )

РЛ5.84.00.00Изм. Лист № докум. Подп. Дата
Разраб. Симкин 18.04.08
Расчетно-пояснительная
записка
Лист Листов
Пров. Нарыкова
Лит.
1 39
Н.контр.
Утв.
МГТУ им. Н.Э.Баумана
Группа ИУ1-62
Инв.№подл.Подп.идатаВзам.инв.№Инв.№дубл.Подп.идата
18.04.2008
Справ.№Перв.примен.
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Курсовой проект
"Разработка конструкции
механизма линейных
перемещений "

РЛ5.84.00.00
Лист
2Изм. Лист № докум. Подп. Дата
Содержание
Содержание __
1. Техническое задание __
1.1. Основная задача __
1.2. Исходные данные __
1.3. Дополнительные указания __
1.4. Назначение и принцип действия ЭМП __
2. Предварительный выбор __
2.1. Расчет мощности двигателя __
2.2. Выбор двигателя __
3. Характеристики двигателя __
4. Кинематический расчет ЭМП __
4.1. Определение общего передаточного отношения __
4.2. Расчет числа ступеней __
4.3. Кинематическая схема __
5. Предварительная оценка правильности выбора ЭМП __
5.1. Крутящий момент на выходе, момент нагрузки __
5.2. Определение крутящих моментов действующих на каждом
валу __
5.3. Предварительная оценка правильности выбора
электродвигателя __
6. Кинематический расчет __
6.1. Расчет числа зубьев шестерен и зубчатых колес __
7. Силовой расчет __
7.1. Выбор материала и их механические характеристики __
7.2. Расчет модуля на изгибную прочность __
7.3. Расчет на контактную прочность __
8. Геометрический расчет __
9. Расчет муфты __
9.1. Эскиз муфты __
9.2. Расчет пружины __
9.3. Эскиз пружины __
10. Расчет валов __
10.1. Определение опорных реакций __
10.2. Эпюры изгибающих и крутящих моментов __
10.3. Определение прогиба валика __

РЛ5.84.00.00
Лист
11. Подбор подшипников __
12. Выбор материала корпуса __
13. Расчет передачи винт-гайка __
13.1. Расчет передачи винт-гайка на прочность __
13.2. Расчет передачи винт-гайка на устойчивость __
14. Расчет штифтов __
15. Расчет шпонок __
16. Проверка правильности выбора электродвигателя __
17. Расчет точностных характеристик привода __
Список литературы __
Приложение 1 __

РЛ5.84.00.00
Лист
1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
1.1. Разработать конструкцию конструкцию механизма линейных перемещений по
предложенной схеме (рис. 1) в соответствии с заданным вариантом.
1.2. Исходные данные для расчета электромеханического привода:
Таблица 1.
Тип
электродвигателя
Сила на выходном
звене F, Н
Скорость движения
вых. звена V , м/с -1
Ход вых.звена S ,
мм.
Тип корпуса
Диаметр и шаг
винта выходной
пары d/p , d и p в
мм
Критерий
проектирования
Серия ДАТ
400
0,014
90
Литой
12/3
Максимум быстродействия
Условия
эксплуатации
Степень защиты
Вид крепления к
основному
изделию
Вывод выходного
элемента-винта
Вид выходного
конца
УХЛ4.1
IP44
Крепление с помощью ушек
С противоположной сторону
Резьбой
1.3 Дополнительные Указания
Линейные перемещения выходного звена обеспечиваются с помощью передачи винт-гайка на
выходе механизма. Для передачи винт-гайка использовать резьбу трапецеидальную,
нормальную по СТ СЭВ 146-75.Число заходов винта z=1. При предварительном расчете
принять η=0,4.
1.4. Назначение и принцип действия ЭМП
Электромеханический привод следящей системы состоит из:
-Двигатель типа ДАТ 32461, который крепится к корпусу. Вал двигателя вращается со
скоростью 5100 об/мин, питается постоянным напряжением 200В частотой 50Гц;
мощность двигателя Р = 25 Вт;

РЛ5.84.00.00
Лист
-Редуктор состоит из семи ступеней, передаточное отношение которого равно 174. В
конструкции используют литой корпус, который состоит из крышки и корпуса, которые
скреплены двум винтами и заштифтованы (части корпуса изготавливаются из сплава
АК7ч ГОСТ 1583-93);
-Фрикционная коническая муфта предназначена для предохранения привода от перегрузок.
Когда момент нагрузки превышает максимальный, пружина сжатия сжимается, увлекая за
собой полумуфту, в результате чего вал муфты перестает вращаться. Таким образом, не
будет происходить передача момента большего допустимого на валы, во-избежании их
поломки;
-Механические ограничители и микровыключатели: при достижении винтом крайнего
положения срабатывает микровыключатель, который выключает двигатель. Механический
упор сделан для предотвращения большого давления на микровыключатель.
2. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ЭМП
2.1 Расчетная мощность двигателя.
Pp дв =ξ*
Pн
η
= ξ*
Fн * V
η
= 1,5*
400*0.014
0.4 = 1,5*
5.6
0.4 = 1,5*14 = 21 Вт, где
Pн - номинальная мощность нагрузки, Вт;
Fн - статическая сила на выходном звене, 400 Н;
V - Скорость движения выходного звена, 0,014 м/с
-1
;
ξ - коэффициент запаса мощности.
Примем ξ, выбрав значение из диапазона 1.2…2.5 для следящих приводов обычной
точности.
2.2 Выберем двигатель ДАТ32461
3. ХАРАКТЕРИСТИКИ ДВИГАТЕЛЯ
3.1 Двигатель ДАТ 32461 имеет следующие характеристики:
3.1.1 Частота вращения, nном 5100 об/мин
3.1.2 Мощность, Pдв 25 Вт
3.1.3 Напряжение питания, U 200 В
3.1.4 Частота питания 50 Гц
3.1.5 Масса, m 0,58 кг
3.1.6 Номинальный момент, Мном 490*10
-4
Н*м
3.1.7 Момент инерции, Jротора 9*10
-6
кг*м
2

РЛ5.84.00.00
Лист
3.1.8 Пусковой момент, Мпуск 784*10
-4
Н*м
4. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЭМП
4.1. Определение общего передаточного отношения
По известным значениям скоростей на входе nдвиг и выходе nн определяем передаточное
отношение редуктора по формуле:
i0 =
nдвиг
nн
, где nдвиг - частота вращения двигателя, 5100 об/мин
nн - частота вращения выходного вала редуктора
nн =
2*π*V
p =
6.28*14
3 = 29.31 об/мин, где
V - скорость движения выходного звена, 14 мм/с
-1
;
p - шаг винта выходной пары, мм
i0 =
5100
29.31 = 174
4.2 Расчет числа ступеней и распределение общего передаточного отношения по
ступеням в соответствии с заданным критерием проектирования ЭМП
Намечаем использовать в редукторе прямозубые цилиндрические колеса, при этом их
оси будут параллельны. Критерий расчета - максимум быстродействия.
Рассчитываем число ступеней по следующей формуле:
nопт = 3*lg( i0 ) = 3*lg(174) = 6.72 ≈ 7
Выбираем число ступеней равным 7.
Расчитаем передаточное отношение для каждой ступени в отдельности (см.
литературу [8], стр. 55-56)
iср =
n
√ i0 = 2.1;
i1 =
4
√ (2* iср ) = 1.4;
i2 = √ ( iср ) = 1.4;
in = i7 =
i
2
ср
i1
=
2.1
2
1.4 = 3.1
in-1 = i6 =
i
2
ср
i2
=
2.1
2
1.4 = 3.1
i3 = i4 = i5 = iср = 2.1

РЛ5.84.00.00
Лист
4.3 КИНЕМАТИЧЕСКАЯ СХЕМА
ДвигательДАТ32461
P=25Втn=5100об/мин
Входнойвал
Z1=30;m=0,3
1
Z2=42;m=0,3
Z4=42;m=0,3
2
Z6=42;m=0,3
Z3=30;m=0,3
Z8=42;m=0,3
Z5=20;m=0,33
Z7=20;m=0,3Z9=20;m=0,4
4
Z12=62;m=0,4
Z10=42;m=0,4
V
Z11=20;m=0,4
VI
Z13=20;m=0,6
Выходнойвал
Z14=20;m=0,6
VII
Мпр=342.26Н*мм
VIII
S=90мм
Fвых=400Н

