Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО
ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
———————————
ПЕНЗЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
КАФЕДРА «КиПРА»
УТВЕРЖДАЮ
———————— Э.В.Лапшин
Курсовой проект
по дисциплине: «Проектирование механизмов ЭС».
«Конструирование механизма азимутального привода радиолокационной антенны»
Руководитель КР Лапшин Э.В.
Исполнитель КР 04РК1 Рыжов А.А.
ПЕНЗА 2007
СОДЕРЖАНИЕ
|
ВВЕДЕНИЕ………………………………………………………………... |
3 |
|
1 ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ………………………………...…………….... |
4 |
|
2 РАСЧЁТНАЯ ЧАСТЬ ………………………………………………..…. |
5 |
|
2.1 Расчет требуемой мощности электродвигателя………………..…. |
5 |
|
2.2 Кинематический расчет и уточнение схемы ……………………… |
6 |
|
2.3 Определение числа зубьев колес…………...……………………… |
7 |
|
2.4 Определение скорости вращения звеньев.……………………….... |
9 |
|
2.5 Расчет планетарных передач……………………………….……….. |
10 |
|
2.5.1 Выбор материала зубчатых колес………………….………… |
10 |
|
2.5.2 Определение межцентрового расстояния…………………… |
11 |
|
2.5.3 Определение модуля зацепления………………………........... |
12 |
|
2.5.4 Определение диаметра колес…………………………………. |
13 |
|
2.5.5 Определение сил и моментов механизма……………………. |
13 |
|
2.6 Расчет прямозубой конической передачи…………………………. |
14 |
|
2.6.1 Исходные данные для расчета……………………………….. |
14 |
|
2.6.2 Определение внешнего делительного диаметра……………. |
15 |
|
2.6.3 Определение геометрических размеров передачи………….. |
17 |
|
2.6.4 Определение сил, действующих в передаче ……………….... |
20 |
|
2.7 Подбор диаметров валов для редуктора…………….……………... |
20 |
|
2.8 Выбор подшипников качения…………………………………..…. |
21 |
|
2.9 Выбор смазки для редуктора……………………………………..… |
25 |
|
2.10 Выбор муфты………………………………………………………. |
25 |
|
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ………………………….. |
27 |
|
ПРИЛОЖЕНИЕ А Спецификации………………………………………. |
28 |
ВВЕДЕНИЕ
Одной из важнейших задач машиностроения является улучшение качеств продукции, экономичное расходование материалов, снижение веса и габаритов машин. Из всех видов передач этим требованиям наиболее полно удовлетворяют планетарно конические передачи, которые существенно отличаются меньшими габаритами и весом по сравнению с другими передачами. Данное преимущество объясняется распределением нагрузки среди нескольких сателлитов и радиальным использованием внутреннего зацепления. Наряду с малыми габаритами и весом планетарная передача отличается высокой надежностью и малыми потерями на трение.
В данном курсовом проекте производится расчет и конструирование механизма азимутального привода вращения антенны, основным элементом которого является трехступенчатый планетарно – конический редуктор.
1 Исходные данные
Общие технические условия:
Назначение и принцип работы
Движение от электродвигателя 1 посредством муфты 2 передается на 3-ступенчатый планетарно-конический редуктор z1-z8 с выходным вертикальным валом 3, на котором устанавливается радиолокационная антенна кругового обзора по азимуту.
Рис 1.1
2 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ
2.1 Расчет требуемой мощности ЭД, выбор его типа и оборотов.
Расчет мощности ЭД будем вести по формуле:
,
где с-1 – частота вращения; - крутящий момент :
,
где , здесь - динамический момент; - плотность воздуха ( кг/м3); - площадь зеркала отражателя; соответственно ; - плечо антенны.
Тогда .
Следовательно
Н*м.
Найдем мощность на выходном валу антенны:
Вт.
Исходя из вычислений КПД, найдем требуемую мощность по формуле ():
Вт.
Это при нормальных условиях, но нужно учесть и колебания температуры и влажность (т.к. ЭД резко падает и требуемая мощность
увеличивается)
.
При изменении температуры, меняется по следующее формуле:
;
возьмем среднее значе на отрезке (0.5…0.9) то есть равный 0.7.
Тогда получим:
;
Рассчитаем мощность ЭД учитывая , тогда:
Вт.
