Реферат: Расчет редуктора приборного типа

👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Министерство науки высшей школы из технической политики Российской Федерации

Расчётно-пояснительная записка на тему: «Конструирование редуктора приборного типа»

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, a,град . . . . . . . . . . . 140
· Скорость обзора, n, 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, n дв
, мин -1
. . . . . . . . . . 4500
· Номинальный крутящий момент на валу
· двигателя, М, 10 -2
Н×см . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 100
· Пусковой момент, М, 10 -2
Н×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 - 60 о
до + 60 о
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.
· 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:
где n ант
– частота вращения антенны;
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]):
где U i
– передаточное число i–ой ступени.
2.2. Определение числа зубьев зубчатых колёс:

Число зубьев зубчатого колеса определяется по формуле (см.[2]):
где z ш
– число зубьев шестерни, которое задаётся исходя из конструктивных соображений;
U i
– 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: z 1
=18.
z 1
= 18; z 1
'
=18×1.569=28.242»28;
z 2
= 19; z 2
'
=19×1.742=33,098»33;
z 3
= 19; z 3
'
=19×3.034=57,640»58;
z 4
= 20; z 4
'
=20×5.285=105.70»106;
z 5
= 20; z 5
'
=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]):
z – число зубьев шестерни или зубчатого колеса;
m = 0.4; d 1
= 0.4×18=7.2; d 1
'
=0.4×28=11.2;
m = 0.4; d 2
= 0.4×19=7.6; d 2
'
=0.4×33=13.2;
m = 0.5; d 3
= 0.5×19=9.5; d 3
'
=0.5×58=29.0;
m = 0.5; d 4
= 0.5×20=10.0; d 4
'
=0.5×106=53.0;
m = 0.6; d 5
= 0.6×20=12.0; d 5
'
=0.6×117=70.2;
2.3.2. Диаметр (в мм) окружности вершин зубьев определяется по формуле (см.[2]):
d a1
= 0.4×(18+2)=8; d a1
'
=0.4×(28+2)=12;
d a2
= 0.4×(19+2)=8.4; d a2
'
=0.4×(33+2)=14;
d a3
= 0.5×(19+2)=10.5; d a3
'
=0.5×(58+2)=30;
d a4
= 0.5×(20+2)=11; d a4
'
=0.5×(106+2)=54;
d a5
= 0.6×(20+2)=13.2; d a5
'
=0.6×(117+2)=71.4;
2.3.3. Диаметр (в мм) окружности впадин зубьев определяется по формуле (см.[2]):
d f1
= 0.4×(18-2.5)=6.2; d f1
'
=0.4×(28-2.5)=10.2;
d f2
= 0.4×(19-2.5)=6.6; d f2
'
=0.4×(33-2.5)=12.2;
d f3
= 0.5×(19-2.5)=8.25; d f3
'
=0.5×(58-2.5)=27.75;
d f4
= 0.5×(20-2.5)=8.75; d f4
'
=0.5×(106-2.5)=51.75;
d f5
= 0.6×(20-2.5)=10.5; d f5
'
=0.6×(117-2.5)=68.7;
2.3.4. Межосевое расстояние (в мм) рассчитывается по формуле:
где d i
– делительный диаметр шестерни i – ой ступени;
d i
'
– делительный диаметр зубчатого колеса i – ой ступени;
2.3.5. Определение ширины шестерней и зубчатых колёс.
Ширина зубчатого колеса (в мм) определяется по формуле (см.[2]):
( 3 . . . 10) - выбирается из конструктивных соображений,
b 1
'
= 3×0.4=1.2; b 1
= 1.2×1.6=1.92;
b 2
'
= 4×0.4=1.6; b 2
= 1.6×1.6=2.56;
b 3
'
= 4×0.5=2.0; b 3
= 2.0×1.6=3.2;
b 4
'
= 5×0.5=2.5; b 4
= 2.5×1.6=4.0;
b 5
'
= 5×0.6=3.0; b 5
= 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:
где z зк
и z ш
– соответственно числа зубьев зубчатого колеса и шестерни, входящих в зацепление;
Следовательно, U ред
= U 1
×U 2
×U 3
×U 4
×U 5

U ред
= 1.56×1.74×3.05×5.30×5.85=256.688
2.4.2. Относительная погрешность определяется по формуле:
где U ред
– истинное значение передаточного числа редуктора;
U р
– приближённое передаточное число редуктора
не должно превышать допустимого значения ±2%
Такой процент погрешности удовлетворяет заданной точности:
2.5. Расчёт угловых скоростей вращения валов редуктора.

