контрольная
.doc
Лист
1. Предварительный выбор двигателя
1.1 Расчет требуемой мощности двигателя.
Требуема мощность двигателя механизма редуктора азимута антенны.
РДВ=РIII/ (1.1)
где Р- мощность на выходном валу (III, Рис.1)
при заданном значении момента нагрузки на валу III определим мощность:
т.к. TIII=9550*(PIII/nIII) PIII=(TIIInIII)/9550
nIII=130 об/мин – скорость вращения выходного вала III.
Момент нагрузки TIII=150 Нмм = 0,150 Нм
Тогда PIII=(0,150130)/9550=2,04210-3кВт=2,042 Вт.
Ориентировочно примем КПД привода =0,91
Тогда РДВ=2,042/0,91=2,24 Вт
1.2 Выбор двигателя.
Выбираем двигатель: тип ДПР-52-Н6-03
мощность РДВ=3 Вт
частота вращения nДВ=3000 об/мин
Рисунок 1 Кинематическая схема привода
2.Расчет редуктора
2.1Кинематический расчет привода.
Общее передаточное отношение привода.
i=nДВ/n (2.1)
где nДВ=3000 об/мин частота вращения вала двигателя.
n=130 об/мин частота вращения выходного вала.
Получаем по формуле (2.1)
i=3000/130=23,1
передаточное отношение редуктора привода iред=iБiТ
Передаточное отношение быстроходной передачи iБ(3-4)=4
Передаточное отношение тихоходной передачи iТ(5-6)=6
Кинематические параметры привода.
Мощности, на валах привода
PДВ=2,24 Вт.
P1=PДВМПК=2,240,980,995=2,18 Вт.
P2=P1ЦППК=2,180,970,995=2,11 Вт.
P3=P2ЦППК=2,110,970,995=2,04 Вт.
Частота вращения валов, об/мин
nНОМ=3000 об/мин.
n1=nНОМ=3000 об/мин.
n2=n1/iБ=3000/4=750 об/мин.
n3=n2/iТ=750/6=125 об/мин.
Угловая скорость валов , рад/с.
НОМ=(nНОМ/30)=(3,143000)/30=314 рад/с
1=НОМ=314 рад/с.
2=1/iБ=314/4=78,5 рад/с
3=2/iТ =78,5/6=13,1 рад/с
2.2 Расчет геометрических размеров передач.
2.2.1 Расчет передачи 3-4 (рис.1 прямозубая)
Зададимся числом зубьев шестерни Z3=20
Число зубьев колеса Z4=Z3iБ=204=80 Примем Z4=80
Определим фактическое передаточное число uФ и проверим его отклонение i от заданного i:
uФ=Z5/Z4=80/20=4
u=(│iФ-i│/i)100%2,5% (2.2)
тогда получим u=(│4-4│/4)100%=0%2,5%
Примем модуль передачи m=0,5 мм
Определим делительный диаметр, мм:
d3=mZ3 (2.3)
получаем
Шестерни d3=mZ3=0,520=10 мм.
Колеса d4=mZ4=0,580=40 мм.
Высота головки зуба
ha=h*am (2.4)
h*a=1 коэффициент головки зуба; ha=10,5=0,5 мм.
Высота ножки зуба
hf=(h*a+c*)m (2.5)
c*=0,4 коэффициент радиального зазора.
получаем hf=(1+0,4)0,5=0,7 мм.
Высота зуба h=ha+hf=0,5+0,7=1,2 мм
Определим диаметр вершин зубьев, мм:
da3=d3+2ha (2.6)
da4=d4+2ha (2.7)
получим da3=10+20,5=11 мм.
da4=40+20,5=41 мм.
Определим диаметр впадин зубьев, мм:
df3=d3-2hf (2.8)
df4=d4-2hf (2.9)
получим df3=10-20,7=8,6 мм.
df4=40-20,7=38,6 мм.
Определим ширину венца, мм:
Колеса b4=d4/Z3 (2.10)
Шестерни b3=b4+(0,51) (2.11)
получаем b4=40/20=2 мм. примем конструктивно b4=5 мм.
b3=5+(0,51)=5+1=6 мм.
Определим фактическое межосевое расстояние aW, мм.
aW=(d3+d4)/2 (2.12)
получим aW=(d3+d4)/2=(10+40)/2=25 мм.
