Расчет редуктора приборного типа

Расчет редуктора приборного типа

Министерство науки высшей школы из технической политики Российской

Федерации

Кафедра «ДМ и ТММ»

Расчётно-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 приведённой в задании

схеме с заданными параметрами:

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

. Скорость обзора, (, град/с . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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-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 редуктора не более (2%.

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 колёс в условиях непрерывного реверса,

т.е. изменения направления вращения;

. Небольшой суммарный момент трения;

Данный редуктор собран на двух платах, соединённых 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 ещё 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 расчётах исходить из того, что приводимый к валу двигателя

требуемый крутящий момент (с учётом динамических нагрузок, сил трения

и к.п.д.) равен номинальному крутящему моменту двигателя,

определяемому мощностью двигателя и числом оборотов его вала.

2. Кинематический расчёт редуктора.

2.1. Разбиение передаточного числа редуктора по ступеням:

2.1.1. Приближённое значение передаточного числа редуктора определяется

из отношения частоты вращения вала двигателя к частоте вращения антенны:

Up=[pic], где[pic] nант=[pic][pic] и (ант=[pic];

где nант – частота вращения антенны;

(ант – угловая скорость антенны;

(ант=[pic];[pic] nант=[pic];

Up[pic];

Рекомендуемое число ступеней из условия рационального уменьшения

приведённого момента инерции редуктора n = 5 (см.[2])

2.1.2. Разбиение передаточного числа редуктора по ступеням

осуществляется в соответствии с формулами (см.[2]):

Uср=[pic]; Uср=[pic]=3,034;

U1=[pic]; U1=[pic]=1,569;

U2=[pic]; U2=[pic]=1,742;

U3=Uср; U3=3,034;

U4=[pic]; U4=[pic]=5,285;

U5=[pic]; U5=[pic]=5,868;

где Ui – передаточное число i–ой ступени.

2.2. Определение числа зубьев зубчатых колёс:

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

[pic]

где zш – число зубьев шестерни, которое задаётся исходя из конструктивных

соображений;

Ui – передаточное число i–ой ступени;

В приведённых далее расчётах 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: 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 делительной окружности (в мм) определяется по формуле

(см.[2]):

di = m(z,

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:

[pic],

где di – делительный диаметр шестерни i – ой ступени;

di' – делительный диаметр зубчатого колеса i – ой ступени;

aw1=[pic] aw2=[pic]

aw3=[pic] aw4=[pic]

aw5=[pic]

2.3.5. Определение ширины шестерней и зубчатых колёс.

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

bi' = ( 3…10)(m,

( 3 . . . 10) - выбирается из конструктивных соображений,

а ширина шестерни (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 чисел и вычисление относительной

погрешности.

2.4.1. Действительное передаточное число ступени редуктора определяется

по формуле:

[pic]

где zзк и zш – соответственно числа зубьев зубчатого колеса и шестерни,

входящих в зацепление;

U1=[pic]=1.56; U2=[pic]=1.74;

U3=[pic]=3.05; U4=[pic]=5.30;

U5=[pic]=5.85;

Следовательно, Uред = U1(U2(U3(U4(U5

Uред = 1.56(1.74(3.05(5.30(5.85=256.688

2.4.2. Относительная погрешность определяется по формуле:

[pic],

где Uред – истинное значение передаточного числа редуктора;

Uр – приближённое передаточное число редуктора[pic][pic]

[pic] не должно превышать допустимого значения (2%

[pic]( 0.177%

Такой процент погрешности удовлетворяет заданной точности:

|( 0.177|% < 2%

2.5. Расчёт угловых скоростей вращения валов редуктора.

Угловая частота вращения вала ( в об/с )двигателя определяется по

формуле:

[pic] [pic]

где [pic] – угловая частота вращения вала двигателя,

[pic] – угловая частота вращения последующих валов;

[pic] [pic]

[pic] [pic]

[pic] [pic]

2.6. Расчёт крутящих моментов валов производиться по формуле:

[pic] [pic]

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

W1=4.5; [pic]

W11=4.5(0.97=4.365; [pic]

W111=4.365(0.97=4.23; [pic]

W1v=4.23(0.97=4.11; [pic]

Wv=4.11(0.97=3.98; [pic]

Wv1=3.98(0.97=3.86; [pic]

2.7. Расчёт диаметров валов и подбор подшипников.

2.7.1. Примерный расчёт диаметров валов.

