1. Техническое предложение
1. Анализ технического задания

Необходимо разработать конструкцию и рассчитать основные параметры механизма датчика скорости летательного аппарата (ДС).

1.2 Разработка функциональной схемы механизма.

Блок датчика динамического давления (ДС) предназначен для определения скорости летательного аппарата. Механизм отработки сигнала от датчика (рис. 1) состоит из : электродвигателя 1, соединительной муфты 2, редуктора 3, щетки 4, потенциометра 5, кулачка 6, индуктивного датчика 9, толкателя 7 и сердечника 8, штепсельного разъема 10.

При вращении кулачка 6 толкатель 7 перемещает внутри катушки 9 сердечник 8, тем самым, изменяя ее индуктивность. Потенциометр, индуктивный датчик и кулачковый механизм укрепляются в изолированной от редуктора части корпуса. Угол поворота выходного вала, на котором укреплены реохорд и кулачок, не превышает 70° .



Рис.1

2. Технический проект
1. Выбор двигателя

По формуле находят мощность , Вт на выходном валу.

(1)

где , H*см - максимальный крутящий момент на выходном валу;

, об/мин – частота вращения выходного вала.



Зная мощность , определяют мощность двигателя , Вт

, (2)

где h ₀ –общий КПД механизма.

Так как определение номинальной мощности электродвигателя и выбор его проводится до составления кинематической схемы, то в первом приближении общий КПД можно принять h ₀ =0.6.



Результаты выбора двигателя Таблица 1

, Н*см	, об/мин	h 0 , %	, Вт	, Вт	Марка двигателя
40	14	60	0.57	0.95	Г-205

Параметры двигателя представлены в таблице 2 , внешний вид изображен на рисунке 2.

Характеристики двигателя Г-205 Таблица 2

Мощ-ность Вт	Часто-та Враще-ния, Об/мин	Номи-наль-ный Момент Н× см	Момент Инерцииякоря кг× см2	Пуско-вой Момент Н× см	Габариты
					D, мм	L, мм	D, мм	l, мм
1	3000	0,33	0,057	1,35	58	79	4	5



 

Рис. 2

2. Разработка кинематической схемы

1. Выбор типа редуктора о подсчет передаточного отношения

Передаточное отношение редуктора рассчитывается по формуле

где ,об/мин – частота вращения выходного вала редуктора, на котором закреплен кулачок;

- частота вращения выходного вала двигателя

2. Подбор передаточных отношений ступеней редуктора и расчет чисел зубьев

где -передаточное отношение ступени.

где - передаточное отношение ступени;

- число зубьев шестерни (выбирается из конструктивных соображений =18¸ 20);

- число зубьев колеса

Рассчитаем число зубьев для колеса второй ступени по формуле (5). Получим:

1. Расчет ошибки передачи

Так как полученное передаточное отношение редуктора отличается от требуемого, при его работе возникает ошибка ,%, вычисляемая по формуле

, (6)

где , об/мин - частота вращения выходного вала, установленная заданием;

, об/мин – частота вращения выходного вала, полученная при действительном значении передаточного отношения, рассчитывается по следующей формуле

, (7)

где , об/мин – число оборотов двигателя;

- действительное передаточное отношение редуктора

Рассчитаем , об/мин и ,% по формулам (6) и (7). Получим:

, .

Результаты расчета ошибки передачи Таблица 4

, об/мин		, об/мин	, об/мин	,%
3000	215	14	13.953	0.3%

Полученное значение ошибки передачи укладывается в допустимые пределы.

2. Расчет КПД редуктора и проверка его на соответствие необходимому режиму работы

При подборе двигателя использовалось произвольное значение КПД редуктора h ₀ =60%. Теперь необходимо рассчитать его действительное значение . Делается это по следующей формуле

где - КПД зубчатой передачи (3 – число ступеней);

- КПД подшипников (3 – число валов с подшипниками);

- КПД разбрызгивания масла;

Полученное значение мощности двигателя не превышает мощность выбранного двигателя, а, следовательно, и редуктор удовлетворяет необходимому режиму работы.

2.5 Расчет крутящих моментов

(9)

где - крутящий момент на валу , Ui -передаточное отношение передачи , h i –КПД передачи.

