Вступ
Курсова робота зтеми: «Розрахунок елементів азимутального привода радіолокаційної літаковоїантени» є формою самостійної роботи студентів. Будучи одним з методівопанування ними теоретико-практичних знань з курсу «Механіка» та «Механічніпристрої ЕА», вона допомагає вирішити наступні задачі:
- Навчитистудентів загальних методів дослідження і проектування механізмів, машин іприладів;
- Навчитистудентів розуміти загальні принципи реалізації руху за допомогою механізмів;
- Навчитистудентів системно підходити до проектування машин і механізмів, знаходитиоптимальні параметри механізмів за заданими умовами роботи;
Особливістю цієїкурсової роботи є поєднання суто теоретичних знань з практичним досвідом урозробці та проектуванні механізмів. Тому її виконання допомагає студентамнабути навички роботи з довідковим матеріалом, каталогами, таблицями тагостуванням розмірів окремих деталей, оволодіти методикою підбору стандартнихдеталей та вузлів, які використовуються у механізмі, що проектується.
Для успішноговиконання роботи необхідно чітко засвоїти послідовність проектованогорозрахунку, осмислити роль кожного його етапу, технічну сутність розрахунковихформул, а також фізичний зміст величин і коефіцієнтів, що входять до них. Такеосмислення дозволить усвідомлено вирішувати поставлену інженерну задачу,оптимізувати технічне вирішення у заданому напрямі.
1. Технічнезавдання
Технічнезавдання:спроектувати редуктор азимутального привода радіолокаційної літакової антени занаступними 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. Режимроботи привода симетрично-реверсивний за графіком, а реверс двигуназдійснюється електронним блоком керування
2. Приведениймомент інерції усього привода може бути обчислений за формулою: JП=1,2JR,де JR – момент інерції ротора двигуна
Виконати:
1. Підібратидвигун, вважаючи, що передаточне відношення усього привода лежить у межах 200/>400, перевірити здатністьдвигуна забезпечити потрібне кутове прискорення ланок привода.
2. Розбитизагальне передаточне відношення привода відповідно до умови: i12
3. Обчислитиміжосьову відстань останнього ступеня зачеплення редуктора привода зурахуванням величини максимального потрібного рушійного моменту на валудвигуна. Коефіцієнт зовнішньої динаміки під час розрахунку взяти КД=1,5
4. Обчислитимодуль третього ступеня уповільнення m3. Назначити інші модулізачеплень, забезпечуючи умову: m1
5. Розрахуватифрикційну муфту, яка працює беззмащення, з умови передачі моменту, що не перевищує на 20% максимальнийпотрібний момент на валу
2. Підбір двигуна
2.1 Для підборудвигуна визначаємо діапазон обертів, у якому має обертатися його ротор.
Оскількипередаточне відношення всього привода має бути у межах />, то:
/>, (3.1)
де />– оберти вала двигуна(вхідна ланка);
/>– оберти вала пристрою огляду(вихідна ланка).
Визначаємо обертивала пристрою:
/>oб/хв, (3.2)
де /> - кутова швидкість валапристрою огляду у градусній мірі.
Тоді з (1)діапазон обертів вала двигуна буде:
/> об/хв. (3.3)
Відтак з Довідникапо 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 двигунДПР-52-Н1, Н2, Ф1, Ф2-03, оскільки він найбільше /> />
задовольняє умовам.
Рисунок 1. –Ескізне виконання двигуна ДПР-52
Габаритні даніберемо з таблиці 3.1
Таблиця 3.1Тип двигуна
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
Маса,
в кг ДПР-52 30 4
М3/>0,35 22 13,5 12 10,5 7,5 4,5 0,25
2.2 Оскількипривод рухається зі сталим кутовим прискоренням, то максимальний момент двигунамає бути більшим від головного моменту сил інерції привода, тобто повиннавиконуватися умова:
/>, (3.4)
де /> - максимальний моментдвигуна;
/> - момент інерції привода,приведений до вала двигуна;
/> - кутова швидкість валадвигуна;
/> - кутове прискорення роторадвигуна;
/> - тривалість реверсу.