Угловая частота вращения вала ( в об/с )двигателя определяется по формуле:
где – угловая частота вращения вала двигателя,
– угловая частота вращения последующих валов;
2.6. Расчёт крутящих моментов валов производиться по формуле:

где W 1
- мощность на валу двигателя (в Вт);
W i
– мощность последующих валов (в Вт);
T i
– крутящий момент на валу (в Нмм);
2.7. Расчёт диаметров валов и подбор подшипников.

2.7.1. Примерный расчёт диаметров валов.
Диаметр вала под подшипник определяется по формуле (см.[2]):
Диаметр вала под зубчатое колесо/шестерню принимается равным:
d II
=4×0.4=1.6;D II
=1.6×1.6=2.56;
d III
=4×0.5=2.0;D III
=2.0×1.6=3.2;
d VI
=4×0.6=2.4;D VI
=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:
В соответствии с таблицей №1 принимаем следующие значения для валов:
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.
[ ] - предельно допустимое напряжение при изгибе, определяемое по формуле:
где s T
- предел текучести материала (в Н/мм 2
);
s B
- предел прочности материала (в Н/мм 2
);
s -1
– предел выносливости материала, определяемый по формуле:
k FC
= 0.8 - коэффициент, учитывающий влияние реверсивности передачи;
Y F
- коэффициент, учитывающий влияние формы зуба;
W Ft
- удельная, нагрузка по ширине зуба, определяемая по формуле:
где T – крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;
k F
- коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки;
где - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки между зубьями;
- коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба;
- коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;
b w
-рабочая ширина венца зубчатой передачи;
d w
=d -диаметр делительной окружности зубчатого колеса.
1). Проведём расчёт на выносливость колеса.

2). Проведём расчёт на выносливость шестерни.

Материал шестерни:
Сталь 40ХН

, обработка - улучшение
4.
Расчёт предохранительной фрикционной муфты.

Проведём расчёт числа дисков предохранительной фрикционной муфты, исходя из следующих условий:
1. Наружный диаметр трущихся поверхностей D 2
=8, (определён в процессе конструирования);
2. Внутренний диаметр трущихся поверхностей D 1
=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;
Расчёт муфты производиться по формуле:
где Т тр
– момент трения, развиваемый на парах рабочих поверхностей z;
R cp
– средний радиус трения, определяемый по формуле:
k D
– коэффициент динамической нагрузки,
Исходя из формул (4.1) и (4.2), z определяется как:
где S – площадь поверхности трения, определяемая по формуле:
Из формул (4.4) и (4.5) определяем силу прижатия:
Исходя из формул (4.3) и (4.6) имеем формулу для расчёта числа трущихся поверхностей z:
Число фрикционных дисков n определяется по формуле:
5.
Расчёт выходного вала на выносливость.

5.1. Расчёт действующих в зацеплении сил.

Действующие в зацеплении силы рассчитываются по следующим формулам:
где - крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;
- окружная составляющая силы зацепления, действующей на колесо.
где - окружная составляющая силы зацепления, действующей на шестерню.
где - радиальная составляющая силы зацепления, действующей на колесо;
где - радиальная составляющая силы зацепления, действующей на шестерню.
5.2. Приближённое определение диаметра выходного вала.

Приближённо определим диаметр вала под колесом d в
:
5.3. Расчёт нагрузок на опоры валов.

