Размещено на http://www.allbest.ru/

КРЕМЕНЧУЦЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

ІМЕНІ МИХАЙЛА ОСТРОГРАДСЬКОГО

ФАКУЛЬТЕТ ЕЛЕКТРОНІКИ ТА КОМП'ЮТЕРНОЇ ІНЖЕНЕРІІ

КАФЕДРА ЕЛЕКТРОННИХ АПАРАТІВ

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА ДО КУРСОВОЇ РОБОТИ

з навчальної дисципліни «Механіка електронних пристроїв»

на тему «Розрахунок елементів азимутального приводу радіолокаційної літакової антени»

Студента І курсу, групи ЕЛ-19-1

спеціальності 171 - «Електроніка»

Дрозда Антона Сергійовича

Кременчук 2020

Реферат

Метою курсової роботи є розрахунок елементів азимутального приводу радіолокаційної літакової антени.

У процесі виконання курсової роботи було проведено розрахунок і вибір двигуна, основних вузлів (вали, зубчасті колеса, муфта, підшипники), а також кінематичний та силовий розрахунок. За отриманими даними було виконане креслення кінематичної схеми, циклограми моментів, складального креслення редуктора та його елементів.

У процесі виконання роботи були придбані навички користування довідковою літературою проведення розрахунку, вибору та конструювання деталей та механізмів.

Abstract

The purpose of the course work is to calculate the elements of the azimuthal drive of the radar aircraft antenna.

In the course of the course work was calculated and selected engine, main components (shafts, gears, clutch, bearings), as well as kinematic and force calculation. According to the received data It was the drawing of the kinematic scheme, the cyclogram of moments, the assembly drawing of the reducer and ego elements.

In the process of performing the work were acquired skills in using the reference literature for the calculation, selection and design of parts and mechanisms.



Зміст

Вступ

1. Вихідні дані для розрахунку

2. Розрахунок параметрів двигуна

2.1 Підбір двигуна

2.2 Перевірка режиму роботи двигуна

3. Розрахунок технічних показників редуктора

3.1 Кінематичний розрахунок

3.2 Силовий розрахунок

4. Розрахунок геометричних параметрів основних вузлів редуктора

4.1 Розрахунок міжосьових відстаней

4.2 Розрахунок геометричних розмірів зубчастих коліс

5. Попереднє визначення діаметрів валів і розмірів підшипників

6. Проведення ескізного компонування редуктора

7. Остаточний підбір підшипників і розрахунок вихідного вала

8. Розрахунок фрикційної муфти

9. Остаточне ескізне компонування редуктора

10. Розрахунок та побудова основних вузлів редуктора

Висновок

Список літератури

Додаток

Вступ

Темою даної роботи є «Розрахунок елементів азимутального приводу радіолокаційної літакової антени».

Дана конструкція привода є складовою частиною антенного блока радіолокаційної станції, що встановлюється на сучасних швидкісних пасажирських літаках і призначена для підвищення безпеки польотів за складних метеорологічних умов.

Антенний блок являє собою типовий механічний вузол із силовими передачами, призначеними для обертання дзеркала антени за азимутом, його нахилу за кутом місцевості та стабілізації положення діаграми спрямованості при крені літака.

Особливістю цієї курсової роботи є поєднання суто теоретичних знань з практичним досвідом у розробці та проектуванні механізмів. Тому її виконання допомагає набути навички роботи з довідковим матеріалом, каталогами, таблицями та гостуванням розмірів окремих деталей, оволодіти методикою підбору стандартних деталей та вузлів, які використовуються у механізмі, що проектується.

Ціль роботи полягає в здобутті наступних навичок: вміти будувати механічні вузли, які входять до складу електронних пристроїв, і проводити перевірочні розрахунки отриманих результатів проектування, а також самостійно визначати типові конструкції механізмів, які будуть найбільше оптимальними для будови проектованого механізму; отримати розуміння методики та основні вимоги і критерії будови механічних вузлів, які входять до складу електронних пристроїв.

Курс «Механіка електронних пристроїв» охоплює, також сукупність спільнопрацюючих деталей, що представляють собою конструктивно відокремлені одиниці, зазвичай об'єднуються, одним призначенням і звані складальними одиницями або вузлами. Вузли однієї машини можна виготовляти на різних заводах. Характерними прикладами вузлів є редуктори, коробки передач, муфти, Підшипники у власних корпусах.

Для отримання знань з проектування, проводимо проектування редуктора. Редуктором називається механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач, виконаних у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі обертання від вала двигуна до валу робочої машини. Редуктор призначений для зниження кутової швидкості і відповідно підвищення крутного моменту веденого валу в порівнянні з ведучим. Редуктор складається з корпусу, в якому розташовані елементи передачі - зубчасті колеса, вали, підшипники.

Для успішного виконання роботи необхідно чітко засвоїти послідовність проектованого розрахунку, осмислити роль кожного його етапу, технічну сутність розрахункових формул, а також фізичний зміст величин і коефіцієнтів, що входять до них. Таке осмислення дозволить усвідомлено вирішувати поставлену інженерну задачу, оптимізувати технічне вирішення у заданому напрямі.