Рисунок 2 Геометрические параметры передачи
2.2.2 Расчет передачи 5-6 (рис.1 прямозубая) [2]
Зададимся числом зубьев шестерни Z5=20
Число зубьев колеса Z6=Z5iт=206=120 Примем Z6=120
Определим фактическое передаточное число uФ и проверим его отклонение i от заданного i: uФ=Z6/Z5=120/20=6
u=(│iФ-i│/i)100%2,5%
тогда получим u=(│6-6│/6)100%=0%2,5%
Примем модуль передачи m=0,5 мм [2]
Определим делительный диаметр, мм:
Шестерни d5=mZ5=0,520=10 мм.
Колеса d6=mZ6=0,5120=60 мм.
Высота головки зуба ha=h*am
h*a=1 коэффициент головки зуба
ha=10,5=0,5 мм.
Высота ножки зуба hf=(h*a+c*)m
c*=0,4 коэффициент радиального зазора.
получаем hf=(1+0,4)0,5=0,7 мм.
Высота зуба
h=ha+hf=0,5+0,7=1,2 мм
Определим диаметр вершин зубьев, мм:
da5=d5+2ha
da6=d6+2ha
получим da5=10+20,5=11 мм.
da6=60+20,5=61 мм.
Определим диаметр впадин зубьев, мм:
df5=d5-2hf
df6=d6-2hf
получим df5=10-20,7=8,3 мм.
df6=60-20,7=58,6 мм.
Определим ширину венца, мм:
Колеса b5=d6/Z5
Шестерни b6=b5+(0,51)
получаем b5=60/20=3 мм. примем конструктивно b4=5 мм.
b5=4+(0,51)=5+1=6 мм.
Определим фактическое межосевое расстояние aW, мм.
aW=(d5+d6)/2=(10+60)/2=30 мм.
3. проверочный расчет мощности двигателя.
Общий КПД привода =М2ЦП3ПК
М=0,98 кпд муфты
ЦП=0,97 кпд цилиндрической передачи.
ПК=0,995 кпд подшипников качения.
Уточним значение КПД зубчатой передачи: [2]
ЗЗ(5-6)=1-сf(1/Z5+1/Z6)1/2 (3.1)
где
f=0,1-коэффициент трения сталь по стали
=1,5 коэффициент перекрытия пары прямозубых колес
c -коэффициент, учитывающий уменьшении КПД зубчатого зацепления при малых нагрузках. [2]
С=(Ft+2,92)/(Ft+0,174) (3.2)
Определим крутящий момент на выходном валу.
Тв=Рвых/3 (3.3)
По формуле (3.3) получим Тв=2,04/13,1=0,156 Нм
Момент на колесе Тк=0,1560,995=0,155 Нм
Окружная сила на колесе тихоходной передачи.
Ft2=2Tк/d6=(20,155103)/80=3,88 H
Получим по формуле (3.2) С=(3,88+2,92)/(3,88+0,174)=1,677
Тогда согласно формулы (3.1) получаем
ЦП5-6=ЦП3-4=1-3,141,6770,10,15(1/20+1/80)1/2=0,998
Крутящий момент промежуточном валу
T2=Tк/(iпЦП)=0,155/(60,990,998)=0,0261 Нмм
Крутящий момент на быстроходном валу
T1=T2/(iпЦП)=0,0261/(40,990,998)=0,0066 Нмм
Выбор электродвигателя по мощности заключается в установлении номинального значения мощности, которое должно быть больше или по крайней мере равно расчетному значению мощности на валу двигателя.
Мощность двигателя определяется из баланса мощностей в установившемся режиме работы.
, (3.4)
, (3.5)
где η – общий КПД привода,
получаем
К – коэффициент запаса, учитывает возможные падения напряжения в сети, появление динамических воздействий, отклонение условий эксплуатации. К=1,05…1,1.
По формуле (3.5) находим
Мощность же выбранного электродвигателя равна 3 кВт
Мощность двигателя больше требуемой мощности, следовательно, выбранный двигатель удовлетворяет поставленным требованиям.
4. Расчет кинематической погрешности редуктора
При отсутствии зазора в подшипниковых узлах значение кинематического мертвого хода для зубчатой передачи составляет: для быстроходной передачи
3-4=jп/(r2Cos) (4.1)
Обычно величина бокового зазора дается в мкм, а величину мертвого хода определяют в угловых минутах. Тогда для пары зубчатых колес получаем
3-4=(6,88jп)/(mz) (4.2)
где jп - боковой зазор, мкм;
m - модуль зацепления,
z - число зубьев колеса.
Величина бокового зазора jп зависит от вида сопряжения зубчатых колес и допуска на боковой зазор. Минимальный гарантированный боковой зазоров при межосевом расстоянии 25 мм и виде сопряжения G составляет jп=9 мкм.
