Редуктор наклона антенны

Размещено на http://www.allbest.ru/

1

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

“Белорусский государственный университет информатики и радиоэлектроники”

Кафедра инженерной графики

Расчетно-пояснительная записка

к курсовому проекту

по курсу "Техническая механика"

на тему: "Редуктор наклона антенны"

Выполнила:

студентка гр.112601

Осипова Е.Ю.

Руководитель проекта:

Сурин В.М.

Минск 2013

Содержание

1. Описание работы механизма

2. Предварительный выбор двигателя

2.1 Расчет требуемой мощности двигателя

3. Расчет редуктора

3.1 Кинематический расчет

3.2 Расчёт геометрических параметров

4. Подбор подшипников входного вала редуктора

5. Обоснование выбора применяемых материалов

Литература

1. Описание работы механизма

Механизм наклона предназначен для изменения угла антенны. В соответствии с заданием механизм наклона антенны представляет собой трехступенчатый редуктор и электродвигатель. Привод механизма осуществляется электродвигателем постоянного тока серии ДПР-32, широко применяющегося в системах автоматики.

Для предохранения электродвигателя от перегрузки используется предохранительная муфта, представленная отдельной сборочной единицей с двумя полумуфтами.

Распределение передаточных отношений производится с учетом получения минимальных погрешностей.

Механизм собран в литом корпусе. В механизме установлены подшипники.

2. Предварительный выбор двигателя

При предварительном выборе типа двигателя, учитываются следующие факторы: характер работы ЭМП (регулируемый или нерегулируемый ЭМП), его назначение, режим работы ЭМП (длительный, кратковременный, повторно-кратковременный) и его характеристики (продолжительность включенного состояния, частота пусков остановок реверсов), номинальное (среднее) значение нагрузки ЭМП, характер изменения нагрузки (момента или силы), ресурс, надежность, стоимость, серийность ЭМП, плавность и бесшумность в работе, наличие радиопомех, простоту обслуживания, линейность регулировочных и механических характеристик, диапазон изменения частоты вращения (диапазон регулирования), характеристики быстродействия (момент инерции ротора, значение пускового момента, электромеханическую постоянную времени), мощность управления, вид передаточной функции и т.д.

2.1 Расчет требуемой мощности двигателя

Если двигатель предназначен для работы при постоянном или мало изменяющемся моменте нагрузки T_n, мощность двигателя определяют по формуле:

P = k• T_n•w_вых / ?₀ (2.1)

где k-коэффициент запаса, учитывающий необходимость преодоления динамических нагрузок в момент разгона (k=1,1);

T_n - момент нагрузки на выходном валу редуктора;

w_вых-угловая скорость выходного вала в рад/с, которую можно выразить через скорость в об/ мин (щ=рn/30, где n - скорость вращения выходного вала 12 об/мин);

?₀ -общий коэффициент полезного действия устройства (?₀ = 0,7).

P = 1,1·0,45·р/30·12/0,7= 0.888 Вт

Зная требуемую мощность P = 0.888 Вт и данный момент нагрузки T_n=0,45 Н·м выберем двигатель ДПР-32-Н1-07.

Номинальная мощность - 0,925 ВТ

Номинальная частота вращения - 4500 об/мин

Номинальный вращательный момент - 1,96 Н·мм

Масса - 80 г

3. Расчет редуктора

3.1 Кинематический расчет

Кинематический расчет произвели из условий минимизации погрешностей передачи.

Общее передаточное число зубчатого механизма определяем по формуле (3.1):

(3.1)

где- скорость вращения входного вала, ;

- скорость вращения выходного вала, .

=375

Оптимальное число ступеней n из условия минимизации погрешности передачи определяем по формуле (2):

(3.2)

n=1.113

Для уменьшения погрешности редуктора можно принять передаточное отношение последних n-1 (двух) ступеней одинаковым и равным 8 (восьми) по величине. Тогда передаточное отношение первой ступени будет равно:

(3.3)

Таким образом, для рассматриваемого случая проектирования редуктора имеем:i₂=i₃=8; i₁?5,85.

3.2 Расчёт геометрических параметров

Выберем модуль зацепления m = 0,5 мм для малых габаритов колес и обеспечения плавности хода.

Так как рекомендуемое минимальное число зубьев на меньшем колесе находится в пределах 17 ? z ?28, тогда выберем число зубьев шестерен равной z₁=z₃=z₅=20 с учетом минимальных габаритов и массы.

