Расчет редуктора приборного типа

Министерство науки высшей школы из технической политики Российской Федерации Кафедра ДМ и ТММ Расчтно-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 приведнной в задании схеме с заданными параметрами Угол обзора зеркала по азимуту, ,град 140 Скорость обзора градс 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-4500 Номинальный крутящий момент на валу двигателя, М, 10-2Нсм 100 Пусковой момент, М, 10-2Нсм 650 Число зубьев шестерни, насажанной на вал двигателя, z 18 Модуль 0.4 Допускаемое отклонение передаточного числа редуктора не более 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 колс в условиях непрерывного реверса, т.е.

изменения направления вращения Небольшой суммарный момент трения Данный редуктор собран на двух платах, соединнных 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 ещ 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 расчтах исходить из того, что приводимый к валу двигателя требуемый крутящий момент с учтом динамических

нагрузок, сил трения и к.п.д. равен номинальному крутящему моменту двигателя, определяемому мощностью двигателя и числом оборотов его вала. 2. Кинематический расчт редуктора. 1. Разбиение передаточного числа редуктора по ступеням 1. Приближнное значение передаточного числа редуктора определяется из отношения частоты вращения вала двигателя к частоте вращения антенны Up , где nант и ант где nант частота вращения антенны ант угловая скорость

антенны ант nант Up Рекомендуемое число ступеней из условия рационального уменьшения приведнного момента инерции редуктора n 5 см.2. Разбиение передаточного числа редуктора по ступеням осуществляется в соответствии с формулами см.2 Uср Uср 3,034 U1 U1 1,569 U2 U2 1,742 U3Uср U33,034 U4 U4 5,285 U5 U5 5,868 где Ui передаточное число i ой ступени. 2. Определение числа зубьев зубчатых колс

Число зубьев зубчатого колеса определяется по формуле см.2 где zш число зубьев шестерни, которое задатся исходя из конструктивных соображений Ui передаточное число i ой ступени В приведнных далее расчтах 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 z118. z1 18 z1181.56928.24228 z2 19 z2191.74233,09833 z3 19 z3193.03457,64058 z4 20 z4205.285105.70106 z5 20 z3. Определение геометрических размеров шестерней и зубчатых колс редуктора. 1. Диаметр делительной окружности в мм определяется по формуле см.2 di mz, где m модуль зацепления, мм, z число зубьев шестерни или зубчатого колеса m 0.4 d1 0.4187.2 d1 0.42811.2 m 0.4 d2 0.4197.6 d2 0.43313.2

m 0.5 d3 0.5199.5 d3 0.55829.0 m 0.5 d4 0.52010.0 d4 0.510653.0 m 0.6 d5 0.62012.0 d2. Диаметр в мм окружности вершин зубьев определяется по формуле см.2 da mz2 da1 0.41828 da10.428212 da2 0.41928.4 da20.433214 da3 0.519210.5 da30.558230 da4 0.520211 da40.5106254 da5 0.620213.2 da3. Диаметр в мм окружности впадин зубьев определяется по формуле см.2 df mz-2.5 df1 0.418-2.56.2 df10.428-2.510.2 df2 0.419-2.56.6 df20.433-2.512.2 df3 0.519-2.58.25 df30.558-2.527.75 df4 0.520-2.58.75 df40.5106-2.551.75

df5 0.620-2.510.5 df50.6117-4. Межосевое расстояние в мм рассчитывается по формуле , где di делительный диаметр шестерни i ой ступени di делительный диаметр зубчатого колеса i ой ступени aw1 aw2 aw3 aw4 aw5. Определение ширины шестерней и зубчатых колс. Ширина зубчатого колеса в мм определяется по формуле см.2 bi 310m, 3 10 - выбирается из конструктивных соображений, а ширина шестерни в мм bi bi1.6 b1 30.41.2 b1 1.21.61.92

b2 40.41.6 b2 1.61.62.56 b3 40.52.0 b3 2.01.63.2 b4 50.52.5 b4 2.51.64.0 b5 50.63.0 b4. Расчт реальных передаточных чисел и вычисление относительной погрешности. 1. Действительное передаточное число ступени редуктора определяется по формуле где zзк и zш соответственно числа зубьев зубчатого колеса и шестерни, входящих в зацепление U1 1.56 U2 1.74 U3 3.05 U4 5.30 U5.85 Следовательно,

Uред U1U2U3U4U5 Uред 1.561.743.055.305.85256.688 2.4.2. Относительная погрешность определяется по формуле , где Uред истинное значение передаточного числа редуктора Uр приближнное передаточное число редуктора не должно превышать допустимого значения 2 0.177 Такой процент погрешности удовлетворяет заданной точности 0.177 2 2.5.

