Четвертая зубчатая передача редуктора радиолокационной станции

Размещено на http://www.allbest.ru/

[Введите текст]

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ.

ВОРОНЕЖСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Радиотехнический факультет

Кафедра конструирования и проектирования радиоаппаратуры.

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине: «Прикладная механика»

Тема проекта: «Четвертая зубчатая передача редуктора радиолокационной станции»

Выполнил студент РК-112 Нечаев А.Ю

Воронеж 2012

Содержание

Введение

1. Анализ технического задания

2. Кинематический расчет

3. Геометрический расчет механизма

4. Силовой расчёт механизма

5. Расчёт зацепления на прочность

6. Выбор конструкционных материалов

7. Расчет вала на прочность

8. Описание конструкции механизма

Заключение

Список литературы

Введение

Радиоэлектронную аппаратуру (РЭА) используют в различных отраслях народного хозяйства: радиосвязи, радиовещании, телевидении, радиоастрономии и т. д. При этом в каждой из отраслей применяют свой комплекс РЭА, отличающийся принципиальной схемой и своим решением, характером связей между отдельными блоками, узлами и деталями, условиями работы и эксплуатации.

Современная РЭА представляет собой комплекс взаимосвязанных электронных, радиотехнических, электромеханических и механических устройств, в которые могут вводить также устройства управления, индикации и контроля.

Зубчатые передачи являются наиболее распространенным видом передач; их применяют в широком диапазоне передаваемых мощностей и окружных скоростей. В механизмах РЭА зубчатые передачи используют в качестве кинематических для передачи небольших крутящих моментов. Отдельные виды механизмов, например механизмы сканирования радиолокационных антенн летельных аппаратов, механизмы наземных антенн различного назначения имеют зубчатые передачи, работающие в условиях значительной нагруженности.

Достоинствами зубчатых передач являются высокая нагрузочная способность и высокий КПД, постоянство передаточного отношения, компактность, высокая долговечность и надежность в работе.

1. Анализ технического задания

Механизмом курсового проектирования является зубчатая передача, т.е. максимум в котором движение между звеньями (зубчатыми колесами) передается с помощью последовательных зацепляющихся зубьев.

Данные передачи имеют высокие технико-экономические показатели: Высокую надежность работы и КПД (до 0,96…0,97 для одной пары колес ступени) простоту технического обслуживания и компактности.

Зубчатые передачи по взаимному расположению осей является цилиндрической, т.е. имеет параллельные оси.

Меньшее зубчатое колесо называется шестерней, а большое - колесом.

Данный механизм должен нормально функционировать в рамках температур от -40⁰С до +60⁰С. Механизм применяется при относительной влажности 90%. Для того, чтобы это стало возможным, все остальные детали необходимо покрыть тонкой оксидной пленкой, повышающей коррозионную устойчивость материала. материал зубчатый передача радиолокационный

Ускорение и ударные нагрузки 2g, а также вибрация с частотой 20-120 Гц механизм может выдержать только в том случае, если выполняется условие прочности и сборка произведена в точном соответствии с техническими требованиями.

2. Кинематический расчет механизма

Кинематический расчет механизмов включает определение передаточного отношения i₁₂ для зубчатых передач (рис.1) или нахождение их передаточного числа u

(1)

Рисунок 1 - Кинематическая схема зубчатой передачи

В зубчатых передачах роль диаметров катков играют диаметры d₁ и d₂ начальных окружностей, находящихся в зацеплении зубчатых колес.

Точки касания этих окружностей имеют одинаковую скорость. Тогда передаточное отношение зубчатой передачи, состоящей из двух колес, равно

(2)

где - число зубьев шестерни и колеса.

Знак минус относится к внешнему, а плюс к внутреннему зацеплению.

В данном случае Z₁=80, Z₂=20.

Передаточное отношение будет равно

(3)

Передаточное число

Функцией положения называют зависимость между координатами и входного и выходного звеньев соответственно

 , (4)

(5)

. (6)

Входящие в уравнение (4) и (5) производные называют первой и второй передаточными функциями или аналогами скорости ускорения.

Данный механизм относится к группе механизмов, имеющих линейную функцию положения

(7)

где - константы;

- угол вращения.

Первая передаточная функция механизма , в свою очередь константа , откуда следует, что , тогда

(8)

Вторая передаточная функция является аналогом ускорения и равна .

