Курсовая работа: Розрахунок елементів азимутального привода радіолокаційної літакової антени
Название: Розрахунок елементів азимутального привода радіолокаційної літакової антени Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Вступ Курсова робота з теми: «Розрахунок елементів азимутального привода радіолокаційної літакової антени» є формою самостійної роботи студентів. Будучи одним з методів опанування ними теоретико-практичних знань з курсу «Механіка» та «Механічні пристрої ЕА», вона допомагає вирішити наступні задачі: - Навчити студентів загальних методів дослідження і проектування механізмів, машин і приладів; - Навчити студентів розуміти загальні принципи реалізації руху за допомогою механізмів; - Навчити студентів системно підходити до проектування машин і механізмів, знаходити оптимальні параметри механізмів за заданими умовами роботи; Особливістю цієї курсової роботи є поєднання суто теоретичних знань з практичним досвідом у розробці та проектуванні механізмів. Тому її виконання допомагає студентам 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. 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. Технічне завдання Технічне завдання : спроектувати редуктор азимутального привода радіолокаційної літакової антени за наступними вихідними даними, занесеними до таблиці 2.1 Таблиця 2.1
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: JП =1,2JR , де JR – момент інерції ротора двигуна Виконати: 1. Підібрати двигун, вважаючи, що передаточне відношення усього привода лежить у межах 200400, 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 КД =1,5 4. Обчислити модуль третього ступеня уповільнення m3 . Назначити інші модулі зачеплень, забезпечуючи умову: m1 <m2 <m3 <m4 5. Розрахувати фрикційну муфту, яка працює без змащення, з умови передачі моменту, що не перевищує на 20% максимальний потрібний момент на валу 2. Підбір двигуна 2.1 Для підбору двигуна визначаємо діапазон обертів, у якому має обертатися його ротор. Оскільки передаточне відношення всього привода має бути у межах , то: , (3.1) де – оберти вала двигуна (вхідна ланка); – оберти вала пристрою огляду (вихідна ланка). Визначаємо оберти вала пристрою: oб/хв, (3.2) де - кутова швидкість вала пристрою огляду у градусній мірі. Тоді з (1) діапазон обертів вала двигуна буде: об/хв. (3.3) Відтак з Довідника по 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 двигун ДПР-52-Н1, Н2, Ф1, Ф2-03, оскільки він найбільше задовольняє умовам. Рисунок 1. – Ескізне виконання двигуна ДПР-52 Габаритні дані беремо з таблиці 3.1 Таблиця 3.1
2.2 Оскільки привод рухається зі сталим кутовим прискоренням, то максимальний момент двигуна має бути більшим від головного моменту сил інерції привода, тобто повинна виконуватися умова: , (3.4) де - максимальний момент двигуна; - момент інерції привода, приведений до вала двигуна; - кутова швидкість вала двигуна; - кутове прискорення ротора двигуна; - тривалість реверсу. Розраховуємо момент якоря: ; ; Робимо перевірку виконання умови (3. 4): ; с-2 ; 3. Перевірка режиму роботи двигуна 3.1 Потужність двигуна: (4.1) 3.2 Для нормальної роботи двигуна його середній рушійній момент не повинен перевищувати номінальний. Отже, повинна виконуватися умова: (4.2) Оскільки режим роботи двигуна не постійний, то його середній момент визначається так званим еквівалентним моментом: , (4.3) де - рушійні моменти двигуна в і-ті фази циклу; - тривалість і-тих фаз циклу; - тривалість усього циклу. Щоб перевірити виконання умови (4.3), будуємо циклограму кутових швидкостей вала двигуна (рис. 1, а). Оскільки цикл симетричний, то: тривалість прискорення: : с; тривалість огляду: с; тривалість гальмування: с; с;с;с. Тривалість циклу: с. Відповідно до циклограми швидкостей обчислюємо циклограму моментів. Динамічний момент у періоди пуску та реверсу визначається за формулою: (4.4) і дорівнює по модулю головному моменту сил інерції, що діють на привод ід час реверсування, тобто Н∙мм Рушійні моменти в інтервалі часу (рис. 1) для Н∙мм (за завданням) будуть: Н∙мм; Н∙мм; Н∙мм; Н∙мм; Н∙мм; Н∙мм Для симетричного циклу з трьома парами (шістьома), попарно однаково навантажених ділянок (рис. 1) формула (7) може бути представлена у вигляді: (4.5) Підставляючи отримані дані у (4.5), одержуємо Н∙мм, тобто умова (4.3) для вибраного двигуна виконується. Н∙мм Висновок: Режим роботи двигуна відповідає його нормальній експлуатації, тому що >. 4. Кінематичний розрахунок 4.1 Обчислюємо необхідне передаточне відношення всього приводу: 4.2 Визначаємо передаточні відношення ступенів, беручи . Тоді Рисунок 2. - Циклограма моментів передаточне відношення редуктора: Передаточні відношення ступенів визначаємо за формулами: 4.3 Знаходимо числа зубів коліс, призначаючи за ДСТ значення передаточних відношень, близьких до розрахункових. Беремо сумарне число зубів пари коліс у межах , забезпечуючи >. Використовуючи формули: Отримані данні заносимо в таблицю 5.1 Таблиця 5.1