1. Вихідні дані для розрахунків

Технічне завдання: спроектувати редуктор азимутального приводу радіолокаційної літакової антени, за вихідними даними (таблиця 1.1).

Вихідні дані обираються згідно варіанту, який визначається номером по списку, варіант № 2.

Таблиця 1.1 - Вихідні дані згідно з варіантом

Кут огляду б, град	120
Швидкість огляду б, град/с	100
Тривалість реверса tр , с	2,08
Статичний момент опору, приведений до вала двигуна Мс, H мм	10
Гарантійний термін роботи Т, год	10000

Вважати:

1. Режим роботи привода симетрично-реверсивний за графіком, а реверс двигуна здійснюється електронним блоком керування.

2. Приведений момент інерції усього привода може бути обчислений за формулою:

J_П = 1,2 J_Я,

де J_Я - момент інерції ротора двигуна

Виконати:

1. Підібрати двигун, вважаючи, що передаточне відношення усього привода лежить у межах , перевірити здатність двигуна забезпечити потрібне кутове прискорення ланок привода.

2. Розбити загальне передаточне відношення привода відповідно до умови:

i₁₂ < i₂₃ < i₃₄ < i₄₅,

яка забезпечує мінімізацію моменту інерції редуктора; передаточне відношення останнього ступеня уповільнення взяти у межах: i₄₅ = 8….10.

3. Обчислити міжосьову відстань останнього ступеня зачеплення редуктора привода з урахуванням величини максимального потрібного рушійного моменту на валу двигуна. Коефіцієнт зовнішньої динаміки під час розрахунку взяти .

4. Обчислити модуль третього ступеня уповільнення . Назначити інші модулі зачеплень, забезпечуючи умову:

.

5. Розрахувати фрикційну муфту, яка працює без змащення, з умови передачі моменту, що не перевищує на 20% максимальний потрібний момент на валу.

2. Розрахунок параметрів двигуна

2.1 Підбір двигуна

Для підбору двигуна визначаємо діапазон обертів, у якому має обертатися його ротор.

Оскільки передаточне відношення всього привода має бути у межах, і₁₅ = 200 ч 400 то:

і₁₅ = n_Дв/n_ск = 200 ч 400, (2.1.1)

де n_Дв - оберти вала двигуна (вхідна ланка); n_Дз - оберти вала дзеркала антени (вихідна ланка).

Визначаємо оберти вала пристрою:

n_Дз = (б/360)·60 = (100/360)·60 = 16,67 об/ хв, (2.1.2)

де б - кутова швидкість вала дзеркала антени у градусах. Тоді з (2.1.1) діапазон обертів вала двигуна буде:

n_Дв = i₁₅ · n_Дз = (200 ч 400) · 16,67 = (3334 ч 6668) об/ хв. (2.1.3)

Відтак з таблиць 1 - 8 додатка Б вибираємо двигуни:

1. ДПМ-25-Н1-10 - n_Дв = 6000 об/хв, М_ном = 1,8 Н·мм.

2. ДПМ-30-Н1-06 - n_Дв = 6000 об/хв, М_ном = 7 Н·мм.

3. ДПМ-35-Н1-04 - n_Дв = 6000 об/хв, М_ном = 20 Н·мм.

Перші два двигуни відкидаємо, оскільки їх номінальні моменти менші за статичний момент опору, який заданий у технічних умова.

Оскільки привод рухається зі сталим кутовим прискоренням, то максимальний момент двигуна має бути більшим від головного моменту сил інерції приводу, тобто має виконуватися умова:

M_max J_Пр ? = J_Пр ? 2_ДВ/t_p, (2.1.4)

М_ном > M

де М_max = 10 М_ном - максимальний момент двигуна; J_Пр = 1,2 · JR - момент інерції приводу, приведений до вала двигуна; щ_ДВ - кутова швидкість вала двигуна; е = 2щ_Дв/t_р - кутове прискорення ротора двигуна; t_р - тривалість реверса.

Перевіряємо виконання умови (2.1.4):

J_П =1,2·4,43·10^-6 = 5,32·10^-6 кг·м²; е =2·2·р·(n_Дв/60)/2,08 = 603,84 с^-2;

10·0,02 5,32·10^-6 · 603,84, тобто 0,2 0,0032, отже, умова (2.1.4) виконується.

З урахуванням вимог (2.1.1) і (2.1.4) вибираємо двигун ДПМ-35-Н1-04, технічні дані якого наведено у таблиці 2.1.1.

Таблиця 2.1.1 - Технічні параметри двигуна ДПМ-35-Н1-04

Тип двигуна	Частота обертання, nДв, об/хв	Номінальний момент Мном, Н·мм	Максимальний момент Мmax, Н·мм	Момент інерції якоря JЯ, кг?м2
ДПМ-35-Н1-04	6000	20	200	4,43 · 10-6

2.2 Перевірка режиму роботи двигуна

Потужність двигуна:

Р_ДВ = M_ном ·щ_Дв = 0,02 ·(6,28 (n_Дв/60)) = 12,32 Вт. (2.2.1)

Для нормальної роботи двигуна його середній рушійний момент не повинен перевищувати номінальний.

