Проектирование механизмов РЭС

Проектирование механизмов РЭС

Введение

Целью данной курсовой работы является завершение общей конструкторской подготовки по механизмам РЭС на основе теоретических навыков, полученных при изучении методов расчетов и конструирования деталей и узлов механизмов РЭС с учетом требования по прочности, точности, взаимозаменяемости.

Основные задачи курсовой работы:

1.      Систематизация, расширение и закрепление теоретических навыков путем их практического использования: при расчете уметь проводить кинематический и силовой расчеты механизмов; правильно назначать посадки в соединениях, допуски на детали, погрешности формы и взаимного расположения поверхностей; осуществить выбор материалов для деталей механизмов РЭС, их термической обработки, назначить шероховатость поверхностей обработки и виды покрытий; проводить необходимые геометрические и прочностные расчеты, а так же оптимизацию параметров по массе и габаритам.

2.      Усвоение практических навыков самостоятельной разработки конструкции РЭС путем использования соответствующих ГОСТ, ЕСКД, прототипов конструкций и пр.

.        Получение навыков по оформлению текстовой и графической документации согласно требованиям ЕСКД.

радиоэлектронный деталь кинематический

1. Кинематический расчет

.1 Определение полезной мощности привода, выбор электродвигателя

Электромеханическим приводом называется устройство, состоящее из двух основных частей: электродвигателя, осуществляющего преобразование электрической энергии в механическую, и редуктора - передача, понижающая угловую скорость от входа к выходу, связывающая электродвигатель с рабочим органом. При этом энергия двигателя расходуется на совершение полезной работы, а также на преодоление вредных моментов. На выходном валу привода крутящий момент исполнительного устройства  и частота вращения исполнительного устройства - .

Номинальная мощность электродвигателя без учета трения определяется по формуле:

 [Вт]

Зная род питания (115 В, 400 Гц), срок службы (1000 ч) и рабочую температуру -40⁰С - +60⁰С и, увеличивая полученную мощность в 3 раза, подбираем тип двигателя по мощности. Выбираем двигатель ДКМ1-12, частота вращения , полезная мощность 1 Вт, номинальный момент . [2]

1.2 Расчет общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Общее передаточное число передачи определяется по формуле:

,

где  - число об/мин исполнительного устройства

Разрабатываем кинематическую схему передачи и производим разбивку общего передаточного отношения по ступеням. Выбор оптимального количества ступеней и распределение передаточного отношения между ними проводим, выдерживая условие обеспечение минимальных габаритов, массы.

 [1]

где - передаточные числа отдельных пар

Определяем передаточное отношение каждой пары:

, где к - число ступеней

Определяем отличие  от  в процентах, для следящих систем это значение не должно превышать 10%

Рассчитываем число оборотов для каждой передачи:

1.3 Расчет КПД передач

,

где  - КПД пары зубчатых колес;  - КПД одной пары подшипников

Для приближенных расчетов используем следующие значения КПД: пары зубчатых колес 0,98, одной пары подшипников качения 0,995.

1.4 Определение крутящих моментов

Найдем крутящие моменты каждой передачи:

Крутящий момент на электродвигателе:

,

где  - коэффициент, учитывающий увеличения момента трения редуктора, работающего при отрицательных температурах, принимаем его равным 2.

2. Прочностной расчет надежности.

.1 Определение числа зубьев

Рекомендуемое минимальное число зубьев на малом колесе  для эвольвентного зацепления лежит в пределах . Принимаем

При расчете зубьев на прочность задается число зубьев малого колеса (шестерни) , тогда число зубьев второго колеса , находится из соотношения:

Находим число зубьев первой ступени:

Первого колеса:

Второго колеса:

Находим число зубьев второй ступени:

Первого колеса:

Второго колеса:

Находим число зубьев третьей ступени:

Первого колеса:

Второго колеса:

2.2 Определение модуля зацепления

Модуль зацепления определяют из расчета на прочность или при малых нагрузках выбирают из конструктивных соображений.

Основной причиной выхода из строя большинства закрытых колес, зубчатых хорошо смазываемых передач является усталостное выкрашивание поверхностных слое зубьев. Для предотвращения выкрашивания применяют расчет зубьев на поверхностную выносливость (контактную прочность).

В приборостроении распространенным типом передач является открытая или закрытая, не имеющая обильной непрерывно пополняемой смазки, передача. Основным видом разрушения таких колес является износ зубьев или их поломка, вызванная усталостью материала, подвергающегося многократно повторяющимся нагрузкам.

Для предотвращения поломок зубья рассчитывают на изгиб и определяют величину модуля. При расчете на поверхностную выносливость определяют межосевые расстояния и по ним находят модуль зубьев.