Максимальный момент =40 Нсм

2.51 Расчет размеров зубчатых колес

• материал шестерни: сталь Ст45 улучшенная E=2,15× 10⁷Н/см², [s ]=19000, [t ]_К=21700;
• материал колеса: латунь ЛС 59 E=9,3× 10⁶Н/см², [s ]=8500, [t ]_К=10000;

Исходя из выбранных материалов, Е_Ш=2,15× 10⁷н/см² и Е_К=9,3× 10⁶н/см²:

Примем следующие коэффициенты , , .

Н× см

Вычислим значение модуля при расчете на контактное напряжение по формуле (10):

U=5, коэффициент ширины зуба примем y =8. Для материала колеса допустимое контактное напряжение на сдвиг равно: [t _к]_к=10000 Н/см².

мм

Число зубьев шестерни и колеса: Z_Ш=Z₇=18, Z_К=Z₈=90. Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса для прямозубой цилиндрической передачи: Z_ЭКВ.Ш =18, Z_ЭКВ.К=90. Этим значениям соответствуют следующие коэффициенты формы зуба: y_ш=0,098, y_к=0,1405.

Определим слабое звено. Для материала колеса допустимое напряжение на изгиб [s _и]_к=11000 н/см², для материала шестерни [s _и]_ш=19000 н/см².

Слабым звеном является колесо, поэтому в формулу (11) подставляем его параметры.

мм

Исходя из проведенных расчетов, принимаем m=0,6мм.

52. Определение размеров зубчатых колес:

Ширина b для всех колес одинакова и равна:

Рассчитаем диаметр делительной окружности, окружности выступов и окружности впадин для колеса на выходном валу. Получим:

2.6 Расчет валов

2.61 Расчет реакций в опорах выходного вала(l1=0.05 l2=0.015 l3=0.02)

Рассмотрим плоскость XOZ (Рис. 4)

Кроме распорных и окружных сил в зацеплениях на выходной вал действуют радиальная Pko ,Н и окружная Pkr ,Н силы со стороны кулачка. Профиль кулачка представлен на рисунке 5. Силы определяются по формулам (18), (20) при их определении учитывается то , что плоскости зацеплений на валу и плоскость контакта кулачка с толкателем находятся по углом 45 градусов.

(18)

Cилы Px и Pkx рассчитываются по формулам

(20)

Вычислим силы Px и Pkx

Из основных уравнений механики следует ,что :

То есть

Рассмотрим плоскость YOZ (Рис.6)

Py равно распорной силе, следовательно

2.62 Расчет реакций в опорах предвыходного вала(l1=0.035 l2=0.015 l3=0.02)

Рассмотрим плоскость XOZ

Получим выражения для Px и Prx пользуясь формулой (18)

Вычислим значения этих величин

Рассмотрим плоскость YOZ

Получим выражения для Py и Pry пользуясь формулой (18)

Из формулы (21) следует ,что :

Решая данную систему уравнений найдем реакции в опорах:

Составим таблицу изгибающих моментов на валах

2.63 Эпюры для выходного вала

2.64 Эпюры для предвыходного вала

Опасным сечением по полученным эпюрам является сечение для выходного и предвыходного вала. Определим суммарный изгибающий момент в этих сечениях.

Н× см

Н× см

Н× см

Н× см

зная, приведенный крутящий момент диаметр вала ,см определяют по формуле из условия прочности на изгибН/см²:

мм

мм

мм, принимаем мм

мм, принимаем мм

мм

мм

Принимаем: мм, мм

Осевая сила F_А=0, следовательно, выбираем радиальный подшипник.

Н

Н

Для выходного вала, выбираем подшипники типа 1000095 с размерами d=5мм, D=13мм и динамической грузоподъемностью С=850Н.

ч

Для предвыходного вала, выбираем подшипники типа 1000094 с размерами d=4мм, D=11мм и динамической грузоподъемностью С=750Н.

ч

где N –общее количество составных частей изделия в штуках

N0- общее количество оригинальных составных частей изделия в штуках

n- общее количество типоразмеров составных частей изделия

n0- общее количество типоразмеров оригинальных составных частей изделия

Таблица 10

2.9 Рекомендации по сборке прибора.

1. Прикрепить к корпусу двигатель.
2. Закрепить на валах колеса.
3. Установить валы в корпус.
4. Установить Плату 1.
5. Установить крышки и подшипники на Плате 1 и корпусе.
6. Установить движок реохорда на выходной вал.
7. Установить на Плату 2 пластину реохорда и катушку.
8. Установить Плату 2.
9. Установить крышки и подшипники на Плате 2.
10. Закрепить кулачок на выходном валу .
11. Установить на Плату 3 раз’ем.
12. Подключить раз’ем и установить Плату 3.