Отже, має виконуватися умова:

М_ном М_ЕК. (2.2.2)

Оскільки режим роботи двигуна непостійний, то його середній момент визначається так званим еквівалентним моментом:

, (2.2.3)

де М_ДВi - рушійні моменти двигуна в i-ті фази циклу; t_i - тривалість i-х фаз циклу; t_Ц =t_i - тривалість усього циклу.

Щоб перевірити виконання умови (2.2.1), будуємо циклограму кутових швидкостей вала двигуна (рисунок 2.2.1 а). Оскільки цикл симетричний, то:

- тривалість прискорення: t₁ = t_р /2 = 1,04 с;

- тривалість огляду t₂ = б /Ь = 1,2 с;

- тривалість гальмування t₃ = t₁; t₄ = t₃, t₅ = t₂, t₆ = t₁.

Тривалість циклу дорівнює t_ц = 6,56 с.

Відповідно до циклограми швидкостей обчислюємо циклограму моментів. Динамічний момент у періоди пуску та реверсу визначається за формулою:

M_Д = J_П · е (2.2.4)

і дорівнює за модулем головному моменту сил інерції, що діють на привод під час реверсування, тобто М_Д = 0,0032 Н·м = 3,2 Н·мм.

Рушійні моменти в інтервали часу t₁ - t₆ (рисунок 2.2.1) для М_С = 10 Н·мм (за завданням) наступні:

М_ДВ1 = М_Д + М_С = 5,4 + 10 = 15,4 Н·мм;

М_ДВ2 = М_С = 10 Н·мм;

М_ДВ3 = М_С М_Д =10 5,4 = 4,6 Н·мм;

М_ДВ4 = М_Д М_С = 15,4 Н·мм;

М_ДВ5 = М_С = 10 Н·мм;

М_ДВ6 = М_Д М_С = 5,4 10 = 4,6 Н·мм.

Рисунок 2.2.1 - Циклограма моментів

Для симетричного циклу з трьома парами (шістьома), попарно однаково навантажених ділянок (рисунок 2.2.1) формула (2.2.3) може бути подана у вигляді:

М_ЕК = v((М²_ДВ1 · t₁ + М²_ДВ2 · t² + М²_ДВ3 · t₃)/(t₁ + t₂ + t₃)), (2.2.5)

М_ЕК=v((15,4² · 1,04+10² · 1,2²+4,6² · 1,04)/(1,04+1,04+1,2)) = 10,88 Н·мм

Підставляючи отримані дані у (2.2.5), одержуємо М_ЕК = 10,88 Н·мм, тобто умова (2.2.2) для вибраного двигуна виконується. Отже з цим можна стверджувати, що режим роботи двигуна відповідає його нормальній експлуатації, тому що М_НОМ > М_ЕК.

3. Розрахунок технічних показників редуктора

3.1 Кінематичний розрахунок

Обчислюємо необхідне передаточне відношення всього приводу:

i_ПР = n_Дв/n_ск = 6000/16,67 = 359,92.

Визначаємо передаточні відношення ступенів, беручи i₄₅ = 10. Тоді передаточне відношення редуктора:

i_р = i₁₄ = i_ПР/i₄₅ = 359,92/10 = 35,99.

Передаточні відношення ступенів визначаємо за формулами:

i₁₂ ⁴vi_р 2,45;

i₂₃ ³vi_р 3,3;

i₃₄ = i_p/( i₁₂ i₂₃) = 4,45.

Знаходимо числа зубів коліс, призначаючи за ДСТ значення передаточних відношень, близьких до розрахункових. Беремо сумарне число зубів пари коліс у межах z_?=80-100, забезпечуючи z_min> 17. Обираємо z_? = 85.

Використовуємо формули:

z₁ = z? /(i₁₂ +1); z₂ = z₁ · i₁₂ ;

z_2' = z_? / (i₂₃ +1); z₃ = z_2* · i₂₃ ;

z_3' = z_? / (i₃₄ +1); z₄ = z_3* · i₃₄

z₁ = 85/3,45 = 24,637;

z₂ = 24,637 · 2,45 = 60,36;

z_2' = 85/4,33 = 19,63;

z₃ = 19,63 · 3,3 = 64,78

z_3' = 85/5,45 = 15,596;

z₄ = 15,596 · 4,45 = 69,39.

Розраховані дані заносимо до таблиці 3.1.1.

Таблиця 3.1.1 - Передаточне відношення і відповідно значення зубів коліс

і12	і23	і34	z1	z2`	z3	z3`	z4	z2
2,4	3,25	4,31	24,64	19,63	64,78	15,6	69,39	60,36

Округляємо числа зубів і, якщо потрібно, перепризначуємо їх за формулами нижче:

i₁₂ Z₂/Z₁;

i₂₃ Z_3*/Z₂;

i₃₄ Z₄/Z_3*.

i₁₂ = 60/25 = 2,4;

i₂₃ = 65/20 = 3,25;

i₃₄ 69/16 = 4,31.

Фактичні передаточні числа ступенів і всього приводу заносимо до таблиці 3.1.2.

