Вступ
Курсова робота з теми: «Розрахунок елементів азимутального привода радіолокаційної літакової антени» є формою самостійної роботи студентів. Будучи одним з методів опанування ними теоретико-практичних знань з курсу «Механіка» та «Механічні пристрої ЕА», вона допомагає вирішити наступні задачі:
- Навчити студентів загальних методів дослідження і проектування механізмів, машин і приладів;
- Навчити студентів розуміти загальні принципи реалізації руху за допомогою механізмів;
- Навчити студентів системно підходити до проектування машин і механізмів, знаходити оптимальні параметри механізмів за заданими умовами роботи;
Особливістю цієї курсової роботи є поєднання суто теоретичних знань з практичним досвідом у розробці та проектуванні механізмів. Тому її виконання допомагає студентам набути навички роботи з довідковим матеріалом, каталогами, таблицями та гостуванням розмірів окремих деталей, оволодіти методикою підбору стандартних деталей та вузлів, які використовуються у механізмі, що проектується.
Для успішного виконання роботи необхідно чітко засвоїти послідовність проектованого розрахунку, осмислити роль кожного його етапу, технічну сутність розрахункових формул, а також фізичний зміст величин і коефіцієнтів, що входять до них. Таке осмислення дозволить усвідомлено вирішувати поставлену інженерну задачу, оптимізувати технічне вирішення у заданому напрямі.
1. Технічне завдання
Технічне завдання
: спроектувати редуктор азимутального привода радіолокаційної літакової антени за наступними вихідними даними, занесеними до таблиці 2.1
Таблиця 2.1
Кут обзору,
град. |
100 |
Швидкість обзору,
, град/с. |
80 |
Тривалість реверсу, tp
, с |
0,09 |
Статичний момент опору, приведений до вала двигуна, Мс
, Н
мм |
9 |
Гарантійний термін роботи, Т, год. |
1100 |
Вважати:
1. Режим роботи привода симетрично-реверсивний за графіком, а реверс двигуна здійснюється електронним блоком керування
2. Приведений момент інерції усього привода може бути обчислений за формулою: JП
=1,2JR
, де JR
– момент інерції ротора двигуна
Виконати:
1. Підібрати двигун, вважаючи, що передаточне відношення усього привода лежить у межах 200
400, перевірити здатність двигуна забезпечити потрібне кутове прискорення ланок привода.
2. Розбити загальне передаточне відношення привода відповідно до умови: i12
<i23
<i34
<i45
, яка забезпечує мінімізацію моменту інерції редуктора; передаточне відношення останнього ступеня уповільнення взяти у межах i45
=8…10
3. Обчислити міжосьову відстань останнього ступеня зачеплення редуктора привода з урахуванням величини максимального потрібного рушійного моменту на валу двигуна. Коефіцієнт зовнішньої динаміки під час розрахунку взяти КД
=1,5
4. Обчислити модуль третього ступеня уповільнення m3
. Назначити інші модулі зачеплень, забезпечуючи умову: m1
<m2
<m3
<m4
5. Розрахувати фрикційну муфту, яка працює без змащення, з умови передачі моменту, що не перевищує на 20% максимальний потрібний момент на валу
2. Підбір двигуна
2.1 Для підбору двигуна визначаємо діапазон обертів, у якому має обертатися його ротор.
Оскільки передаточне відношення всього привода має бути у межах
, то:
, (3.1)
де
– оберти вала двигуна (вхідна ланка);
– оберти вала пристрою огляду (вихідна ланка).
Визначаємо оберти вала пристрою:
oб/хв, (3.2)
де
- кутова швидкість вала пристрою огляду у градусній мірі.
Тоді з (1) діапазон обертів вала двигуна буде:
об/хв. (3.3)
Відтак з Довідника по електродвигунам вибираємо двигун:
1) ДПМ-30-Н1-03
= 4500 об/хв;
= 10 Н∙мм
2) ДПР-52-Н1, Н2, Ф1, Ф2-03
= 4500 об/хв;
= 9,8 Н∙мм
Обираємо двигун ДПР-52-Н1, Н2, Ф1, Ф2-03, оскільки він найбільше
задовольняє умовам. Рисунок 1. – Ескізне виконання двигуна ДПР-52
Габаритні дані беремо з таблиці 3.1
Таблиця 3.1
2.2 Оскільки привод рухається зі сталим кутовим прискоренням, то максимальний момент двигуна має бути більшим від головного моменту сил інерції привода, тобто повинна виконуватися умова:
, (3.4)
де
- максимальний момент двигуна;
- момент інерції привода, приведений до вала двигуна;
- кутова швидкість вала двигуна;
- кутове прискорення ротора двигуна;
- тривалість реверсу.