Число зубьев ведомого колеса:

z₄ = z₃·i₂=20·8=160 (3.4)

z₄=z₆=160

Число зубьев ведомого колеса первой передачи:

z₂ = z₁·i₁ = 20·5,85= 117 (3.5)

Ширина венца колеса:

b_к = Ш_к·m = 4·0,5 = 2 мм, где Ш_к[3…16] (3.6)

Головка зуба: h_a= m = 0,5 (3.7)

Ножка зуба:

h_f=(1+c*)·m = 1,5·0,5 = 0,75 мм, где c*= 0,5 при m?0,5 (3.8)

Высота зуба:

h = h_a+ h_f=0,5+0,75 = 1,25 мм (3.9)

Для шестерни z₁, z₃, z₅

Делительный диаметр:

d₁ = m·z₁ = 0,5·20 = 10 мм (3.10)

d₁=d₃=d₅=10 мм

Диаметр вершин зубьев:

d_a= d₁+2h_a = 10+2·0,5 = 11 мм (3.11)

Диаметр впадин зубьев:

d_f= d₁-2h_f =10-2·0,75 = 8,5 мм (3.12)

Для колеса z₄,z₆

Делительный диаметр:

d₄= m·z₂ = 0,5·160= 80 мм (3.13)

d₄=d₆=68 мм

Окружность выступов:

d_a= d₄+2h_a = 80+2·0,5 =81 мм (3.14)

Окружность впадин:

d_f= d₆-2h_f =80-2·0,75 = 78,5 мм (3.15)

Для колеса z₂

Делительный диаметр:

d₂= m·z₂ = 0,5·117 = 58,5 мм (3.16)

Окружность выступов:

d_a= d₂+2h_a = 58,5+2·0,5 = 59,5 мм (3.17)

Окружность впадин:

d_f= d₂-2h_f =58,5-2·0,75 = 57 мм (3.18)

Межосевое расстояние z₁z₂:

a₁₂=0,5(10+58,5) = 34,25мм (3.19)

Межосевое расстояние z₃z₄, z₅z₆:

a₃₄ = 0,5(d₃ + d₄) = 0,5(10+80)=45 мм (3.20)

a₃₄=a₅₆= 45 мм

4. Подбор подшипников входного вала редуктора

антенна электродвигатель редуктор подшипник

Диаметры валов, исходя из условия минимизации размеров, выбираем равными 4мм. Из конструктивных соображений валы будут иметь опоры в виде шарикоподшипников наиболее употребительной легкой серии диаметров 2, у которых размер отверстия, сопрягающийся с валом равен 3 мм. Эти подшипники должны торцом своего внутреннего кольца упираться в ступеньку на валу, и поэтому приходится утолщать вал до 6 мм.

Выбираем шариковые однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75 серии №24, с внутренним диаметром 4 мм и внешним 13 мм. Подшипники посадить на валы с посадкой L0/k6.

5. Обоснование выбора применяемых материалов

При выборе материалов деталей нам нужно учитывать многие факторы, такие как прочность, жесткость, массу конструкции, обрабатываемость, стоимость и дефицитность материала, влажность и температурные условия работы, агрессивность среды, вид производства, безопасность, эстетичность и другие. Технологические требования к материалу определяют возможность изготовления детали с минимальными трудозатратами. При выборе материалов руководствовались законодательством РБ.

Учитывая, что корпус редуктора должен иметь малую массу и быть прочным для изготовления использовать сталь 45, ГОСТ1050-88.

Зубчатые колёса, валы, и штифты изготовить также из стали 45, ГОСТ 1050-88, т.к. она обладает хорошей обрабатываемостью, прочностными и пластичными свойствами.

Роль смазочных материалов при работе механизмов состоит в снижении потерь на трение, уменьшение изнашивания, а так же в предохранении отертых поверхностей от коррозии. В качестве смазочного материала зубчатых колес, шарикоподшипников применяем ЦИАТИМ 201 (ГОСТ6227-74). Он хорошо удерживает в узлах трения и не требует сложных уплотнений.

Литература

1. Техническая механика. Курсовое проектирование. Учеб. пособие. Под редакцией Вышинского Н.В., Минск, 2001.

2. Техническая механика. Методическое пособие по курсовому проектированию. Под редакцией Сурина В.М. - Минск, БГУИР, 2008.

3. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Под редакцией Тищенко О.Ф., ч. 1, Москва, 1978.

4. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Под редакцией Тищенко О.Ф., ч. 2, Москва, 1978.

Размещено на Allbest.ru