Курсовая работа РПЗ (Устройство управления РЭА), страница 2
Описание файла
Файл "Курсовая работа РПЗ" внутри архива находится в папке "Устройство управления РЭА". Документ из архива "Устройство управления РЭА", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "проектирование оптикоэлектронных приборов (оэп)" из 5 семестр, которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "проектирование оэп" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "Курсовая работа РПЗ"
Текст 2 страницы из документа "Курсовая работа РПЗ"
Масса m=0.41 кг
Проверка правильности выбора двигателя.
Проверим, выполняется ли условие:
,
где 
- суммарный, статический и динамический моменты нагрузки, приведенные к моменту двигателя, соответственно.
,
где 
- коэффициент, учитывающий инерционность собственного зубчатого механизма,
- угловое ускорение вращения вала двигателя.
Принимая коэффициент =0.4, получим:
.
.
Условие проверки выполнено. Следовательно, двигатель подобран верно.
3.2. Расчет параметров ОУ
;
Из формулы 
найдем 
, задав 
значение 20:
Найдем расчетные значения 
, приняв 
:
Примем значения 
из ряда рекомендуемых значений:
Уточненные значения:
3.3. Расчет кинематических цепей.
Общее передаточное отношение: 
.
Определение числа элементарных передач:
Выбираем число ступеней n=5.
Передаточное отношение между последней и предпоследней ступенью:
Передаточные отношения первой, второй и третьей ступени определим по номограмме:
; 
| № ступени | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
| Передаточное отношение | 1,9 | 2,3 | 3 | 6 | 6 |
Проверка:
;
- передаточные отношения определены верно.
Определение чисел зубьев элементарных передач:
Число зубьев на шестернях назначим равным 25, т.к. для высокоточных передач это число выбирают из диапазона 17…28 ближе к верхнему пределу.
Число зубьев ведомых колес для редуктора
,
где i – передаточное отношение рассчитываемой элементарной передачи.
Число зубьев на ведомых колесах выберем в соответствии со стандартными рядами.
| № колеса | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 |
| Число зубьев | 25 | 45 | 25 | 60 | 25 | 75 | 25 | 150 | 25 | 150 |
Проверка:
Отклонение находится в допустимых пределах.
3.4. Расчет моментов и усилий в кинематических цепях.
Суммарный момент: 
,
где 
– статическая нагрузка,
- динамическая нагрузка.
Определим крутящий момент на каждом валу:
,
где 
- искомый момент на (i-1)-м валу;
- известный момент на i-м валу;
- передаточное отношение между (i-1)-м и i-м валами;
- КПД передачи (
для цилиндрической передачи);
=0.97 - КПД подшипников, на которых установлен (i-1)-м вал.
| № вала | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 |
| Крутящий момент Mi, | 0,0018 | 0,0033 | 0,0073 | 0,021 | 0,121 | 0,7 |
3.5. Проектный расчет зубчатых колес на прочность.
Выбор материалов зубчатых колес.
Выбор материала проводится с учетом действующей нагрузки, габаритов, условий эксплуатации и стоимости.
Определяющим параметром в условиях эксплуатации в данном случае является окружная скорость V. Очевидно, что самая большая окружная скорость будет у шестерни, закреплённой на валу двигателя, поэтому достаточно подобрать материал только для шестерни и колеса первой ступени. При этом из конструктивных соображений для остальных шестерён и колёс можно назначить те же самые материалы. Найдем максимальную окружную скорость (ориентировочно выберем модуль 0.4):
При небольших окружных скоростях V (до 6 м/с) для изготовлении
передач применяют дешёвые конструкционные стали 35,40,45,50.
Для прирабатывающихся колес выберем разные материалы для зубчатых колес: для шестерни – сталь 45, для колеса – сталь 35.
Определение допускаемых напряжений.
В соответствии с рекомендацией в качестве термообработки для зубчатого колеса назначим нормализацию, для шестерен – улучшение. Примем твердость материала зубьев колеса 200HB, тогда для шестерни – 220HB.
Предельные контактные напряжения шестерни и колеса:
Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса:
где 
- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей,
– коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса
- коэффициент долговечности,
- коэффициент безопасности.
Примем: 
, 
(по условию режим работы длительный), 
, 
Предельные напряжения при изгибе шестерни и колеса:
Допускаемое напряжение изгиба для материала шестерни и колеса:
где 
- предел выносливости при изгибе,
– коэффициент, учитывающий цикл нагружения колес,
– коэффициент долговечности,
– коэффициент запаса прочности.
Примем: 
(передача реверсивная), 
, 
3.6. Расчет и подбор стандартных модулей зацепления. Определение геометрических параметров зубчатых колес и передач.
Выберем открытый тип передач. Модуль m зацепления для цилиндрических прямозубых передач:
где M – крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо,
YF – коэффициент формы зуба,
К – коэффициент расчетной нагрузки,
z – число зубьев рассчитываемого колеса,
- коэффициент ширины зубчатого венца.
Примем: К=1.5, =4.
Для колес отношение 
больше, чем для шестерен, поэтому расчет будем вести по колесам.
| Ступень | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
| Расчетный модуль m, мм | 0,022 | 0,026 | 0,034 | 0,049 | 0,088 |
Примем модули всех передач по рекомендуемому значению m=0,4 мм.
Для цилиндрических передач с прямозубыми нулевыми колесами:
делительный диаметр: 
;
диаметр вершин зубьев: 
;
диаметр впадин: 
;
ширина колеса: 
;
ширина шестерни: 
;
делительное межосевое расстояние: 
.
Т.к. все модули m<0,5 мм, то c*=0,5. 
.
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | ||||||||||
| Шестерня | Колесо | Шестерня | Колесо | Шестерня | Колесо | Шестерня | Колесо | Шестерня | Колесо | |||||
| Количество зубьев | 25 | 45 | 25 | 60 | 25 | 75 | 25 | 150 | 25 | 150 | ||||
| Модуль, мм | 0,4 | |||||||||||||
| Делительный диаметр, мм | 10 | 18 | 10 | 24 | 10 | 30 | 10 | 60 | 10 | 60 | ||||
| Диаметр вершин зубьев, мм | 10,8 | 18,8 | 10,8 | 24,8 | 10,8 | 30,8 | 10,8 | 60,8 | 10,8 | 60,8 | ||||
| Диаметр впадин, мм | 8,8 | 16,8 | 8,8 | 22,8 | 8,8 | 28,8 | 8,8 | 58,8 | 8,8 | 58,8 | ||||
| Ширина, мм | 2 | 1,6 | 2 | 1,6 | 2 | 1,6 | 2 | 1,6 | 2 | 1,6 | ||||
| Делительное межосевое расстояние, мм | 14 | 17 | 20 | 35 | 35 | |||||||||
3.7. Проектировочный расчет валов.
В качестве материала вала выберем сталь 45.
Расчетный диаметр вала VI:
Расчетный диаметр вала II:
Назначим диаметры всех валов равным 3 мм.
3.8. Выбор и обоснование выбора опор.
В качестве валов опор выберем опоры качения – шарикоподшипники, поскольку их номенклатура достаточно широка, монтаж прост, в эксплуатации надежны, стоимость невелика, и, как показывает опыт, обладают более высоким КПД по сравнению с другими типами опор, например, опорами скольжения.