Розраховуємо момент якоря:
;
;
Робимо перевірку виконання умови (3. 4):
;
с-2
;
3. Перевірка режиму роботи двигуна
3.1 Потужність двигуна:
(4.1)
3.2 Для нормальної роботи двигуна його середній рушійній момент не повинен перевищувати номінальний. Отже, повинна виконуватися умова:
(4.2)
Оскільки режим роботи двигуна не постійний, то його середній момент визначається так званим еквівалентним моментом:
, (4.3)
де
- рушійні моменти двигуна в і-ті фази циклу;
- тривалість і-тих фаз циклу;
- тривалість усього циклу.
Щоб перевірити виконання умови (4.3), будуємо циклограму кутових швидкостей вала двигуна (рис. 1, а). Оскільки цикл симетричний, то:
тривалість прискорення: :
с;
тривалість огляду:
с;
тривалість гальмування:
с;
с;
с;
с.
Тривалість циклу:
с.
Відповідно до циклограми швидкостей обчислюємо циклограму моментів.
Динамічний момент у періоди пуску та реверсу визначається за формулою:
(4.4)
і дорівнює по модулю головному моменту сил інерції, що діють на привод ід час реверсування, тобто
Н∙мм
Рушійні моменти в інтервалі часу
(рис. 1) для
Н∙мм (за завданням) будуть:
Н∙мм;
Н∙мм;
Н∙мм;
Н∙мм;
Н∙мм;
Н∙мм
Для симетричного циклу з трьома парами (шістьома), попарно однаково навантажених ділянок (рис. 1) формула (7) може бути представлена у вигляді:
(4.5)
Підставляючи отримані дані у (4.5), одержуємо
Н∙мм, тобто умова (4.3) для вибраного двигуна виконується.
Н∙мм
Висновок: Режим роботи двигуна відповідає його нормальній експлуатації, тому що
>
.
4. Кінематичний розрахунок
4.1 Обчислюємо необхідне передаточне відношення всього приводу:
4.2 Визначаємо передаточні відношення ступенів, беручи
. Тоді
Рисунок 2. - Циклограма моментів
передаточне відношення редуктора:
Передаточні відношення ступенів визначаємо за формулами:
4.3 Знаходимо числа зубів коліс, призначаючи за ДСТ значення передаточних відношень, близьких до розрахункових. Беремо сумарне число зубів пари коліс у межах
, забезпечуючи
>
.
Використовуючи формули:
Отримані данні заносимо в таблицю 5.1
Таблиця 5.1
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2,4 |
3,2 |
4,4 |
26,5 |
63,6 |
21,4 |
68,5 |
16.7 |
73,5 |
Округляємо числа зубів і, якщо потрібно, перепризначуємо їх. Фактичні передаточні числа ступенів і всього привода будуть записуємо у таблицю 5.2
Таблиця 5.2
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
27 |
64 |
21 |
69 |
17 |
74 |
2,37 |
3,28 |
4,35 |
338,3 |
Відхилення проектного і фактичного значень передаточного відношення всього приводу буде:
<
%, що допускається.
4.4 Використовуючи фактичні передаточні відношення ступенів, визначаємо обороти валів (об/хв):
об/хв;
об/хв;
об/хв;
об/хв;
об/хв;
5. Силовий розрахунок
5.1 Знаходимо максимальні моменти, що діють на валах, за формулами:
Н∙мм;
Н∙мм;
Н∙мм;
Н∙мм;
де
- ККД зубчатої циліндричної передачі
закрита 0,96…0,97
відкрита 0,93…0,95
Отримані данні заносимо до таблиці 6.1:
Таблиця 6.1
двигун редуктор привод антена
6. Міжосьові відстані
Міжосьову відстань
визначаємо за формулою:
мм, (7.1)
де
- зовнішньої динаміки;
- коефіцієнт, що враховує тип редуктора;
- коефіцієнт, що враховує лінійну швидкість обертання шестерень;
- допустиме контактне навантаження;
- коефіцієнт ширини зубчастого колеса;
Допустиме контактне напруження визначається за формулою:
,
де
- межа контактної витривалості активних поверхонь зубів, яка знаходиться за формулою:
,
де
- твердість поверхонь зуба за шкалою Брінеля.