Таблиця 3.1.2 - Фактичні значення зубів коліс і передаточні числа

і12	і23	і34	z1	z2`	z3	z3`	z4	z2	iпр2
2,4	3,25	4,31	25	20	65	16	69	60	359,78

Відхилення проектного і фактичного значень передаточного відношення всього приводу:

і |(і_пр2 і_пр)/і_пр|.

i = |(359,78 - 359,92) / 359,92| = 0,00039 < 3%

Використовуючи фактичні передаточні відношення ступенів, визначаємо обороти валів (об/хв):

n₁ = n_ДВ = 6000 об/хв;

n₂ = n₁/i₁₂ = 6000 ? 25/60 = 2500 об/хв;

n₃ = n₁/(i₁₂ ? i₂₃ ) = 6000 ? 25 ? 20 / ( 60 ? 63) = 793 об/хв;

n₄ = n₁/(i₁₂ ? i₂₃ ? i₃₄) = 6000 ? 25 ? 20 ? 16/(60 ? 62 ? 69) = 187 об/хв;

n_ск = n₁/(i₁₂ ? i₂₃ ? i₃₄? i₄₅) = 18,7 об/хв.

3.2 Силовий розрахунок

Знаходимо максимальні моменти, що діють на валах, за формулами:

М₁ = М_ДВ1 = 15,4 Н? мм;

М₂ = М₁ ? i₁₂? з;

М₃ = М₂ ? i₂₃? з, або М₃ = М₁ ? i₁₂ ? i₂₃? з²;

М₄ = М₃ ? i₃₄? з , або М₄ = М₁ ? i₁₂ ? i₂₃ ? i₃₄ ? з³,

де з - ККД одного ступеня уповільнення, у цьому випадку 0,95.

М₂ = 15,4 · 2,4 · 0,95 = 35,11 Н ? мм;

М₃ = 35,11 · 3,25 · 0,95 = 108,4 Н ? мм;

М₄ = 108,4 · 4,31 · 0,95 = 443,8 Н ? мм.

Знайдене максимальне значення моментів на валах заносимо до таблиці 3.2.1.

Таблиця 3.2.1 - Максимальне значення моментів на валах

М1	М2	М3	М4 = Т4
15,4	35,11	108,4	443,8

4. Розрахунок геометричних параметрів основних вузлів редуктора

4.1 Розрахунок міжосьових відстаней

Міжосьову відстань а₃₄ визначаємо за проектувальною формулою:

а₃₄ 49,5(і₃₄ + 1)³(T₄ ? K_Д ? K_нв ? K_нV)/(²_H ? _ba ? і²₃₄) мм, (4.1.1)

де К_Д = 1,5 - коефіцієнт зовнішньої динаміки; К_Нв - коефіцієнт, що враховує тип редуктора; К_НV - коефіцієнт, що враховує лінійну швидкість обертання шестерень; _Н - допустиме контактне напруження; ш_ba - коефіцієнт ширини зубчастого колеса.

Допустиме контактне напруження визначається за формулою:

_Н = (_Нo/S_H)K_HL,

де _Но - межа контактної витривалості активних поверхонь зубів, яка знаходиться за формулою:

_Н = 2?НВ + 70,

де НВ - твердість поверхні зуба за шкалою Брінеля.

Коефіцієнт довговічності знаходить за формулою:

K_HL = ⁶(N_Ho/N_HE),

де N_H0 - базове число циклів; N_HЕ - число еквівалентних навантажень; S_H - коефіцієнт безпеки.

K_HL1 = ⁶(26,6 · 10⁶/100817380) = 0,801;

K_HL2 = ⁶(23,4 · 10⁶/23774086) = 0,997.

Для визначення _Н назначаємо матеріал зубчастих коліс - конструкційну леговану сталь марки 40ХН. Вибираємо твердість шестерні НВ₁ = 320, колеса НВ₂ = 280. Тоді:

- для шестерні _Но1 =2НВ₁ + 70 = 2 ? 320+70 = 710 МПа;

- для колеса _Но2 = 2НВ₂ + 70 = 630 МПа.

Відповідно до значень _Но1 і _Но2 знаходимо N_H0 ([2], табл.4.3 с.49):

- для шестерні N_H01 = 26,6 · 10⁶;

- для колеса N_H02 = 23,4 · 10⁶.

Число еквівалентних навантажень N_HE знаходимо за еквівалентною тривалістю циклу t_НЕ. Її знаходимо відповідно до циклограми роботи приводу і відповідних значень рушійних моментів за формулою:

t_HE = t₁ + t₂(M_ДВ2/М_ДВ1)³ + t₃(М_ДВ3/М_ДВ1)³ с;

t_HE = 1,04 + 1,2 ? (10/15,4)³ + 1,04 ? (4,6/15,4)³ = 1,39 с.

Тоді за ресурс Т_р = 10000 год кількість циклів сканування буде:

N_ЦК = 3600 ? Т_р/t_ц = 3600 ? 10000/6,56 = 5487805.

Число еквівалентних циклів навантажень на поверхню зубів для шестерні z_3' і колеса z₄:

N_HE1 = n₃/60 ? t_HE ? N_ЦК; N_HE2 = n₄/60 ? t_HE ? N_ЦК. (4.1.2)

N_HE1 = 793/60 ? 1,39 ? 5487805 = 100817380;

N_HE2 = 187/60 ? 1,39 ? 5487805 = 23774086.

