Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

НАЦИОНАЛЬНЫЙ АЭРОКОСМИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

им. Н.Е.ЖУКОВСКОГО

''ХАРЬКОВСКИЙ АВИАЦИОННЫЙ ИНСТИТУТ''

Пояснительная записка к курсовому проекту

''Механизм поворота и ориентации панели солнечной батареи ИСЗ''

Харьков 2004

Содержание

солнечный батарея вал подшипник

Перечень условных обозначений, сокращений и символов

Введение

1. Выбор электродвигателя

2. Расчет редуктора

2.1 Разбивка передаточного отношения

2.2 Расчет цилиндрической передачи

2.2.1 Проектировочный расчет

2.2.2 Проверочный расчет

2.3 Расчет планетарной ступени

2.3.1 Кинематический расчет

2.3.2 Проектировочный расчет

2.3.3 Проверочный расчет

2.4 Расчет волновой передачи

2.4.1 Проектировочный расчет

2.4.2 Проверочный расчет

3. Расчет валов

3.1 Расчет вала-шестерни

3.1.1 Проектировочный расчет вала-шестерни

3.1.2 Проверочный расчет вала-шестерни

3.1.3 Проверочный расчет вала со шпоночным пазом

3.2 Расчет вала выхода планетарной передачи

3.3 Расчет оси сателлита

3.4 Расчет вала выхода волновой передачи

4. Подбор подшипников

5. Расчет шлицев

Заключение

Литература

Перечень условных обозначений, сокращений и символов

-- момент инерции, кг·м2;

-- угловая скорость, с-1;

-- частота вращения, об/мин;

-- момент, Н·м;

-- напряжение, В;

-- сила тока, А;

-- ресурс долговечности, ч;

-- передаточное отношение;

-- крутящий момент, Н·м;

-- коэффициент полезного действия;

-- число зубьев;

-- допускаемое контактное напряжение, Мпа;

-- допускаемое изгибное напряжение, МПа;

-- коэффициент безопасности;

-- коэффициент долговечности;

-- предел контактной выносливости, МПа;

-- предел изгибной выносливости, МПа;

-- базовое число циклов перемены напряжений;

-- расчетное число циклов перемены напряжений;

-- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

-- коэффициент динамической нагрузки;

-- коэффициент расчетной нагрузки;

-- модуль зацепления;

-- коэффициент ширины зубчатого колеса;

-- делительный диаметр зубчатого колеса, мм;

-- диаметр окружности вершин зубчатого колеса, мм;

-- диаметр окружности впадин зубчатого колеса, мм;

-- ширина венца зубчатого колеса, мм;

-- межосевое расстояние, мм;

-- удельная расчетная окружная сила, Н;

-- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

-- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

-- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

-- коэффициент трения в зацеплении;

-- количество сателлитов;

--коэффициент потерь в зубчатом зацеплении;

-- коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами;

-- коэффициент смещения гибкого и жесткого колес;

-- коэффициент динамичности;

-- запас прочности по нормальным напряжениям;

-- запас прочности по касательным напряжениям;

-- общий запас прочности;

-- размеры по роликам, мм;

-- окружная сила, H;

-- радиальная сила, H;

-- эквивалентная нагрузка на подшипник, H;

-- динамическая грузоподъемность подшипника;

ИСЗ -- искусственный спутник земли.

Введение

Курсовой проект по деталям машин -- самостоятельная расчетная работа, в ходе выполнения которой приобретаются навыки приложения теоретических знаний, полученных при изучении фундаментальных и общетехнических дисциплин.

При выполнении курсового проекта находят практическое применение основные разделы курса ''Конструирование машин и механизмов'', такие как расчеты зубчатых передач различных типов, разъемных и неразъемных соединений, валов, выбор подшипников, материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости и т.д.

В данной курсовой работе спроектирован механизм поворота и ориентации панели солнечной батареи искусственного спутника земли. рассчитанный механизм должен обеспечивать получение на выходе требуемой частоты вращения. Главным критерием расчета и проектирования являлось требование минимизации габаритных размеров и массы изделия.