Розраховуємомомент якоря:
/>/>; />;/>
Робимо перевіркувиконання умови (3. 4):
/>;
/> с-2;
3. Перевіркарежиму роботи двигуна
3.1 Потужністьдвигуна:
/> (4.1)
/>
3.2 Длянормальної роботи двигуна його середній рушійній момент не повинен перевищуватиномінальний. Отже, повинна виконуватися умова:
/> (4.2)
Оскільки режимроботи двигуна не постійний, то його середній момент визначається так званимеквівалентним моментом:
/>, (4.3)
де /> - рушійні моменти двигунав і-ті фази циклу;
/> - тривалість і-тих фазциклу;
/> - тривалість усього циклу.
Щоб перевіритивиконання умови (4.3), будуємо циклограму кутових швидкостей вала двигуна (рис.1, а). Оскільки цикл симетричний, то:
тривалістьприскорення:: /> с;
тривалістьогляду: />с;
тривалістьгальмування: />с;
/>с;/>с;/>с.
Тривалість циклу:/>с.
Відповідно доциклограми швидкостей обчислюємо циклограму моментів.
Динамічний моменту періоди пуску та реверсу визначається за формулою:
/> (4.4)
і дорівнює помодулю головному моменту сил інерції, що діють на привод ід час реверсування,тобто
/> Н∙мм
Рушійні моменти вінтервалі часу />/>(рис. 1) для />Н∙мм (за завданням)будуть:
/> Н∙мм;
/> Н∙мм;
/> Н∙мм;
/> Н∙мм;
/> Н∙мм;
/> Н∙мм
Для симетричногоциклу з трьома парами (шістьома), попарно однаково навантажених ділянок (рис.1) формула (7) може бути представлена у вигляді:
/> (4.5)
Підставляючиотримані дані у (4.5), одержуємо
Н∙мм, тобтоумова (4.3) для вибраного двигуна виконується.
/> Н∙мм
Висновок: Режимроботи двигуна відповідає його нормальній експлуатації, тому що />>/>.
4. Кінематичнийрозрахунок
4.1 Обчислюємонеобхідне передаточне відношення всього приводу:
/>
4.2 Визначаємопередаточні відношення ступенів, беручи />.Тоді
/>
Рисунок 2. — Циклограмамоментів
передаточне відношенняредуктора:
/>
Передаточні відношенняступенів визначаємо за формулами:
/>/>/>/>
/> />
/>
4.3 Знаходимочисла зубів коліс, призначаючи за ДСТ значення передаточних відношень, близькихдо розрахункових. Беремо сумарне число зубів пари коліс у межах />, забезпечуючи />>/>.
Використовуючиформули:
/>/>
/>/>
/>/>
/>
Отримані даннізаносимо 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 числазубів і, якщо потрібно, перепризначуємо їх. Фактичні передаточні числа ступеніві 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
Відхиленняпроектного і фактичного значень передаточного відношення всього приводу буде:
/>%,що допускається.
4.4Використовуючи фактичні передаточні відношення ступенів, визначаємо оборотивалів (об/хв):
/> об/хв;
/> об/хв;
/> об/хв;
/> об/хв;
/> об/хв;
5. Силовийрозрахунок
5.1 Знаходимомаксимальні моменти, що діють на валах, за формулами:
/> Н∙мм;
/> Н∙мм;
/> Н∙мм;
/> Н∙мм;
де /> - ККД зубчатоїциліндричної передачі
закрита 0,96…0,97
відкрита0,93…0,95
Отримані даннізаносимо до таблиці 6.1:
Таблиця 6.1
/>
/>
/>
/> 30,4 67,7 208,7 853,4
двигун редуктор привод антена
6. Міжосьовівідстані
Міжосьовувідстань /> визначаємо за формулою:
/> мм, (7.1)
де /> - зовнішньої динаміки;
/> - коефіцієнт, що враховуєтип редуктора;
/> - коефіцієнт, що враховуєлінійну швидкість обертання шестерень;
/> - допустиме контактненавантаження;
/> - коефіцієнт ширинизубчастого колеса;
Допустимеконтактне напруження визначається за формулою:
/>,
де /> - межа контактної витривалостіактивних поверхонь зубів, яка знаходиться за формулою:
/>,
де /> - твердість поверхонь зубаза шкалою Брінеля.
/> - довговічності, де /> - базове число циклів;
/> - число еквівалентнихнавантажень;
/> - коефіцієнт безпеки.