Расчт угловых скоростей вращения валов редуктора. Угловая частота вращения вала в обс двигателя определяется по формуле где угловая частота вращения вала двигателя, угловая частота вращения последующих валов 2.6. Расчт крутящих моментов валов производиться по формуле 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

W14.5 W114.50.974.365 W1114.3650.974.23 W1v4.230.974.11 Wv4.110.973.98 Wv13.980.973.86 2.7. Расчт диаметров валов и подбор подшипников. 2.7.1. Примерный расчт диаметров валов. Диаметр вала под подшипник определяется по формуле см.2 Диаметр вала под зубчатое колесошестерню принимается равным dII40.41.6 DII1.61.62.56 dIII40.52.0 DIII2.01.63.2 dIV40.52.0

DIV2.01.63.2 dV40.62.4 DV2.41.63.84 dVI40.62.4 DVI2.41.63.84 2.7.2. Подбор действительных размеров валов в соответствии с размерами подшипников В таблице 1 приведены сведения о подшипниках сверхлгкой стали ппУсловное обозначениеВнутренний диаметр подшипника, d, ммВнешний диаметр подшипника, D, ммШирина, B, мм110000911.04.01.6210000922.06.02.33100 00933.08.03.0410000944.011.04.0 таблица 1

Подшипники В соответствии с таблицей 1 принимаем следующие значения для валов пп12345Условное обозначение подшипника Внутренний диаметр подшипника, d, мм1.02.04.0 На этом валу установлена муфта 3.04.0Внешний диаметр подшипника, D, мм4.06.011.0 8.011.0Ширина, B, мм1.62.34.03.04.0Диаметр вала, di, мм1.02.04.03.04.0Диаметр вала, Di, мм1.63.26.44.86.4 2.7.3. В соответствии с толщиной большего подшипника 4 выбираем толщину пластин

редуктора подшипник 41000094 B 4.0 мм Принимаем толщину пластин редуктора равной В 4.5 мм. 3. Проверочный силовой расчт выходной зубчатой передачи. Сделаем проверочный силовой расчт на выносливость выходной зубчатой передачи по изгибной усталости. Условие прочности , 3.1 где - напряжение при изгибе - предельно допустимое напряжение при изгибе, определяемое по формуле для колеса 3.2.1, для шестерни 3.2.2 где

T- предел текучести материала в Нмм2 B - предел прочности материала в Нмм2 -1 предел выносливости материала, определяемый по формуле , 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 - удельная, нагрузка по ширине зуба, определяемая по формуле 3.3 где

T крутящий момент, действующий на зубчатое колесо kF - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки , 3.4 где - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки между зубьями - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба - коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки b - рабочая ширина венца зубчатой передачи dd - диаметр делительной окружности зубчатого колеса.

1. Проведм расчт на выносливость колеса. Материал колеса Бр. ОЦ 4-3т Мпа Мпа По формуле 3.2.1 определяем По 3 1 1.02 По формуле 3.4 определяем 11.021.0891.11 По формуле 3.3 определяем По 3 для z 117 По формуле 3.1 определяем 133.56 139.2 т.е. Условие прочности выполняется. 2. Проведм расчт на выносливость шестерни.

Материал шестерни Сталь 40ХН, обработка - улучшение МПа Sn 1.1 По формуле 3.2.3 определяем По формуле 3.2.2 определяем По 3 1 1.02 По формуле 3.4 определяем 11.021.5081.538 По формуле 3.3 определяем По 3 для z 20 По формуле 3.1 определяем 258.77 381.8 т.е. Условие прочности выполняется. 4. Расчт предохранительной фрикционной муфты.

Проведм расчт числа дисков предохранительной фрикционной муфты, исходя из следующих условий 1. Наружный диаметр трущихся поверхностей D28, определн в процессе конструирования 2. Внутренний диаметр трущихся поверхностей D13, определн в процессе конструирования 3. Материал дисков закалнная сталь по бронзе без смазки 4. Допустимое удельное давление на рабочих поверхностях см.1 p 1.2Мпа, коэффициент трения скольжения f 0.2 5.