- довговічності, де
- базове число циклів;
- число еквівалентних навантажень;
- коефіцієнт безпеки.
Для визначення
назначаємо матеріал зубчастих коліс – конструкційну сталь марки
. Вибираємо твердість шестерні
, колеса
. Тоді:
для шестерні
МПа;
для колеса
МПа;
Відповідно до значень
і
знаходимо
:
для шестерні
для колеса
исло еквівалентних навантажень
знаходимо за еквівалентною тривалістю циклу
. Її знаходимо відповідно до циклограми роботи привода
і відповідних значень рушійних моментів за формулою:
с.
Тоді за ресурс
год кількість циклів сканування буде:
Число еквівалентних циклів навантажень на поверхню зубів, для шестерні
і колеса
:
;
.(7.2)
Підставляючи значення величин в (7.2), одержуємо дані, які заносимо до таблиці 7.1:
Таблиця 7.1
|
|
|
|
|
|
0,072 |
29552238,8 |
578,8 |
20532895,5 |
133,1 |
4716537,3 |
Для вибраних сталей і відповідних їм базових чисел циклів коефіцієнти довговічності будуть рівні значенням у таблиці 7.2:
Таблиця 7.2
|
|
|
|
|
|
|
|
20532895,5 |
4716537,3 |
1,53 |
1,9 |
Коефіцієнт безпеки для прийнятих сталей і їхньої термічної обробки становить :
. Тоді допустимі напруження будуть:
для шестерні
:
МПа;
для колеса
:
МПа;
Під час розрахунку міжосьової відстані будемо використовувати мінімальне значення:
МПа.
Призначаємо коефіцієнт ширини зубчастого вінця колеса
.
З огляду на тип редуктора, твердість сталі та коефіцієнт ширини колеса знаходимо
.
Під час проектувального розрахунку вважаємо, що
.
Заносимо дані для знаходження міжосьової відстані
до таблиці 7.3:
Таблиця 7.3
Підставляючи ці значення у формулу (7.1), визначаємо розрахункову міжосьову відстань:
мм.
Тоді розрахункове значення модуля для третього зачеплення буде:
мм.
Використовуючи умову
, призначаємо:
є
За призначеними модулями і розрахованою кількістю зубів знаходимо міжосьові відстані:
мм;
мм;
мм.
7. Геометричні розміри зубчастих коліс
Основні геометричні розміри ступенів зачеплення редуктора визначаємо згідно з формулами, наведеними у таблиці і заносимо до цієї самої таблиці:
Параметри і розміри зачеплень редуктора
Таблиця 8.1
Назва параметра |
Позначення, розрахункова формула |
Зубчасті колеса |
1 ступ. |
2 ступ. |
3 ступ. |
Зовн. |
|
|
|
|
|
|
|
Модулі зачеплень |
|
0,4 |
0,5 |
0,5 |
0,8 |
Числа зубів |
|
27 |
64 |
21 |
69 |
17 |
74 |
17 |
Ділильний діаметр |
|
10,8 |
25,6 |
10,5 |
34,5 |
8,5 |
37 |
13,7 |
Діаметр вершин зубів |
|
5,12 |
11,04 |
6,25 |
18,25 |
5,25 |
19,5 |
15,2 |
Ширина вінця зубчастого колеса |
|
2,3 |
2,8 |
2,8 |
- |
Міжосьова відстань |
|
18,2 |
22,5 |
27,3 |
- |
8. Попереднє визначення діаметрів валів і підшипників
8.1 Першим валом є вал двигуна. Отже:
мм.
8.2 Мінімальні діаметри проміжних валів розраховуємо за формулою:
,
де і – порядковий номер вала на кінематичному ланцюзі.
8.2.1 Вал із фрикційною муфтою:
. Беремо 5 мм. Ділянку вала під зубчасте колесо для зручності його насадження візьмемо 8 мм. Діаметр вала під шестерню, що ковзає, беремо 7 мм.
8.2.2 Другий проміжний вал:
Беремо 6 мм.