Підставляючи значення величин в (4.1.2), одержуємо значення, наведені у таблиці 4.1.1.

Таблиця 4.1.1 Число еквівалентних циклів навантажень

tHE	NЦК	n3	NHE1	n4	NHE2
1,39	5487805	793	100817380	187	23774086

Для вибраних сталей і відповідних їм базових чисел циклів коефіцієнти довговічності занесемо до таблиці 4.1.2.

Таблиця 4.1.2 Коефіцієнти довговічності

NH0(шестірня)	NH0(колесо)	NHE1	NHE2	KHL1	KHL2
26,6 · 106	23,4 · 106	100817380	23774086	0,801	0,997

Коефіцієнт безпеки для прийнятих сталей і їхньої термічної обробки становить: S_H = 1,2. Тоді допустимі напруження:

- для шестерні z_3': у_Н1 = (710·0,801)/1,2 = 473,9 МПа;

- для колеса z₄: у_Н2 = (630·0,997)/1,2 = 523,4 МПа.

Для розрахунку міжосьової відстані використовуватимемо мінімальне значення: у_Н = 473,9 МПа.

Призначаємо коефіцієнт ширини зубчастого вінця колеса z₄ ш_ba = 0,125.

З огляду на тип редуктора, твердість сталі та коефіцієнт ширини колеса знаходимо К_Нв = 1,1 ( [2], с. 52).

Під час проектувального розрахунку вважаємо, що К_НV = 1,0.

Заносимо до таблиці 4.1.3 дані для знаходження міжосьової відстані а₃₄.

Таблиця 4.1.3 - Дані знаходження міжосьової відстані а₃₄

і34	КНв	уН	шba	Т4
4,31	1,1	473,9	0,125	443,8

Підставляючи ці значення у формулу (4.1.1), визначаємо розрахункову міжосьову відстань:

а₃₄ 49,5? (4,31+1) ? ³(443,8 ? 1,5 ? 1,1 ? 1)/(473,9² ? 0,125 ? 4,31²) = 29 мм.

Тоді розрахункове значення модуля для третього зачеплення:

m₃₄ = 2 ? а₃₄ /(z_3' + z₄) = 2 · 29/(16 + 64) = 0,725 мм.

Зважаючи на ДСТ, призначаємо: m₃₄ = 0,7 мм.

Використовуючи умову m₁ < m₂ < m₃ < m₄, призначаємо:

m₁ = 0,5 мм; m₂ =0,6 мм; m₄= 0,8 мм.

За призначеними модулями і розрахованою кількістю зубів знаходимо міжосьові відстані:

а₁₂ = m₁ · (z₁ + z₂)/2 = 0,5 · (25+60)/2 = 21,25 мм;

а₂₃ = m₂ · (z_2' + z₃)/2 = 0,6 · (20+65)/2 =25,5 мм;

a₃₄= m₃ · (z_3' +z₄)/2 = 0,7 · (16+69) = 29,75 мм.

4.2 Розрахунок геометричних розмірів зубчастих коліс

Основні геометричні розміри ступенів зачеплення редуктора визначаємо згідно з формулами, наведеними у таблиці 4.2.1, і заносимо до цієї самої таблиці

Таблиця 4.2.1 - Параметри і розміри зачеплень редуктора

Назва параметра	Позначення, розрахункова формула	Зубчасті колеса
		1 ступ.	2 ступ.	3 ступ.	Зовн.
		z1	z2	z2'	z3	z3'	z4	z4'
Модулі зачеплень	m	0,5	0,6	0,7	0,8
Числа зубів	z	25	60	20	65	16	69	18
Ділильний діаметр	d = m z	12,5	30	12	39	11,2	48,3	14,4
Діаметр вершин зубів	dв = m(z+2)	13,5	31	13,2	40,2	12,6	49,7	16
Ширина вінця зубчастого колеса	b = шba a	3,2	2,7	3,8	3,2	4,5	3,7	10,8
Міжосьова відстань	a	21,25	25,5	29,75	86,4

Розрахунок ділильних діаметрів:

d₁ = 25 ? 0,5 = 12,5 мм;

d₂ = 60 ? 0,5 = 30 мм;

d₃ = 20 ? 0,6 = 12 мм;

d₄ = 65 ? 0,6 = 39 мм;

d₅ = 16 ? 0,7 = 11,2 мм;

d₆ = 69 ? 0,7 = 48,3 мм;

d₇ = 18 ? 0,8 = 14,4 мм;

Розрахунок діаметрів вершин зубів:

d_в1 = 0,5 ? 27 = 13,5 мм;

d_в2 = 0,5 ? 62 = 31 мм;

d_в3 = 0,6 ? 67 = 40,2 мм;

d_в4 = 0,6 ? 22 = 13,2 мм;

d_в5 = 0,7 ? 18 = 12,6 мм;

d_в6 = 0,7 ? 71 = 49,7 мм;

d_в7 = 0,8 ? 20 = 16 мм.

Розрахунок ширина вінця зубчастого колеса:

b₂ = 0,125 ? 21,25 = 2,7 мм;

b₃ = 0,125 ? 25,25 = 3,2 мм;

b₄ = 0,125 ? 29,75 = 3,7 мм;

b_4' = 0,125 ? 86,4 = 10,8 мм.

b₁ = 0,15 ? 21,25 = 3,2 мм;

b₁ = 0,15 ? 25,5 = 3,8 мм;

b₁ = 0,15 ? 29,75 = 4,5 мм.

