Расчет редуктора приборного типа - Радиоэлектроника - Скачать бесплатно
Министерство науки высшей школы из технической политики Российской
Федерации
Кафедра «ДМ и ТММ»
Расчётно-пояснительная записка на тему: «Конструирование редуктора
приборного типа»
Группа:
Студент:
Руководитель
проекта:
1997г.
Содержание задания курсового проекта:
Предлагается спроектировать редуктор механизма азимутального вращения
зеркала антенны самолетной РЛС приборного типа по приведённой в задании
схеме с заданными параметрами:
. Угол обзора зеркала по азимуту, (,град . . . . . . . . . . . 140
. Скорость обзора, (, град/с . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
105
Редуктор приводится в действие от электродвигателя ДПР – 52 -
03, который имеет следующие технические характеристики:
. Напряжение питания, U, В . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. 27
. Частота тока, f, Гц . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. . . . . 400
. Номинальная мощность, W, Вт . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5
. Число оборотов вала двигателя, nдв, мин-1 . . . . . . . . . . 4500
. Номинальный крутящий момент на валу
. двигателя, М, 10-2Н(см . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. . . 100
. Пусковой момент, М, 10-2Н(см . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
650
. Число зубьев шестерни, насажанной на вал двигателя, z
. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. . . . . . . . . . . . . . . 18
. Модуль . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .
. . . . . . . . . 0.4
Допускаемое отклонение передаточного числа редуктора не более (2%.
1. Описание назначения и работы редуктора.
Малогабаритные зубчатые редукторы широко используются в различных
конструкциях приборов и устройств автоматики. Редукторы, применяемые в
следящих системах, в большинстве случаев определяют срок службы того
прибора или автомата, в который они входят. К данным редукторам предъявляют
следующие требования:
. Безотказность в работе в течение 1500-2500 часов при возможных
перепадах температур от ( 60о до + 60о и относительной влажности до
98%;
. Плавность вращения зубчатых колёс в условиях непрерывного реверса,
т.е. изменения направления вращения;
. Небольшой суммарный момент трения;
Данный редуктор собран на двух платах, соединённых между собой
стойками при помощи 3-х винтов. Между платами располагаются узлы зубчатых
передач, которые опираются на подшипники качения. На одной из плат
крепиться двигатель ДПР – 52 - 03. Для установки редуктора предусматривают
2 отверстия в платах с целью фиксации редуктора штифтами по месту и ещё 4
отверстия для закрепления его винтами.
Выходным звеном такого редуктора является выходная шестерня с числом
зубьев z = 22 и модулем m = 0.6, которая после установки редуктора в
приборе входит в зацепление с другим зубчатым колесом устройства.
Примечания:
. При определении передаточного числа редуктора временем реверса и
переходным процессом пренебречь.
. При расчётах исходить из того, что приводимый к валу двигателя
требуемый крутящий момент (с учётом динамических нагрузок, сил трения
и к.п.д.) равен номинальному крутящему моменту двигателя,
определяемому мощностью двигателя и числом оборотов его вала.
2. Кинематический расчёт редуктора.
2.1. Разбиение передаточного числа редуктора по ступеням:
2.1.1. Приближённое значение передаточного числа редуктора определяется
из отношения частоты вращения вала двигателя к частоте вращения антенны:
Up=[pic], где[pic] nант=[pic][pic] и (ант=[pic];
где nант – частота вращения антенны;
(ант – угловая скорость антенны;
(ант=[pic];[pic] nант=[pic];
Up[pic];
Рекомендуемое число ступеней из условия рационального уменьшения
приведённого момента инерции редуктора n = 5 (см.[2])
2.1.2. Разбиение передаточного числа редуктора по ступеням
осуществляется в соответствии с формулами (см.[2]):
Uср=[pic]; Uср=[pic]=3,034;
U1=[pic]; U1=[pic]=1,569;
U2=[pic]; U2=[pic]=1,742;
U3=Uср; U3=3,034;
U4=[pic]; U4=[pic]=5,285;
U5=[pic]; U5=[pic]=5,868;
где Ui – передаточное число i–ой ступени.
2.2. Определение числа зубьев зубчатых колёс:
Число зубьев зубчатого колеса определяется по формуле (см.[2]):
[pic]
где zш – число зубьев шестерни, которое задаётся исходя из конструктивных
соображений;
Ui – передаточное число i–ой ступени;
В приведённых далее расчётах используются следующие обозначения:
. Номер при z обозначает номер шестерни от двигателя;
. Штрих над z обозначает, что данное число зубьев относиться к колесу;
Число зубьев шестерни, насажанной на вал двигателя: z1=18.
z1= 18; z1'=18(1.569=28.242(28;
z2= 19; z2'=19(1.742=33,098(33;
z3= 19; z3'=19(3.034=57,640(58;
z4= 20; z4'=20(5.285=105.70(106;
z5= 20; z5'=20(5.868=117.36(117;
2.3. Определение геометрических размеров шестерней и зубчатых колёс
редуктора.