Момент ТV 372 Расчт муфты производиться по формуле , 4.1 где Ттр момент трения, развиваемый на парах рабочих поверхностей z Q сила прижатия Rcp средний радиус трения, определяемый по формуле , 4.2 z число трущихся поверхностей - коэффициент запаса сцепления, принимаем 1.25 kD коэффициент динамической нагрузки, принимаем kD 1.2 Исходя из формул 4.1 и 4.2, z определяется как ,

4.3 Удельное давление , 4.4 где S площадь поверхности трения, определяемая по формуле , 4.5 Из формул 4.4 и 4.5 определяем силу прижатия , 4.6 Исходя из формул 4.3 и 4.6 имеем формулу для расчта числа трущихся поверхностей z Число фрикционных дисков n определяется по формуле 5. Расчт выходного вала на выносливость. 5.1. Расчт действующих в зацеплении сил.

Действующие в зацеплении силы рассчитываются по следующим формулам , 5.1 где - крутящий момент, действующий на зубчатое колесо - окружная составляющая силы зацепления, действующей на колесо 5.2 где - окружная составляющая силы зацепления, действующей на шестерню 5.3 где - радиальная составляющая силы зацепления, действующей на колесо - угол зацепления 5.4 где - радиальная составляющая силы зацепления, действующей на шестерню.

По формуле 5.1 определяем По формуле 5.2 определяем По формуле 5.3 определяем По формуле 5.4 определяем 5.2. Приближнное определение диаметра выходного вала. Приближнно определим диаметр вала под колесом dв где 20 35Мпа 5.3. Расчт нагрузок на опоры валов. Расчт нагрузок на опоры валов см. рис.1 проводим по формулам статики. Исходя из конструкции вала следует ВD25мм АС11мм АВ17.5мм

АD7.5мм СВ6.5мм 5.3.1. Расчт горизонтальных составляющих сил реакций т.А и т.В. Уравнение моментов для т.А Уравнение моментов для т.В Уравнение сил используем для проверки 5.3.2. Расчт вертикальных составляющих сил реакций т.А и т.В. Уравнение моментов для т.В Уравнение моментов для т.А Уравнение сил используем для проверки 5.4. Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов и определение

опасного сечения. 5.4.1. Построение эпюры изгибающего момента 1. 0 y1 7.5 мм 2. 0 y2 11 мм 3. 0 y3 6.5 мм 5.4.2. Построение эпюры изгибающего момента 1. 0 y1 7.5 мм 2. 0 y2 11 мм 3. 0 y3 6.5 мм 5.4.3. Построение эпюры крутящего момента 1. 0 y1 7.5 мм Т2112 Нмм 2. 0 y2 11 мм Т2112 Нмм Из приведнных выше вычислений и эпюр, показанных на рис.1, следует, что опасным сечением является т.А. В таком случае, расчт коэффициента запаса усталости вала проведм для

сечения в т.А. 5.5. Расчт коэффициента запаса усталости вала для опасного сечения. Коэффициент запаса усталости n определяется по формуле , 5.5 где - коэффициент запаса для нормальных напряжений - коэффициент запаса для касательных напряжений. Коэффициент запаса n должен удовлетворять следующему требования , 5.6 где - коэффициент предельного запаса усталости.

Для определения существуют следующие соотношения , 5.7 где - предел усталости для нормальных напряжений при знакопеременном цикле, определнный по формуле , 5.7 Рис.1 где - предел прочности материала где - амплитудное значение нормального напряжения, определяемое по формуле , 5.8 где d - диаметр вала в опасном сечении - изгибающие моменты в опасном сечении - среднее значение нормального напряжения - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла

нормальных напряжений, определяемый по формуле , 5.8 - комплексный коэффициент, определяемый по формуле , 5.9 где - коэффициент, характеризующий вид упрочнения - эффективный коэффициент концентрации напряжения - коэффициент влияния абсолютных размеров сечения - коэффициент, характеризирующий влияние шероховатости поверхности Для определения существуют следующие соотношения , 5.10 где - предел усталости для касательных напряжений при знакопеременном цикле, определяемой по формуле

, 5.10 - амплитудное значение касательного напряжения, определяемого по формуле , 5.11 где d - диаметр вала в опасном сечении Т - крутящий момент в опасном сечении - среднее значение нормального напряжения, определяемое по формуле , 5.11 - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нормальных напряжений, определяемый по формуле 5.11 - комплексный коэффициент, определяемый по формуле , 5.12 Материал рассчитываемого вала Сталь 40Х упрочненная азотированием по 5 шероховатость

поверхности по 5 d 4 мм n 1.5 1. По формуле 5.7 определяем По формуле 5.8 определяем По 5 определяем отношение В таком случае по формуле 5.9 определяется как При таких исходных данных по формуле 5.7 определяем 2. По формуле 5.10 определяем Из соотношения 5.11 и 5.11 Коэффициент по формуле 5.12 имеет следующее значение