РЛ5.84.00.00
Лист
5. Предварительная оценка правильности выбора электродвигателя
5.1 Крутящий момент на выходе, момент нагрузки:
Мвых = Fа *d2 *
tg(γ+ρ')
2 , где Fа - сила на выходном звене (осевое усилие) , Н
d2 = d - 0.5p = 12 - 1.5 = 10.5 мм - средний диаметр
резьбы;
γ = 20° - угол подъема винтовой линии;
ρ' = arctg(f') = arctg
f
cos(α/2)
= arctg
0.1
cos(30°/2)
=
5.9° - приведенный угол трения;
где f = 0.1 - коэффициент трения скольжения между материалами винта и гайки;
α = 30° - угол профиля трапецеидальной резьбы;
(формула - см. литературу [8])
Мвых = 400*10.5*
tg(25.9°)
2 = 1019.7 Н*мм
5.2 Определение крутящих моментов действующих на каждом валу
Приведение моментов ведется последовательно от передачи к передаче по
формуле (см. литературу [1])
M1 =
M2
i12 * η12 * ηподш
, где
M1 - искомый момент на ведущем звене;
M2 - известный момент на ведомом звене;
i12 - передаточное отношение передачи;
η12 - КПД передачи;
ηподш - КПД подшипников в которых установлен ведущий вал;
При предварительно расчете примем ηподш = 0.98; η12 = 0.98;
Момент на выходно зубчатом колесе равен моменту на винте и равен моменту
нагрузки:
Мвинт = Мвых = М8 = 1019 Н*мм
М7 =
M8
i78 * η78 * ηподш
=
1019
3.1 * 0.9604 = 342.26 Н*мм

РЛ5.84.00.00
Лист
М6 =
342.26
3.1 * 0.9604 = 114.96 Н*мм
М5 =
114.96
2.1 * 0.9604 = 57.0 Н*мм
М4 =
57.0
2.1 * 0.9604 = 28.26 Н*мм
М3 =
28.26
2.1 * 0.9604 = 14.01 Н*мм
М2 =
14.01
1.4 * 0.9604 = 10.42 Н*мм
М1 =
10.42
1.4 * 0.9604 = 7.75 Н*мм
Мы рассчитали статический момент нагрузки, приведенной к валу двигателя, но
так как исполнительный механизм работает в области нагрузок, измеряющихся
с малым ускорением, то расчет динамического момента нагрузки проводить не
будем, то есть М
∑пр
= Мпр ст
5.3 Предварительная оценка правильности выбора электродвигателя
При оценке будем руководствоваться следующим условием (см. литературу [1]):
Мпр ст ≤ Mном
где Мпр ст - статистический момент приведенный к валу двигателя, Н*мм
Мном - номинальный момент двигателя, 49 Н*мм
7.75 Н*мм < 49 Н*мм , что верно
6. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
6.1 Расчет числа зубьев шестерен и зубчатых колес.
Необходимо определить количества зубьев на колесах и передаточные отношения
элементарных передач.
Для цилиндрических зубчатых передач с нулевыми колесами внешнего зацепления
z1 выбирают в диапазоне 17...28, причём в нашем случае ( максимум быстродействия ) z1
назаначем ближе к нижнему пределу.
Расчет общего передаточного отношения и расчет каждой ступени в отдельности
произведен с помощью специальной программы (Программа расчета редкутора - РЛ5).
В результате расчетов было выбрано 7 ступеней передаточных пар, что и проверело
наши предварительные расчеты. Результаты расчета сведены в таблицу 2.

РЛ5.84.00.00
Лист
Таблица 2.
№ i zш zк
1 1.4 20 28
2 1.4 20 28
3 2.1 20 42
4 2.1 20 42
5 2.1 20 42
6 3.1 20 62
7 3.1 20 62
Из конструктивных соображений увеличим количество зубьев первой и второй
передачи.
Z1ш = 30; Z1к = Z1ш * i1 = 42;
Z2ш = 30; Z2к = Z2ш * i2 = 42;
С учетом новых данных, в итоге получается Таблица 3.
Таблица 3.
№ i zш zк
1 1.4 30 42
2 1.4 30 42
3 2.1 20 42
4 2.1 20 42
5 2.1 20 42
6 3.1 20 62
7 3.1 20 62
Вследствие выбора колёс из стандартного ряда передаточные отношения могут
измениться. Поэтому появляется погрешность реального передаточного отношения
относительно рассчитанного, которая не должна превышать 0.27%.
Проверяем:
iф = ∏ ij = 1.4*1.4*2.1*2.1*2.1*3.1*3.1 = 174.4 - реальное передаточное отношение.
∆i =
iф - io
io
=
174.8-174.4
174.8 = 0,23 % относительная погрешность
Таким образом, выбор количества зубьев на колесах и число передач проведен успешно.

РЛ5.84.00.00
Лист
7. СИЛОВОЙ РАСЧЕТ
7.1 Выбор материалов и их механические характеристики
Рассчитаем редуктор механизма линейных перемещений на изгибную прочность.
Учитывая небольшие окружные скорости колес, материалом для изготовления
шестерн данной передачи у нас выбрана Сталь 40Х
Термообработка: отжиг, закалка, отпуск.
σв = 1000 МПа - предел прочности;
σТ = 800-850 МПа - предел текучести;
ρ = 7.85 г/см
3
- плотность;
E = 2.1 * 10
5
МПа - модуль упругости первого рода;
α = (10.6-12.4)*10
-6
1/С° - коэффициент линейного расширения;
НВ общая = 200-250 - твердость;
HRC поверхности = 50-55 - твердость поверхности;
Допустимые изгибные напряжения для шестерн и колес определяются по формуле:
[σF ] =
σ-1
n , где n = 1.7 коэффициент запаса
Предел выносливости для углеродистых сталей определяют по формуле:
σ-1 = 0.43*σв
Т.к. шестерня и колесо у нас из одного материала следовательно:
σ-1 = 1000 * 0.43 = 430 МПа
[σF ] =
430
1.7 = 253 МПа
Коэффициент YF (20) = 4.15, YF (62) = 3.73, т.к мы выбрали одинаковые материалы для
колеса и шестерни, следовательно расчет ведем по шестерне.
7.2 Расчет модуля на изгибную прочность
Рассчитаем модули каждой элементарной передачи по формуле (см. литературу [1,4])
m ≥ Кm *
3
√ (
M * YF * K
z * Ym * [σF ]
), где
Km = 1.5- коэффициент для прямозубых колес;
M - момент, действующий на рассчитываемое колесо;
K = 1.25 - коэффициент расчетной нагрузки;

РЛ5.84.00.00
Лист
z - число зубьев рассчитываемого колеса;
Ym = 9 - коэффициент ширины зубчатого венца;
[σF ] - допускаемое напряжение при расчете на изгиб;
YF - коэффициент формы зуба (табличное значение).
Проведем расчет для последней, самой нагруженной передачи.
m ≥ 1.5 *
3
√ (
342.26 * 4.15 * 1.25
20 * 9 * 253 ) ≈ 0.509
Выбранное значение модуля последней передачи 0.6 полностью подтвердилось расчетом.
Следовательно остальные назначенные программой модули верны.
7.3 Расчет на контактную прочность
Проведем проверочный расчет зубьев на контактную прочность по формуле (см.
литературу [7]):
σH = √
Mi *К * K
3
α
* (i12 + 1)
3
i
2
12 * d
2
i * bi
≤ [σH ]
где
Mi - крутящий момент на ведомом колесе, Н*мм;
K = 1.25 - коэффициент расчетной нагрузки;
di = m * Zi - диаметр делительной окружности ведомого колеса, мм;
bi = ψbm * m - ширина венца ведомого колеса, мм;
ψbm - коэффициент ширины зуба венца;
K
3
α
= 0.82 *
3
√ ( Kv * Eпр ), где
Kv = 1.1 (окружная скорость V < 15 м/с)
Eпр =
2* E1 * E2
E1 + E2
=
2 * 2.1 * 10
5
* 2.1 * 10
5
2.1 * 10
5
+ 2.1 * 10
5 = 2.1 * 10
5
МПа -
приведенный модуль упругости первого рода;
E1 и E2 - модули упругости первого рода, соответственно ведущего и ведомого
колес;
K
3
α
= 0.82 *
3
√ ( 1.1 * 2.1 * 10
5
) = 50.31 (Н/мм
2
)
1/3
Тогда контактное напряжение на ведомом колесе:

РЛ5.84.00.00
Лист
σH7 = √(
342.26 * 1.25 * 50.31
3
* (3.1 + 1)
3
3.1
2
* ( 0.6*20 )
2
* ( 8 )
) ≈ 500 МПа;
[σH ] = 2.6 * 250 = 650 МПа - Допустимое контактное напряжение
σH7 < [σH ], т.к. 500 < 650 МПа
Таким образом, выбранные модули нам подходят и из условия изгибной прочности, и из
условия контактной прочности.

РЛ5.84.00.00
Лист
8. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
Мы произвели с помощью той же программы, данные расчета указаны в Приложении №1
Из конструкторских соображений мы увеличили ширину венца всех шестерн и колес.
(см. литературу [1])
Формулы:
d =
mz
cosβ
- делительный диаметр, где β - угол наклона зубьев, колёса прямозубые
β = 0;
da =
mz
cosβ
+ 2*m*(h'a + x) - диаметр выступов, где h'a = 1 - коэффициент граничной
высоты;
х = 0 - коэффициент смещение производящего контура ( редкуктор
выполняется с нулевыми колесами);
df =
mz
cosβ
- 2*m*(h'a + c' - x) - диаметр впадин, где c' - коэффициент радиального
зазора,
если m < 0.5, c' = 0.25; 0.5 < m < 1, с' = 0.35;
b = ψbm * m - ширина венца, где ψbm - коэффициент, равный отношению ширины
зубчатого венца к модулю для шестерн ψbm = 4;
dm =
d1 +d2
2 - делительное межосевое расстояние;
ступень
m, мм
dm , мм
-
z , мм
d, мм
da , мм
df , мм
b, мм
1
0.3
10.8
ш
30
9.0
9.6
8.2
4
к
42
12.6
13.2
11.8
3
2
0.3
10.8
ш
30
9.0
9.6
8.2
4
к
42
12.6
13.2
11.8
3
3
0.3
9.3
ш
20
6.0
6.6
5.2
4
к
42
12.6
13.2
11.8
3
4
0.3
9.3
ш
20
6.0
6.6
5.2
4
к
42
12.6
13.2
11.8
3
5
0.4
12.4
ш
20
8.0
8.8
7.0
5
к
42
16.8
17.6
15.7
4
6
0.4
16.4
ш
20
8.0
8.8
7.0
5
к
62
24.8
25.6
23.6
4
7
0.6
24.6
ш
20
12.0
13.2
10.4
8
к
62
37.2
38.4
35.6
6
d
da
df
b

РЛ5.84.00.00
Лист
9. РАСЧЕТ МУФТЫ
Из конструктивных соображений, с целью уменьшения габаритов муфты возьмем
фрикционную коническую муфту на 6 валу.
(см. литературу [3])
Fпр =
Мкр * sin α
Rср * f , где Мкр = 342.26 Н*мм - крутящий момент на 6 валу,
α = 15° - половина угла при вершине конуса;
Rср - средний радиус рабочей поверхности конусов, мм;
f - коэффициент трения поверхностей.
Для рабочих поверхностей выберем материалы:
Закаленная сталь по стали со смазкой.
f = 0.08
[p] = 0.6 МПа
Зададимся средним радиусом рабочей поверхности конусов.
Rср =
D1 + D2
2 = 9.5 мм, где D1 и D2 - диаметры рабочих поверхностей.
Определяем ширину поверхности трения:
ψ =
в
Rср
= 0.6, ⇒ b = Rср * ψ = 9.5 * 0.6 = 5.7
D1 = 8 мм, D2 = D1 + 2*b*sin α = 11 мм
Определим F2 = Fпр =
342.26* 0.25
9.5 * 0.08 = 112.60 Н - сила пружины, при кратковременных
перегрузках.
9.1 Эскиз муфты
Dср = Ç14,5мм

РЛ5.84.00.00
Лист
9.2 Расчет пружины
Из условий работы, выберем исходные данные. (см. литературу [3])
Зададимся рабочим перемещением h = 3 мм.
F1 = 0 Н ⇒ L0 = L1
Материал изготовления пружины возьмем проволку 65С2ВА ГОСТ 14959-79
Пужина устанавливается без предварительной деформации:
L0 = L1 = 15 мм - длина пружины в свободном состоянии.
Диаметр проволки определяем из условий прочности:
dпр = √(
8 * Fпр *с* К
τ
π*[ τ ]
);
Примем с = 11, т.к. пружина нужна очень жесткая, для обеспечения необходимой силы.
К
τ
=
4*с + 2
4*с - 3 = 1.12 - коэффициент увеличения напряжения на внутренней стороне;
G = 7.85 * 10
4
МПа - модуль упругости второго рода;
[τ] = 960 МПа - допустимое напряжение кручения;
dпр = √(
8 * 112.6*11* 1.12
3.14* 960 ) ≈ 2.5 мм - диаметр пружины;
Dср = c * dпр = 14.5 мм - средний диаметр пружины;
D = Dср + dпр = 17 мм - наружный диаметр пружины;
Осевая податливость одного витка:
λ =
8 * c
3
G * dпр
≈ 0.9 мм;
Количество рабочих витков:
ip =
H0 - ψ * Dср
dпр
=
15 - 0.5 * 14.5
2.5 = 3.5.
Полное количество витков iп = 5;
ψ = 0.5 - коэффициент определяющий форму зацепов;
L2 = L0 - h = 12 мм - длина пружины при рабочей деформации;
L3 = 11.8 мм - длина пружины при максимальной деформации;
Жесткость пружины:
к =
G * dпр
8 * ip * c
3 = 36 Н/мм

РЛ5.84.00.00
Лист
9.3 Эскиз пружины
3,5
*
l0 =15
l2 =12
F
*
3 =125,1 Н
Ç17
F2 =112,6 Н
l
*
3 =11,8
Ç2,5

РЛ5.84.00.00
Лист
10 РАСЧЕТ ВАЛОВ
Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы от передач передаются
через насаженные на них детали - зубчатые колёса. При расчёте принимаем, что
насаженные на вал колёса передают силы и моменты валу на середине своей ширины.
Рассчитаем шестой вал на прочность, а также подберем для него подшипники. Из
конструктивных соображений мы изготавливаем вал-шестерню из стали 40Х.
Характеристики данного материала приведены ранее. Теперь найдем силы, действующие на
вал, при этом осевыми составляющими пренебрегаем в силу их малости.
Из силового расчета мы знаем крутящий момент, действующий на рассматриваемый
вал. (См. литературу [12])
М6 = 114.96 Н*мм
F =
2 * Mk
d - касательная сила, где
Мк - крутящий момент, Н*мм
d - делительный диаметр колеса, мм
Ft10 =
2 * 114.96
16.8 = 13.69 Н
Fr10 = Ft10 * tg ( 20° ) = 13.69 * 0.36 = 4.98 Н - радиальная сила;
Ft11 =
2 * 114.96
8.0 = 28.74 Н
Fr11 = Ft11 * tg ( 20° ) = 28.74 * 0.36 = 10.46 Н
10.1 Определение опорных реакций
Плоскость XOZ:
?МА = 0 :
Fr10 * 10 - Fr11 * ( 10 + 40 ) - RBx * 60 = 0
RBx =
Fr10 * 10 - Fr11 * 50
60 =
49.8 - 523
60 = - 7.89 Н
?МB = 0 :
Fr11 * 10 - Fr10 * ( 10 + 40 ) + RAx * 60 = 0
RAx =
Fr10 * 50 - Fr11 * 10
60 =
249 - 104.6
60 = 2.41 Н