Механизм поворота и ориентации панели солнечной батареи ИСЗ состоит из двигателя, вмонтированного в корпус изделия, и трехступенчатого редуктора, включающего последовательно соединенные цилиндрическую, планетарную и волновую передачи. В качестве двигателя выбран микродвигатель серии ДПР.

1. Выбор электродвигателя

Согласно заданию необходимо сконструировать редуктор для поворота панели солнечной батареи.

Примем массу панели солнечной батареи 60 кг, размеры 1Ч2.4 м

Определим момент инерции панели солнечной батареи:

Определим потребный момент для преодоления сил инерции при условии, что:

Механизм поворота включается 20 раз (каждые)

Выбираем микродвигатель ДПР-32-Ф1/Ф2-06, имеющий следующие характеристики:

Проверим достаточность пусковых характеристик двигателя (при номинальном и пусковом режимах работы) для преодоления момента инерции панели солнечной батареи:

Для данного двигателя мы будем иметь коэффициент запаса

Можно было взять и двигатель ДПР-2-Н1/Н2-13,для которого мы имели бы такие характеристики:

Но для того чтобы обеспечить запас массы, мы выбираем двигатель

ДПР-32-Ф1/Ф2-06.

2. Расчет редуктора

2.1 Разбивка передаточного отношения

Кинематическая схема редуктора включает в себя три ступени:

– цилиндрическая передача;

– планетарная передача;

– волновая передача.

Вычислим общее передаточное отношение редуктора по заданным значениям оборотов на входе и выходе редуктора:

Суммарное передаточное отношение редуктора можно представить в виде:

,

где: -- передаточное отношение цилиндрической ступени;

-- передаточное отношение планетарной ступени;

-- передаточное отношение волновой ступени.

Примем:

Зацепления-нулевые.

2.2 Расчет цилиндрической передачи

Исходные данные:

Требуемое передаточное отношение: ;

Частота вращения шестерни: ;

Момент на валу шестерни:

;

КПД подшипников качения :;

КПД передачи: ;

Срок службы: .

Принятые материалы:

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	Заготовка			Твердость поверхности
Шестерня	40Х	Объемная закалка	поковка	1000	800	45HRCэ
Колесо	40ХН	Объемная закалка	поковка	1600	1400	50HRCэ

2.2.1 Проектировочный расчет

1. Принимаем число зубьев шестерни равное: ;

2. По заданному передаточному отношению вычисляем число зубьев колеса:

;

3. Определение частот вращения и угловых скоростей валов:

— ведущего:

,;

— ведомого:

, .

4. Определение крутящих моментов на валах:

— на ведущем валу:

— на ведомом валу:

5. Базовое число циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

6. Определение чисел циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

;

;

.

7. Определение допускаемых напряжений:

а) контактные:

;

где: ;

;

;

;

;

В качестве расчетного принимаем .

б) изгибные:

,

где: ;

, т.к. ;

;

.

в) предельные:



8. Определение коэффициентов расчетной нагрузки:

При твердости , 6-ой степени точности и

;

Принимаем ;

9. Определим начальный (делительный) диаметр шестерни:

где:

Из конструктивных соображений .

10. Модуль зацепления:

По ГОСТ 9563-60 , тогда

2.2.2 Проверочный расчет

1. Проверка передачи на контактную выносливость:

Предварительно устанавливаем следующие параметры:

для прямозубых колес.

Окружная скорость:

Коэффициент расчетной нагрузки:



Принимаем:

Определяем удельную расчетную окружную силу:

Недогрузка равна 49.55%.

2.Проверка передачи на изгибную выносливость:

;

, для ;

, для ;

; .

Так как , проверяем на прочность зуб шестерни:

3. Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома):

4. Определение геометрических размеров шестерни и колеса:

5. Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

Конструктивно принимаем диаметр вала 4 мм.

6. Подбор шпонки: принимаем призматическую шпонку с размерами

Потребная длина шпонки определяется из условия прочности шпоночного соединения на смятие:

Конструктивно принимаем длину шпонки 1.0 мм.