5. Попереднє визначення діаметрів валів і розмірів підшипників

Першим валом є вал двигуна. Отже: d₁ = d_Дв = 3 мм.

Мінімальні діаметри проміжних валів розраховуємо за формулою:

d_i = (1,2...1,4) d_{(i -1)},

де i - порядковий номер вала на кінематичному ланцюзі.

Вал із фрикційною муфтою:

d₂ = d₁·(1,2 ....1,4) = (3,6....4,2).

Беремо 4 мм. Ділянку вала під зубчате колесо для зручності його насадження беремо 8 мм.

Діаметр вала під шестерню, що ковзає, беремо 6 мм.

Другий проміжний вал:

d₃ = d₂·(1,2 ....1,4) = (4,8 5,6).

Беремо 5 мм.

Вихідний вал:

D ³(1,5 ? М_кр/(0,2 ? )) = ³(1,5 ? 0,0196/(0,2 ? 50 ? 10⁶)) = 3 мм,

де М_Кр - крутний момент на валу, Н·м; [ф] - допустиме значення дотичних напружень, МПа. Беремо: [ф] = 50 МПа.

Підшипники підбираємо за стандартом відповідно до діаметра цапф валів.

Вал із фрикційною муфтою. Для цапфи А₂ - підшипник № 24, з внутрішнім діаметром d = 4 мм; для цапфи В₂ - підшипник 100 - d = 10 мм.

Другий проміжний вал. Для цапф А₃ і В₃ - підшипник 25 - d = 5 мм.

Вихідний вал. Для цапф А4 і В4 - підшипник № 26 - d = 6 мм.

6. Проведення ескізного компонування редуктора

Ескізне компонування виконують на міліметровому папері в масштабі 1:1 (рисунок 6.1). Спочатку проводять осьові лінії валів, використовуючи значення міжосьових відстаней. Потім схематично показують вали, підшипники, зубчасті колеса і внутрішню поверхню корпусу.

Відстані між шестернями, що насаджені на одному валу, призначають з урахуванням довжини ступиць, які визначають за формулою:

l_ст (0,8 1,5 )d_в.

Рисунок 6.1 - Ескізне компонування редуктора

l_ст1 0,8 ? 13,5 = 10,8 мм;

l_ст2 0,8 ? 31 = 24,8 мм;

l_ст2' 0,8 ? 13,2 = 10,56 мм;

l_ст3 0,8 ? 40,2 = 32,16 мм;

l_ст3' 0,8 ? 12,6 = 10,1 мм;

l_ст4 0,8 ? 49,7 = 39,7 мм;

l_ст4' 0,8 ? 16 = 12,8 мм.

Розміри, що утворилися на початковій стадії ескізного компонування редуктора, використовують для остаточного розрахунку валів і підшипників редуктора.

двигун колесо редуктор муфта

7. Остаточний підбір підшипників і розрахунок вихідного вала

Розрахунок підшипників здійснюємо за опорними реакціями. Для розрахунку опорних реакцій призначаємо розміри ділянок вихідного вала, установлення підшипників № 26 і користуємося розмірами на ескізному компонуванні. Будуємо розрахункову схему сил, що діють на вихідний вал (рис. 7.1).

Рисунок 7.1 - Розрахункова схема сил, що діють на вихідний вал

Визначаємо сили, що діють у зачепленнях.

Колові сили в зачепленнях:

F_Z4 = (2·M₄/d₄) = 2 · 443,8/59 = 15 Н;

F_Z4' = (2·M₄/d_4') = 2 · 443,8/22,5 = 39,5 Н.

Радіальні сили в зачепленнях:

R_Z4 = (2·M₄/d₄)· tg(20⁰ ) = (2 · 443,8/59) ? 0,364 = 5,5 Н ;

R_Z4' = (2·M₄/d4')· tg(20⁰ ) =(2 · 443,8/22,5) ? 0,364 = 14,4 Н.

Складаємо рівняння рівноваги:

X: Х_А R_Z4 + Х_B + R_Z4' = 0; (7.1)

Z: Z_A + F_Z4 + Z_B + F_Z4' = 0; (7.2)

M_X: F_Z4 · L₁ + Z_B· (L₁ +L₂) + F_Z4' · (L₁ +L₂ + L₃) = 0; (7.3)

M_Z: R_Z4 · L₁ Х_B· (L₁ + L₂) - R_Z4' · (L1 + L2 + L3) = 0. (7.4)

З огляду на розміри ступиць і відстань між внутрішніми стінками редуктора беремо:

L₁ = 11мм = 0,011 м, L₂ = 15 мм = 0,015 м, L₃ = 30 мм = 0,03 м.

Тоді:

з (7.4): Х_B = (R_Z4 · L₁ R_Z4' · (L₁ + L₂ + L₃))/(L₁ +L₂) = 28,7 Н;

з (7.1): Х_А = R_Z4 Х_B4 R_Z4' = 19,8 Н;

з (7.3): Z_B = (F_Z4 · L₁ + F_Z4' · (L₁ +L₂ + L₃))/(L₁ +L₂) = - 91,42 Н;

з (7.2): Z_А = F_Z4 Z_B F_Z4' = 37 Н.

