Редуктор наклона антенны

Редуктор наклона антенны

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

. Предварительный выбор двигателя

.1 Расчет требуемой мощности двигателя

. Расчет редуктора

.1 Кинематический расчет

.2 Расчёт геометрических параметров

. Подбор подшипников входного вала редуктора

. 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:

= k∙ T_n∙ŵ_вых / ŋ₀ (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;

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

ŋ₀ -общий коэффициент полезного действия устройства (ŋ₀ = 0,7).

P = 1,1·0,45·π/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

.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:

₄ = z₃·i₂=20·8=160 (3.4)₄=z₆=160

Число зубьев ведомого колеса первой передачи:

₂ = z₁·i₁ = 20·5,85= 117 (3.5)

Ширина венца колеса:

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

Головка зуба: h_a= m = 0,5 (3.7)

Ножка зуба:

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

h = h_a+ h_f=0,5+0,75 = 1,25 мм (3.9)

Для шестерни z₁, z₃, z₅

Делительный диаметр:

₁ = m·z₁ = 0,5·20 = 10 мм (3.10)₁=d₃=d₅=10 мм

Диаметр вершин зубьев:

_a= d₁+2h_a = 10+2·0,5 = 11 мм (3.11)

Диаметр впадин зубьев:

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

Для колеса z₄,z₆

Делительный диаметр:

₄= m·z₂ = 0,5·160= 80 мм (3.13)₄=d₆=68 мм

Окружность выступов:

_a= d₄+2h_a = 80+2·0,5 =81 мм (3.14)

Окружность впадин:

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

Для колеса z₂

Делительный диаметр:

₂= m·z₂ = 0,5·117 = 58,5 мм (3.16)

Окружность выступов:

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

Окружность впадин:

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

Межосевое расстояние z₁z₂:

₁₂=0,5(10+58,5) = 34,25мм (3.19)

Межосевое расстояние z₃z₄, z₅z₆:

₃₄ = 0,5(d₃ + d₄) = 0,5(10+80)=45 мм (3.20)₃₄=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.

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

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

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