Расчет Редуктора РЛС

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ 

ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО  ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

“ВОРОНЕЖСКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ”

(ГОУВПО  “ВГТУ”) 

Радиотехнический  факультет 
 

Курсовой проект

Расчетно-пояснительная записка по механизму «Редуктор РЛС»

по дисциплине:  «Прикладная механика»

Вариант № 71-2 
 
 
 

Руководитель:                                                                                            

Студент:                                                                                                     

Специальность:

Группа:                                                                                                                   

Нормоконтроль:                     

Члены комиссии:

Проект защищен:

Оценка: 
 
 

Воронеж 2011

Содержание

Введение                                                                                                                         4

1 Описание внешнего вида механизма                                                                        5

2 Кинематический  расчёт                                        6

3 Расчёт геометрии передачи и её деталей                                      7

4 Силовой  расчёт механизма                                                                                        9

5 Расчёт зацепления на прочность                                                                            10

6 Расчёт прочности одного из валов механизма                                                       13

7 Выбор конструкционных материалов                                                                     15

8 Описание конструкции механизма                                                                         16

9 Заключение                                                                                                                  16                                                                         10 Список используемой литературы                                                                 17

Приложения         

 

       Введение 

      Зубчатые  передачи являются наиболее распространёнными  узлами приводов в радиоэлектронной аппаратуре. Эти механизмы предназначены  для передачи и преобразования вращательного  движения ведущего звена, например, от вала электродвигателя, в необходимое вращательное или поступательное движение ведомого звена. При этом они обладают достаточно высокими коэффициентами полезного действия и относительно небольшими габаритами.

      В зависимости от расположения зубьев относительно образующей начального диаметра цилиндра передачи подразделяются на прямозубые, косозубые, шевронные и  с криволинейными зубьями.

      Зацепление  зубчатых колёс может быть внутренним, реечным и внешним. Последний  вид зацепления наиболее употребляем.

      Выбор того или иного вида зубчатой передачи обусловлен общей схемой механизма, а так же технологическими и экономическими особенностями изготовления механизма, а так же условиями, в которых  будет работать будущий механизм.

      Для передачи движения при параллельном расположении осей колёс применяют  цилиндрические зубчатые передачи, при  пересекающихся осях – конические  с прямыми или косыми зубьями, червячные. Зубчатые передачи, у которых  оси колёс перемещаются в пространстве называют планетарными.

      Поэтому вопрос практического проектирования зубчатых передач является достаточно актуальным в современной радиоэлектронной промышленности.

 

       1 Описание внешнего вида механизма. 

      Данный  механизм является механизмом настройки передающей радиолокационной станции.

      Крутящий  момент Т₁=1 Н·мм прикладывается к колесу 1. С колеса 2 снимается крутящий момент Т₂ и передаётся далее к остальным элементам механизма настройки.

      Механизм  представляет собой систему из двух зубчатых колёс с последовательным зацеплением. Зацепление колёс внешнее.

 

       2 Кинематический расчёт 

      Кинематический  расчёт механизма включает в себя определение передаточного отношения i₁₂ для зубчатой передачи и последующее определение их передаточного числа.

      В данном случае схема механизма имеет  вид, представленный на рисунке 1. Механизм состоит из двух зубчатых колёс, которые  входят во внешнее зацепление друг с другом.

      Число зубьев ведущего колеса Z₁=20

      Число зубьев ведомого колеса Z₂=49

      Крутящий  момент T₁=1 H·мм приложен к колесу 1.

      Передаточное  отношение:

               

      Подставляя  Z₁ и Z₂, получаем:

      

      Передаточное  число U=|i₁₂|=2,45

 

       3 Расчёт геометрии передачи и её деталей. 

      В механизмах РЭС наиболее распространены эвольвентные зубчатые передачи. Меньшее  зубчатое колесо называют шестернёй, а  большее - колесом. Зацепление зубчатых колёс кинематически можно представить  как качение без скольжения двух цилиндров диаметрами d_w1 и d_w2, называемых начальными, для передач без смещения они совпадают с делительными d₁ и d₂.