R_А (X²_A Z²_A) = 42 Н;

R_B (X²_B Z²_B) = 96 Н.

Реакція опори А₄ R_А = 42, Н; реакція опори В₄ R_В = 96 Н. Для цапфи А₄ і прийнятого підшипника (№ 26, С_д = 2170 Н) перевіряємо довговічність:

T₄ = (10⁶/(60 ? n₄)) ? (C/R_A)³.

T₄ = (10⁶/(60 ? 187)) ? (2170/42)³ = 12292450 годин,

що набагато перевищує ресурс роботи. Перепризначуємо підшипник, узявши № 25, d_в = 5 мм.

Для цапфи В₄ перевіряємо вал за максимальними нормальними напруженнями під час згинання:

 = M/W = (L₃ ? (F²_{Z4`</sub> + R<sup>2</sup><sub>Z4`} ))/(0,1 ? d³₄) = 36 МПа,

що забезпечує міцність.

8. Розрахунок фрикційної муфти

Момент, що розвивається на z парах робочих поверхонь дисків фрикційної муфти [4]:

М_ТР = Q f R_cp z,

де Q - зусилля підтиснення з боку пружини; f - коефіцієнт тертя; R_cp - середній радіус робочих поверхонь дисків; z - число дисків.

Цей момент має дорівнювати максимальному моменту, переданому валом і помноженому на коефіцієнт зовнішньої динаміки КД і коефіцієнт запасу в. Отже, під час установлення муфти на валу 2 має виконуватися рівність:

Q · f · R_cp · z = в · К_Д · М₂.

Призначаючи зовнішній діаметр дисків D₁ = 34 мм і внутрішній D₂ = 8 мм, маємо:

R_cp = (D₁ + D₂)/4 = (34+8)/4 = 10,5 мм.

Узявши матеріал поверхонь тертя дисків - сталь по металокераміці без змащення (f = 0,35), при z = 6, в = 1,2, К_Д = 1,5, одержуємо зусилля підтиснення дисків:

Q = (в · М₂ · К_Д)/(f · R_cp · z) = (1,2 · 35,11 · 1,5)/(0,35 · 10,5 · 6) = 2,86 H.

9. Остаточне ескізне компонування редуктора

Виконавши попереднє ескізне компонування, виконують остаточне ескізне компонування редуктора. Спочатку проводять осьові лінії валів, використовуючи значення міжосьових відстаней. Потім показують вали, підшипники, зубчасті колеса і корпус. Конструкція редуктора спроектована за розрахунковими даними і даними приблизного ескізного компонування, де товщина стінки корпусу редуктора д_к = 3-4 мм; h = ( 1,2-1,5) мм, д_к = 3....5 мм - товщина фланців кришки і корпусу; d_ш = 3...5 мм - діаметр штифта.

10. Розрахунок та побудова основних параметрів вузлів редуктора

Відповідно основним вимогам зазначеним в розділі 2.1 та обраному приводі двигуна побудуємо його ескіз (рисунок 10.1), відповідні значення в таблиці 10.1. Маса обраного двигуна 340 г.

Рисунок 10.1 - Ескіз двигуна

Таблиця 10.1 - Габарити і маса електродвигуна

Тип електро-двигуна

D, мм

d, мм

d1, мм

L, мм

l, мм

l1, мм

l2, мм

l3, мм

l4, мм

l5, мм

h, мм

b, мм

ДПМ-35

35

3f6

М3Х0,35

64,5

20,4

14,75

14

1,5

8,5

4,5

2,4

0,6

Відповідно до розділу 5 підібрано підшипники (рисунок 10.2), відповідні значення розмірів в таблиці 10.2.

Таблиця 10.2 Габарити і вантажопідйомність підшипників

Умовне позначення	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	Вантажність, Н
					C	C0
24	4	13	5	0,3	900	415
25	5	16	5	0,4	1480	740
26	6	19	6	0,5	2170	1160

Рисунок 10.2 Ескіз кулькового радіально-упорного підшипника

Кільця упорні й канавки для них (ДСТ 13940 - 80 ) Форма кілець і канавок зображена на рисунку 10.3. При d < 58 мм кут а = 60°. Розміри кілець і канавок подані в таблиці 10.3.

Рисунок 10.3 Кільце пружинне упорне і форма канавки

Таблиця 10.3 Кільця упорні пружинні

Діаметр вала, мм	Кільце	Канавка	Осьове допустиме навантаження, кН
	d2	s	b	l	d1	b1	r	h
4	3,5	0,4	0,8	0,8	3,6	0,5	0,05	0,6	0,59
5	4,5	0,6			4,6	0,7			0,74
6	5,4	0,7	1,2		5,6	0,8			0,89

Манжети гумові армовані для валів (ДСТ 58752 - 99). Манжети типу 1 і форма посадкових місць для них зображені на рисунку 10.4; розміри манжет подані в таблиці 10.4.