Для визначення /> назначаємо матеріалзубчастих коліс – конструкційну сталь марки />.Вибираємо твердість шестерні/>, колеса/>. Тоді:
для шестерні /> МПа;
для колеса /> МПа;
Відповідно дозначень /> і /> знаходимо />:
для шестерні />
для колеса /> исло еквівалентнихнавантажень /> знаходимо за еквівалентноютривалістю циклу />. Її знаходимовідповідно до циклограми роботи привода
і відповіднихзначень рушійних моментів за формулою:
/>с.
Тоді за ресурс /> год кількість циклівсканування буде:
/>
Числоеквівалентних циклів навантажень на поверхню зубів, для шестерні /> і колеса/>:
/>/>;
/>.(7.2)
Підставляючизначення 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 вибранихсталей і відповідних їм базових чисел циклів коефіцієнти довговічності будутьрівні значенням у таблиці 7.2:
Таблиця 7.2
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/>
/> 20532895,5 4716537,3 1,53 1,9
/>
Коефіцієнтбезпеки для прийнятих сталей і їхньої термічної обробки становить :/>. Тоді допустимі напруженнябудуть:
для шестерні />: /> МПа;
для колеса />: /> МПа;
Під часрозрахунку міжосьової відстані будемо використовувати мінімальне значення: /> МПа.
Призначаємокоефіцієнт ширини зубчастого вінця колеса/>.
З огляду на типредуктора, твердість сталі та коефіцієнт ширини колеса знаходимо/>.
Під часпроектувального розрахунку вважаємо, що />.
Заносимо дані длязнаходження міжосьової відстані /> дотаблиці 7.3:
Таблиця 7.3
/>
/>
/>
/>
/> 4,35 1,1 606
/> 853,4
Підставляючи цізначення у формулу (7.1), визначаємо розрахункову міжосьову відстань:
/>мм.
Тоді розрахунковезначення модуля для третього зачеплення буде:
/> мм.
Використовуючиумову />, призначаємо:
/>/>/>/>є
За призначенимимодулями і розрахованою кількістю зубів знаходимо міжосьові відстані:
/>мм;
/>мм; />мм.
7. Геометричнірозміри зубчастих коліс
Основнігеометричні розміри ступенів зачеплення редуктора визначаємо згідно зформулами, наведеними у таблиці і заносимо до цієї самої таблиці:
Параметри ірозміри зачеплень редуктора
Таблиця 8.1Назва 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. Попереднєвизначення діаметрів валів і підшипників
8.1 Першим валомє вал двигуна. Отже:
/>мм.
8.2 Мінімальнідіаметри проміжних валів розраховуємо за формулою:
/>,
де і – порядковийномер вала на кінематичному ланцюзі.
8.2.1 Вал ізфрикційною 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 Другийпроміжний вал:
/>Беремо 6 мм.
8.2.3.Вихіднийвал:
/> Візьмемо 5 мм.
де /> - крутний момент на валу,Н∙мм;
/> - допустиме значеннядотичних напружень, МПа. Беремо /> МПа
Підшипникипідбираємо за стандартом відповідно до діаметра цапф валів.
Вал із фрикційноюмуфтою. Для цапфи /> - підшипник №25,з внутрішнім діаметром />мм;
Другий проміжнийвал. Для цапфи /> - підшипник №26 />мм.
Вихідний вал. Дляцапфи /> - підшипник №25 /> мм.
9. Ескізнекомпонування редуктора
Ескізнекомпонування виконується на міліметровому папері в масштабі 1:1. Спочаткупроводять осьові лінії валів, використовуючи значення міжосьових відстаней.Потім схематично показують вали, підшипники, зубчасті колеса і внутрішнюповерхню 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. Остаточнийпідбір підшипників і розрахунок вихідного вала
Розрахунокпідшипників ведемо по опорних реакціях. Для розрахунку опорних реакційпризначаємо 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
Рівняннярівноваги (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 нарозміри ступиць і відстань між внутрішніми стінками редуктора приймаємо:
L1 = 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 А4RА = 215,1 Н; Реакція опори В4 RВ = 535,4 Н.
Для цапфи А4і прийнятого підшипника (№ 25, Сд = 1480 Н) перевіряємодовговічність:
/> годин,
що перевищуєресурс роботи. Підшипник задовольняє умові.