Один из указанных расчетов является основным проектировочным расчетом, а второй - дополнительным проверочным

2.3 Расчет зубьев на изгиб

Расчет на изгибную прочность в маломощных передачах производят только для тихоходной ступени, нагруженной наибольшим моментом. Модуль остальных пар (ступеней) принимают равным найденному модулю тихоходной ступени.

Модуль зацепления для прямозубых колес рассчитывается по формуле:

где М - крутящий момент, действующий на расчетное колесо;

 - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса, от 1…1,5, причем меньшие значения выбирают для нешироких колес при симметричном расположении относительно опор. Принимаем = 1.

 - коэффициент формы зуба, значение которого для колес, нарезанных без смещения инструмента, выбирается по таблице. Исходя из Z принимаем равным 3,75 [2];

 - число зубьев рассчитываемого колеса;

 - коэффициент, равный отношению ширины зубчатого колеса к модулю . Значение коэффициента лежит в пределах , причем меньшие значения выбирают для малогабаритных колес невысокой точности. Принимаем .

 - допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб, равное

, где

 - предел выносливости материала колеса при симметричном цикле нагрузки, для стали 40Х [1]; n - запас прочности (n = 1,3 …2), принимаем n = 2.

После определения модуля необходимо выбрать ближайшее ему большее стандартное значение модуля для эвольвентного зацепления. Наиболее употребительные предпочтительные значения стандартных модулей приведены в таблице [2].

 следовательно выбираем значение

2.4 Расчет на контактную прочность

При расчете цилиндрических колес на контактную прочность определяют значения межосевого расстояния:

U - передаточное отношение;

М - крутящий момент;

 - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса. Принимаем = 1;

 - коэффициент ширины колеса. Принимаем = 0,3;

- коэффициент динамической нагрузки. Принимаем = 1.

 - приведенный модуль упругости. Для стальных колес ;

 - допускаемое контактное напряжение,  { [1]}

Найдем модуль зацепления

Полученное значение согласуется с ГОСТ 9563-75 {m = 0,3 [2]}, которое удовлетворяет условию .

2.5 Выбор материала зубчатых колес

Выбираем материал зубчатого колеса - легированная сталь 40Х, которую применяют при повышенных окружных скоростях и при повышенных требованиях к коррозийной стойкости. Зубчатые колеса подвергаются закалке. Данный материал удовлетворяет заданным требованиям (условия эксплуатации влагоустойчивость 90%, частота вращения n_дв. = 5000 об/мин).

Сталь 40Х

плотность

коэффициент линейного расширения

модуль упругости

предел прочности при растяжении

предел текучести

предел выносливости

3. Расчет валов

Предварительный расчет валов производим из условий прочности на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

где  - допускаемое напряжение на кручение равное для сталей 50 Н/мм²

Расчет начинаем с выходного вала привода, к которому приложен наибольший крутящий момент.

Действующие на зуб шестерни силы в коническом прямозубом зацеплении рассчитывается по формулам:

окружную

радиальную

где  - угол зацепления

Составляем расчетную схему вала с изображением действующих на него сил рис. 1. Условно считаем, что нагрузки передаются на валы и оси в виде сосредоточенных сил, прикладываемых в серединах сечений крепления соответствующих деталей.

Рис. 1 Нагрузка вала с одним зубчатым колесом

,

Силы, действующие в опоре по оси Х:

Силы, действующие в опоре по оси Y:

Полная сила реакции опоры:

Изгибающие моменты:

Результирующие изгибающие моменты:

Основной расчет валов на кручение и изгиб выполняют по эквивалентному моменту:

Находим допустимый наименьший диаметр вала:

где - допускаемое напряжение на изгиб при знакопеременной нагрузке. Для сталей

Т.к. нагрузка очень мала, то выбираем диаметр вала из конструкторско-технических ограничений. Принимаем d = 5 мм.

4. Расчет опор валов

Опоры валов передают нагрузки от вращающихся деталей на корпус.

4.1 Расчет радиальных подшипников качения по заданной долговечности

Расчет заключается в определении динамической грузоподъемности выбранного подшипника С_р и сравнении с табличной динамической грузоподъемностью подшипника.

-число об/мин подшипника (5000 об/мин);

R - радиальная нагрузка, ;

С - динамическая грузоподъемность, 900 [3].

Условие выполняется, следовательно выбираем: шарикоподшипник из легкой серии с условным обозначением 24, d = 4 мм, D = 13 мм, b = 5 мм. [3]

5. Определение геометрических размеров зубчатых колес

При определении геометрических размеров зубчатых колес воспользуемся таблицами ([2], табл. 12.21, 12. 22,12.23). Модуль зацепления для всех колес равен 1.