Округляємо числа зубів і, якщо потрібно, перепризначуємо їх. Фактичні передаточні числа ступенів і всього привода будуть записуємо у таблицю 5.2 Таблиця 5.2
Відхилення проектного і фактичного значень передаточного відношення всього приводу буде: <%, що допускається. 4.4 Використовуючи фактичні передаточні відношення ступенів, визначаємо обороти валів (об/хв): об/хв; об/хв; об/хв; об/хв; об/хв; 5. Силовий розрахунок 5.1 Знаходимо максимальні моменти, що діють на валах, за формулами: Н∙мм; Н∙мм; Н∙мм; Н∙мм; де - ККД зубчатої циліндричної передачі закрита 0,96…0,97 відкрита 0,93…0,95 Отримані данні заносимо до таблиці 6.1: Таблиця 6.1
двигун редуктор привод антена 6. Міжосьові відстані Міжосьову відстань визначаємо за формулою: мм, (7.1) де - зовнішньої динаміки; - коефіцієнт, що враховує тип редуктора; - коефіцієнт, що враховує лінійну швидкість обертання шестерень; - допустиме контактне навантаження; - коефіцієнт ширини зубчастого колеса; Допустиме контактне напруження визначається за формулою: , де - межа контактної витривалості активних поверхонь зубів, яка знаходиться за формулою: , де - твердість поверхонь зуба за шкалою Брінеля. - довговічності, де - базове число циклів; - число еквівалентних навантажень; - коефіцієнт безпеки. Для визначення назначаємо матеріал зубчастих коліс – конструкційну сталь марки . Вибираємо твердість шестерні, колеса . Тоді: для шестерні МПа; для колеса МПа; Відповідно до значень і знаходимо : для шестерні для колеса исло еквівалентних навантажень знаходимо за еквівалентною тривалістю циклу . Її знаходимо відповідно до циклограми роботи привода і відповідних значень рушійних моментів за формулою: с. Тоді за ресурс год кількість циклів сканування буде: Число еквівалентних циклів навантажень на поверхню зубів, для шестерні і колеса: ; .(7.2) Підставляючи значення величин в (7.2), одержуємо дані, які заносимо до таблиці 7.1: Таблиця 7.1
Для вибраних сталей і відповідних їм базових чисел циклів коефіцієнти довговічності будуть рівні значенням у таблиці 7.2: Таблиця 7.2
Коефіцієнт безпеки для прийнятих сталей і їхньої термічної обробки становить :. Тоді допустимі напруження будуть: для шестерні : МПа; для колеса : МПа; Під час розрахунку міжосьової відстані будемо використовувати мінімальне значення: МПа. Призначаємо коефіцієнт ширини зубчастого вінця колеса. З огляду на тип редуктора, твердість сталі та коефіцієнт ширини колеса знаходимо. Під час проектувального розрахунку вважаємо, що . Заносимо дані для знаходження міжосьової відстані до таблиці 7.3: Таблиця 7.3
Підставляючи ці значення у формулу (7.1), визначаємо розрахункову міжосьову відстань: мм. Тоді розрахункове значення модуля для третього зачеплення буде: мм. Використовуючи умову , призначаємо: є За призначеними модулями і розрахованою кількістю зубів знаходимо міжосьові відстані: мм; мм; мм. 7. Геометричні розміри зубчастих коліс Основні геометричні розміри ступенів зачеплення редуктора визначаємо згідно з формулами, наведеними у таблиці і заносимо до цієї самої таблиці: Параметри і розміри зачеплень редуктора Таблиця 8.1
8. Попереднє визначення діаметрів валів і підшипників 8.1 Першим валом є вал двигуна. Отже: мм. 8.2 Мінімальні діаметри проміжних валів розраховуємо за формулою: , де і – порядковий номер вала на кінематичному ланцюзі. 8.2.1 Вал із фрикційною 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 Другий проміжний вал: Беремо 6 мм. 8.2.3.Вихідний вал: Візьмемо 5 мм. де - крутний момент на валу, Н∙мм; - допустиме значення дотичних напружень, МПа. Беремо МПа Підшипники підбираємо за стандартом відповідно до діаметра цапф валів. Вал із фрикційною муфтою. Для цапфи - підшипник №25, з внутрішнім діаметром мм; Другий проміжний вал. Для цапфи - підшипник №26 мм. Вихідний вал. Для цапфи - підшипник №25 мм. 9. Ескізне компонування редуктора Ескізне компонування виконується на міліметровому папері в масштабі 1:1. 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, призначаються з урахуванням довжини ступиць, які визначаються за формулою: ст = (0,8...1,5) dв lст2 = 7,2 мм lст3 = 4,8 мм 10. Остаточний підбір підшипників і розрахунок вихідного вала Розрахунок підшипників ведемо по опорних реакціях. Для розрахунку опорних реакцій призначаємо розміри ділянок вихідного вала, припускаючи установку підшипників № 25, і користаючись розмірами на ескізній компановці.