По формуле 5.8 определим Исходя из формулы 5.11 В таком случае по формуле 5.10 определяем По формулам 5.5 и 5.6 вычисляем Коэффициент запаса усталости для выходного вала больше предельного значения. 6. Расчт подшипников выходного вала. Расчт подшипников производиться по тому из них, на который приходиться максимальная нагрузка. В данном случае по эпюрам действующих на вал моментов, показанных на рис.1, легко определить, что наибольшая нагрузка приходиться на подшипник, расположенный между колесом и выходной

шестернй т.А. При конструировании редуктора были применены радиальные однорядные подшипники качения. По этой причине расчт проводиться по приведнной ниже схеме, где подшипники подбираются по динамической грузоподъмности Ср исходя из следующего соотношения , 6.1 где С - табличное значение динамической грузоподъмности рассчитываемого подшипника L - долговечность в млн. оборотов, определяемая по формуле ,

6.2 где n - число оборотов вала, рассчитываемое по соотношению , 6.3 t - количество рабочих часов за расчтный срок службы - эквивалентная нагрузка, определяемая из соотношения , 6.4 где -радиальная нагрузка на подшипник, определяемая по формуле , 6.5 - осевая нагрузка на подшипник x, y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, соответственно v - коэффициент, учитывающий какое из колец подшипника вращается - коэффициент, учитывающий температуру

работы редуктора - коэффициент безопасности Т.к. выходной вал установлен в подшипниках 1000094, то по3 определяем, что Ср 950Н. По эпюрам рис.1 определяем хА 479.4Н, zА 158.3Н. В таком случае по формуле 6.5 определяем Принимая 1 условия работы при 1000, 1.5, v 1 вращение внутреннего кольца, x 1, y 0 прямозубая передача, определяем по формуле 6.4 Согласно тому, что , по формуле 6.3 имеем обмин По формуле 6.2, считая, что t 2000 ч, определяем млн.

ч При таких условиях по формуле 6.1 принимая n 3, т.к. тело качения - шарик, рассчитываем 938Н 950Н - условие 6.1 выполняется. 7. Смазка редуктора. В редукторе смазываются опоры качения. Часто смазка разбрызгивается и попадает на зубчатые колса. Дополнительная смазка не производиться. Подшипники качения покрывают пластичной смазкой И-30А ГОСТ 6267-59, которую заменяют 1 раз в 6-8 месяцев.

Формат ппОбозначениеНаименованиеКол.ПримечаниеД окументацияА1РПТ.257.000. СБСборочный чертжДетали1. РПТ.257.001.Нижняя плата1Сталь G32. РПТ.257.002.Верхняя плата1Сталь G33. РПТ.257.003.Вал 1Сталь 40Х4. РПТ.257.004.Вал 1Сталь 40Х5. РПТ.257.005.Вал 1Сталь 40Х6. РПТ.257.006.Вал 1Сталь 40ХА37. РПТ.257.007.Вал 1Сталь 40Х8.

РПТ.257.008.Вал1Сталь 40Х9. РПТ.257.009.Колесо зубчатое1Бр.ОЦ 4-3т10. РПТ.257.010.Колесо зубчатое1Бр.ОЦ 4-3тА311. РПТ.257.011.Колесо зубчатое1Бр.ОЦ 4-3т12. РПТ.257.012.Колесо зубчатое1Бр.ОЦ 4-3тА313. РПТ.257.013.Колесо зубчатое1Бр.ОЦ 4-3т14. РПТ.257.014.Шестерня1Сталь 40ХН15. РПТ.257.015.Шестерня1Сталь 40ХН16.

РПТ.257.016.Шестерня1Сталь 40ХНА317. РПТ.257.017.Шестерня1Сталь 40ХН18. РПТ.257.018.Шестерня1Сталь 40ХНА319. РПТ.257.019.Шестерня1Сталь 40ХН20. РПТ.257.020.Крышка муфты1СЧ15-3221. РПТ.257.021.Диск фрикционный3СЧ15-32А322. РПТ.257.022.Стакан1СЧ15-3223. РПТ.257.023.Диск фрикционный2СЧ15-3224. РПТ.257.024.Пружина140-1325. РПТ.257.025.Стойка3БрАЖ9-4Л26.