РЛ5.84.00.00
Лист
Плоскость УOZ:
?МА = 0 :
Ft10 * 10 + Ft11 * ( 10 + 40 ) - RBу * 60 = 0
RBу =
Ft10 * 10 + Fr11 * 50
60 =
136.9 + 1437
60 = - 26.23 Н
?МB = 0 :
- Ft11 * 10 - Ft10 * ( 10 + 40 ) + RAу * 60 = 0
RAу =
Ft10 * 50 + Ft11 * 10
60 =
287.4 + 684.5
60 = 16.2 Н
Так как на вал одновременно действуют изгибающие и крутящий моменты, то расчет на
прочность будем проводить через приведенный момент в опасном сечении «D», где
MDx = 78.7 Н * мм
MDу = 263 Н * мм
Мкр = 114,96 Н * мм
Приведенный момент:
Мпр = √( М
2
D + 0.75 * M
2
кр ) = √( М
2
Dx + М
2
Dу + 0.75 *M
2
кр ) =
= √( 78.7
2
+ 263
2
+ 0.75 * 114.96
2
) = 292 Н * мм
Расчет на прочность ведем по формуле:
dв ≥
3
√ (
Мпр
0.1 * [ σF ]
) = √ (
1.7 * Мпр
0.1 * σ-1
) , где
[ σF ] =
σ-1
1.7 - допустимое напряжение ( 1.7 - коэффициент запаса прочности )
Тогда получаем, что диаметры валиков должны быть не менее:
dв ≥ √ (
1.7 * 292
0.1 * 253 ) = 2.25 мм
Из конструктивных соображений принимаем диаметр всех валов равным 3 мм.

РЛ5.84.00.00
Лист
10.2 Эпюры изгибающих и крутящих моментов
0
zy
x
A
B
Ft10
Fr10
Ft11
Fr11
A B
Ft10
Fr10 Ft11
Fr11
RAy
RAx
RBy
RBx
10 40 10
A BC
D
24,1 Н*мм
78,7Н*мм
1 Н
E
R
1
А
R
1
А
R
1
B
R
1
B
A B
Ft10
Fr10 Ft11
Fr11
RAy
RAx
RBy
RBx
10 40 10
78,7Н*мм
A BC D
162 Н*мм
263 Н*мм
1 НR
1
А
R
1
А
R
1
B
R
1
B
A
C D
B
0
115 Н*мм
10.3 Определение прогиба валика
Недостаточноая изгибная жесткость валиков вызывает перекос зубчатых колес и
шкивов, изменение межосевого расстояния, появление излишних люфтов и заклинвания
передач, поэтому размеры валиков проверяют по условию (см. литератуту [12])
fрасч ≤ fпред , где
fрасч - расчетное значение прогиба валика в местах установки деталей, передающих
силы и моменты, мм;

РЛ5.84.00.00
Лист
fпред - предельно допускаемое значение прогиба валика, мм.
fпред = (0.01 ... 0.03) * m, где m - модуль зацепления, мм
f ?
= √( f
2
x + f
2
y ) - суммарный прогиб, мм.
В нашем случае: fпред = 0.012 мм
Определим реакции на опорах при воздействии единичной силы 1 Н
Плоскость XOZ:
?МА = 0 :
1 * 50 - RBx * 60 = 0
RBx =
50
60 =
5
6 = 0.83 Н
?МB = 0 :
1 * 10 - RAx * 60 = 0
RAx =
10
60 =
1
6 = 0.17 Н
fx = ( - S'1 * 10 * RAx + S'2 * (
2
3 * 30 + 20 ) * RAx + S'3 *
20
3 * RBx ) *
1
EJ
S'1 = 20 * 24.1 / 2= 241 мм
2
S'2 = 30 * 78.7 / 2 = 1180.5 мм
2
S'3 = 10 * 78.7 = 787 мм
2
fx =
1
EJ *11447.65 =
11447.65
E * pi * d
4 =
11447.65
2.1 * 10
5
* 3.14 * 3
4 = 0.21 * 10
-3
мм
Плоскость YOZ:
?МА = 0 :
1 * 50 - RBx * 60 = 0
RBy =
50
60 =
5
6 = 0.83 Н
?МB = 0 :
1 * 10 - RAx * 60 = 0

РЛ5.84.00.00
Лист
RAy =
10
60 =
1
6 = 0.17 Н
fy = ( - S''1 *
20
3 * RAy - S''2 * 30 * RAy - S''3 * (
2*40
3 + 10 )* RAy -
- S''4 * RBy *
2*10
3 ) *
1
EJ
S''1 = 10 * 162 / 2= 810 мм
2
S''2 = 40 * 162 / 2 = 6480 мм
2
S''3 = 40 * ( 263 - 162 ) / 2 = 2020 мм
2
S''4 = 10 * 263 = 2630 мм
2
fy =
1
EJ *47922.6 =
47922.6
E * pi * d
4 =
47922.6
2.1 * 10
5
* 3.14 * 3
4 = 0.89 * 10
-3
мм
f ?
= √( f
2
x + f
2
y) =
1
EJ * √( 11447.65
2
+ 47922.6
2
) =
49338.9
E * pi * d
4 =
=
49338.9
2.1 * 10
5
* 3.14 * 3
4 = 0.9 * 10
-3
мм
Проверка условия : fрасч ≤ fпред
0.9 * 10
-3
≤ 12 * 10
-3
мм
Условие выполнено.
11 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Осевые нагрузки на опоры отсутствуют, поэтому будем использовать радиальные
однорядные подшипники. Так как частота вращения всех валов больше, чем 1 об/мин,
значит, расчёт проводим по динамической грузоподъёмности. (cм. литературу [12])
(С)p = 0.01 * P *
3
√ ( 60 * n * Lh ) ;
P = (X*V*Fr + Y*Fa ) * K
σ
* KT ;
где
P - эквивалентная динамическая нагрузка;
X - коэффициент радиальной нагрузки;
Y - коэффициент осевой нагрузки;

РЛ5.84.00.00
Лист
V - коэффициент вращения;
Fr - радиальная нагрузка на опоры вала, Н;
K
σ
- коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамичности нагружения в
условиях эксплуатации.
KT - температурный коэффициент, учитывающий влияние температурного режима
работы на долговечность подшипника.
(С)p - расчётная динамическая нагрузка подшипника, Н;
ni = nвых * i7 * i6 - частота вращения i-го вала, об/мин;
ni = 29.31 * 3.1 * 3.1 = 281.66 об/мин
Lh - требуемая долговечность.
В данном приводе выбираем Lh равной ресурсу работы двигателя;
Lh = 5000 ч;
Для прямозубых цилиндрических колёс Fa = 0, соответственно, X = 1, Y = 0;
V = 1 - так как у всех подшипников в этой конструкции вращается внутреннее
кольцо;
Температурный коэффициент запаса выберем равным КT = 1,05 (рабочая температура
подшипника 125°);
K
σ
= 1,05;
Выбираем равным для нагрузки типа:
- умеренные толчки, кратковременные перегрузки до 150% от расчётной нагрузки;
Используем значения реакций в опорах, полученные из расчета валов (см. пункт 10.1)::
FrA = √ ( R
2
Ax + R
2
yx ) = √ ( 2.41
2
+ 16.2
2
) = 16.4 Н
FrB = √ ( R
2
Bx + R
2
By ) = √ ( 7.89
2
+ 26.23
2
) = 27.4 Н
PA = X * V * FrA * K
σ
* KT = 25.8
PB = 43.14
(С)pA = 0.01 * PA *
3
√ ( 60 * 281.66 * 5000) = 113.2 Н
(С)pB = 189.3 Н
Выбираем в соответствии с учётом максимальной грузоподъёмности подшипники:
Подшипник из серии 1000092 (C = 280 Н)

