Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

контрольная

.doc
Скачиваний:
41
Добавлен:
01.04.2014
Размер:
1.95 Mб
Скачать

Лист

1. Предварительный выбор двигателя

1.1 Расчет требуемой мощности двигателя.

Требуема мощность двигателя механизма редуктора азимута антенны.

РДВIII/ (1.1)

где Р- мощность на выходном валу (III, Рис.1)

при заданном значении момента нагрузки на валу III определим мощность:

т.к. TIII=9550*(PIII/nIII) PIII=(TIIInIII)/9550

nIII=130 об/мин – скорость вращения выходного вала III.

Момент нагрузки TIII=150 Нмм = 0,150 Нм

Тогда PIII=(0,150130)/9550=2,04210-3кВт=2,042 Вт.

Ориентировочно примем КПД привода =0,91

Тогда РДВ=2,042/0,91=2,24 Вт

1.2 Выбор двигателя.

Выбираем двигатель: тип ДПР-52-Н6-03

мощность РДВ=3 Вт

частота вращения nДВ=3000 об/мин

Рисунок 1 Кинематическая схема привода

2.Расчет редуктора

2.1Кинематический расчет привода.

Общее передаточное отношение привода.

i=nДВ/n (2.1)

где nДВ=3000 об/мин частота вращения вала двигателя.

n=130 об/мин частота вращения выходного вала.

Получаем по формуле (2.1)

i=3000/130=23,1

передаточное отношение редуктора привода iред=iБiТ

Передаточное отношение быстроходной передачи iБ(3-4)=4

Передаточное отношение тихоходной передачи iТ(5-6)=6

Кинематические параметры привода.

Мощности, на валах привода

PДВ=2,24 Вт.

P1=PДВМПК=2,240,980,995=2,18 Вт.

P2=P1ЦППК=2,180,970,995=2,11 Вт.

P3=P2ЦППК=2,110,970,995=2,04 Вт.

Частота вращения валов, об/мин

nНОМ=3000 об/мин.

n1=nНОМ=3000 об/мин.

n2=n1/iБ=3000/4=750 об/мин.

n3=n2/iТ=750/6=125 об/мин.

Угловая скорость валов , рад/с.

НОМ=(nНОМ/30)=(3,143000)/30=314 рад/с

1=НОМ=314 рад/с.

2=1/iБ=314/4=78,5 рад/с

3=2/iТ =78,5/6=13,1 рад/с

2.2 Расчет геометрических размеров передач.

2.2.1 Расчет передачи 3-4 (рис.1 прямозубая)

Зададимся числом зубьев шестерни Z3=20

Число зубьев колеса Z4=Z3iБ=204=80 Примем Z4=80

Определим фактическое передаточное число uФ и проверим его отклонение i от заданного i:

uФ=Z5/Z4=80/20=4

u=(│iФ-i│/i)100%2,5% (2.2)

тогда получим u=(│4-4│/4)100%=0%2,5%

Примем модуль передачи m=0,5 мм

Определим делительный диаметр, мм:

d3=mZ3 (2.3)

получаем

Шестерни d3=mZ3=0,520=10 мм.

Колеса d4=mZ4=0,580=40 мм.

Высота головки зуба

ha=h*am (2.4)

h*a=1 коэффициент головки зуба; ha=10,5=0,5 мм.

Высота ножки зуба

hf=(h*a+c*)m (2.5)

c*=0,4 коэффициент радиального зазора.

получаем hf=(1+0,4)0,5=0,7 мм.

Высота зуба h=ha+hf=0,5+0,7=1,2 мм

Определим диаметр вершин зубьев, мм:

da3=d3+2ha (2.6)

da4=d4+2ha (2.7)

получим da3=10+20,5=11 мм.

da4=40+20,5=41 мм.

Определим диаметр впадин зубьев, мм:

df3=d3-2hf (2.8)

df4=d4-2hf (2.9)

получим df3=10-20,7=8,6 мм.

df4=40-20,7=38,6 мм.

Определим ширину венца, мм:

Колеса b4=d4/Z3 (2.10)

Шестерни b3=b4+(0,51) (2.11)

получаем b4=40/20=2 мм. примем конструктивно b4=5 мм.

b3=5+(0,51)=5+1=6 мм.

Определим фактическое межосевое расстояние aW, мм.

aW=(d3+d4)/2 (2.12)

получим aW=(d3+d4)/2=(10+40)/2=25 мм.