Для цапфи В4перевіряємо вал по максимальних нормальних напруженнях при згині:
/> МПа,
що допустимо,оскільки:
39,2
Міцність дляцапфи забезпечена.
11. Розрахунокфрикційної муфти
Момент, щорозвивається на z парах робочих поверхонь дисків фрикційної муфти[4]:
МТР =Q f Rcp z ,
де, Q — зусилляпіджаття з боку пружини;
— коефіцієнттертя;
Rcp — середній діаметр робочих поверхонь дисків;
z — число дисків.
Цей момент неповинний перевищувати максимальний момент, переданий валом, помножений накоефіцієнт зовнішньої динаміки КД і коефіцієнт запасу моменту тертяβ, чи бути менше його. Отже, при установці муфти на валу 2, повинневиконуватися рівність:
Q f Rcpz = ?·КД М2.
Призначаючизовнішній діаметр дисків D1 = 29,7 мм і внутрішній D2 = 9 мм, маємо:
Rcp =(D1 + D2) / 4 = (29,7+9)/ 4 = 9,675 мм.
Прийнявшиматеріал поверхонь тертя дисків – сталь по металокераміці без змащення (f =0,35), при z = 6,? = 1,2, КД = 1,5, одержуємо зусилля піджаттядисків:
/>5,9 Н.
12. Розрахуноккорпуса редуктора
1. Товщинастінки корпуса редуктора
?=0,025/>+ (1…5 мм), де /> - міжосьова відстань
2. Товщинастінки кришки корпуса редуктора
?1=0,02/>+(1…5мм)= (1,4…5,4)мм, ?1=3 мм
3. Товщинаверхнього пояса редуктора
S= 1,5·? = 3 мм
4. Товщинапояса кришки
S1=1,5·?1=9мм
5. Товщинанижнього пояса редуктора
t=(2…2,5)·?=(6…7,5)мм
6. Диаметрфундаментальних болтів
dф=(1,5…2,5)·?=3мм
7. Ширинанижнього пояса редуктора
К2/>2,1· dф=6,3 мм
8. Діаметрболтів, що з’єднують корпус з кришкою редуктора
dК= 3мм
9. Ширинапояса, з’єднуючий корпус і кришки біля підшипників
К= 3·dК=9 мм
10. Діаметрболтів, які з’єднують кришку і корпус редуктора біля підшипників
dК.П=0,75·dФ=3 мм
13. Розрахунокзубчатого колеса />
Висота головкизуба:
/>
Висота ножкизуба:
/>
Повна висота зуба:
/>
Діаметр западинзубів:
/>
Внутрішній обід,діаметр:
/>
Діаметр ступиці:
/>
Товщина диску:
/>
Діаметрцентрального кола:
/>
Діаметр отворів:
/>
Величина зрізузубів на торцевих кромках:
/>
Розмірипрямокутної шпонки по ГОСТ 23360-78
14. Компонуванняредуктора
14.1 Вибірманжети
Приймаємо діаметрвала під манжетне ущільнення ДСТ 58752-79 (тип 1, манжети гумові армовані) 3 мм.
14.2 Вибір кілець
Беремо кільцяупорні пружинні ДСТ 13940-80
14.3 Вибір кришки
Беремо кришкиторцеві з манжетним ущільнювачем корпусів підшипників каченя МН 62х32 ГОСТ13219.5-67
14.4 Посадкидеталей і складальних одиниць редуктора
Внутрішні кільцяпідшипників насаджуємо на вали з натягом, значення якого відповідає полю допускуk6, а зовнішні кільця в корпус – за перехідною посадкою, значення якоївідповідає полю допуску Н7. Для маточини зубчастого колеса приймаємо перехіднупосадку і посадку з натягом, значення яких відповідають полю допуску k6 IH7/p6.
Таблиця 14.1 — Конструктивнірозміри 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
Списоквикористаної літератури
1. Устюгов І.І. «Деталі машин»;
2. Іванов М.Н., Іванов В.Н. «Деталімашин»;
3. Березовський Ю.Н., Петров М.С.«Деталі машин»;
4. Сапухин В.А. «Расчёт валов»;
5. Иосилевич Г.В. «Прикладнаямеханика»;
6. Дунаев П.Ф. «Конструирование узлови деталей машин;
7. Рощин Г.И. «Несущие конструкции имеханизмы РЭА».