2.3 Расчет планетарной ступени

Исходные данные:

Требуемое передаточное отношение ;

Частота вращения ведущего вала ;

Момент на валу шестерни ;

КПД подшипников качения ;

Коэффициент трения в зацеплении ;

Срок службы; .

2.3.1 Кинематический расчет

Схема планетарной передачи

рис.2.1

Подбор чисел зубьев планетарного механизма произведем с одновременным выполнением обязательных условий обеспечения передаточного отношения, соосности, соседства и сборки, используя теорию целочисленных уравнений.

Для принятого передаточного отношения можно взять количество сателлитов .

Генеральные уравнения для планетарного механизма типа имеют вид:

,

где N-любое целое число.

Подставив в них численные значения, получим систему:

Приняв число зубьев ведущего (солнечного) колеса , получим:

; .

Проверка правильности выполнения подбора чисел зубьев:

1) Уравнение передаточного отношения:

2) Уравнение соосности:



3) Условие соседства:

77.94>74

4) Условие сборки:

Все условия выполняются, поэтому можно взять для дальнейших расчетов найденные числа зубьев.

2.3.2 Проектировочный расчет

Принятые материалы

Элемент передачи	Марка стали	Термо- обработка	Заготов-ка			Твердость поверхности
Шестерня	40Х	Объемная закалка	поковка	1000	800	45HRCэ
Колесо	40ХН	Объемная закалка	поковка	1600	1400	50HRCэ

1) Определяем общий КПД редуктора:

а) Коэффициент потерь в зацеплении:



б) КПД редуктора:

2) Определение частот вращения и угловых скоростей валов:

— ведущего:

— ведомого:

3) Определение крутящих моментов на валах:

— на ведущем валу:

— на ведомом валу:

• 4) Базовое число циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

• 5) Определение чисел циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

;

;

,

,

где - числа контактов шестерни и сателлита .

6) Определение допускаемых напряжений:

а) контактные:

т.к. ;

;

;

;

.

б) изгибные:

,

где ;

, т.к. ;

;

в) предельные:

7) Определение коэффициентов расчетной нагрузки:

При твердости , 6-ой степени точности и

;

Примем ;

8) Определим начальный (делительный) диаметр шестерни:

;

где: ;

;

;

;

.

9) Модуль зацепления:

По ГОСТ 9563-60 , тогда

2.3.3 Проверочный расчет

1. Проверка первой ступени на контактную выносливость:



Предварительно устанавливаем следующие параметры:

-для прямозубых колес

Уточняем коэффициент расчетной нагрузки:

Определяем удельную расчетную окружную силу:



Недогруз равен 5.6%.

2. Проверка на изгибную выносливость:

Так как 74.125<84.147 , проверяем зуб шестерни:

Недогрузка 71.74%

3.Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки (проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома).



4. Проверка на заедание:

так как

5. Определение геометрических размеров зубчатых колес:

2.4 Расчет волновой передачи

Исходные данные

Требуемое передаточное отношение ;

Частота вращения вала генератора ;

Момент на тихоходном валу ;

Срок службы: .

рис. 2

2.4.1 Проектировочный расчет

1.Расчет зубьев гибкого и жесткого колес:

2. Назначаем тип генератора - кулачковый с одним рядом шариков

3. Для гибкого колеса выбираем сталь 20Х2Н4А с HRC 28…32 , для жесткого - сталь 40Х с HRC 28…32.

4.Назначаем относительные конструктивные параметры гибкого колеса

5.Определяем допускаемое удельное давление на поверхности зубьев:

;

Принято ;

- для кулачкового генератора;

;

6. Определяем диаметр делительной окружности гибкого колеса

7.Определяем приближенное значение модуля зацепления:

Принимаем ближайшее стандартное значение модуля m=0.14 (мм).