3. Геометрический расчет механизма

Модуль является основным параметром зубчатого зацепления, с помощью которого определяют размеры передачи

(9)

где - шаг зубьев, мм.

Так как шаг разрабатываемого механизма равен Р=2,5 (мм), то

Модуль зубчатого зацепления выбирается из второго ряда

Зубчатые колеса с модулем называют мелко модульными.

Диаметр делительной окружности определяют по формуле

(10)

где - число зубьев соответствующего колеса.

Согласно формуле (5)

Высота зуба определяется из выражения

(11)

где - высота делительной головки зуба

- высота делительной ложки зуба

, (12)

где - коэффициент высоты головки,

Высота делительной ножки зуба

(13)

где - коэффициент радиального зазора, , .

Следовательно, высота зуба по формуле (11) равна

Диаметр вершин зубьев определяется по следующей формуле

(14)

Согласно формуле (14)

,

Диаметр впадин вычисляется по формуле

(15)

тогда

,

Межосевое расстояние зубчатой пары равно

(16)

Ширина венца зубчатого колеса определяется как

(17)

где - коэффициент ширины зубчатого венца,

4. Силовой расчет механизма

При зацеплении прямозубых зубчатых колес в действующем по общей нормали к профилям зубьев сила нормального давления (без учета силы трения) раскладывается на окружную и радиальную силы. В момент зацепления сила передается одним зубом колеса. При моменте приложенном к зубчатому колесу диаметром , зависимость между силой и ее составляющими определяется по формулам

(18)

Для вычисления крутящего момента на ведомом валу механизма используется следующее соотношение

(19)

где - крутящий момент на ведущем валу, ;

- передаточное отношение, ;

- коэффициент полезного действия.

Для зубчатой передачи коэффициент полезного действия равен

(20)

где - коэффициент, учитывающий увеличение силы трения в мелкомодульных зубчатых передачах;

- коэффициент трения скольжения, .

Коэффициент, учитывающий увеличение силы трения, определим по формуле

(21)

где - окружная сила, .

Тогда .

Таким образом КПД механизма по формуле (20)

Тогда крутящий момент на ведомом валу из формулы (19) и исходя из и можно определить как

Силы, действующие при зацеплении согласно формуле (18) будут равны

5. Расчет зацеплений на прочность

Контактное напряжение рассчитывают по формуле

(22)

где T₂ = 2,85 H·мм - крутящий момент, приложенный к шестерне;

a_w = 36,8 мм - межосевое расстояние;

u = 4 - передаточное отношение пары колёс;

b_w = 9,2 мм - ширина венца зубчатого колеса;

K_HV = 1,25 - коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки;

K_Hв = 1 - коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

[_н] - допускаемое контактное напряжение, равное [_н]=0,9_в,

_в - предел прочности на растяжение, [_н]=250-350 МПа

Для проверки этого условия найдем Е_пр по формуле

, (23)

где Е₁ = 0,9•10⁵ МПа для латуни;

Е₂ = 2•10⁵ МПа для стали.

Подставляя значения в формулу (19), получим

Проверочный расчет межосевого расстояния рассчитывается по формуле

(24)

где - коэффициент ширины зубчатого венца, ;

- крутящий момент на ведомом валу, ;

u - передаточное число, u = 3.

По формуле (24) рассчитаем межосевое расстояние

В силу того, что рассчитанная величина меньше межосевого расстояния рассчитанного согласно формуле (16), то поэтому принимаем равной .

Зная , , не трудно найти контактное напряжение по формуле (22)

Условие прочности для данного механизма выполняется.

Определим напряжение изгиба в опасном сечении по формуле

(25)

где - коэффициент формы зуба, из таблицы 1 ;

- окружная сила, ;

- ширина венца,

- модуль,

, - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца и дополнительной динамической нагрузки в зацеплении, ;

- допустимое напряжение изгиба.

Таблица 1 - Значения для зубчатых колес без смещения

Z Yf	17 4,27	20 4,07	22 3,90	24 3,92	26 3,88	30 3,8	35 3,75	40 3,7	50 3,65	80 3,6	>100 3,6

Модуль m определяют расчетом на изгиб исходя из межосевого расстояния по формуле

(26)

Зная , определим по формуле (26) модуль зубьев

Полученная величина модуля значительно меньше величины рассчитанной согласно формуле (9), поэтому значение модуля принимаем равным .