Рисунок 2 Геометрические параметры передачи

2.2.2 Расчет передачи 5-6 (рис.1 прямозубая) [2]

Зададимся числом зубьев шестерни Z5=20

Число зубьев колеса Z6=Z5iт=206=120 Примем Z6=120

Определим фактическое передаточное число uФ и проверим его отклонение i от заданного i: uФ=Z6/Z5=120/20=6

u=(│iФ-i│/i)100%2,5%

тогда получим u=(│6-6│/6)100%=0%2,5%

Примем модуль передачи m=0,5 мм [2]

Определим делительный диаметр, мм:

Шестерни d5=mZ5=0,520=10 мм.

Колеса d6=mZ6=0,5120=60 мм.

Высота головки зуба ha=h*am

h*a=1 коэффициент головки зуба

ha=10,5=0,5 мм.

Высота ножки зуба hf=(h*a+c*)m

c*=0,4 коэффициент радиального зазора.

получаем hf=(1+0,4)0,5=0,7 мм.

Высота зуба

h=ha+hf=0,5+0,7=1,2 мм

Определим диаметр вершин зубьев, мм:

da5=d5+2ha

da6=d6+2ha

получим da5=10+20,5=11 мм.

da6=60+20,5=61 мм.

Определим диаметр впадин зубьев, мм:

df5=d5-2hf

df6=d6-2hf

получим df5=10-20,7=8,3 мм.

df6=60-20,7=58,6 мм.

Определим ширину венца, мм:

Колеса b5=d6/Z5

Шестерни b6=b5+(0,51)

получаем b5=60/20=3 мм. примем конструктивно b4=5 мм.

b5=4+(0,51)=5+1=6 мм.

Определим фактическое межосевое расстояние aW, мм.

aW=(d5+d6)/2=(10+60)/2=30 мм.

3. проверочный расчет мощности двигателя.

Общий КПД привода =М2ЦП3ПК

М=0,98 кпд муфты

ЦП=0,97 кпд цилиндрической передачи.

ПК=0,995 кпд подшипников качения.

Уточним значение КПД зубчатой передачи: [2]

ЗЗ(5-6)=1-сf(1/Z5+1/Z6)1/2 (3.1)

где

f=0,1-коэффициент трения сталь по стали

=1,5 коэффициент перекрытия пары прямозубых колес

c -коэффициент, учитывающий уменьшении КПД зубчатого зацепления при малых нагрузках. [2]

С=(Ft+2,92)/(Ft+0,174) (3.2)

Определим крутящий момент на выходном валу.

Тввых/3 (3.3)

По формуле (3.3) получим Тв=2,04/13,1=0,156 Нм

Момент на колесе Тк=0,1560,995=0,155 Нм

Окружная сила на колесе тихоходной передачи.

Ft2=2Tк/d6=(20,155103)/80=3,88 H

Получим по формуле (3.2) С=(3,88+2,92)/(3,88+0,174)=1,677

Тогда согласно формулы (3.1) получаем

ЦП5-6=ЦП3-4=1-3,141,6770,10,15(1/20+1/80)1/2=0,998

Крутящий момент промежуточном валу

T2=Tк/(iпЦП)=0,155/(60,990,998)=0,0261 Нмм

Крутящий момент на быстроходном валу

T1=T2/(iпЦП)=0,0261/(40,990,998)=0,0066 Нмм

Выбор электродвигателя по мощности заключается в установлении номинального значения мощности, которое должно быть больше или по крайней мере равно расчетному значению мощности на валу двигателя.

Мощность двигателя определяется из баланса мощностей в установившемся режиме работы.

, (3.4)

, (3.5)

где η – общий КПД привода,

получаем

К – коэффициент запаса, учитывает возможные падения напряжения в сети, появление динамических воздействий, отклонение условий эксплуатации. К=1,05…1,1.

По формуле (3.5) находим

Мощность же выбранного электродвигателя равна 3 кВт

Мощность двигателя больше требуемой мощности, следовательно, выбранный двигатель удовлетворяет поставленным требованиям.

4. Расчет кинематической погрешности редуктора

При отсутствии зазора в подшипниковых узлах значение кинематического мертвого хода для зубчатой передачи составляет: для быстроходной передачи

3-4=jп/(r2Cos) (4.1)

Обычно величина бокового зазора дается в мкм, а вели­чину мертвого хода определяют в угловых минутах. Тогда для пары зубчатых колес получаем

3-4=(6,88jп)/(mz) (4.2)

где jп - боковой зазор, мкм;

m - модуль зацепления,

z - число зубьев колеса.

Величина бокового зазора jп зависит от вида сопряжения зубчатых колес и допуска на боковой зазор. Минимальный гарантированный боковой зазоров при межосевом расстоянии 25 мм и виде сопряжения G составляет jп=9 мкм.