По требуемой мощности выбираем ЭД из соображения обеспечения минимальных габаритных размеров редуктора и минимальной массы.
Выбираем ЭД 4АМ80В8У3. мощностью кВт и синхронная частота вращения вала двигателя об/мин
2.2 Кинематический расчет и уточнение схемы
Находим требуемое передаточное число редуктора по формуле:
.
Для получения минимальных габаритов редуктора передаточное числа первых степеней следует назначать возможно большими. Технологичность
конструкции требует применения ступеней имеющих колеса с одинаковым модулем и одинаковым числом зубьев.
А также желательно применение степеней с одинаковыми передаточными отношениями. Поэтому для планетарных передач рассчитываемого редуктора примем передаточные числу равными 6, для конической передачи назначим передаточное число равное 2.5, т.к. основная задача конического зацепления – изменение направления вращения валов.
Следовательно
.
Отклонение расчетного передаточного числа от требуемого:
;
следовательно .
2.3 Определение числа зубьев
Так как передаточные числа у первой и второй ступени одинаковы, то для технологичности конструкции числа зубьев у соответствующих зубчатых колес обеих ступеней принимаем одинаковыми. Следовательно , и . Поэтому проведем расчет по нахождению числа зубьев первой ступени. При и числа сателлитов принимаем и подставляем эти значения в уравнение:
;
;
Решаем данное соотношение:
;
откуда получаем ; ; , соответственно ; ; .
Проверяем на условие соосности:
,
следовательно условие соосности выполняется.
Проверим условие сборки:
,
условие сборки выполняется.
Проверим на условие соседства:
(коэффициент высоты головки инструмента).
;
условие соседства выполняется.
Все условия учтены и проверены следовательно, числа зубьев назначены и вычислены правильно.
2.4 Определение скорости вращения звеньев
Абсолютные угловые скорости:
колеса 1: об/мин;
колеса 4 и водило H:
об/мин;
колеса 7 и водило H:
об/мин;
колеса 2 и 2:
;
;
=> об/мин;
колеса 5 и 5:
;
;
об/мин;
Относительно угловые скорости (при неподвижном водиле):
колеса 1:
об/мин;
колеса 2:
об/мин;
колеса 4:
об/мин;
колеса 5:
об/мин;
Передаточное отношение:
.
2.5 Расчет планетарных передач
2.5.1 Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемого напряжения
Для большей части компактной передачи принимаем для всех колес сталь 40Х, термообработка – улучшение. По таблице 38 [1] принимаем: допускаемое контактное напряжениеН/мм2, допускаемое напряжение изгиба: колеса - Н/мм2, остальные колеса - Н/мм2 .
2.5.2 Определение межцентрового расстояния из условия контактной прочности
Учитывая, что вторая ступень более нагружена, а сила и моменты в зацеплении 4 – 5 и 5 – 6 одинаковы и что внутреннее зацепление по своим свойствам прочнее наружного при одинаковых материалах, проводим расчет для наружного зацепления 4 – 5.
;
где – приведенный модуль упругости;
- коэффициент ширины;
- коэффициент нагрузки;
- приведенное число сателлитов;
,
где Н·мм,
(где ).
тогда Н·м Н·мм.
Следовательно:
мм.
2.5.3 Определение модуля зацепления
,
По ГОСТ из нормального ряда принимаем =0.6мм для всех колес (кроме конического зацепления), тогда
мм,
при этом значение межцентрового расстояния ширина венца
мм.
Проверяем зубья на изгибную прочность
,
где мм, - коэффициент формы зуба.
Тогда Н/мм2 < Н/мм2 .
2.5.4Определение диаметра колес
Диаметр делительных (начальных) окружностей:
мм;
мм;
мм;
Диаметр вершин зубьев:
мм;
мм;
мм;
Диаметр впадины зубьев:
мм;
мм;
мм;
2.5.5Определение сил и моментов, действующие на звенья механизма
Из предыдущих расчетов: Н·м, Н·м,
Н·м.
Н·м,
Н,
Н,
Н,
Н,
Н·м,
Н·м,
Н·м,
Н·м.
2.6 Проектный расчет прямозубой конической передачи
Схема передачи показана на рисунке 2.1.