8.2.3.Вихідний вал:
Візьмемо 5 мм.
де
- крутний момент на валу, Н∙мм;
- допустиме значення дотичних напружень, МПа. Беремо
МПа
Підшипники підбираємо за стандартом відповідно до діаметра цапф валів.
Вал із фрикційною муфтою. Для цапфи
- підшипник №25, з внутрішнім діаметром
мм;
Другий проміжний вал. Для цапфи
- підшипник №26
мм.
Вихідний вал. Для цапфи
- підшипник №25
мм.
9. Ескізне компонування редуктора
Ескізне компонування виконується на міліметровому папері в масштабі 1:1. Спочатку проводять осьові лінії валів, використовуючи значення міжосьових відстаней. Потім схематично показують вали, підшипники, зубчасті колеса і внутрішню поверхню корпусу. Відстані між шестернями, що насаджені на одному валу, призначаються з урахуванням довжини ступиць, які визначаються за формулою:
ст
= (0,8...1,5) dв
lст2
= 7,2 мм
lст3
= 4,8 мм
10. Остаточний підбір підшипників і розрахунок вихідного вала
Розрахунок підшипників ведемо по опорних реакціях. Для розрахунку опорних реакцій призначаємо розміри ділянок вихідного вала, припускаючи установку підшипників № 25, і користаючись розмірами на ескізній компановці.
Окружні сили в зачепленнях:
FZ4
= (2*M4
/d4
) = 46 Н
FZ4'
= (2*M4
/d4'
) = 266,5 Н
|
Радіальні сили в зачепленнях:
RZ4
= (2*M4
/d4
)* tg(200
) =16,7 Н
RZ4'
= (2*M4
/d4'
)* tg(200
) =96,9 Н
|
Рисунок 3. - Розрахункова схема сил, що діє на вихідний вал
Рівняння рівноваги (мал. 3):
X: ХА
- RZ4
+ ХB
+ RZ4'
= 0, (11.1)
Z:ZA
+ FZ4
+ ZB
+ FZ4'
= 0, (11.2)
MX
: FZ4
* L1
+ ZB
* (L1
+L2
) + FZ4'
* (L1
+L2
+ L3
) = 0, (11.3)
MZ
: RZ4
* L1
- ХB
* (L1
+L2
) - RZ4'
* (L1
+L2
+ L3
) = 0. (11.4)
З огляду на розміри ступиць і відстань між внутрішніми стінками редуктора приймаємо:
L 1
= 8 мм =0,008 м, L2
= 18 мм=0,018 м, L3
= 21 мм=0,021 м.
Тоді:
з (11.4): ХB
= (RZ4
* L1
- RZ4'
* (L1
+L2
+ L3
))/ (L1
+L2
) = -172,3 Н;
з (11.1): ХА
= RZ4
- ХB4
- RZ4'
= 92,1 Н;
з (11.3): ZB
= - (FZ4
* L1
+ FZ4'
* (L1
+L2
+ L3
))/ (L1
+L2
)= -506,92 Н;
з (11.2): ZА
= - FZ4
- ZB
- FZ4'
= 194,2 Н.
Реакція опори А4
RА
= 215,1 Н; Реакція опори В4
RВ
= 535,4 Н.
Для цапфи А4
і прийнятого підшипника (№ 25, Сд
= 1480 Н) перевіряємо довговічність:
годин,
що перевищує ресурс роботи. Підшипник задовольняє умові.
Для цапфи В4
перевіряємо вал по максимальних нормальних напруженнях при згині:
МПа,
що допустимо, оскільки:
39,2<240
Міцність для цапфи забезпечена.
11. Розрахунок фрикційної муфти
Момент, що розвивається на z парах робочих поверхонь дисків фрикційної муфти[4]:
МТР
= Q f Rcp
z ,
де, Q - зусилля піджаття з боку пружини;
- коефіцієнт тертя;
Rcp
- середній діаметр робочих поверхонь дисків;
z - число дисків.
Цей момент не повинний перевищувати максимальний момент, переданий валом, помножений на коефіцієнт зовнішньої динаміки КД
і коефіцієнт запасу моменту тертя β, чи бути менше його. Отже, при установці муфти на валу 2, повинне виконуватися рівність:
Q f Rcp
z = ?·КД
М2
.