По формуле (4.2) получаем 3-4=(6,889)/(0,520)=6,192 уг.мин

При отсутствии зазора в подшипниковых узлах значение кинематического мертвого хода для зубчатой передачи составляет: для тихоходной передачи

5-6=jп/(r2Cos)

Обычно величина бокового зазора дается в мкм, а вели­чину мертвого хода определяют в угловых минутах. Тогда для пары зубчатых колес получаем

5-6=(6,88jп)/(mz)

где jп - боковой зазор, мкм;

m - модуль зацепления,

z - число зубьев колеса.

Величина бокового зазора jп зависит от вида сопряжения зубчатых колес и допуска на боковой зазор. Минимальный гарантированный боковой зазоров при межосевом расстоянии 30 мм и виде сопряжения Н составляет jп=0 мкм. (Сопряжение Н не допускает наличие мертвого хода передачи, что обусловлено назначением проектируемого механихма) [2].

По формуле (4.2) получаем 5-6=(6,880)/(0,520)=0 уг.мин

Применении люфтовыбирающего устройства нет необходимости.

5. Выбор подшипников качения

5.1 Силовой расчет привода.

Момент на валах привода T, Hм.

TДВ=PДВ/НОМ=2,24/314=7,1410-6 Hм.

T1=TДВМПК=7,1410-60,980,995=6,9510-6 Hм.

T2=T1=T1iБЦППК=6,9510-640,9980,995=27,6310-6

T3=T2iТЦППК=27,6310-660,9980,995=164,610-6

5.2 Расчет валов.

Материал валов сталь 45 по ГОСТ1050-88. [3]

Быстроходный вал, передаваемый момент Т1=7,1410-6 Hм.

Определим диаметр вала под колесом, мм. [2]

3 _____________

d1=1,1T103/(0,2K) (5.1)

K=15 Н/мм2- допустимое напряжение кручения.

Получим 3___________________

D1=1,17,1410-6103/(0,215)=0,146 мм примем d1=2 мм

применим подшипники по ГОСТ 8338-70 №23

где d=3 мм внутренний диаметр подшипника

D=10 мм наружный диаметр подшипника

B=4 мм ширина подшипника

Промежуточный вал, передаваемый момент Т2=27,6310-6 Hм.

Определим диаметр вала, мм.

3 _____________

d2=1,1T103/(0,2K)

K=20 Н/мм2- допустимое напряжение кручения.

Получим 3 ___________________

d2=1,127,6310-6103/(0,220)=1,290 мм примем конструктивно d2=5 мм

в месте установки шестерни и колеса тогда диаметр вала в месте установки подшипника dП=3 мм. Для обеспечения установки подшипников в распор в корпусе редуктора.

применим подшипники по ГОСТ 8338-75 №23

где d=3 мм внутренний диаметр подшипника

D=10 мм наружный диаметр подшипника

B=4 мм ширина подшипника

Тихоходный вал, передаваемый момент Т3=153,910-6 Hмм.

3 _____________

d3=1,1T103/(0,2K)

K=25 Н/мм2- допустимое напряжение кручения.

Получим 3 ___________________

d3=1,1164,610-6103/(0,225)=0,353 мм примем d3=4 мм

применим подшипники по ГОСТ 8338-75 №25

где d=5 мм внутренний диаметр подшипника

D=16 мм наружный диаметр подшипника

B=5 мм ширина подшипника

6. подбор и проверочный расчет подшипников выходного вала.

Подшипники предварительно выбрали в пункте 5.

Проверим наиболее нагруженный, тихоходный вал на изгиб.

Усилия действующие на вал со стороны зубчатого зацепления.

Осевая сила Ft=3,88 H

Радиальная сила Fr=Fttg=3,88tg20=1,412H

Осевая сила Fа=0

Составим расчетную схему и определяем реакции опор.

Реакции опор в горизонтальной плоскости.