2.3.1. Диаметр делительной окружности (в мм) определяется по формуле
(см.[2]):
di = m(z,
где m – модуль зацепления, мм,
z – число зубьев шестерни или зубчатого колеса;
m = 0.4; d1 = 0.4(18=7.2; d1' =0.4(28=11.2;
m = 0.4; d2 = 0.4(19=7.6; d2' =0.4(33=13.2;
m = 0.5; d3 = 0.5(19=9.5; d3' =0.5(58=29.0;
m = 0.5; d4 = 0.5(20=10.0; d4' =0.5(106=53.0;
m = 0.6; d5 = 0.6(20=12.0; d5' =0.6(117=70.2;
2.3.2. Диаметр (в мм) окружности вершин зубьев определяется по формуле
(см.[2]):
da = m((z+2)
da1= 0.4((18+2)=8; da1'=0.4((28+2)=12;
da2= 0.4((19+2)=8.4; da2'=0.4((33+2)=14;
da3= 0.5((19+2)=10.5; da3'=0.5((58+2)=30;
da4= 0.5((20+2)=11; da4'=0.5((106+2)=54;
da5= 0.6((20+2)=13.2; da5'=0.6((117+2)=71.4;
2.3.3. Диаметр (в мм) окружности впадин зубьев определяется по формуле
(см.[2]):
df = m((z-2.5)
df1= 0.4((18-2.5)=6.2; df1'=0.4((28-2.5)=10.2;
df2= 0.4((19-2.5)=6.6; df2'=0.4((33-2.5)=12.2;
df3= 0.5((19-2.5)=8.25; df3'=0.5((58-2.5)=27.75;
df4= 0.5((20-2.5)=8.75; df4'=0.5((106-2.5)=51.75;
df5= 0.6((20-2.5)=10.5; df5'=0.6((117-2.5)=68.7;
2.3.4. Межосевое расстояние (в мм) рассчитывается по формуле:
[pic],
где di – делительный диаметр шестерни i – ой ступени;
di' – делительный диаметр зубчатого колеса i – ой ступени;
aw1=[pic] aw2=[pic]
aw3=[pic] aw4=[pic]
aw5=[pic]
2.3.5. Определение ширины шестерней и зубчатых колёс.
Ширина зубчатого колеса (в мм) определяется по формуле (см.[2]):
bi' = ( 3…10)(m,
( 3 . . . 10) - выбирается из конструктивных соображений,
а ширина шестерни (в мм):
bi = bi'(1.6
b1' = 3(0.4=1.2; b1 = 1.2(1.6=1.92;
b2' = 4(0.4=1.6; b2 = 1.6(1.6=2.56;
b3' = 4(0.5=2.0; b3 = 2.0(1.6=3.2;
b4' = 5(0.5=2.5; b4 = 2.5(1.6=4.0;
b5' = 5(0.6=3.0; b5 = 3.0(1.6=4.8;
2.4. Расчёт реальных передаточных чисел и вычисление относительной
погрешности.
2.4.1. Действительное передаточное число ступени редуктора определяется
по формуле:
[pic]
где zзк и zш – соответственно числа зубьев зубчатого колеса и шестерни,
входящих в зацепление;
U1=[pic]=1.56; U2=[pic]=1.74;
U3=[pic]=3.05; U4=[pic]=5.30;
U5=[pic]=5.85;
Следовательно, Uред = U1(U2(U3(U4(U5
Uред = 1.56(1.74(3.05(5.30(5.85=256.688
2.4.2. Относительная погрешность определяется по формуле:
[pic],
где Uред – истинное значение передаточного числа редуктора;
Uр – приближённое передаточное число редуктора[pic][pic]
[pic] не должно превышать допустимого значения (2%
[pic]( 0.177%
Такой процент погрешности удовлетворяет заданной точности:
|( 0.177|% < 2%
2.5. Расчёт угловых скоростей вращения валов редуктора.