РПТ.257.026.Крышка2СЧ15-3227. РПТ.257.027.Крышка2СЧ15-3228. РПТ.257.028.Крышка2СЧ15-3229. РПТ.257.029.Крышка2СЧ15-3230. РПТ.257.030.Крышка1СЧ15-3231.РПТ.257.031 .Шпонка по Гост23360-78 1Сталь 4532.РПТ.257.032.Шпонка по Гост23360-78 1Сталь 4533.РПТ.257.033.Крышка1СЧ15-32Стандартн ые изделия34.РПТ.257.034.Подшипник качения 1000091

Гост3395-74235.РПТ.257.035.Подшипник качения 1000092 236.РПТ.257.036.Подшипник качения 1000093237.РПТ.257.037.Подшипник качения 1000094438.РПТ.257.038.Шайба 5.01.08.кн.016 Гост11371-78639.РПТ.257.039.Винт АМБ-6912-1048 Гост14473-80640.РПТ.257.040.Винт АМБ-694-1048 Гост1476-752441.РПТ.257.041.Электродвига тель ДПР-52-031 Список литературы 1. Рощин Г.И. Несущие конструкции и механизмы

РЭА. М Высшая школа, 1981г 374с. 2. Никифоров В.В. проектирование редукторов приборного типа с мелкомодульными зубчатыми колсами. М 1992г 16с. 3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. Т.2. М Машиностроение, 1978г 559с. 4. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Под ред. Тищенко О.Ф. М Высшая школа, 1978г 326с. 5. Селезнв Б.И. Расчт валов на прочность на персональных компьютерах.

М 1994г 50с. 6. Курсовое проектирование механизмов РЭС. Под ред. Рощина Г.И. М Высшая школа, 1983г 243с. 7. Курсовое проектирование деталей машин. Под ред. Чернавского С.А. М Машиностроение, 1988г 416с. 23.РПТ.257.023.Диск фрикционный2СЧ15-3224.РПТ.257.024.Пружин а140-1325.РПТ.257.025.Стойка3БрАЖ9-4Л26. РПТ.257.026.Крышка2СЧ15-3227.РПТ.257.027 .

Крышка2СЧ15-3228.РПТ.257.028.Крышка2СЧ1 5-3229.РПТ.257.029.Крышка2СЧ15-3230.РПТ. 257.030.Крышка1СЧ15-3231.РПТ.257.031.Шпо нка по Гост23360-78 1Сталь 4532.РПТ.257.032.Шпонка по Гост23360-78 1Сталь 4533.РПТ.257.033.Крышка1СЧ15-32Стандартн ые изделия34.РПТ.257.034.Подшипник качения 1000091 Гост3395-74235.РПТ.257.035.Подшипник качения 1000092 236.РПТ.257.036.Подшипник качения 1000093237.РПТ.257.037.Подшипник качения 1000094438.РПТ.257.038.Шайба 5.01.08.кн.016

Гост11371-78639.РПТ.257.039.Винт АМБ-6912-1048 Гост14473-80640.РПТ.257.040.Винт АМБ-694-1048 Гост1476-752441.РПТ.257.041.Электродвига тель ДПР-52-031 Формат ппОбозначениеНаименованиеКол.ПримечаниеД окументацияА1РПТ.257.000. СБСборочный чертжДетали1. РПТ.257.001.Нижняя плата1Сталь G32. РПТ.257.002.Верхняя плата1Сталь G33. РПТ.257.003.Вал 1Сталь 40Х4.

РПТ.257.004.Вал 1Сталь 40Х5. РПТ.257.005.Вал 1Сталь 40Х6. РПТ.257.006.Вал 1Сталь 40ХА37. РПТ.257.007.Вал 1Сталь 40Х8. РПТ.257.008.Вал1Сталь 40Х9. РПТ.257.009.Колесо зубчатое1Бр.ОЦ 4-3т10. РПТ.257.010.Колесо зубчатое1Бр.ОЦ 4-3тА311. РПТ.257.011.Колесо зубчатое1Бр.ОЦ 4-3т12. РПТ.257.012.Колесо зубчатое1Бр.

ОЦ 4-3тА313. РПТ.257.013.Колесо зубчатое1Бр.ОЦ 4-3т14. РПТ.257.014.Шестерня1Сталь 40ХН15. РПТ.257.015.Шестерня1Сталь 40ХН16. РПТ.257.016.Шестерня1Сталь 40ХНА317. РПТ.257.017.Шестерня1Сталь 40ХН18. РПТ.257.018.Шестерня1Сталь 40ХНА319. РПТ.257.019.Шестерня1Сталь 40ХН20. РПТ.257.020.Крышка муфты1СЧ15-3221. РПТ.257.021.Диск фрикционный3СЧ15-32А322.

РПТ.257.022.Стакан1СЧ15-32