Определим реакции опор

В горизонтальной плоскости :

MA=0; MA=Ft0,015+RBx0,05=0

RBx=-Ft0,015/0,05 RBx=-3,880,015/0,05=-1,164 Н

MВ=0; MВ=-Ft0,03+RАx0,05=0

RАx=Ft0,03/0,05 RАx=3,880,03/0,05=2,328 Н

Проверка: -RАx+Ft+RBx=0 –2,328+3,88+(-1,164)=0

В вертикальной плоскости:

MA=0; MA=Fr0,015+RBy0,05=0

RBy=(-Fr0,015)/0,05 RBy=(-1,4120,015)/0,05=-0,424 Н

MВ=0; MВ=-Fr0,03+RАy0,05=0

RАy=(Fr0,03)/0,05 RАy=(1,4120,03)/0,05=0,847Н

Проверка: RАy-Fr-RBy=0 0,847-1,412-(-0,424)=0

Определим изгибающие моменты:

В горизонтальной плоскости

MA=0

M1=RAx0,015=2,3280,015=0,035 Нм

M1=-RBx0,03=-(-1,164)0,03=0,035 Нм

MB=0

В вертикальной плоскости:

MА=0

M1=RАy0,015=0,8470,015=0,013 Нм

M1=-RBy0,03=-(-0,424)0,03=0,013 Нм

MB=0

Наиболее опасным сечением является точка где устанавливается зубчатое колесо, прочность вала обеспечивается за счет увеличенного конструктивно диаметра вала в данном сечении.

Fа

RAy

RAx

Fr

A 1 B

RBx RBy

0,015м 0,035м

Расположение сил в горизонт. плоскости

RAx

Ft RBx

Эпюра изгиб. момента в гор. плоскости

0,035

Расположение сил в вертикал. плоскости

RAy

Fа Fr

RВy

Эпюра изгиб. момента в верт. плоскости

0,013

Эпюра крутящего момента

Проверим предварительно подобранный подшипник выходного вала.

Из предварительно найденных суммарных реакций опор и подобранному подшипнику имеющему следующие параметры по ГОСТ 8338-75 №25

Cr=1480 Н. Cor=740 Н.

Определим эквивалентную нагрузку PЭ, (кН)

PЭ=(XVRr+YFa)KБKТ при Fa/(VR)>e

PЭ=VRrKБKТ при Fa/(VR)e

где X=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки.

V=1 – коэффициент, учитывающий вращение колец (при вращении внутреннего кольца).

Y - коэффициент осевой нагрузки;

Rr - радиальная нагрузка.

Fa=0- осевая нагрузка прямозубая передача.

KТ=1- температурный коэффициент.

KБ=1,2-коэффициент безопасности.

Суммарные реакции

RА=R2Ax+R2Аy =2,3282+0,8472 =2,477 Н

RB=R2Bx+R2By =(-1,164)2+(-0,424)2=1,239 Н

Расчет будем вести по наиболее нагруженной опоре: R=2,477 Н

Далее расчет проводим для подшипника опоры А которая наиболее нагружена:

Определим соотношение:

Опора А Fa/Cor=0

тогда получаем X=0,56 e=0 Y=1

Тогда соотношение

Опора А Fa/(VRrА)=0

получим PЭ=111,22,477=2,973 H.

Требуемая динамическая грузоподъемность СТР.

m

СТР=PЭ573(Lh/106)

где Lh=6000 часов -требуемая долговечность.

m=3 для шарикоподшипников

получим 3

СТР=2,97357313,1(6000/106)=10,578 H < Cr=1480 H.

Определим расчетную долговечность L, млн. об.

Li=(Cr/PЭ)m

где m=3 для шарикоподшипников

получаем L=(1480/2,973)3=0,124109 млн. оборотов

Определим расчетную долговечность Lh, часов.

Lhi=L106/(60n)

где n=130 об/мин- частота вращения подшипника.

Lh=0,124109106/(60130)=1,5821010 часов>Lhтр=6000 часов.

7. Обоснование выбора принимаемых материалов и смазки

Исходя из типа производства и требований по компоновке привода примем следующие материалы для изготовления нестандартных деталей привода, механизма ввода данных:

Валы – сталь 45 ГОСТ1050-88– обеспечивает надежность работы валов и хорошо обрабатывается резанием, что позволяет выполнять шестерни при необходимости за одно целое с валом (вал-шестерня).

Зубчатые передачи- сталь 40Х ГОСТ4543-79. Подвергается термообработке – улучшение – что позволит повысить срок работы передачи, хорошо обрабатывается резанием. [2]

Основные элементы корпуса и крепежных узлов СЧ 15 ГОСТ1412-79

серийное производство. Легко плавится, хорошо обрабатывается резанием.

Применяемые материалы обеспечат надежную работу проектируемого привода и его минимальные габариты и массу.

Литература.

1.Брускин Д.Э. и другие. Эклектические машины и их применение. М.: Высш. школа 1990г.

2. Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учебное пособие для вузов в 2-х частях под редакцией О.Ф.Тищенко М.: Высш. школа 1978г.

3. Рощин Г.И. Несущие конструкции и механизмы РЭА. М.: Высш. школа 1981г.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.

В 3-х томах М.: Машиностроение 1981г.

15