РЛ5.84.00.00
Лист
Поскольку для подшипников серии 1000092 запас по динамической нагрузке получился
больше 100 единиц для самого нагруженного вала, то выполнять расчет для остальных
валов нецелесообразно, так как динамическая нагрузка на подшипники этих валов будет
заведомо меньше. Поэтому подшипники выбраны в соответствие с диаметрами валов из
этой серии.
Диаметр цапф валов 2мм., поэтому для всех валов выбираем подшипники с внутренним
диаметром 2мм. и внешним 6мм.
Все подшипники по ГОСТ 8338-75.
Ç2
6
2,3
12 ВЫБОР МАТЕРИАЛА КОРПУСА
Корпус служит для установки подвижных и неподвижных узлов и деталей механизма. На
нем крепятся электродвигатель, крышки и т.д. В корпусе устанавливаем подшипники
качения. Корпус защищает детали и узлы механизма от вредных внешних воздействий,
создает удобство и безопасность эксплуатации, условия для точной и надежной работы
механизмов.
Материал корпуса механизма линейных перемещений, учитывая срок службы, область
применения и условия эксплуатации, должен обладать следующими свойствами: легкость,
прочность, долговечность, жесткость, относительно невысокий коэффициент линейного
температурного расширения. Поэтому материалом для корпуса выберем алюминиевый
литейный сплав нормальной прочности АК7ч (АЛ9) ГОСТ 1583-93 (упрочненный термической
обработкой).

РЛ5.84.00.00
Лист
Получение: литье в кокиль, закалка и полное искусственное старение, повышающее
твердость.
Характеристики материала:
модуль упругости Е = 0.7*10
5
МПа,
твердость HB = 70
коэффициент линейного температурного расширения α = 218*10
-6
1/С°
13 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ ВИНТ-ГАЙКА
12.1 Расчет передачи винт-гайка на прочность
Основной вид разрушения - износ резьбы.
Проверим гайку на прочность, т. к. она из более мягкого материала (см. литературу
[11]):
q =
2*F
pi * d2 * Hr
≤[ q ], где yв =
Hr
d2
, Hr = yв * d2 ;
[ q ] = 8 ... 10 МПа - допустимое контактное давление для литейной бронзы БрО10Ф1
ГОСТ 613-79;
d2 = 10.5 мм - средний диаметр резьбы;
yв = 1.2 ... 1.5 - коэффициент высоты гайки, примем в = 1.35,
тогда Hr = 1.35* 10.5 = 14.18 мм
q =
2 * 400
3.14 * 10.5 * 14.18 = 1.7 МПа < [ q ] по износостойкости проходит.
Сделаем проверку резьбы гайки на срез:
τср =
F
pi * d * e * Hr
≤ [ τср ],
где для литейной бронзы БрО10Ф1 ГОСТ 613-79
[ τср ] = (0.2 ... 0.3) * σТ
σТ = 250 МПа
[ τср ] = 62.5 МПа
τср =
400
3.14 * 12 * 0.65 * 14.18 = 1.15 МПа ≤ 62.5 МПа - по срезу проходит.
12.2 Расчет передачи винт-гайка на устойчивость.
Проведем расчет передачи винт-гайка на устойчивость:
ny =
Fкр
F ≥ [ ny ] , где ny - коэффициент запаса;
[ ny ] = 2.5 ... 5

РЛ5.84.00.00
Лист
Fкр =
1.87*E*J
l
2 , где l - длина винта (l = 90 мм)
E = 2.1 * 10
5
МПа - модуль упругости
J =
pi * d
4
64 * (0.4 + 0.6*
d
d-p ) =
3.14 * 12
4
64 * (0.4 + 0.6*
12
9 ) = 1222
Fкр =
1.87*E*J
l
2 =
1.87*2.1*10
5
*1222
90
2 = 59244 Н
ny =
Fкр
F =
59244
400 = 148 > 2.5 - таким образом по устойчивости передача винт-гайка
проходит.
14. РАСЧЕТ ШТИФТОВ
Для изготовления штифтов выберем углеродистую сталь 40Х. Рассчитывать штифт будем
для шестого вала.
Физико-механические характеристики стали 40Х даны выше.
Диаметр штифта определяется из его расчета на срез по условию:
dш ≥ 2 * √ (
Мкр
pi * dв * [ τср ]
),
где Мкр - крутящий момент на валу, Мкр = 114.96 Н*мм;
dв - диаметр вала, dв = 3 мм.
[ τср ] - допускаемое напряжение на срез для штифта,
[ τср ] = 0.2 * σТ = 0.2 * 800 = 200 МПа
Таким образом, имеем:
dш ≥ 2 * √ (
114.96
3.14 * 3 * 200 ) = 0.1 мм
Примем диаметр штифта равным 1 мм.
15. РАСЧЕТ ШПОНОК
Расчет шпонки на смятие производится по формуле:
σ =
Мкр
d * h * l ≤ [ σсм ] - для призматических шпонок (см. литературу [11]), где
[ σсм ]= 120 ...140 МПа;

РЛ5.84.00.00
Лист
где Мкр - момент на валу, Мкр = 342.26 Н·мм;
d - диаметр вала, d = 3 мм;
h - высота шпонки, h = 2мм;
K - размер выступающей из паза части шпонки K = 0.8 мм;
l - длина шпонки, l = 4 мм;
σ1 =
1019
16*2*5 = 6.37 МПа ≤ [ σсм ]
σ2 =
342.26
6*2*4 = 7.13 МПа ≤ [ σсм ]
σ3 =
7.75
4.5*0.5*2 = 1.72 МПа ≤ [ σсм ]
Видно, что запас прочности на смятие нас удовлетворяет.
16. ПРОВЕРКА ПРАВИЛЬНОСТИ ВЫБОРА ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Рассчитаем КПД полученного механизма от выходного вала к входному. Для
определения КПД элементарной передачи используем формулу (см. литературу [1]):
ni = 1 - 0.5 * pi * Ci * ev * f * (
1
Z1
+
1
Z2
),
где ev - коэффициент перекрытия ( ev = 1.5 );
Ci =
Fi + 2.92
Fi + 0.174 - коэффициент нагрузки;
Fi =
2 * Mi+1
d2i
- окружная сила, Н;
Mi+1 - момент силы, действующий на выходной вал i-ой передачи;
Mi =
Mi+1
ii * ηi * ηопор
- момент силы, действующий на входной вал i-ой передачи, Н
*мм;
ηопор - КПД одной пары опор;
ηi - уточненный КПД передачи i-ой передачи;
ii - передаточное отношение i-ой передачи;
f - коэффициент трения ( для закаленной стали и бронзы со смазкой f = 0.05 );
Z1 - число зубьев шестерни;
Z2 - число зубьев колеса;
d2i - диаметр колеса, мм;
Для седьмой передачи:
M8 = 1019.7 Н*мм;C

РЛ5.84.00.00
Лист
F7 =
2 * M8
d27
=
2 * 1019.7
37.2 = 54.82 Н
C7 =
54.82 + 2.92
54.82 + 0.174 = 1.049
η7 = 1 - 0.5*3.14*1.049*1.5*0.05 * (
1
20 +
1
62 ) = 0.992
Для шестой передачи:
M7 =
M8
i7 * ηi * ηопор
=
1019.7
3.1 * 0.99 * 0.9 = 369.18 Н*мм
F6 =
2 * M7
d26
=
2 * 369.18
24.8 = 29.77 Н
C6 =
29.77 + 2.92
29.77 + 0.174 = 1.09
η6 = 1 - 0.5*3.14*1.09*1.5*0.05 * (
1
20 +
1
62 ) = 0.992
Для пятой передачи:
M6 =
M7
=
369.18
2.1 * 0.99 * 0.9 = 133.66 Н*мм
F5 =
2 * M6
d25
=
2 * 133.66
16.8 = 15.91 Н
C5 =
15.91 + 2.92
15.91 + 0.174 = 1.168
η5 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (
1
20 +
1
42 ) = 0.99
Для четвертой передачи:
M5 =
M6
=
133.66
2.1 * 0.99 * 0.9 = 71.43 Н*мм
F4 =
2 * M5
d24
=
2 * 71.43
12.6 = 11.34 Н
C4 =
11.34 + 2.92
11.34 + 0.174 = 1.235
η4 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (
1
20 +
1
42 ) = 0.989
Для третьей передачи:

РЛ5.84.00.00
Лист
M4 =
M5
=
71.43
2.1 * 0.99 * 0.9 = 37.18 Н*мм
F3 =
2 * M4
d23
=
2 * 37.18
12.6 = 6.06 Н
C3 =
6.06 + 2.92
6.06 + 0.174 = 1.43
η3 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (
1
20 +
1
42 ) = 0.988
Для второй передачи:
M3 =
M4
=
37.18
2.1 * 0.99 * 0.9 = 20.40 Н*мм
F2 =
2 * M3
d22
=
2 * 20.4
12.6 = 3.24 Н
C2 =
3.24 + 2.92
3.24 + 0.174 = 1.79
η2 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (
1
20 +
1
42 ) = 0.988
Для первой передачи:
M2 =
M3
=
20.4
1.4 * 0.99 * 0.9 = 16.36 Н*мм
F1 =
2 * M2
d22
=
2 * 16.36
12.6 = 2.60 Н
C1 =
2.6 + 2.92
2.6 + 0.174 = 1.98
η1 = 1 - 0.5*3.14**1.5*0.05 * (
1
20 +
1
42 ) = 0.987
Тогда, общий уточненный КПД редуктора равен:
η?
= n7 * n6 * n5 * n4 * n3 * n2 * n1 * nопр
7
= 0.928 * 0.99
7
= 0.865 = 86.5 %
где - КПД одной пары опор.
М*ст. пр = M1 =
M2
=
16.36
1.4 * 0.99 * 0.9 = 13.11 Н*мм
Уточненные моменты сил на валах незначительно отличаются от найденных в силовом
расчете.
Условия правильного выбора двигателя определяется соотношением (с учетом
динамического режима работы):

РЛ5.84.00.00
Лист
Мпуск ≥ М*ст. пр + М*дин. пр
Мном ≥ М*ст. пр
где Мпуск = 78.4 Н*мм - пусковой момент двигателя;
Мном = 49 Н*мм - номинальный момент двигателя;
М*ст. пр - статистический момент выходного вала, приведенный к входному с учетом
уточненного КПД, Н*м;
М*дин. пр = Jпр * e / η?
- динамический момент выходного вала, приведенный к
входному с учетом уточненного КПД, Н*м;
e =
ω
вх
tразг
- угловое ускорение входного вала редуктора;
ω
вх =
π* n
30 =
3.14 * 5100
30 = 534 рад/сек - угловая скорость выходного вала;
tразг - время разгона двигателя;
e =
534
0.8 = 630 рад/сек
2
Jпр - момент инерции всего механизма, приведенный к входному валу, который ищем по
формуле:
Jпр = Jр + Jр. пр +
Jн
i
2
0
, где
Jр - момент инерции ротора двигателя, кг*м
2
;
Jн - момент инерции нагрузки, кг*м
2
;
Jр. пр = J1 +
J2 + J3
i
2
12
+
J4 + J5
i
2
1-2 *
2
3-4
+
J6 + J7
i
2
1-2 *i
2
3-4 *i
2
5-6
+
J8 + J9
i
2
1-2 *i
2
3-4 *i
2
5-6 *i
2
7-8
+
+
J10 + J11
i
2
1-2 *i
2
3-4 *i
2
5-6 *i
2
7-8 *i
2
9-10
+
J 12 + J13
i
2
1-2 *i
2
3-4 *i
2
5-6 *i
2
7-8 *i
2
9-10 *i
2
11-12
+
J12
i
2
0
- момент инерции
редуктора, приведенный к входному валу, кг*м
2
;
Ji = pi * bi * ρ* d
4
i *10
-12
/ 32 - момент инерции i-го колеса относительно оси его
вращения, кг * мм
2
;
ij-(j+1) - передаточное отношение между j-м и (j+1)-м зубчатыми колесами, образующими
элементарную передачу;
bi - ширина i-ого колеса, мм;
di - делительный диаметр i-го колеса, мм;

РЛ5.84.00.00
Лист
ρ - плотность материала колеса (для стали 40X ρ = 7.85 г/см
3
).
Тогда моменты инерции колес равны:
#
Ji * 10
-12
[ кг * мм
2
]
Ji * 10
-12
/ i
2
1-i [ кг * мм
2
]
#
Ji * 10
-12
кг * мм
2
Ji * 10
-12
/ i
2
1-i [ кг * мм
2
]
1
20.2
20.2
8
58.3
0.99
2
58.3
40.05
9
15.8
10
245.6
0.79
3
20.2
4
58.3
16.21
11
15.78
12
1166
0.41
5
3.99
6
58.3
3.676
13
127.8
14
8855
0.29
7
3.99
Приведенный момент инерции редуктора равен:
Jр. пр = 82.6*10
-6
кг*м
2
Приведенный момент инерции привода равен:
Jпр = 9*10
-6
+ 82.6 * 10
-6
+
0.101
174
2 = 90.59 * 10
-6
кг*м
2
М*дин. пр =
90.59 * 10
-6
* 630
0.865 = 0.062 Н*м = 62 Н*мм
Таким образом
Мпуск ≥ М*ст. пр + М*дин. пр
78.4 ≥ 13.11 + 62 = 75.11 Н*мм (Верно)
Мном ≥ М*ст. пр
49 ≥ 13.11 Н*мм (Верно)
Cледовательно, двигатель удовлетворяет необходимым условиям, то есть он выбран верно
для данного режима работы.
17. Расчет точностных характеристик привода
Задача проверочного расчета заключается в проверке условия ∆?
< [ δ
0 * s ], где
∆?
- расчётная погрешность электромеханического агрегата, [ δ
0 * s ] - заданная
погрешность электромеханического агрегата. Учитывая назначение механизма, приходим к
выводу, что погрешность редуктора будет определяться кинематической и люфтовой
погрешностями. Кинематическая точность характеризуется наибольшей погрешностью
функции положения при работе передачи в одном направлении. Люфтовая погрешность
характеризуется боковым зазором, который предназначается для обеспечения свободного
вращения колёс при температурных деформациях, а также для компенсации погрешностей
сборки и изготовления, размещения смазки.
Найдем скорость самой быстроходной ступени
v=pi*d*n/60=3.14*0,0014*5100/60=3,7 м/c. Теперь, учитывая что v < 5 м/с, назначим