Рисунок 2.1 – Кинематическая схема конической передачи.
2.6.1 Исходные данные для расчета
Вращающийся момент:
на шестерне: Н·м;
на колесе: Н·м.
Передаточное число: .
Частота вращения:
шестерни: об/мин;
колеса: об/мин.
Материал колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение.
Допускаемое напряжение:
контактное: Н/мм2;
изгиба колес: Н/мм2
Н/мм2.
2.6.2 Определение значение внешнего делительного диаметра и основных параметров передачи
Ориентировочное значение (первое приближение) внешнего делительного диаметра:
,
где – коэффициент понижения несущей способности конических передач по сравнению с эквивалентными цилиндрическими передачами (для прямозубых передач ); коэффициент зависит от поверхностной твердости зубьев, . Тогда
мм,
Ориентировочное значение средней окружной скорости:
м/с.
Назначим восьмую степень точности изготовления колес, так как м/с.
Определяем предварительное значение (второе приближение) внешнего делительного диаметра колеса:
,
где коэффициент , учитывает внутреннюю динамическую нагрузку; коэффициент , учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линий (зависит от коэффициента ширины )
.
Тогда:
мм.
По монограммам рисунка 2.7 [2] выбираем предварительное значение числа зубьев шестерни при
мм,
тогда .
Число зубьев колеса .
Принимаем .
Определение углов делительных конусов:
шестерни:
.
колеса:
.
Внешний окружной модуль:
мм.
Внешнее конусное расстояние:
мм.
Ширина зубчатого венца колес:
мм.
Принимаем мм.
По таблице 2.7 [2] определяем коэффициент смещения инструмента:
для шестерни при и ;
для колеса .
2.6.3 Определение геометрических размеров передачи
внешний делительный диаметр:
мм;
мм;
внешний диаметр вершин зубьев:
мм;
мм;
средний окружной модуль:
мм;
средний делительный диаметр:
мм;
мм;
Выполняем проверочный расчет.
а) на контактную выносливость:
Н/мм2≤,
б) на выносливость при изгибе:
,
где , при . Коэффициент, учитывающий форму зуба, определяем по таблице 2.6 [2] с применением интерполяции:
для и :
при , ;
при , ;
;
;
;
для и :
при , ;
при , ;
;
;
;
Тогда
МПа≤;
МПа≤;
2.6.4 Определение сил действующих в передаче
Определяем силы, действующие на валы от зубчатых колес:
окружная сила:
Н;
радиальная сила от шестерни:
Н;
особая сила шестерни:
Н.
2.7 Подбор диаметров валов для редуктора
Минимальный диаметр валов:
≥,
где – крутящий момент на валу; - допускаемое напряжение на кручение, МПа, для консольных участков валов (меньшее значение относится к входным валам, а большее к выходным), МПа - для промежуточных валов.
мм;
мм;
мм;
мм;
Для соединения консольной части входного вала редуктора с валом ЭД стандартной муфтой назначим диаметр входного вала в пределах 0.8…1.2 диаметра вала ЭД. Так как у выбранного ЭД диаметр выходного вала мм, тогда ≥, округлим полученное значение до ближайшего числа по ряду нормальных линейных размеров, тогда мм.
Для остальных валов принимаем диаметры равные:
мм;
мм;
мм.
2.8 Выбор подшипников качения
Для первой и второй ступеней редуктора наибольший допускаемый диаметр наружного кольца подшипника, устанавливаемого в колесах ,,,, из условия его размещения в колесе:
,
тогда
мм;
В колесах ,,, устанавливаем по одному подшипнику.
Для колес , выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники (ГОСТ 8338-75)легкой серии 1000900, у которых Н, Н; мм.
Проверка подшипников по динамической грузоподъемности.
Найдем ресурс выбранного подшипника и сравним его с требуемым, ч:
≥,
где – частота вращения кольца, мин-1; - ресурс подшипника, млн.об.
,
здесь – коэффициент долговечности, вводится при повышенных требованиях к надежности (); - коэффициент, учитывающий качество металла деталей подшипника и условия эксплуатации ( для шарикоподшипников); - показатель степени ( для шарикоподшипников); - динамическая радиальная грузоподъемность выбранного подшипника, Н; - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н.
.
Тогда
.
