Реферат: Расчет редуктора приборного типа

Министерство науки высшей школы из технической политики РоссийскойФедерации

Кафедра «ДМ и ТММ»

Расчётно-пояснительная записка на тему: «Конструирование редуктораприборного типа»

Группа:

Студент:

Руководитель

проекта:

1997г.

Содержание задания курсового проекта:

Предлагается спроектировать редуктор механизмаазимутального вращения зеркала антенны самолетной РЛС приборного типа поприведённой в задании схеме с заданными параметрами:

·

Угол обзора зеркала по азимуту, a, град...........140

·

Скорость обзора, n, град/с..................... . 105

Редуктор приводится в действие от электродвигателя ДПР – 52 — 03, который имеет следующиетехнические 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 редукторане более ±

2%.

1. Описаниеназначения и работы редуктора.

Малогабаритные зубчатые редукторы широкоиспользуются в различных конструкциях приборов и устройств автоматики.Редукторы, применяемые в следящих системах, в большинстве случаев определяютсрок службы того прибора или автомата, в который они входят. К даннымредукторам предъявляют следующие требования:

·

Безотказность в работе в течение 1500-2500 часов при возможныхперепадах температур от -60о до + 60ои 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 междусобой стойками при помощи 3-х винтов. Между платами располагаютсяузлы зубчатых передач, которые опираются на подшипники качения. На одной изплат крепиться двигатель ДПР – 52 — 03. Для установки редуктора предусматривают2 отверстия в платах с целью фиксации редуктора штифтами по месту и ещё 4отверстия для закрепления его винтами.

Выходным звеном такого редуктора является выходнаяшестерня с числом зубьев z = 22 и модулем m = 0.6,которая после установки редуктора в приборе входит в зацепление с другимзубчатым колесом устройства.

Примечания:

·

2. Кинематический расчёт редуктора.

2.1. Разбиениепередаточного числа редуктора по ступеням:

2.1.1. Приближённое значение передаточного числаредуктора определяется из отношения частоты вращения вала двигателя к частотевращения антенны:

Up=<img src="/cache/referats/1303/image004.gif" v:shapes="_x0000_i1025"> где<img src="/cache/referats/1303/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1026"> nант=<img src="/cache/referats/1303/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1027"><img src="/cache/referats/1303/image009.gif" v:shapes="_x0000_i1028"> и w

ант=<img src="/cache/referats/1303/image011.gif" v:shapes="_x0000_i1029">;

где nант – частота вращенияантенны;

w

ант– угловая скорость антенны;

w

ант=<img src="/cache/referats/1303/image013.gif" v:shapes="_x0000_i1030"><img src="/cache/referats/1303/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1031"> nант=<img src="/cache/referats/1303/image015.gif" v:shapes="_x0000_i1032">;

Up<img src="/cache/referats/1303/image017.gif" v:shapes="_x0000_i1033">

Рекомендуемое числоступеней из условия рационального уменьшения приведённого момента инерцииредуктора n = 5 (см.[2])

2.1.2. Разбиение передаточногочисла редуктора по ступеням осуществляется в соответствии с формулами (см.[2]):

Uср=<img src="/cache/referats/1303/image019.gif" v:shapes="_x0000_i1034"> Uср=<img src="/cache/referats/1303/image021.gif" v:shapes="_x0000_i1035">=3,034;

U1=<img src="/cache/referats/1303/image023.gif" v:shapes="_x0000_i1036"> U1=<img src="/cache/referats/1303/image025.gif" v:shapes="_x0000_i1037">,569;

U2=<img src="/cache/referats/1303/image027.gif" v:shapes="_x0000_i1038"> U2=<img src="/cache/referats/1303/image029.gif" v:shapes="_x0000_i1039">,742;

U3=Uср; U3=3,034;

U4=<img src="/cache/referats/1303/image031.gif" v:shapes="_x0000_i1040">; U4=<img src="/cache/referats/1303/image033.gif" v:shapes="_x0000_i1041">

U5=<img src="/cache/referats/1303/image035.gif" v:shapes="_x0000_i1042">; U5=<img src="/cache/referats/1303/image037.gif" v:shapes="_x0000_i1043">;

где Ui– передаточное число i–ой ступени.