РЛ5.84.00.00
Лист
для редуктора степень точности 7-G согласно ГОСТу 1758-81. Для данной степени
точности рассчитаем минимальное значение кинематической погрешности по формуле ( cм.
литературу [1])
φ
imin = 0.7*Ks * (Fi1 ' + Fi2 '), где Ks - коэффициент фазовой компенсации.
Fi1 ' и Fi2 ' - допуски на кинематическую погрешности колеса и шестерни
соответственно, которые рассчитываются по формуле
Fi2 ' = Fp + ff , где Fp - допуск на накопленную погрешность шага,
ff -допуск на погрешность профиля зуба, все эти величины берутся из таблиц
методического пособия «Расчет электромеханического привода» по ред. Кокорев Ю.А. Жаров
В.А. Торгов А.М. (см. литературу [1])
Для колес: Fp2 = Fp4 = Fp6 = 24 мкм; Fp8 = 26 мкм, ff = 9 мкм
Fp10 = Fp12 = 26 мкм; Fp14 = 30 мкм, ff = 10 мкм
Для шестерен: Fp1 = Fp3 = Fp5 = Fp7 = 22 мкм; ff = 9 мкм
Fp9 = Fp11 = 22 мкм; Fp11 = 24 мкм; ff = 10 мкм
Кs - коэффициент фазовой компенсации;
Найдем минимальное и максимальное значения кинематических точностей элементарных
передач:
F'i0 min 1 = 0.71 * 0.75 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 34.53 мкм
F'i0 min 2 = 0.71 * 0.75 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 34.53 мкм
F'i0 min 3 = 0.71 * 0.75 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 34.53 мкм
F'i0 min 4 = 0.71 * 0.75 * ( 26 + 9 + 22 + 9 ) = 35.61 мкм
F'i0 min 5 = 0.71 * 0.75 * ( 26 + 10 + 22 + 10 ) = 36.70 мкм
F'i0 min 6 = 0.71 * 0.75 * ( 26 + 10 + 22 + 10 ) = 36.70 мкм
F'i0 min 7 = 0.71 * 0.75 * ( 30 + 10 + 24 + 10 ) = 39.93 мкм
При расчете максимального значения кинематической погрешности учитывают
приведенные погрешности монтажа шестерни
Fi0 max = Ks * [ √ ((Fi1 )
2
+ (E?M2 )
2
) + √ ((Fi2 )
2
+ (E?M2 )
2
) ], где
Ks - коэффициент фазовой компенсации. Значения для каждой элементарной передачи
равны: К1 = 0,83; К2 = 0,85; К3 = 0.85
E?M = √ [ (
er * tg α
cos β
)
2
+ (ea * tg β)
2
],
учитывая что β- делительный угол наклона линии зуба равен 0, так как мы используем
прямозубую передачу, α- угол исходного профиля колеса равен 20°, приходим к выводу, что
суммарная погрешность монтажа прямозубого колеса не зависит от
ea - монтажного осевого биения зубчатого колеса, а зависит только от
er - монтажного радиального биения зубчатого колеса.
Следует отметить, что под монтажным радиальным биением зубчатого колеса понимается
составляющая радиального биения зубчатого венца колеса, вращающегося на рабочей оси,

РЛ5.84.00.00
Лист
определяемая радиальным биением поверхности, сопряженной с посадочным местом колеса.
F'i0 max 1 = 0.83 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 53.1 мкм
F'i0 max 2 = 0.83 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 53.1 мкм
F'i0 max 3 = 0.83 * ( 24 + 9 + 22 + 9 ) = 53.1 мкм
F'i0 max 4 = 0.83 * ( 26 + 9 + 22 + 9 ) = 54.8 мкм
F'i0 max 5 = 0.83 * ( 26 + 10 + 22 + 10 ) = 56.4 мкм
F'i0 max 6 = 0.83 * ( 26 + 10 + 22 + 10 ) = 56.4 мкм
F'i0 max 7 = 0.83 * ( 30 + 10 + 24 + 10 ) = 61.4 мкм
Определим минимальное значение мертвого хода по формуле jt min =
jn min
cos α* cos β
, где
α= 20°, β= 0°.
Значение jn min - минимального значения гарантированного бокового зазора
соответствующей передачи находим из справочных таблиц.
jn min 1-6 = 11; jn min 7 = 13
jt min 1-6 = 8.5 мкм, jt min 1-6 = 9.6 мкм
Максимальное значение мертвого хода рассчитывают по формуле
jt max = 0.7 * (EHS1 +EHS2 ) + √ (0.5*(T
2
Н1 + T
2
Н2 ) + 2*(fa )
2
+ ∆p
2
1 + ∆p
2
2 ). Примем значение
радиального зазора в опорах шестерни равным радиальному зазору в опорах вала и равным
∆p = 20 мкм, значение допуска на отклонение межосевого расстояния fa , допусков на
смещение исходного контура шестерни и колеса TН , и наименьшее смещение исходного
контура EHS будем брать из таблиц.
EHS1
18
18
18
18
18
EHS2
26
26
26
26
28
TH1
38
38
38
38
38
TH2
45
45
45
45
53
fa
16
16
16
16
16
jt max 1 = jt max 2 = jt max 3 = 64.74 мкм,
jt max 4 = 67.93 мкм, jt max 5 = jt max 6 = 71.00 мкм, jt max 7 = 75.1 мкм
Следует отметить, что погрешности зубчатых передач обычно оценивают в угловых
минутах и относят к ведомому колесу передачи. Если известно значение кинематической
погрешности передачи , Fi0 в микрометрах, то погрешность указанных передач в угловых
минутах ∆φ
i0 =
F'i0 *180*60
m*z1 *1000* π
=
6.88*F'i0
m*z1
, мертвый ход всех видов передач в угловых

РЛ5.84.00.00
Лист
минутах ∆φ
i0 =
6.88*jt
m*z1
.
Переведем минимальные кинематические погрешности:
∆φ
i min 1 = ∆φ
i min 2 = ∆φ
i min 3 = 6.88 *
34.53
0.3*42 = 18.8'
∆φ
i min 4 = 6.88 *
35.61
0.3*42 = 19.4'
∆φ
i min 5 = ∆φ
i min 6 = 6.88 *
36.7
0.4*42 = 15.0'
∆φ
i min 7 = 6.88 *
39.93
0.6*62 = 7.38'
Переведем максимальные кинематические погрешности:
∆φ
i max 1 = ∆φ
i max 2 = ∆φ
i max 3 = 6.88 *
53.1
0.3*42 = 28.9'
∆φ
i max 4 = 6.88 *
54.8
0.3*42 = 29.9'
∆φ
i max 5 = ∆φ
i max 6 = 6.88 *
56.4
0.4*42 = 30.8'
∆φ
i min 7 = 6.88 *
61.4
0.6*62 = 11.3'
Расчет погрешности механизма линейных перемещений будем проводить вероятностным
методом. Для кинетической цепи, состоящей из n элементарных передач, расчетное
соотношение для определения погрешности ∆φ
i0 ?
, приведенной выходному валу имеет вид
∆φ
i0 ?
= E
p
i0 ?
+ t*√ [ ?( ξ
j *Vi0 j )
2
], где
E
p
i0 j =
∆φ
φ
i0 min j + ∆φ
φ
i0 max j
2 - координата середины поля рассеяния элементарной
передачи;
Vi0 j = ∆φ
φ
i0 max j - ∆φ
φ
i0 min j - поле рассеяния элементарной передачи;
ξ
j - передаточный коэффициент j-й передачи.
Значение ∆φ
φ
i0 j рассчитывают по формуле
∆φ
φ
i0 j = ∆φ
i0 j * Kφ
, где
Kφ
- коэффициент, учитывающий зависимость кинематической погрешности
рассчитываемой передачи от фактического максимального угла поворота её выходного
колеса. Угол поворота ведомого колеса j-й передачи φ
j =
φ
B
ξ
j
.
Передаточный коэффициент j-й элементарной передачи определяют по формуле:
ξ
j =
1
ij-B
, где ij-B - передаточное отношение кинематической цепи между выходными
валами j-й передачи и привода.