8.Определяем диаметры делительных окружностей гибкого и жесткого колес:

9.Принимаем в соответствии с рекомендациями

10.Определяем коэффициенты смещения гибкого и жесткого колес:

11.Определяем максимально возможную высоту захода зубьев:

12. .Определяем диаметры окружностей впадин и вершин гибкого колеса:

Окончательное значение диаметра окружности вершин принимается после проверок:

а) высота зуба не должна быть больше, чем у производящего исходного контура:

б) высота зуба не должна быть больше толщины оболочки гибкого колеса под зубчатым венцом :

13. Определяем диаметры окружностей впадин и вершин жесткого колеса

14.Проверяем наличие радиального зазора между вершинами зуба гибкого колеса и впадин жесткого колеса по большой оси генератора

15.Определяем основные окружности гибкого и жесткого колес

16.Определяем толщины зубьев гибкого и жесткого колес по делительным окружностям

17.Определяем размеры по роликам

выбираем по ГОСТ 2475-62

Принимаем

Принимаем

18.Определяем конструктивные размеры гибкого и жесткого колес

а) гибкое колесо:

б) жесткое колесо :



2.4.2 Проверочный расчет

А.Проверка по критерию прочности.

1. Определяем амплитудные нормальные (изгибные) напряжения в гибком колесе нагруженной ВЗП:

при

;

Принимаем , тогда

;

;

.

Определим коэффициент влияния зубьев Y



2. Определяем амплитудные нормальные напряжения в гибком колесе при действии крутящего момента :

3. Определяем средние напряжения

.

4. Определяем максимальные касательные напряжения в гибком колесе ненагруженной волновой передачи

5. Определяем максимальные касательные напряжения в гибком колесе нагруженной волновой передачи

6. Определяем амплитудные и средние касательные напряжения

7. Найдем эффективные коэффициенты концентрации напряжений

8. Определим запас прочности гибкого колеса

Б. Проверка по критерию “ ресурс подшипников генератора волн “.

1. Определяем основные геометрические и конструктивные параметры кулачкового генератора волн

- наружный диаметр круглого подшипника с гибкими кольцами равен внутреннему диаметру гибкого колеса ;

- толщина наружного кольца ;

- толщина внутреннего кольца ;

- диаметр шариков ;

- ширина колец генератора ;

- глубина дорожки качения наружного кольца

;

- глубина дорожки качения внутреннего кольца ;

- число шариков ;

- радиус желоба дорожки качения

;

2. Определяем максимальную деформацию по генератору

3. Определяем располагаемую динамическую грузоподъемность шарикоподшипника генератора

4. Определяем потребную динамическую грузоподъемность

B. Проверка по критерию «жесткость звеньев».

1. Определяем предельный крутящий момент, передаваемый волновым зубчатым редуктором:

- натяг в зацеплении;

- радиальное биение валагенератора.

2. Определяем максимальный крутящий момент:

Г. Проверка по критерию “ теплостойкость “.

1. Определяем количества тепла, образующегося вследствие потерь мощности:

2. Определяем количество тепла, отводимого от передачи в окружающую среду:

Принимаем После эскизного проектирования определяем так как передача рассчитывается только на естественный отвод тепла:



3. Расчет валов

3.1 Расчет вала-шестерни

3.1.1 Проектировочный расчет вала-шестерни

Примем в качестве материала для рассчитываемого вала сталь 40ХН

)

Принимаем условное допускаемое напряжение кручения

Уточненный расчет на изгиб с кручением

Расчетная схема вала имеет вид (рис.3):

рис.3

Длины расчетных участков:

На вал действуют следующие нагрузки:

-- Окружные силы:

-- Радиальные силы:

-- Крутящий момент

Рассмотрим отдельно нагрузки, действующие в плоскости Х и Y и построим эпюры изгибающих моментов в этих плоскостях:

Эпюра изгибающих моментов от действия окружных сил:

Эпюра изгибающих моментов от действия радиальных сил:



Определим суммарный изгибающий момент по формуле:

;

;

;

.

Определим приведенный момент по формуле:

;

;

;

;

.

Определим потребный диаметр вала:

Конструктивно принимаем диаметр вала 4 мм.