2.2. Определение числазубьев зубчатых колёс:

Число зубьев зубчатого колеса определяетсяпо формуле (см.[2]):

где zш– число зубьев шестерни, которое задаётся исходя из конструктивныхсоображений;

Ui – передаточноечисло i–ой ступени;

В приведённыхдалее расчётах используются следующие обозначения:

·

z обозначает номер шестерни от двигателя;

·

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 делительнойокружности (в мм) определяется по формуле(см.[2]):

di= m×

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:

<img src="/cache/referats/1303/image041.gif" v:shapes="_x0000_i1045">,

гдеdi – делительный диаметршестерни i – ойступени;

di' – делительныйдиаметр зубчатого колеса i– ой ступени;

aw1=<img src="/cache/referats/1303/image043.gif" v:shapes="_x0000_i1046"> aw2=<img src="/cache/referats/1303/image045.gif" v:shapes="_x0000_i1047">

aw3=<img src="/cache/referats/1303/image047.gif" v:shapes="_x0000_i1048"> aw4=<img src="/cache/referats/1303/image049.gif" v:shapes="_x0000_i1049">

aw5=<img src="/cache/referats/1303/image051.gif" v:shapes="_x0000_i1050">

2.3.5. Определение ширинышестерней и зубчатых колёс.

Ширина зубчатого колеса (вмм) определяется по формуле (см.[2]):

bi'= ( 3…10)×

( 3... 10) — выбираетсяиз конструктивных соображений,

а ширинашестерни (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 чисели вычисление относительнойпогрешности.

2.4.1. Действительноепередаточное число ступени редуктора определяется по формуле:

где zзк и zш – соответственно числазубьев зубчатого колеса и шестерни, входящих в зацепление;

U1=<img src="/cache/referats/1303/image055.gif" v:shapes="_x0000_i1052"> U2=<img src="/cache/referats/1303/image057.gif" v:shapes="_x0000_i1053">

U3=<img src="/cache/referats/1303/image059.gif" v:shapes="_x0000_i1054"> U4=<img src="/cache/referats/1303/image061.gif" v:shapes="_x0000_i1055">

U5=<img src="/cache/referats/1303/image063.gif" v:shapes="_x0000_i1056">

Следовательно, Uред = U1×

U2×U3×U4×U5

Uред = 1.56×

1.74×3.05×5.30×5.85=256.688

2.4.2. Относительнаяпогрешность определяется по формуле:

где Uред – истинное значениепередаточного числа редуктора;

Uр –приближённое передаточное число редуктора<img src="/cache/referats/1303/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1058"><img src="/cache/referats/1303/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1059">

<img src="/cache/referats/1303/image067.gif" v:shapes="_x0000_i1060"> не должно превышатьдопустимого значения ±

<img src="/cache/referats/1303/image069.gif" v:shapes="_x0000_i1061">-

0.177%

Такой процент погрешности удовлетворяет заданнойточности:

|-

0.177|% < 2%

2.5.Расчёт угловых скоростей вращения валов редуктора.

Угловая частота вращениявала ( в об/с )двигателя определяется по формуле:

где <img src="/cache/referats/1303/image075.gif" v:shapes="_x0000_i1064"> – угловая частота вращения валадвигателя,

<img src="/cache/referats/1303/image077.gif" v:shapes="_x0000_i1065"> – угловая частотавращения последующих валов;

2.6.Расчёт крутящих моментов валов производиться по формуле:

где W1 — мощность на валудвигателя (в Вт);

Wi – мощность последующих валов (в Вт);

Ti – крутящий момент на валу (в Нмм);

h

— к.п.д. ступени h = 0.97

W1=4.5; <img src="/cache/referats/1303/image095.gif" v:shapes="_x0000_i1074">

W11=4.5×

0.97=4.365; <img src="/cache/referats/1303/image097.gif" v:shapes="_x0000_i1075">

W111=4.365×

0.97=4.23; <img src="/cache/referats/1303/image099.gif" v:shapes="_x0000_i1076">

W1v=4.23×

0.97=4.11; <img src="/cache/referats/1303/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1077">

Wv=4.11×

0.97=3.98; <img src="/cache/referats/1303/image103.gif" v:shapes="_x0000_i1078">

Wv1=3.98×

0.97=3.86; <img src="/cache/referats/1303/image105.gif" v:shapes="_x0000_i1079">

2.7.Расчёт диаметров валов и подбор подшипников.

2.7.1. Примерный расчётдиаметров валов.