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

[pic];

Диаметр вала под зубчатое колесо(шестерню принимается равным:

[pic];

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 действительных размеров валов в соответствии с размерами

подшипников:

В таблице №1 приведены сведения о подшипниках сверхлёгкой стали:

|№ |Условное |Внутренний диаметр|Внешний диаметр|Ширина, |

|п/п|обозначение |подшипника, |подшипника, |B, мм |

| | |d, мм |D, мм | |

|1 |1000091 |1.0 |4.0 |1.6 |

|2 |1000092 |2.0 |6.0 |2.3 |

|3 |1000093 |3.0 |8.0 |3.0 |

|4 |1000094 |4.0 |11.0 |4.0 |

таблица №1 ”Подшипники”

В соответствии с таблицей №1 принимаем следующие значения для валов:

|№ п/п |1 |2 |3 |4 |5 |

|Условное обозначение |10000|10000|1000094 |10000|10000|

|подшипника |91 |92 | |93 |94 |

|Внутренний диаметр |1.0 |2.0 |4.0[1] |3.0 |4.0 |

|подшипника, d, мм | | | | | |

|Внешний диаметр подшипника,|4.0 |6.0 |11.0 |8.0 |11.0 |

|D, мм | | | | | |

|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 большего подшипника (№4) выбираем

толщину пластин редуктора:

подшипник №4(1000094): B = 4.0 (мм);

Принимаем толщину пластин редуктора равной В( = 4.5 (мм).

3. Проверочный силовой расчёт выходной зубчатой передачи.

Сделаем проверочный силовой расчёт на выносливость выходной зубчатой

передачи по изгибной усталости.

Условие прочности:

[pic], (3.1)

где [pic]- напряжение при изгибе;

[[pic]] - предельно допустимое напряжение при изгибе,

определяемое по формуле:

для колеса: [pic][pic](3.2.1),

для шестерни: [pic]

(3.2.2);

где (T- предел текучести материала (в Н/мм2);

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

(-1 – предел выносливости материала, определяемый по формуле:

[pic], (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 -[pic]удельная, нагрузка по ширине зуба, определяемая по

формуле:

[pic] (3.3)

где T – крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;

kF - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности

распределения нагрузки;

[pic] , (3.4)

где [pic]- коэффициент, учитывающий влияние неравномерности

распределения нагрузки между зубьями;

[pic]- коэффициент, учитывающий влияние неравномерности

распределения нагрузки по ширине зуба;

[pic]- коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;

b( - рабочая ширина венца зубчатой передачи;

d(=d - диаметр делительной окружности зубчатого колеса.

1). Проведём расчёт на выносливость колеса.

Материал колеса: Бр. ОЦ 4-3т

[pic]Мпа;

[pic]Мпа;

По формуле (3.2.1) определяем :

[pic]

По [3]: [pic]=1; [pic]=1.02;

[pic]

По формуле (3.4) определяем [pic]:

[pic]=1(1.02(1.089=1.11

По формуле (3.3) определяем [pic]:

[pic];

По [3]: [pic] для z = 117;

По формуле (3.1) определяем [pic]:

[pic]

133.56 < 139.2 т.е. [pic]< [pic];

Условие прочности выполняется.

2). Проведём расчёт на выносливость шестерни.

Материал шестерни: Сталь 40ХН, обработка - улучшение

[pic]МПа;

Sn = 1.1

По формуле (3.2.3) определяем:

[pic]

По формуле (3.2.2) определяем:

[pic]

По [3]: [pic]=1; [pic]=1.02;

[pic]

По формуле (3.4) определяем [pic]:

[pic]=1(1.02(1.508=1.538;

По формуле (3.3) определяем [pic]:

[pic];

По [3]: [pic] для z = 20;

По формуле (3.1) определяем [pic]:

[pic]

258.77 < 381.8 т.е. [pic]< [pic];

Условие прочности выполняется.

4. Расчёт предохранительной фрикционной муфты.

Проведём расчёт числа дисков предохранительной фрикционной муфты,

исходя из следующих условий:

1. Наружный диаметр трущихся поверхностей D2=8, (определён в процессе

конструирования);

2. Внутренний диаметр трущихся поверхностей D1=3, (определён в процессе

конструирования);

3. Материал дисков – закалённая 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;

Расчёт муфты производиться по формуле:

[pic], (4.1)

где Ттр – момент трения, развиваемый на парах рабочих поверхностей z;

Q – сила прижатия;

Rcp – средний радиус трения, определяемый по формуле:

[pic], (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:

[pic], (4.3)

Удельное давление: [pic] , (4.4)

где S – площадь поверхности трения, определяемая по формуле:

[pic] , (4.5)

Из формул (4.4) и (4.5) определяем силу прижатия:

[pic] , (4.6)

Исходя из формул (4.3) и (4.6) имеем формулу для расчёта числа трущихся

поверхностей z:

[pic]

[pic]

Число фрикционных дисков n определяется по формуле:

[pic]

5. Расчёт выходного вала на выносливость.

5.1. Расчёт действующих в зацеплении сил.

Страницы: 1, 2