По формуле (4.2) получаем 3-4=(6,889)/(0,520)=6,192 уг.мин
При отсутствии зазора в подшипниковых узлах значение кинематического мертвого хода для зубчатой передачи составляет: для тихоходной передачи
5-6=jп/(r2Cos)
Обычно величина бокового зазора дается в мкм, а величину мертвого хода определяют в угловых минутах. Тогда для пары зубчатых колес получаем
5-6=(6,88jп)/(mz)
где jп - боковой зазор, мкм;
m - модуль зацепления,
z - число зубьев колеса.
Величина бокового зазора jп зависит от вида сопряжения зубчатых колес и допуска на боковой зазор. Минимальный гарантированный боковой зазоров при межосевом расстоянии 30 мм и виде сопряжения Н составляет jп=0 мкм. (Сопряжение Н не допускает наличие мертвого хода передачи, что обусловлено назначением проектируемого механихма) [2].
По формуле (4.2) получаем 5-6=(6,880)/(0,520)=0 уг.мин
Применении люфтовыбирающего устройства нет необходимости.
5. Выбор подшипников качения
5.1 Силовой расчет привода.
Момент на валах привода T, Hм.
TДВ=PДВ/НОМ=2,24/314=7,1410-6 Hм.
T1=TДВМПК=7,1410-60,980,995=6,9510-6 Hм.
T2=T1=T1iБЦППК=6,9510-640,9980,995=27,6310-6 Hм
T3=T2iТЦППК=27,6310-660,9980,995=164,610-6Hм
5.2 Расчет валов.
Материал валов сталь 45 по ГОСТ1050-88. [3]
Быстроходный вал, передаваемый момент Т1=7,1410-6 Hм.
Определим диаметр вала под колесом, мм. [2]
3 _____________
d1=1,1T103/(0,2K) (5.1)
K=15 Н/мм2- допустимое напряжение кручения.
Получим 3___________________
D1=1,17,1410-6103/(0,215)=0,146 мм примем d1=2 мм
применим подшипники по ГОСТ 8338-70 №23
где d=3 мм внутренний диаметр подшипника
D=10 мм наружный диаметр подшипника
B=4 мм ширина подшипника
Промежуточный вал, передаваемый момент Т2=27,6310-6 Hм.
Определим диаметр вала, мм.
3 _____________
d2=1,1T103/(0,2K)
K=20 Н/мм2- допустимое напряжение кручения.
Получим 3 ___________________
d2=1,127,6310-6103/(0,220)=1,290 мм примем конструктивно d2=5 мм
в месте установки шестерни и колеса тогда диаметр вала в месте установки подшипника dП=3 мм. Для обеспечения установки подшипников в распор в корпусе редуктора.
применим подшипники по ГОСТ 8338-75 №23
где d=3 мм внутренний диаметр подшипника
D=10 мм наружный диаметр подшипника
B=4 мм ширина подшипника
Тихоходный вал, передаваемый момент Т3=153,910-6 Hмм.
3 _____________
d3=1,1T103/(0,2K)
K=25 Н/мм2- допустимое напряжение кручения.
Получим 3 ___________________
d3=1,1164,610-6103/(0,225)=0,353 мм примем d3=4 мм
применим подшипники по ГОСТ 8338-75 №25
где d=5 мм внутренний диаметр подшипника
D=16 мм наружный диаметр подшипника
B=5 мм ширина подшипника
6. подбор и проверочный расчет подшипников выходного вала.
Подшипники предварительно выбрали в пункте 5.
Проверим наиболее нагруженный, тихоходный вал на изгиб.
Усилия действующие на вал со стороны зубчатого зацепления.
Осевая сила Ft=3,88 H
Радиальная сила Fr=Fttg=3,88tg20=1,412H
Осевая сила Fа=0
Составим расчетную схему и определяем реакции опор.
Реакции опор в горизонтальной плоскости.