РЛ5.84.00.00
Лист
Угол поворота выходного винта больше 360 град, Кф = 1. Для всех последующих
звеньев Кф также будет равен единице.
Находим координаты середин полей рассеяния элементарных передач:
Ei1 = Ei2 = Ei3 = (18.8 + 28.9)/2 = 23.85'; Ei4 = (19.4 + 29.9)/2 = 24.65'
Ei5 = Ei6 = (15.0 + 30.8)/2 = 22.9'; Ei7 = (7.38 + 11.3)/2 = 9.4'
Vi1 = Vi2 = Vi3 = 28.9 - 18.8 = 10.1'; Vi4 = 29.9 - 19.4 = 10.5'
Vi5 = Vi6 =30.8 - 15.0 = 15.08'; Vi7 = 11.3 -7.38 = 3.92'
Определим передаточные коэффициенты элементарных передач:
ξ
1 =
1
85.0 = 0.012; ξ
2 = 0.025; ξ
3 = 0.052; ξ
4 = 0.109; ξ
5 = 0.227; ξ
6 = 0.455;
ξ
7 = 1;
Находим суммарную координату середины поля рассеяния кинематической погрешности
цепи:
E
p
i0 ?
= 0.012*23.85 + 0.025*23.85 + 0.052*23.85 + 0.109*24.65 + 0.227*22.9 +
+ 0.455*22.9 + 1*9.4 = 22.3'
Наконец, определим кинематическую погрешность всей цепи:
∆φ
i0 ?
= 22.3 + 0.48*√27.04 = 24.8'
Переведем минимальные значения мертвого хода в угловые минуты:
∆φ
л min 1 = ∆φ
л min 2 = ∆φ
л min 3 = ∆φ
л min 4 = 6.88*
8.5
0.3*42 = 4.64
∆φ
л min 5 = ∆φ
л min 6 = 6.88*
8.5
0.4*42 = 3.48
∆φ
л min 7 = 6.88*
9.6
0.6*62 = 1.76
Переведем максимальные значения мертвого хода в угловые минуты:
∆φ
л max 1 = ∆φ
л max 2 = ∆φ
л max 3 = 6.88*
64.7
0.3*42 = 35.4
∆φ
л max 4 = 6.88*
67.93
0.3*42 = 37.1
∆φ
л max 5 = ∆φ
л max 6 = 6.88*
71.00
0.4*42 = 38.8
∆φ
л max 7 = 6.88*
75.1
0.6*62 = 13.9
Находим координаты середин полей рассеяния элементарных передач:
Eл1 = Eл2 = Eл3 = (4.64 + 35.4)/2 = 20.02'; Eл4 = (4.64 + 37.1)/2 = 21.30'
Eл5 = Eл6 = (3.48 + 38.8)/2 = 21.4'; Eл7 = (1.76 + 13.9)/2 = 7.83'
Vл5 = Vл2 = Vл3 = 35.4 - 4.64 = 30.76'; Vл4 = 37.1 - 4.64 = 32.46'

РЛ5.84.00.00
Лист
Vл5 = Vл6 =38.8 - 3.48 = 35.32'; Vл7 = 13.9 -1.76 = 12.14'
Находим суммарную координату середины поля рассеяния люфтовой погрешности:
E
p
л ?
= 0.012*20.02 + 0.025*20.02 + 0.052*20.02 + 0.109*21.3 + 0.227*21.4 +
+ 0.455*21.4 + 1*7.83 = 18.7'
Наконец, определим люфтовую погрешность всей цепи:
∆φ
л ?
= 17.74 + 0.39*√1781.9 = 27.2'
Тогда суммарная угловая погрешность ЗМ определяется по формуле:
?
?
= ∆φ
i0 ?
+ ∆φ
л ?
= 24.8 + 27.2 = 52.0'

РЛ5.84.00.00
Лист
Список литературы
1. Расчет электромеханического привода, Кокорев Ю.А., Жаров В.А.,Торгов А.М., М.:МГТУ им.
Баумана, 1995г.
2. Атлас конструкций элементов приборных устройств, под ред. О.Ф.Тищенко. М.:
Машиностроение, 1982г.
3. Конструирование приборных муфт, И.С. Потапцев, А.А. Буцев, Е.В. Матвеенко,
Издательство МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2001.
4. Расчет электромеханического привода. Кокорев Ю.А., Жаров В.А.,Ожерельев А.Я., М. МВТУ,
1988г.
5. Справочник конструктора машиностроителя т. 1, Анурьев В.И., М.: Машиностроение, 1979г
6. Справочник конструктора машиностроителя т. 2, Анурьев В.И., М.: Машиностроение, 1979г
7. Элементы приборных устройств, под ред. Тищенко О.Ф., т.1, М.: Высшая школа, 1982г.
8. Элементы приборных устройств, под ред. Тищенко О.Ф., т.2, М.: Высшая школа, 1982г.
9. Элементы приборных устройств, курсовое проектирование, Тищенко О.Ф., т.1, М.: Высшая
школа, 1982г.
10. Элементы приборных устройств, курсовое проектирование, Тищенко О.Ф., т.2, М.: Высшая
школа, 1982г.
11. Основы расчета и конструированиея деталей и механизмов летательных аппаратов, под
ред. Кестельмана В.Н., Рощина Г.И., Машиностроение
12. Расчет и конструирование валов и опор механических передач приборов, И.С. Потапцев,
Е.В. Веселова, Н.И. Нарыкова, А.В. Якименко, МГТУ им. Баумана, 2000г
13. Оформление рабочих чертежей деталей и узлов. по курсу «Элементы приборных
устройств»

РЛ5.84.00.00
Лист
ПРИЛОЖЕНИЕ №1
Общее передаточное отношение редуктора: 174
Число ступеней редуктора: 7
Передаточное отношение последней ступени: 3.1
???????????-????????????????????????????????????????????????????????-¬
| | | Назначенные числа зубьев |
| N ступени | Передаточное отношение +?????????????????????????????+
| | | Шестерня | Колесо |
???????????-+?????????????????????????+??????????????+??????????????+
| 1 | 1.40 | 30 | 42 |
| 2 | 1.40 | 30 | 42 |
| 3 | 2.10 | 20 | 42 |
| 4 | 2.10 | 20 | 42 |
| 5 | 2.10 | 20 | 42 |
| 6 | 3.10 | 20 | 62 |
| 7 | 3.10 | 20 | 62 |
???????????-+?????????????????????????+??????????????+??????????????-
РАСЧЕТНЫЕ РАЗМЕРЫ ПЕРЕДАЧ
***** Ступень № 1 *****
??????????????????????????????-??????????????????????????????????????¬
| Параметр | Шестерня | Колесо |
+??????????????????????????????+??????????????????+??????????????????+
| Количество зубьев | 30 | 42 |
| Материал | Сталь 40Х | Сталь 40Х |
| Модуль | 0.30 |
| Диаметр выступов | 9.60 | 13.20 |
| Делительный диаметр | 9.00 | 12.60 |
| Ширина венца | 2.80 > 4 | 2.80 > 3 |
| Межосевое расстояние | 10.80 |
???????????????????????????????+??????????????????????????????????????
***** Ступень № 2 *****
??????????????????????????????-??????????????????????????????????????¬
+??????????????????????????????+??????????????????+??????????????????+
| Модуль | 0.30 |
| Ширина венца | 2.80 > 4 | 2.80 > 3 |
???????????????????????????????+??????????????????????????????????????
***** Ступень № 3 *****
??????????????????????????????-??????????????????????????????????????¬
+??????????????????????????????+??????????????????+??????????????????+
| Модуль | 0.30 |
| Ширина венца | 2.80 > 4 | 2.80 > 3 |
???????????????????????????????+??????????????????????????????????????
***** Ступень № 4 *****
??????????????????????????????-??????????????????????????????????????¬
+??????????????????????????????+??????????????????+??????????????????+
| Модуль | 0.30 |
| Ширина венца | 2.80 > 4 | 2.80 > 3 |
???????????????????????????????+??????????????????????????????????????

РЛ5.84.00.00
Лист
***** Ступень № 5 *****
??????????????????????????????-??????????????????????????????????????¬
+??????????????????????????????+??????????????????+??????????????????+
| Модуль | 0.40 |
| Ширина венца | 3.60 > 5 | 3.60 > 4 |
???????????????????????????????+??????????????????????????????????????
***** Ступень № 6 *****
??????????????????????????????-??????????????????????????????????????¬
+??????????????????????????????+??????????????????+??????????????????+
| Модуль | 0.40 |
| Ширина венца | 3.60 > 5 | 3.60 > 4 |
???????????????????????????????+??????????????????????????????????????
***** Ступень № 7 *****
??????????????????????????????-??????????????????????????????????????¬
+??????????????????????????????+??????????????????+??????????????????+
| Модуль | 0.60 |
| Ширина венца | 5.60 > 8 | 5.60 > 6 |
???????????????????????????????+??????????????????????????????????????

Проектирование конструкции механизма линейных перемещений

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Проектирование конструкции механизма линейных перемещений

Similar to Проектирование конструкции механизма линейных перемещений (20)

More from Anatoly Simkin

More from Anatoly Simkin (20)

Проектирование конструкции механизма линейных перемещений