Рисунок 3. - Розрахункова схема сил, що діє на вихідний вал Рівняння рівноваги (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 на розміри ступиць і відстань між внутрішніми стінками редуктора приймаємо: L 1 = 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 А4 RА = 215,1 Н; Реакція опори В4 RВ = 535,4 Н. Для цапфи А4 і прийнятого підшипника (№ 25, Сд = 1480 Н) перевіряємо довговічність: годин, що перевищує ресурс роботи. Підшипник задовольняє умові. Для цапфи В4 перевіряємо вал по максимальних нормальних напруженнях при згині: МПа, що допустимо, оскільки: 39,2<240 Міцність для цапфи забезпечена. 11. Розрахунок фрикційної муфти Момент, що розвивається на z парах робочих поверхонь дисків фрикційної муфти[4]: МТР = Q f Rcp z , де, Q - зусилля піджаття з боку пружини; - коефіцієнт тертя; Rcp - середній діаметр робочих поверхонь дисків; z - число дисків. Цей момент не повинний перевищувати максимальний момент, переданий валом, помножений на коефіцієнт зовнішньої динаміки КД і коефіцієнт запасу моменту тертя β, чи бути менше його. Отже, при установці муфти на валу 2, повинне виконуватися рівність: Q f Rcp z = ?·КД М2 . Призначаючи зовнішній діаметр дисків D1 = 29,7 мм і внутрішній D2 = 9 мм, маємо: Rcp = (D1 + D2 ) / 4 = (29,7+9)/ 4 = 9,675 мм. Прийнявши матеріал поверхонь тертя дисків – сталь по металокераміці без змащення (f = 0,35), при z = 6, ? = 1,2, КД = 1,5, одержуємо зусилля піджаття дисків: 5,9 Н. 12. Розрахунок корпуса редуктора 1. Товщина стінки корпуса редуктора ?=0,025+ (1…5 мм), де - міжосьова відстань 2. Товщина стінки кришки корпуса редуктора ?1 =0,02+(1…5мм) = (1,4…5,4)мм, ?1 =3 мм 3. Товщина верхнього пояса редуктора S= 1,5·? = 3 мм 4. Товщина пояса кришки S1 =1,5·?1 =9 мм 5. Товщина нижнього пояса редуктора t=(2…2,5)·?= (6…7,5)мм 6. Диаметр фундаментальних болтів dф =(1,5…2,5)·?=3 мм 7. Ширина нижнього пояса редуктора К2 2,1· dф =6,3 мм 8. Діаметр болтів, що з’єднують корпус з кришкою редуктора dК = 3 мм 9. Ширина пояса, з’єднуючий корпус і кришки біля підшипників К= 3·dК = 9 мм 10. Діаметр болтів, які з’єднують кришку і корпус редуктора біля підшипників dК.П= 0,75·dФ =3 мм 13. Розрахунок зубчатого колеса Висота головки зуба: Висота ножки зуба: Повна висота зуба: Діаметр западин зубів: Внутрішній обід, діаметр: Діаметр ступиці: Товщина диску: Діаметр центрального кола: Діаметр отворів: Величина зрізу зубів на торцевих кромках: Розміри прямокутної шпонки по ГОСТ 23360-78 14. Компонування редуктора 14.1 Вибір манжети Приймаємо діаметр вала під манжетне ущільнення ДСТ 58752-79 (тип 1, манжети гумові армовані) 3 мм. 14.2 Вибір кілець Беремо кільця упорні пружинні ДСТ 13940-80 14.3 Вибір кришки Беремо кришки торцеві з манжетним ущільнювачем корпусів підшипників каченя МН 62х32 ГОСТ 13219.5-67 14.4 Посадки деталей і складальних одиниць редуктора Внутрішні кільця підшипників насаджуємо на вали з натягом,значення якого відповідає полю допуску k6, а зовнішні кільця в корпус – за перехідною посадкою, значення якої відповідає полю допуску Н7. Для маточини зубчастого колеса приймаємо перехідну посадку і посадку з натягом, значення яких відповідають полю допуску k6 I H7/p6. Таблиця 14.1 - Конструктивні розміри зубчастих коліс
Список використаної літератури 1. Устюгов І.І. «Деталі машин»; 2. Іванов М.Н. , Іванов В.Н. «Деталі машин»; 3. Березовський Ю.Н. , Петров М.С. «Деталі машин»; 4. Сапухин В.А. «Расчёт валов»; 5. Иосилевич Г.В. «Прикладная механика»; 6. Дунаев П.Ф. «Конструирование узлов и деталей машин; 7. Рощин Г.И. «Несущие конструкции и механизмы РЭА». |