Определим реакции опор
В горизонтальной плоскости :
MA=0; MA=Ft0,015+RBx0,05=0
RBx=-Ft0,015/0,05 RBx=-3,880,015/0,05=-1,164 Н
MВ=0; MВ=-Ft0,03+RАx0,05=0
RАx=Ft0,03/0,05 RАx=3,880,03/0,05=2,328 Н
Проверка: -RАx+Ft+RBx=0 –2,328+3,88+(-1,164)=0
В вертикальной плоскости:
MA=0; MA=Fr0,015+RBy0,05=0
RBy=(-Fr0,015)/0,05 RBy=(-1,4120,015)/0,05=-0,424 Н
MВ=0; MВ=-Fr0,03+RАy0,05=0
RАy=(Fr0,03)/0,05 RАy=(1,4120,03)/0,05=0,847Н
Проверка: RАy-Fr-RBy=0 0,847-1,412-(-0,424)=0
Определим изгибающие моменты:
В горизонтальной плоскости
MA=0
M1=RAx0,015=2,3280,015=0,035 Нм
M1=-RBx0,03=-(-1,164)0,03=0,035 Нм
MB=0
В вертикальной плоскости:
MА=0
M1=RАy0,015=0,8470,015=0,013 Нм
M1=-RBy0,03=-(-0,424)0,03=0,013 Нм
MB=0
Наиболее опасным сечением является точка где устанавливается зубчатое колесо, прочность вала обеспечивается за счет увеличенного конструктивно диаметра вала в данном сечении.
Fа
RAy
RAx
Fr
A 1 B
RBx RBy
0,015м 0,035м
Расположение сил в горизонт. плоскости
RAx
Ft RBx
Эпюра изгиб. момента в гор. плоскости
0,035
Расположение сил в вертикал. плоскости
RAy
Fа Fr
RВy
Эпюра изгиб. момента в верт. плоскости
0,013
Эпюра крутящего момента
Проверим предварительно подобранный подшипник выходного вала.
Из предварительно найденных суммарных реакций опор и подобранному подшипнику имеющему следующие параметры по ГОСТ 8338-75 №25
Cr=1480 Н. Cor=740 Н.
Определим эквивалентную нагрузку PЭ, (кН)
PЭ=(XVRr+YFa)KБKТ при Fa/(VR)>e
PЭ=VRrKБKТ при Fa/(VR)e
где X=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки.
V=1 – коэффициент, учитывающий вращение колец (при вращении внутреннего кольца).
Y - коэффициент осевой нагрузки;
Rr - радиальная нагрузка.
Fa=0- осевая нагрузка прямозубая передача.
KТ=1- температурный коэффициент.
KБ=1,2-коэффициент безопасности.
Суммарные реакции
RА=R2Ax+R2Аy =2,3282+0,8472 =2,477 Н
RB=R2Bx+R2By =(-1,164)2+(-0,424)2=1,239 Н
Расчет будем вести по наиболее нагруженной опоре: RrА=2,477 Н
Далее расчет проводим для подшипника опоры А которая наиболее нагружена:
Определим соотношение:
Опора А Fa/Cor=0
тогда получаем X=0,56 e=0 Y=1
Тогда соотношение
Опора А Fa/(VRrА)=0
получим PЭ=111,22,477=2,973 H.
Требуемая динамическая грузоподъемность СТР.
m
СТР=PЭ573(Lh/106)
где Lh=6000 часов -требуемая долговечность.
m=3 для шарикоподшипников
получим 3
СТР=2,97357313,1(6000/106)=10,578 H < Cr=1480 H.
Определим расчетную долговечность L, млн. об.
Li=(Cr/PЭ)m
где m=3 для шарикоподшипников
получаем L=(1480/2,973)3=0,124109 млн. оборотов
Определим расчетную долговечность Lh, часов.
Lhi=L106/(60n)
где n=130 об/мин- частота вращения подшипника.
Lh=0,124109106/(60130)=1,5821010 часов>Lhтр=6000 часов.
7. Обоснование выбора принимаемых материалов и смазки
Исходя из типа производства и требований по компоновке привода примем следующие материалы для изготовления нестандартных деталей привода, механизма ввода данных:
Валы – сталь 45 ГОСТ1050-88– обеспечивает надежность работы валов и хорошо обрабатывается резанием, что позволяет выполнять шестерни при необходимости за одно целое с валом (вал-шестерня).
Зубчатые передачи- сталь 40Х ГОСТ4543-79. Подвергается термообработке – улучшение – что позволит повысить срок работы передачи, хорошо обрабатывается резанием. [2]
Основные элементы корпуса и крепежных узлов СЧ 15 ГОСТ1412-79
серийное производство. Легко плавится, хорошо обрабатывается резанием.
Применяемые материалы обеспечат надежную работу проектируемого привода и его минимальные габариты и массу.
Литература.
1.Брускин Д.Э. и другие. Эклектические машины и их применение. М.: Высш. школа 1990г.
2. Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учебное пособие для вузов в 2-х частях под редакцией О.Ф.Тищенко М.: Высш. школа 1978г.
3. Рощин Г.И. Несущие конструкции и механизмы РЭА. М.: Высш. школа 1981г.
4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя.
В 3-х томах М.: Машиностроение 1981г.