Напряжение изгиба в опасном сечении будет равно

Условие прочности на изгиб для проектируемого механизма выполняется.

6. Выбор конструкционных материалов

Для того чтобы механизм правильно функционировал необходимо произвести правильный выбор конструкционных материалов.

Материалами валов, осей обычно являются углеродистые и легированные стали, обладающие высокой прочностью. В малонагруженных механизмах валы, не подвергающиеся термообработке, изготавливают из углеродистых сталей 20 (ГОСТ 1050-74) и сталей 45 (ГОСТ 1050-74).

Корпус механизма, с целью снижения общего веса, но сохранения достаточной жесткости, выполним из СТ-8кп (ГОСТ 4784-74).

Выбор материалов для данного механизма представлен в таблице 2.

Таблица 2 - Выбор материалов

Деталь	Материал	Твердость HB, МПа	Предел прочности	Модуль Юнга	коэффициент Пуассона
Вал, шестерня	Сталь 45 ГОСТ 1050-74	229	598		0.3
Зубчатое колесо	Латунь Л59 ГОСТ 15527-70		275		0.3
Корпус	Сталь 08 КП ГОСТ 1050-74	110	320		0.3

7. Расчет вала на прочность

Для валов механизмов РЭС, несущих незначительные нагрузки, можно ограничиться приближенным расчетом по эквивалентным приведенным напряжениям, учитывающим по энергетической теории прочности все виды деформаций.

Тогда условие прочности вала в опасном сечении имеет вид

(27)

где - приведенное напряжение, ;

- напряжение изгиба, ;

- напряжение сжатия, ;

- допускаемое напряжение изгиба, МПа.

Напряжение изгиба

(28)

где - диаметр вала, ;

М_р - расчетный изгибающий момент,;

W- осевой момент сопротивления сечения вала, .

Напряжение сжатия

(29)

где - окружная сила,

Напряжение кручения

(30)

где - крутящий момент,

Изгибающий момент определим из формулы

, (31)

, (32)

, (33)

где , - изгибающие моменты в плоскостных ОХY и ОХZ.

Зная, что сила радиального давления F_r = 0,29 Н, а окружная сила F_t = 0,8 Н, диаметр вала d = 1,5 мм, то

,

.

Тогда по формуле (31), найдем

Согласно формулам (28), (29) и (30)

;

;

.

Тогда по формуле (27) определяем условие прочности вала

.

Допускаемое напряжение изгиба для углеродистых сталей можно принять . Получим . Исходя из этого выражения, условие прочности выполняется.

Схемы нагружения вала и эпюры изгибающего момента и поперечной силы Q изображены на рисунках 2 и 3.

8. Описание конструкции механизма

Конструкция данного механизма представляет собой пять зубчатых передач, контактирующих последовательно с внешним зацеплением. Зубчатое колесо изготовленное изготовлено из углеродистой стали 45 ГОСТ 1050-74 крепятся к корпусу. Колеса сидят на валу посадкой Н7/р6 с натягом . Сплав корпуса СТ-8кп ГОСТ 1050-74. В корпусе имеются 5 отверстий для валов, закреплённых в корпусе с помощью канавок и штамповочных шайб поз .

Заключение

Приведенные методы расчета зубчатых и фрикционных передач позволяет оценить правильность выбора геометрии таких механизмов, их силовых характеристик, определить прочность передач на контактные напряжения и изгиб.

Знание геометрии и динамических характеристик таких механизмов позволяют конструктору-технологу РЭС выбрать более рациональную схему управления РЭС и приобрести навыки по проектированию различного рода механизмов, а расчет прочностных и динамических характеристик позволяет осуществить правильный выбор материалов передач и понять основные конструктивные особенности проектирования отдельных звеньев.

Список литературы

1 Андреев И.В. Проектирование механизмов радиоэлектронных средств: учеб. пособие / И. В. Андреев, А.И. Андреев.- Воронеж: ГОУВПО «Воронежский государственный технический университет», 2006.-144с.

2 Андреев А.И. Прикладная механик: учеб. пособие / А.И. Андреев, И.В. Андреев. Воронеж: ГОУВПО «Воронежский государственный технический университет», 2008.179 с.

Размещено на Allbest.ru