Первая ступень

Делительный диаметр шестерни

Диаметр вершин зубьев шестерни

Диаметр вершин впадин зубьев шестерни

Делительный диаметр колеса

Диаметр вершин зубьев колеса

Диаметр вершин впадин зубьев колеса

Межосевое расстояние ступени

Вторая ступень

Делительный диаметр шестерни

Диаметр вершин зубьев шестерни

Диаметр вершин впадин зубьев шестерни

Делительный диаметр колеса

Диаметр вершин зубьев колеса

Диаметр вершин впадин зубьев колеса

Межосевое расстояние ступени

Третья ступень

Делительный диаметр шестерни

Диаметр вершин зубьев шестерни

Диаметр вершин впадин зубьев шестерни

Делительный диаметр колеса

Диаметр вершин зубьев колеса

Диаметр вершин впадин зубьев колеса

Межосевое расстояние ступени

6. Определение погрешности привода

Основными погрешностями зубчатых передач являются погрешности возникающие из-за мертвого хода  в угловых минутах, и кинематическая погрешность в мкм или в угловых минутах.

Общая погрешность передачи находится как сумма этих погрешностей:

.

Мертвый ход  равен сумме двух погрешностей - люфтовой погрешности  и погрешности из-за упругого мертвого хода :

Характер сопряжения зубьев колес в передаче определяется боковым сопряжением J_n, то есть зазором между нерабочими профилями зубьев сопряженных колес. Он необходим для создания нормальных условий смазки зубьев, компенсации погрешности изготовления, монтажа, для устранения возможного заклинивания передачи при охлаждении, когда зубчатые делаются из стали, а корпус из алюминиевых сплавов. В этом случае величина бокового зазора, соответствующая температурам компенсации С_t будет равна:

где  - межосевое расстояние;

, - коэффициенты линейного расширения корпуса и зубчатых колес; [1]

- перепад между минусовой и нормальной температурой.

Температурная компенсация для первой, второй и третей ступени:

Согласно ГОСТ 9178-72 для цилиндрических мелкомодульных зубчатых передач пользуемся таблицами ([1], табл. 16,17), по выбранному значению J_n находим вид сопряжения, для которого по этим же таблицам находим вероятностный максимальный боковой зазор J_в.

При выборе вида спряжения необходимо выдерживать следующее соотношение:

Боковое сопряжение J_n для первой, второй и третей ступени: вид сопряжения F,

Вероятностный максимальный боковой зазор J_в для первой, второй и третий ступени: квалитет точности 6, вид сопряжения D,

Люфтовая погрешность одной ступени передачи вычисляется по формуле:

Люфтовая погрешность первой, второй и третей ступени передачи вычисляется:

В общем случае для передачи, состоящей из трех ступеней и имеющей три вала, люфтовая погрешность вычисляется по формуле:

Упругий мертвый ход создается угловой деформацией рабочих участков валов, передающих крутящий момент. Максимальное значение упругого мертвого хода для одного вала при реверсе равно удвоенному значению угла закручивания:

где - длина рабочего участка вала;

 - передаваемый валом крутящий момент,

;

 - диаметр вала.

Погрешность упругого мертвого хода для первого, второго и третьего вала:

Общая погрешность упругого мертвого хода вычисляется по формуле:

При проектирование зубчатых передач в расчет следует принимать значение допусков  на кинематическую погрешность зубчатых колес, входящих в передачу. Допуск на кинематическую погрешность находят как сумму допусков на накопленную погрешность шага  и допуск на погрешность профиля зуба :

где  [1];

, , , , ,  [1].

Угловая погрешность первого зубчатого колеса:

Угловая погрешность второго зубчатого колеса:

Угловая погрешность первого зубчатого колеса:

Кинематическую погрешность зубчатых колес, расположенных на одном валу, суммируют, а общую погрешность передачи находят как сумму всех погрешностей, приведенных к одному, обычно выходному валу.

В общем случае для передачи состоящей из 3-х пар зубчатых колес и имеющей 3 вала, формула кинематической погрешности, приведенная к выходному валу:

Найдем мертвый ход:

Общая погрешность передачи:

Полученное значение соответствует данным, полученным в задании {±18 уг. мин}.

Список используемой литературы

1)  Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учеб. пособие для студентов вузов. В 2-х ч. Ч. 2. Конструирование/ Н.П. Нестерова, А.П. Коваленко, О.Ф. Тищенко и др.; Под ред. О.Ф. Тищенко. - М.: Высш. школа, 1978. - 232 с., ил.

2)      Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. Учеб. пособие для студентов вузов. В 2-х ч. Ч. 1. Расчеты/ Н.П. Нестерова, А.П. Коваленко, О.Ф. Тищенко и др.; Под ред. О.Ф. Тищенко. - М.: Высш. школа, 1978. - 328 с., ил.

)        Курсовое проектирование механизмов РЭС: Учеб. пособие для вызов по спец. «Конструирование и технол. радиоэлектрон. средств» / В.В. Джамай, И.П. Плево, Г.И. Рощин и др.; Под ред. Г.И. Рощина. - М.: Высш. шк., 1991. - 246 с.: ил.