Расчёт нагрузок на опоры валов (см. рис.1) проводим по формулам статики.
Исходя из конструкции вала следует:
|В
D|=25(мм);
|АС
|=11(мм);
|АВ
|=17.5(мм);
|А
D|=7.5(мм);
|СВ
|=6.5(мм);

5.3.1. Расчёт горизонтальных составляющих сил реакций т.А и т.В.
Уравнение сил используем для проверки:
5.3.2. Расчёт вертикальных составляющих сил реакций т.А и т.В.
Уравнение сил используем для проверки:
5.4. Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов и определение опасного сечения.

5.4.1. Построение эпюры изгибающего момента :
5.4.2. Построение эпюры изгибающего момента :
5.4.3. Построение эпюры крутящего момента:
1). 0 < y 1
< 7.5 (мм); Т=2112 (Н×мм);
2). 0 < y 2
< 11 (мм); Т=2112 (Н×мм);
Из приведённых выше вычислений и эпюр, показанных на
рис.1, следует, что опасным сечением является т.А. В таком случае, расчёт коэффициента запаса усталости вала проведём для сечения в т.А.
5.5. Расчёт коэффициента запаса усталости вала для опасного сечения.

Коэффициент запаса усталости n определяется по формуле:
где - коэффициент запаса для нормальных напряжений;
- коэффициент запаса для касательных напряжений.
Коэффициент запаса n должен удовлетворять следующему требования:
где - коэффициент предельного запаса усталости.
Для определения существуют следующие соотношения:
где - предел усталости для нормальных напряжений при знакопеременном цикле, определённый по формуле:
где - амплитудное значение нормального напряжения, определяемое по формуле:
где d - диаметр вала в опасном сечении;
- изгибающие моменты в опасном сечении;
- среднее значение нормального напряжения;
- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нормальных напряжений, определяемый по формуле:
- комплексный коэффициент, определяемый по формуле:
где - коэффициент, характеризующий вид упрочнения;
- эффективный коэффициент концентрации напряжения;
- коэффициент влияния абсолютных размеров сечения;
- коэффициент, характеризирующий влияние шероховатости поверхности;
Для определения существуют следующие соотношения:
где - предел усталости для касательных напряжений при знакопеременном цикле, определяемой по формуле:
- амплитудное значение касательного напряжения, определяемого по формуле:
где d - диаметр вала в опасном сечении;
Т - крутящий момент в опасном сечении;
- среднее значение нормального напряжения, определяемое по формуле:
- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нормальных напряжений, определяемый по формуле:
- комплексный коэффициент, определяемый по формуле:
Сталь 40Х (упрочненная азотированием);

В таком случае по формуле (5.9) определяется как:
При таких исходных данных по формуле (5.7) определяем:
Коэффициент по формуле (5.12) имеет следующее значение:
В таком случае по формуле (5.10) определяем:
По формулам (5.5) и (5.6) вычисляем:
Коэффициент запаса усталости для выходного вала больше предельного значения.

6. Расчёт подшипников выходного вала.