Диаметр вала под подшипник определяется по формуле(см.[2]):

Диаметр вала под зубчатое колесо/

шестерню принимается равным:

<img src="/cache/referats/1303/image109.gif" v:shapes="_x0000_i1081">;

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 действительныхразмеров валов в соответствии с размерами подшипников:

В таблице №1приведены сведения о подшипникахсверхлёгкойстали:

№

п/п

Условное обозначение

Внутренний диаметр подшипника,

d,мм

Внешний диаметр подшипника,

D, мм

Ширина, B, мм

1000091

1.0

4.0

1.6

1000092

2.0

6.0

2.3

1000093

3.0

8.0

3.0

1000094

4.0

11.0

4.0

таблица№1 ”Подшипники”

В соответствии с таблицей №1 принимаем следующиезначения для валов:

№ п/п

Условное обозначение подшипника

1000091

1000092

1000094

1000093

1000094

Внутренний диаметр подшипника, d,мм

1.0

2.0

4.0[1]

3.0

4.0

Внешний диаметр подшипника, D, мм

4.0

6.0

11.0

8.0

11.0

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 большегоподшипника (№4) выбираем толщину пластин редуктора:

подшипник№4(1000094): B = 4.0 (мм);

Принимаем толщину пластин редуктора равной В¢

= 4.5(мм).

3. Проверочныйсиловой расчёт выходной зубчатой передачи.

Сделаем проверочный силовой расчёт на выносливостьвыходной зубчатой передачи по изгибной усталости.

Условие прочности:

где <img src="/cache/referats/1303/image113.gif" v:shapes="_x0000_i1083">

[<img src="/cache/referats/1303/image113.gif" v:shapes="_x0000_i1084">] — предельнодопустимое напряжение при изгибе, определяемое по формуле:

для колеса: <img src="/cache/referats/1303/image115.gif" v:shapes="_x0000_i1085"><img src="/cache/referats/1303/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1086">

дляшестерни: <img src="/cache/referats/1303/image117.gif" v:shapes="_x0000_i1087"> (3.2.2);

где s

T — предел текучести материала (в Н/мм2);

s

B- предел прочности материала (в Н/мм2);

s

-1– предел выносливости материала,определяемый по формуле:

<img src="/cache/referats/1303/image119.gif" v:shapes="_x0000_i1088"> (3.2.3)

Sn — запас прочности;

kFC = 0.8 — коэффициент,учитывающий влияние реверсивности передачи;

m — модульзубчатого колеса;

YF — коэффициент, учитывающий влияние формы зуба;

WFt-<img src="/cache/referats/1303/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1089">удельная, нагрузка по ширине зуба, определяемая поформуле:

<img src="/cache/referats/1303/image121.gif" v:shapes="_x0000_i1090"> (3.3)

где T – крутящий момент, действующий назубчатое колесо;

kF — коэффициент,учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки;

<img src="/cache/referats/1303/image123.gif" v:shapes="_x0000_i1091"> , (3.4)

где <img src="/cache/referats/1303/image125.gif" v:shapes="_x0000_i1092">

<img src="/cache/referats/1303/image127.gif" v:shapes="_x0000_i1093"> — коэффициент,учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба;

<img src="/cache/referats/1303/image129.gif" v:shapes="_x0000_i1094"> — коэффициент,учитывающий влияние динамической нагрузки;

bw

-рабочая ширинавенца зубчатой передачи;

dw

=d -диаметр делительнойокружности зубчатого колеса.

1).Проведём расчёт на выносливость колеса.

Материал колеса:Бр. ОЦ 4-3т

<img src="/cache/referats/1303/image131.gif" v:shapes="_x0000_i1095">;

Поформуле (3.2.1) определяем :

По [3]: <img src="/cache/referats/1303/image125.gif" v:shapes="_x0000_i1098">=1; <img src="/cache/referats/1303/image127.gif" v:shapes="_x0000_i1099">=1.02;

Поформуле (3.4) определяем <img src="/cache/referats/1303/image139.gif" v:shapes="_x0000_i1101">

<img src="/cache/referats/1303/image139.gif" v:shapes="_x0000_i1102"><span Times New Roman"; mso-ha

еще рефераты

Еще работы по радиоэлектронике

Реферат по радиоэлектронике

МОП-транзисторы

29 Августа 2013

Реферат по радиоэлектронике

Анализ операций умножения и деления в конкретной модели АЛУ

29 Августа 2013

Реферат по радиоэлектронике

Расчет усилителя низкой частоты

29 Августа 2013

Реферат по радиоэлектронике

Сверхпроводящие материалы в электронике. Магнитометр на СКВИДах

29 Августа 2013