      Положение линий зацепления, т.е. траектории общей  точки контакта зубьев при её движении относительно неподвижного звена зубчатой передачи, определяется углом зацепления a_w (ГОСТ 16530-70). Для передач с нулевым зацеплением a_w=20°.

      Расчёт  геометрии передачи включает в себя определение шага и модуля передачи, делительных (начальных) диаметров  колёс, диаметров вершин, диаметров  впадин, межосевого расстояния и ширины венца зубчатого колеса.

      Шаг P=2,4 мм.;

      Модуль  зубчатого колеса:

         стандартизированное m=0.8     (2)

      Начальные (делительные) диаметры колёс:

      d_w1=d₁=m∙Z₁=0.6*20=16 мм      (3)

      d_w2=d₂=m∙Z₂=0.6*60=39,2 мм 

      диаметры  вершины зубьев равны:

       =0.6*(20+2)=17,6 мм,

       =0.6*(60+2)=40,8 мм.

      Высота  зуба h=h_a+h_f, где h_a - высота ножки зуба, h_f - высота головки зуба, вычисляемые по формулам: h_a=h_a^*·m, h_f=( h_a^*+C^*)·m, где h_a^* - коэффициент высоты головки зубa , С^* - коэффициент радиального зазора. По ГОСТ 16532-70 h_a^*=1, тогда C^*=0.25. 
h_a=1·0,8=0,8 мм, h_f=(1+0.25)·0,8=1 мм, высота зуба h=1,8 мм.

      Диаметры  впадин:

      d_f1=m∙(Z₁-2,5)= 0.6*(20-2.5)=14 мм                       (5)

      d_f2=m∙(Z₁-2,5)= 0.6*(60-2.5)=37,2 мм     (6)

      Межосевое расстояние:

      a_w=0.5∙m∙(Z₁+Z₂)=0,5*0,8*(20+49)=27,6 мм     (7)

      Ширина  венца зубчатого колеса b_w=a_w∙φ_ВА,

      Где φ_ВА- коэффициент ширины венца, φ_ВА=0,1

      b_w=27,6∙0,1=2,76 мм.

 

       4 Силовой расчёт 

      Крутящий  момент на ведомом валу рассчитывается по формуле:

      T₂=T₁∙i₁₂∙η         (8)

      гдеТ₁ - крутящий момент на ведущем валу, η - КПД механизма, i₁₂ - передаточное отношение механизма.

      КПД механизма:

              (9)

      Где С=1.87 - коэффициент, учитывающий увеличение силы трения в мелкомодульных зубчатых передачах.

      f=0,08 - коэффициент трения скольжения

      F_n - сила нормального давления, её составляющие:

      F_t<30,0 Н - окружная сила, F_r - радиальная сила, определяемые по формулам:

               

      где a_w=20° - угол обхвата; 
 
 

      Крутящий  момент на ведущем валу Т₁=1 Н·мм

      Крутящий  момент на ведомом валу Т₂=η·T₁·i₁₂=2,38 Н·мм

      Окpужная  сила F_t=0,3 Н

      Радиальная  сила F_r=0,1 H

      Сила  нормального давления F_n=0,32 Н. 

      5 Расчёт зацепления на прочность 

      Для зубчатых передач расчёт зацепления на прочность сводится к проверке условия контактной прочности и  условия изгибной прочности зубьев.

      Условие контактной прочности зубьев имеет  следующий вид:

       ,    (11)

      где:

      T₁=1 H·мм - крутящий момент, приложенный к колесу;

      a_w=27,6 мм - межосевое расстояние;

      u=2,45 - передаточное отношение пары колёс;

      b=2,76 мм - ширина венца зубчатого колеса;

      K_HV=1.25 - коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки;

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

      [s_n] - допускаемое контактное напряжение, равное [s_n]=(σно/[Sn])*KH1, s_в - предел прочности на растяжение. В данном случае σно=2HB+70, HB=300 МПа, [Sn]=1.1, KH1=1. И получаем [s_n]=609,1 МПа σn=23,8 МПа: s_n<[s_n] - условие прочности выполняется.

      Расчёт  будет производиться для первого  колеса, так как оно испытывает наибольшую нагрузку.