Рисунок 10.4 Манжети гумові армовані

Таблиця 10.4

Діаметр вала d, мм	D, мм	h, мм	h1, мм, не більше
	Ряд	Ряд
	1	2	3	1	2	3
6	22	20	16	7	7	5	10

Зубчасте колесо зображене на рисунку 10.5; розміри зубчастих колес наведено в таблиці 10.5.

Таблиця 10.5 Зубчасте колесо

Зубчасте колесо	dв, мм	lст, мм	b, мм	a, мм	h, мм	d, мм
z1	13,5	10,8	3,2	1	5	4
z2	31	24,8	2,7	2	10	8
z2`	13,2	10,56	3,8	2	6	5
z3	40,2	32,16	3,2	2	6	5
z3`	12,6	10,1	4,5	2	6	5
z4	49,7	39,7	3,7	2,4	7	6
z4`	16	12,8	10,8	2,4	7	6



Рисунок 10.5 Зубчасте колесо

Висновок

Під час виконання курсової роботи набуто навичок розрахунку, вибору та конструювання деталей машин та механізмів, детальніше - привода радіолокаційної літакової системи.

З даних розрахунків можна зробити висновки, що дана конструкція відображає прагнення до мінімальної її маси і розмірів, задля зручності розміщення механізму, а також задля менших матеріальних затрат. Деякі частини корпусу мають складну форму, що спрощує його виготовленням, але більш є надійнішими в роботі привода.

Під час розрахунку були погрішності, які в цей момент і були враховані. Даний привод має параметри, які як можна ближче відповідають ідеальним параметрам. Попри всі недоліки, які можуть бути знайдені в даному механізмі, він може надійно працювати при умовах, для яких він розрахований.

Для запобігання всіх поломок і пошкоджень було вжито заходів: захист від корозії всього апарату в цілому, захист від механічних пошкоджень зубчастих коліс і від перевантажень електродвигуна, захист від попадання в редуктор сторонніх тіл, змащування всіх підшипників і зубчастих коліс.

двигун колесо редуктор муфта

Список літератури

1. Иосилевич Г.В. Прикладная механика: для студентов вузов / Г.В. Иосилевич, П.А. Лебедев, В.С. Стреляев - М.: Машиностроение, 2012. - 576 с.

2. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: учебн. пособие для студ. техн.. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 8-е узд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2004. - 496 с.

3. Кагаев В.П. Расчеты деталей машин и конструкций на прочность и долговечность: справочник / В.П. Кагаев, М.А. Макутов, А.П. Гусенков - М.: Машиностроение, 1985. - 223 с.

4. Рощин Г.И. Несущие конструкции и механизмы РЭА: учебное пособие для вузов. - М.: Высшая школа, 1981. - 375 с.

5. Детали машин. Курсовое проектирование: учебное пособие для машиностроит. Спец. учреждений среднего профессионального образования / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. -5-е издание, допол. - М.: Машиностроение, 2004. - 560 с.

6. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования: учеб. пособие / Д.В. Чернилевский. - 2-е узд., испр. - М.: Машиностроение, 2002. - 560 с.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т. / В.И. Анурьев. - 8-е перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2001. - 920 с.

8. Подшипники каченя: справочник-каталог / под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Карасташевского. - М.: Машиностроение, 1984. - 280 с.

9. Методичні вказівки щодо виконання розрахунково-графічної роботи з навчальної дисципліни «Механіка електронних пристроїв» для студентів денної форми навчання за спеціальності 171 «Електроніка» освітнього ступеня «Бакалавр»/укладачі к.т.н., доц. Д.В. Мосьпан, к.т.н., доц. Ф.В. Фомовський. Кременчук, 2017. 52 с.

Додаток

Форм	Зона	Позиц	Позначення	Назва	Кільк	Прим.
				Документація
А2			КПМП.431055.006СБ	Складальне креслення	1
		1	ОД.06-1.03.000.0.01	Вал двигуна	1
		2	ОД.06-1.03.21,25.0.02	Вал шестерня	1
		3	ОД.06-1.03.21,25.0.03	Колесо зубчасте	1
		4	ОД.06-1.03.25,5.0.04	Колесо зубчасте	1
		5	ОД.06-1.03.29,75.0.05	Колесо зубчасте	1
		6	ОД.06-1.03.29,75.0.06	Колесо зубчасте	1
		7	ОД.06-1.03.29,75.0.7	Корпус редуктора	1
		8	ОД.06-1.03.25,5.0.8	Кожух фрикційної муфти	1
		9		Шарикопідшипник ДСТ 8338-17	1
		10		Шарикопідшипник ДСТ 8338-18	3
		11		Шарикопідшипник ДСТ 8338-19	2
		12		Болт М5х7 ГОСТ 7798-70	5
		13		Болт М7х12 ГОСТ 7798-70	1
		14		Ущілення манжетне ДСТ 58752-79	1
		15		Електродвигун ДПМ 35-Н1-04	1
					КрНУ.2.069.003СБ
	лист	N° докум	Підп.	дата
Розроб.	Дрозд А.Д.			Редуктор циліндричний трьохступінчатий прямозубий	Літ	Аркуш	Аркушів
Перевір	Фомовський Ф.В.							1	1
Н.Конт.					ЕКІ ЕЛ ЕЛ-19-1
Затв.

Размещено на Allbest.ru

...