Расчёт подшипников производиться по тому из них, на который приходиться максимальная нагрузка. В данном случае по эпюрам действующих на вал моментов, показанных на рис.1, легко определить, что наибольшая нагрузка приходиться на подшипник, расположенный между колесом и выходной шестернёй (т.А).
При конструировании редуктора были применены радиальные однорядные подшипники качения. По этой причине расчёт проводиться по приведённой ниже схеме, где подшипники подбираются по динамической грузоподъёмности С р
исходя из следующего соотношения:
где С - табличное значение динамической грузоподъёмности рассчитываемого подшипника;
L - долговечность в млн. оборотов, определяемая по формуле:
где n - число оборотов вала, рассчитываемое по соотношению:
t - количество рабочих часов за расчётный срок службы;
- эквивалентная нагрузка, определяемая из соотношения:
где -радиальная нагрузка на подшипник, определяемая по формуле:
x, y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, соответственно;
v - коэффициент, учитывающий какое из колец подшипника вращается;
- коэффициент, учитывающий температуру работы редуктора;
Т.к. выходной вал установлен в подшипниках 1000094, то (по[3]) определяем, что С р
= 950(Н).
По эпюрам (рис.1) определяем х А
= 479.4(Н), z А
= 158.3(Н). В таком случае по формуле (6.5) определяем:
Принимая = 1 (условия работы при 100 0
), = 1.5, v = 1 (вращение внутреннего кольца), x = 1,y = 0 (прямозубая передача), определяем по формуле (6.4):
Согласно тому, что , по формуле (6.3) имеем:
По формуле (6.2), считая, что t = 2000 (ч), определяем:
При таких условиях по формуле (6.1) (принимая n = 3, т.к. тело качения - шарик), рассчитываем:
938(Н) < 950(Н) - условие (6.1) выполняется
.
В редукторе смазываются опоры качения. Часто смазка разбрызгивается и попадает на зубчатые колёса.
Дополнительная смазка не производиться.
Подшипники качения покрывают пластичной смазкой И-30А ГОСТ 6267-59, которую заменяют 1 раз в 6-8 месяцев.
1. Рощин Г.И.
Несущие конструкции и механизмы РЭА. – М: Высшая школа, 1981г., 374с.
2. Никифоров В.В.
проектирование редукторов приборного типа с мелкомодульными зубчатыми колёсами. – М., 1992г., 16с.
3. Анурьев В.И.
Справочник конструктора машиностроителя. Т.2. – М: Машиностроение, 1978г., 559с.
4. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Под ред. Тищенко О.Ф.
– М: Высшая школа, 1978г., 326с.
5. Селезнёв Б.И.
Расчёт валов на прочность на персональных компьютерах. – М., 1994г., 50с.
6. Курсовое проектирование механизмов РЭС. Под ред. Рощина Г.И.
– М: Высшая школа, 1983г., 243с.
7. Курсовое проектирование деталей машин. Под ред. Чернавского С.А.
– М: Машиностроение, 1988г., 416с.

Название: Расчет редуктора приборного типа
Раздел: Рефераты по радиоэлектронике
Тип: реферат
Добавлен 20:31:05 08 марта 2007 Похожие работы
Просмотров: 107
Комментариев: 17
Оценило: 5 человек
Средний балл: 4.4
Оценка: неизвестно   Скачать

Внутренний диаметр подшипника, d, мм
Подшипник качения 1000091 Гост3395-74
Если Вам нужна помощь с учебными работами, ну или будет нужна в будущем (курсовая, дипломная, отчет по практике, контрольная, РГР, решение задач, онлайн-помощь на экзамене или "любая другая" учебная работа...) - обращайтесь: https://clck.ru/P8YFs - (просто скопируйте этот адрес и вставьте в браузер) Сделаем все качественно и в самые короткие сроки + бесплатные доработки до самой сдачи/защиты! Предоставим все необходимые гарантии.
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Реферат: Расчет редуктора приборного типа
Доклад по теме Обоснование коммерческой состоятельности создания компьютерного клуба
Отчет По Практике Геодезия И Картография
Реферат: Диагностика одаренных детей
Реферат по теме Якоб Вассерман
Реферат: Учет готовой продукции и ее продажи 3
Реферат Баскетбол Самая Умная Игра С Мячом
Дипломная работа по теме Начисления индивидуальной сдельной заработной платы на СЦ 'Технокомп'
Аспиранты Пишут Диссертацию Или Кандидатскую
Конфликт В Произведении Олеся Сочинение
Реферат по теме Адвокат как субъект доказывания в гражданском и арбитражном процессе
Контрольно Измерительные Инструменты Для Штукатурных Работ
Шпаргалки: Дипломатическая и консульская служба.
Курсовая Работа На Тему Экономическая Эфективность Загрузки Сырых Материалов В Доменную Печь
Реферат: Princess Daisy Essay Research Paper Princess Daisy
Иммунитет И Способы Его Повышения Реферат
Контрольная Работа По Обществознанию 6 Класс
Роль Русского Языка В Современном Мире Эссе
Реферат по теме Институциональный, функциональный, организационный исследование в государственном управлении на примере Англии
Доклад по теме Джейн Гудолл
Реферат: Тема дипломной работы: Эффективность различных видов рекламы в Республике Беларусь
Реферат: Строевая стойка
Реферат: Современные проблемы культуры. Тоталитаризм и культура
Шпаргалка: Практика Access