Угловая частота вращения вала ( в об/с )двигателя определяется по
формуле:
[pic] [pic]
где [pic] – угловая частота вращения вала двигателя,
[pic] – угловая частота вращения последующих валов;
[pic] [pic]
[pic] [pic]
[pic] [pic]
2.6. Расчёт крутящих моментов валов производиться по формуле:
[pic] [pic]
где W1- мощность на валу двигателя (в Вт);
Wi – мощность последующих валов (в Вт);
Ti – крутящий момент на валу (в Нмм);
(- к.п.д. ступени ( = 0.97
W1=4.5; [pic]
W11=4.5(0.97=4.365; [pic]
W111=4.365(0.97=4.23; [pic]
W1v=4.23(0.97=4.11; [pic]
Wv=4.11(0.97=3.98; [pic]
Wv1=3.98(0.97=3.86; [pic]
2.7. Расчёт диаметров валов и подбор подшипников.
2.7.1. Примерный расчёт диаметров валов.
Диаметр вала под подшипник определяется по формуле (см.[2]):
[pic];
Диаметр вала под зубчатое колесо(шестерню принимается равным:
[pic];
dII=4(0.4=1.6; DII=1.6(1.6=2.56;
dIII=4(0.5=2.0; DIII=2.0(1.6=3.2;
dIV=4(0.5=2.0; DIV=2.0(1.6=3.2;
dV=4(0.6=2.4; DV=2.4(1.6=3.84;
dVI=4(0.6=2.4; DVI=2.4(1.6=3.84;
2.7.2. Подбор действительных размеров валов в соответствии с размерами
подшипников:
В таблице №1 приведены сведения о подшипниках сверхлёгкой стали:
|№ |Условное |Внутренний диаметр|Внешний диаметр|Ширина, |
|п/п|обозначение |подшипника, |подшипника, |B, мм |
| | |d, мм |D, мм | |
|1 |1000091 |1.0 |4.0 |1.6 |
|2 |1000092 |2.0 |6.0 |2.3 |
|3 |1000093 |3.0 |8.0 |3.0 |
|4 |1000094 |4.0 |11.0 |4.0 |
таблица №1 ”Подшипники”
В соответствии с таблицей №1 принимаем следующие значения для валов:
|№ п/п |1 |2 |3 |4 |5 |
|Условное обозначение |10000|10000|1000094 |10000|10000|
|подшипника |91 |92 | |93 |94 |
|Внутренний диаметр |1.0 |2.0 |4.0[1] |3.0 |4.0 |
|подшипника, d, мм | | | | | |
|Внешний диаметр подшипника,|4.0 |6.0 |11.0 |8.0 |11.0 |
|D, мм | | | | | |
|Ширина, B, мм |1.6 |2.3 |4.0 |3.0 |4.0 |
|Диаметр вала, di, мм |1.0 |2.0 |4.0 |3.0 |4.0 |
|Диаметр вала, Di, мм |1.6 |3.2 |6.4 |4.8 |6.4 |
2.7.3. В соответствии с толщиной большего подшипника (№4) выбираем
толщину пластин редуктора:
подшипник №4(1000094): B = 4.0 (мм);
Принимаем толщину пластин редуктора равной В( = 4.5 (мм).
3. Проверочный силовой расчёт выходной зубчатой передачи.
Сделаем проверочный силовой расчёт на выносливость выходной зубчатой
передачи по изгибной усталости.
Условие прочности:
[pic], (3.1)
где [pic]- напряжение при изгибе;
[[pic]] - предельно допустимое напряжение при изгибе,
определяемое по формуле:
для колеса: [pic][pic](3.2.1),
для шестерни: [pic]
(3.2.2);
где (T- предел текучести материала (в Н/мм2);
(B - предел прочности материала (в Н/мм2);
(-1 – предел выносливости материала, определяемый по формуле:
[pic], (3.2.3)
Sn - запас прочности;
kFC = 0.8 - коэффициент, учитывающий влияние реверсивности
передачи;
m - модуль зубчатого колеса;
YF - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба;
WFt -[pic]удельная, нагрузка по ширине зуба, определяемая по
формуле:
[pic] (3.3)
где T – крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;
kF - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности
распределения нагрузки;
[pic] , (3.4)
где [pic]- коэффициент, учитывающий влияние неравномерности
распределения нагрузки между зубьями;
[pic]- коэффициент, учитывающий влияние неравномерности
распределения нагрузки по ширине зуба;
[pic]- коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;
b( - рабочая ширина венца зубчатой передачи;
d(=d - диаметр делительной окружности зубчатого колеса.
1). Проведём расчёт на выносливость колеса.
Материал колеса: Бр. ОЦ 4-3т
[pic]Мпа;
[pic]Мпа;
По формуле (3.2.1) определяем :
|