Призначаючи зовнішній діаметр дисків D1
= 29,7 мм і внутрішній D2
= 9 мм, маємо:
Rcp
= (D1
+ D2
) / 4 = (29,7+9)/ 4 = 9,675 мм.
Прийнявши матеріал поверхонь тертя дисків – сталь по металокераміці без змащення (f = 0,35), при z = 6, ? = 1,2, КД
= 1,5, одержуємо зусилля піджаття дисків:
5,9 Н.
12. Розрахунок корпуса редуктора
1. Товщина стінки корпуса редуктора
?=0,025
+ (1…5 мм), де
- міжосьова відстань
2. Товщина стінки кришки корпуса редуктора
?1
=0,02
+(1…5мм) = (1,4…5,4)мм, ?1
=3 мм
3. Товщина верхнього пояса редуктора
S= 1,5·? = 3 мм
4. Товщина пояса кришки
S1
=1,5·?1
=9 мм
5. Товщина нижнього пояса редуктора
t=(2…2,5)·?= (6…7,5)мм
6. Диаметр фундаментальних болтів
dф
=(1,5…2,5)·?=3 мм
7. Ширина нижнього пояса редуктора
К2
2,1· dф
=6,3 мм
8. Діаметр болтів, що з’єднують корпус з кришкою редуктора
dК
= 3 мм
9. Ширина пояса, з’єднуючий корпус і кришки біля підшипників
К= 3·dК
= 9 мм
10. Діаметр болтів, які з’єднують кришку і корпус редуктора біля підшипників
dК.П=
0,75·dФ
=3 мм
13. Розрахунок зубчатого колеса
Висота головки зуба:
Висота ножки зуба:
Повна висота зуба:
Діаметр западин зубів:
Внутрішній обід, діаметр:
Діаметр ступиці:
Товщина диску:
Діаметр центрального кола:
Діаметр отворів:
Величина зрізу зубів на торцевих кромках:
Розміри прямокутної шпонки по ГОСТ 23360-78
14. Компонування редуктора
14.1 Вибір манжети
Приймаємо діаметр вала під манжетне ущільнення ДСТ 58752-79 (тип 1, манжети гумові армовані) 3 мм.
14.2 Вибір кілець
Беремо кільця упорні пружинні ДСТ 13940-80
14.3 Вибір кришки
Беремо кришки торцеві з манжетним ущільнювачем корпусів підшипників каченя МН 62х32 ГОСТ 13219.5-67
14.4 Посадки деталей і складальних одиниць редуктора
Внутрішні кільця підшипників насаджуємо на вали з натягом,значення якого відповідає полю допуску k6, а зовнішні кільця в корпус – за перехідною посадкою, значення якої відповідає полю допуску Н7. Для маточини зубчастого колеса приймаємо перехідну посадку і посадку з натягом, значення яких відповідають полю допуску k6 I H7/p6.
Таблиця 14.1 - Конструктивні розміри зубчастих коліс
Зубчасте колесо
|
Діаметр вала під зубчасте колесо, d,мм |
Ділильний діаметр, dД
, мм
|
Діаметр вершин зубів, dB,
мм |
Ширина вінця зубчастого колеса, b, мм |
Діаметр ступиці, Dст
=(1,5…1,7)d, мм |
Длина ступиці,
Lст
=(0,8…1,5)d, мм
|
z1
|
4 |
10,8 |
5,12 |
2,275 |
6 |
3,2 |
z2
|
9 |
25,6 |
11,04 |
13,5 |
7,2 |
z2
’
|
7 |
10,5 |
6,25 |
2,81 |
10,5 |
5,6 |
z3
|
6 |
34,5 |
18,25 |
9 |
4,8 |
z3
’
|
6 |
8,5 |
5,25 |
2,84 |
9 |
4,8 |
z4
|
5 |
37 |
19,5 |
7,5 |
4 |
z4
’
|
5 |
6,4 |
8 |
11,4 |
7,5 |
4 |
Список використаної літератури
1. Устюгов І.І. «Деталі машин»;
2. Іванов М.Н. , Іванов В.Н. «Деталі машин»;
3. Березовський Ю.Н. , Петров М.С. «Деталі машин»;
4. Сапухин В.А. «Расчёт валов»;
5. Иосилевич Г.В. «Прикладная механика»;
6. Дунаев П.Ф. «Конструирование узлов и деталей машин;
содержание ..
223
224
225 ..
|