В Качестве показателей точности передачи принимаем кинематическую погрешность и мертвый ход, определяемый только для реверсивных передач.

При расчете точности применяют два метода: метод расчета на максимум - минимум и вероятностный метод.

Метод расчета на максимум - минимум основан на учете предельных отклонений и самых неблагоприятных их сочетаний . Метод гарантирует выполнение требований по точности передач.

Вероятностный метод расчета базируется на законах распределения погрешностей звеньев передач и вероятности различных их сочетаний, которая, в свою очередь, зависит от допустимого процента брака P. При практических расчетах коэффициент обычно принимают равным P=0.27.

2.10.1 Определение параметров передачи и выбор необходимых показателей точности.

где ,мм –диаметры валов.

Все зубчатые колеса имеют степень точности 7, вид сопряжения G и модуль m=0.6мм.

2. Расчет допусков на кинематическую погрешность зубчатых колес и вычисление минимальной погрешности

, мкм, минимальная кинематическая погрешность для цилиндрической зубчатой передачи 7 степени точности, рассчитывается по формуле

, (30)

где- коэффициент, зависящий от передаточного отношения ступени (см. табл. 11);

,мкм –допуск на кинематическую погрешность, рассчитывается по следующей формуле

, (31)

где ,мкм –допуски, для зубчатых колес, определяемые по формуле

, (32)

где ,мкм –допуск на наибольшую накопленную погрешность шага (см. табл. 11);

,мкм –допуск на погрешность профиля (см. табл. 11).

Рассчитаем минимальную кинематическую погрешность для первой передачи:

,

,

,

.

Переведем значение минимальной кинематической погрешности в угловые величины по формуле

, (33)

где ,мм –диаметр делительной окружности ведомого колеса.



Аналогичным образом рассчитывается значение для остальных ступеней.

3. Расчет максимальной кинематической погрешности.

-максимальная кинематическая погрешность, рассчитывается по формуле

, (34)

где К – коэффициент, зависящий от передаточного отношения (см. табл. 11).

Выполним расчет для первой ступени:

.

Переведем в угловые величины по формуле (34):

[угл.мин].

4. Расчет минимальной погрешности мертвого хода

,мкм –минимальная погрешность мертвого хода рассчитывается по формуле

, (35)

где ,мкм –значение минимального гарантированного зазора (см. табл.11);

косинус угла зацепления.

Найдем ,мкм для первой передачи:

.

Переведем в угловую величину по формуле

, (36)

где ,мм –диаметр делительной окружности ведомого колеса.

.

5. Расчет максимальной погрешности мертвого хода

,мкм –минимальная погрешность мертвого хода рассчитывается по формуле

, (37)

где ,мкм –смещения исходного контура шестерни и колеса (см. табл.11);

,мкм –допуски на смещение исходного контура (см. табл.11).

Найдем ,мкм для первой передачи:

.

Переведем в угловую величину по формуле (37)

.

6. Расчет суммарной погрешности

Погрешность -рассчитывается по формуле

. (38)

Для первой ступени:



Аналогично расчитывается ; для первой передачи:



7. Результаты расчетов кинематической погрешности и погрешности мертвого хода

Таблица 12

Зубчатое колесо	Передаточное отношение
	2.14	8.53	17.6	2.41	9.45	10.94	27.05
	4	7.31	11	1.62	13.87	8.93	24.87
	5	6.1	9.43	1.56	11.66	7.66	21.09
	5	6.1	9.43	1.56	11.66	7.66	21.09

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. Расчет погрешности передачи по вероятностному методу

Выберем коэффициент вероятности для каждой передачи и занесем в таблицу 13.

Значения коэффициента вероятности Таблица 13

Зубчатое колесо	Передаточное отношение
	2.14	0.81
	4	0.88
	5	0.94
	5	0.94

Расчет кинематической погрешности вероятностным методом производится по формуле

. (39)

Для первой ступени: .

Расчет погрешности мертвого хода вероятностным методом производится по формуле

. (40)

Для первой ступени: .

Расчет суммарной средневероятностной погрешности проводится по формуле

. (41)

Для первой ступени: [угл.мин.]

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 14

Зубчатое колесо	, угл.мин	, угл.мин	, угл.мин
	14.256	7.65	16.17
	9.7	12.2	15.6
	8.86	11	14.1
	8.86	11	14.1

 

 

 

9. Расчет суммарной вероятной кинематической погрешности

Следовательно погрешность удовлетворяет заданию.