Следовательно
.
Проверка по статической грузоподъемности.
Во избежание появления опасных для работы остаточных деформаций на контактирующих поверхностях нагрузку подшипников ограничивают статической грузоподъемностью. Проверка на отсутствие остаточных деформаций в зоне контакта тел качения с кольцами проводится по условию
,
где P0r – эквивалентная статическая радиальная нагрузка, Н; С0r – статическая радиальная грузоподъемность, Н.
, коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок соответственно.
Тогда
Так как 347H ≤ 740 H , то выбранный подшипник пригоден.
Для колес выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники (ГОСТ 8338-75)легкой серии 1000900, у которых Н, Н; мм.
Проверка подшипника по динамической грузоподъемности.
Найдем ресурс выбранного подшипника и сравним его с требуемым, ч:
,
где n – частота вращения кольца, мин-1; L – ресурс подшипника, млн.об.
При данных значениях:
,
.
Здесь а1 =1, a23 =0.75 для шарикоподшипников; P = 3 для шарикоподшипников.
следовательно
.
Проверка по статической грузоподъемности.
,
где ,
тогда
.
Так как 1653H ≤ 1950 H , то выбранный подшипник пригоден.
Для остальных валов назначаем подшипники с учетом, диаметров внутренних колец подшипников и нагрузки.
Для более нагруженных валов редуктора принимаем подшипники средней серии, для менее нагруженных валов – легкой серии.
Для выходного вала с d8 =56 мм принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 308 с
размерами , где d – диаметр внутреннего кольца, D – диаметр внешнего кольца подшипника, В – ширина подшипника.
Для вала с принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 306 с .
Для вала с - серии 7000107 с и особо легкой серии 1000900 с ; для вала с d1 =20 мм – легкой серии 204 с и особо легкой серии 107 с .
2.9 Выбор смазки для редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.
Так как окружная скорость вращения колес редуктора приблизительно равна 1м/с, то для смазывания передач выбираем погружение части зубчатых колес в масленую ванну. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
По кинематической вязкости подбираем индустриальное масло И–Г–А–46 ГОСТ 20799 – 88.
Для смазки подшипников выходного вала выбираем пластичный материал Литол – 24 ГОСТ 21150 – 87.
2.10 Выбор муфты
Выбор муфты, передающей вращение от выходного вала электродвигателя к выходному валу редуктора.
Выбор будем производить по значению максимального вращающего момента:
где Мном. – вращающий момент электродвигателя, К – коэффициент режима работы (К =1.5 – 2), Мп – допустимый вращающий момент, передаваемый муфтой.
,
при .
Учитывая , выбираем кулачковую предохранительную муфту с , имеющую обозначение: муфта ГОСТ 15620 – 77.
CПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Проектирование механических передач приборов А.К. Плюснин,
В.И. Ердаков, Л.Г. Пин. Москва «Высшая школа» 1967. – 363с.
2 Расчеты деталей машин В.Ф. Пантелеев. Пенза «ПГУ» 2002. – 164с.
3 Конструирование узлов и деталей машин П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Москва «Высшая школа» 2001. – 447с.
4 Справочник конструктора – машиностроителя В.Н. Анурьев. Т.1–3.
Москва: Машиностроение 1980. – 143с.
5 Муфты приводов Е.А.Иванов. Москва: Машиностроение 1977. – 411с.
ПРИЛОЖЕНИЕ А
Спецификации
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
Каф. КиПРА гр. 04РК-1
Листов
Лит.
Утверд.
Н. Контр.
Реценз.
Лапшин Э.В
Провер.
Рыжов А.А. ДДД.С
Разраб.
2
Лист
Дата
одпись
№ докум.
Лист
Изм.
25
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
ПГУ 3.200800.71 ПЗ
27
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
ПГУ 3.200800.71 ПЗ
26
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
ПГУ 3.200800.71 ПЗ
24
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
ПГУ 3.200800.71 ПЗ
23
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
ПГУ 3.200800.71 ПЗ
22
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
4
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
5
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
6
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
7
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
21
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
8
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
9
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
10
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
11
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
12
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
13
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
14
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
15
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
16
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
17
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
18
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
19
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.
20
Лист
Дата
Подпись
№ докум.
Лист
Изм.