3.1.2 Проверочный расчет вала-шестерни

Определим нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

-крутящий момент;

-суммарный изгибающий момент;

-осевая сила;

-момент инерции при расчетах на жесткость (осевой)

Частные коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности попределу текучести:

3.1.3 Проверочный расчет вала со шпоночным пазом

Частные коэффициент запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности попределу текучести:

3.2 Расчет вала выхода планетарной передачи

Примем в качестве материала для рассчитываемого вала сталь 40ХН

Принимаем условное допускаемое напряжение кручения

Так как какие-либо нагрузки кроме крутящего момента отсутствуют, то определяем диаметр вала из условия чистого кручения:

Конструктивно принимаем диаметр вала 5 мм.

3.3 Расчет оси сателлита

Расчет проводим аналогично расчету вала выхода планетарной передачи:

Конструктивно принимаем ось с диаметром 4 мм.

3.4 Расчет вала выхода волновой передачи

Расчет проводим аналогично расчету вала выхода планетарной передачи:

Конструктивно принимаем диаметр вала 35 мм.

4. Подбор подшипников

Определяем расчетный ресурс (долговечность) подшипника, ч:

где р - показатель степени: р=3 - для шарикоподшипников,

а23 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла: а23=0.7

Подшипник пригоден, если расчетный ресурс больше или равен требуемому.

По ГОСТ 8338-75 подберем радиальные шарикоподшипники.

рис. 4

1.

2. Вал - шестерня:

d=4мм, n=2000об/мин, RE=Fr2=13.1H, Lh=1000ч.

Возьмем подшипник 1000094(d=4мм, D=11мм, B=4мм, С=75кгс, n=31500 об/мин.)



Подшипник подходит.

2. На саттелите возьмем тот же подшипник.

3. Выходной вал планетарной передачи:

d=5мм, n=200об/мин,

Возьмем подшипник 25(легкая серия диаметров 2, узкая серия ширин 0):

d=5мм, D=16мм, В=5мм, С=150кгс, n=31500об/мин.

4. Выходной вал волновой передачи: d=35мм, n=1об/мин,

Возьмем подшипник 1000907:

d=35мм, D=55мм, В=10мм, С=816кгс, n=12500об/мин.

5. Расчет шлицев

Расчет из условия общности форм упрощенного и уточненного расчетов проводим по номинальным условным допускаемым напряжениям от наибольшего длительно действующего вращающего момента в предположении равномерного распределения давления по поверхности зубьев.

где - крутящий момент;

-длина соединения;

-высота зуба;

1. Рассчитаем эвольвентные шлицы на выходном валу планетарной передачи().

;

;

;;

.

2. Расчет шлица вала выхода волновой передачи().

;

;

;;

Заключение

В данном курсовом проекте в соответствии с полученным заданием спроектирован механизм поворота и ориентации солнечной батареи ИСЗ, обеспечивающий требуемую частоту вращения выходного вала.

В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры деталей механизма, участвующих в передаче движения, таких как: зубчатые колеса, валы, подшипники. Детали корпуса изделия, крепления и другие элементы разработаны конструктивно. Произведен подбор стандартных деталей крепежа.

В соответствии с условиями работы механизма выбрана сухая смазка полимерными самосмазывающимися материалами.

Литература

1. Иванов М.Н. Детали машин. Учебн.М.: Высшая школа, 1984, 336с.

2. Ткаченко В.А. Проектирование многосателлитных планетарных передач. Х., ХГУ,1961, 132с.

3. Полетучий А.И. Волновые зубчатые передачи. Харьков, ХАИ, 1979, 106с.

4. Расчеты и проектирование зубчатых передач. Артеменко Н.П., Волошин Ю.И., Ефоян А.С., Рыдченко В.М.- Харьков: ХАИ, 1980.- 113с.

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. М.: Машиностроение, 1979.

6. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. - 3-е издание, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2002.-536 с., ил.

• 7. Безручко К.В., Гайдуков В.Ф., Губин С.В., Драновский В.И., Карпов Я.С., Туркин И.Б.. Солнечные батареи автоматических космических аппаратов.-Харьков: Национальный аэрокосмический
• университет 'ХАИ', 2001.-276с.

8. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.-4-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1989.- 496 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru