Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Проектирование спецмашин Часть 4. Стабилизация машин.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

15.11.2022

Размер:

12.95 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 4445 / 4745 46 47 > Следующая >>>

ми размерами маховиков и удобным положением наводчика при работе на прицеле и механизмах наведения.

Особенностью работы механизмов наведения, обеспечиваю щих стабилизацию орудий при слежении за целью, является знакопеременность нагрузок на зубья шестерен. Это заставляет учиты вать при расчетах повышенные усилия. Для расчета редукторов, коими являются механизмы наведения, используются известные формулы, обычно приводимые в курсе «Детали машин», скоррек тированные для тяжелых условий движения боевых машин.

Расчеты, как правило, ведутся поверочные для кинематических схем, разработанных с учетом типа машин и поставленных перед ними задач.

6.1. Расчет механизмов вертикального наведения

Методика расчета на примере легкого плавающего танка. Схе ма механизма вертикального наведения (ВН) показана на рис. 6.1.

По чертежам качающейся части при заданных скоростях наве дения определяются инерционные нагрузки на подъемный меха низм, выбирается необходимый электродвигатель, строится схемное кинематическое решение механизма [19]. Таким образом, получаются исходные величины для поверочного расчета механиз ма ВН, которые приведены в табл. 6.1 и показаны на рис. 6.1.

Т абли ц а 6.1. Исходные данные для расчета механизма ВН

Наименование величин и их размерность	Обозначение	Величина
Масса качающейся части, кг	м к	1250
Момент неуравновешенности по вертикали, Нм	Мн	1333
Момент инерции качающейся части по вертикали, кгм~	JK	1003
	-1	50
	-2	17
		1
	ZA	29
	-5	17
Количество зубьев шестерен	Zb	75
Количество зубьев шестерен	Zi	210
	Zi	210
	z&	13
	-9	71
	-1 0	18
	Z\l	94
	-12	23

О кон чан и е таб л . 6.1

Наименование величин и их размерность	Обозначение	Величина
	Z13	34
Количество зубьев шестерен	Zl4	23
	Z\5	63
Электродвигатель ЭДМ - 1100:		1100
номинальная мощность, Вт	N H	1100
номинальные обороты, с '1	сон	230
максимальное угловое ускорение, с 2	8	14

Порядок расчета

1. Определение передаточных чисел между элементами все зубчатых пар механизма

Производится расчет по формуле
1 = ^ ,	(6.1)
Z,

где zi, Zi+1 - число зубьев в сопрягающихся шестернях (/ - в веду щей шестерне, /+1 - в ведомом колесе.)

Для планетарной передачи:

/ = 1 + “

(6.2)

Таким образом, с учетом приведенных в табл. 6.1 величин будет:

для планетарной передачи iiu =	f	94Л
для планетарной передачи iiu =		1 н----	= 5,09;
		23
• 1 1		- г о л
для конической передачи iK=— = 3,94;
18

для боевой шестерни /1( =~ ^ = 16,15;

для цилиндрических пар от ручного привода
17	„ „ „	.	63	„ _ Л .	75
(<i сп		((2	23	- 2,74, 1Цз — _ —4,41,
50			23		17

для червячной передачи i4	29
для червячной передачи i4	= — = 29,0;
	94^	71	210
для моторного привода = /П1 • iK ■ /ч = 1 + — \.1±.			-±±21 = 324,1;
	23)	18	13

для ручного привода ip = /,(1 • /,)2 • /1(3 • /„ = 1Z.29.63.210 = 19245.

50 1 23 13

Люфтовыбирающееустройство

1-Н

J X .

Рис. 6.1. Кинематическая схема привода вертикального наведения

о о | — Н о of +

2.	Определение инерционного момента,						действующего на к
чающуюся часть орудия.
Инерционный момент будет равен:
		M wl=IK e + M K a h ,					(6.3)
где е - максимальное угловое ускорение;
а = e h - касательное линейное ускорение;
	М н	1333
h = -----—= --------------= 0,109 м - плечо неуравновешенности.
	М к g 1250-9,81
	Л/„„ =1003-14 + 1250		14- '	1333		= 1,425-104НЧм.
			,1250-9,81
3.	Определение момента пробуксовки сдающего звена.
Момент пробуксовки определяется по формуле:
			IМV 1 С Д	— .	»		(6.4)
отсюда		w	14250	13	0001ТТ
отсюда		М ГП----------— = 882,1 Нм.
		1сд	210
			210
4. Определение момента пробуксовки сдающего звена, приве
денного к оси шестерни Zs.
	М	М СД 882,14-17				= 199,9 Нм.
	М	сдг5		75		= 199,9 Нм.
		1чз		75
5.	Определение модуля зацепления боевой шестерни Zs с секто-
ром.
г.
Модуль зацепления определяется по формуле:
			М СД • kt ■кд
		т,*•8= 1,28-			*	К ]	(6.5)
где кК= 1,15 -					*	К ]
где кК= 1,15 -		коэффициент концентрации нагрузки;
	ka = 1—коэффициент динамичности;
	у„, = 10 -	коэффициент длины зуба;
	yi = 0,45 -	коэффициент формы зуба;

[ои] = 5,26-108 Па - допускаемое напряжение изгиба (для стали 38ХС).

Отсюда получается:
т.-8	1,28-з 1	882,1-1.15-1	= 4,105 -10_3 м,
	13-10-0,45-5,26-108
принимается м;> = 4 мм .
Длина зуба в^		mz. =10 4 = 40 мм.

6. Определение модуля зацепления шестерен Zs и ze'-
	т,	=1,28-з\|	М	k	к
			1 У 1 С Д	К к		(6.6)
					>’г К ]	(6.6)
		',3'11 -V V .			>’г К ]
Принимая КПД зацепления г\| = 0,985, получается:
т.	, оо I	882,1 1.15 1			„ , 1Л_,	м.
т.	= 1,28-з/------------------------------------------ 7 = 2,3-10					м.
	V4,41-0,985-17-10-0,45-5,26-108
Принимается т		= 2 мм .
Длина зуба в^ = V\|/m т_ ^ = 20 мм .
7. Определение модуля зацепления шестерен zu и zis-
			М	к	к
		=1.28-з-— :	1V1 сд	/Ч	Кд	(6.7)
		' , 3 ' V T ' V f . »[<*//]
Отсюда получается:
т, =1,28-з/		882,1-1.15-1			• = 1,494-10~3 м.
т, =1,28-з/					• = 1,494-10~3 м.
	У4,41-2,74-0,9852 -23-10-0,45-5,26-108
Принимается т		=1,5 мм .

Длина зуба в = \|/т • т.и = 20 м м .

8. Определение модуля зацепления конической пары шестерен

Z9 U ZI0-

В расчетах для конических пар увеличивают в четыре раза кру-

	„	N H
тящии момент электродвигателя М КР= ——,
		(йи
тогда	т, =1,28-з		-кд
тогда	т, =1,28-з		(6.8)
	М0 ' Vm 3*1 ’ [^И ]
Получается:
	4 1100-5,09	1,15.,	= \|Л 7 8 , 0- , М.

т.=1,28-з/

•*JOf	V 230 -18 -10 - 0,45 - 5,26 -108
Величина т	определяется по формуле
	т.	,W;9.IOi-	(6.9)
	т.	= ------------- ,	(6.9)
	-"J0	l - 0 , 5 - y t

где \|/L = 0,203 - коэффициент учета коничности передачи.

В результате будет:
		т.^.10		1.778		= 1,98-10~3м .
		т.^.10		1-0,5-0,203		= 1,98-10~3м .
				1-0,5-0,203
Принимается т,				=2 мм .
1		*-9.10
Длина зуба вц -			\)/w•mZ9l0 = 20 мм .
9.	Определение модуля зацепления червячного колеса:
		т,		/	М ГП•		*	•	кп	(6. 10)
		т,	=1,24-з/-— :— сд				*		д г— т ,	(6. 10)
				У*ч3'1‘ч2		Z4	?3
где = 17 - коэффициент диаметра червяка.
Отсюда будет:
т.	, „„	I		882,1	1,15 -1
т.	= 1,24-з/------------------------------------------- = 1,111-10~3м .
		V 4,41 • 2,74 • 29 • 17 • 0,45 • 5,26 • 108
Принимается т				= 2 мм.
10. Определение модуля зацепления шестерен планетарного ряда:
	т.	=1,28-з			М		к		к
					1VJ С Д		К к		К Д	( 6. 11)
							Z12 V» » •[<//]			( 6. 11)
				3-v3 ••»-Л3			Z12 V» » •[<//]
Получается:
				882,1		1,15		1

т.=1,28- з

3 • 4,412 • 3,94 • 5,09 • 0,9853 • 23 • 10 • 0,45 • 5,26 • 108

= 5,36 -10"4 м .

Принимается т = 1 мм .

11. Расчет подшипников.

Расчет подшипников сателлита (см. рис. 6.1) проводится по тройному нормальному моменту электродвигателя. Поскольку ра диус делительной окружности солнечной шестерни при т = 23 и mi U 2 = 1 мм равен rd= 1,15-10'2 м, то окружное усилие на зубе будет:

Р	3 -	3 -	1 1	0 0	_ 1159П
1 3-г,	3 cow	■rd	3-230	-1,15-10'2

Приведенная динамическая нагрузка определяется по формуле:

Р = 2- Рс V ■кД • кТ,

(6.12)

где v = 1,2 (при вращении наружного кольца); кт= 1 - температурный коэффициент.

Отсюда будет: Р = 2-415,9-1,2* 1-1 = 998,1 Н . Относительные обороты сателлита определяются по формуле:

П =		сог,	1 - —	(6.13)
П =		3 0 - ^ -	1 - —	(6.13)
		п	/17 /	‘4/17 - 2
Получается:
п =30 230	1 — 1		5,09 -2	= 1,144-103 мин
п		5,09 J	5,09 -2

По величинам Р и пв выбирается подшипник с динамической грузоподъемностью С = 2560 Н. Тогда долговечность подшипника, определяемая по формуле:

			( _ у
		106	с
		106	VPJ
	4 =		VPJ	(6.14)
	4 =	60	/I,	(6.14)
		60	/I,
будет	106-25603			- = 246 ч .
будет	4 = '60-1,144-Ю3 - 998,13			- = 246 ч .
	4 = '60-1,144-Ю3 - 998,13

Расчет долговечности подшипников на опоре ведомой кониче ской шестерне Z9определяется по формуле:

		106
		4, =-	\Рк.	(6.15)
		4, =-	6 0 »

Частота вращения вала пек равна:
3	0 -	_ 30-230		= 109,5 мин 1
тс*1к		д-3,94-5,09		= 109,5 мин 1
тс*1к		д-3,94-5,09
Выбираются для шестерни			радиусом делительной окружно-
сти шестерни гс = 64-10'3 м с
расположением по схеме, пока
занной на рис. 6.2 (гГ= 65-10'3 м
и гав = 1,57-10'3 м), подшипник
с динамической грузоподъем
ностью Ск = 1 МО3 Н и статиче
ской грузоподъемностью		Ско =
= 7,09-103 Н.
Эквивалентная	динамиче
ская нагрузка подшипника для

	конической пары находится по	Рис. 6.2. Определение реакций
		на опорах
	формуле:

Рк =(у-х-Рг + у Р А)-кд -кТ,

(6.16)

где v = 1; JC= 0,56; у= 1,25.

Для определения Рг и РА сначала вычисляется расчетное окруж ное усилие в полюсе зацепления при трехкратном увеличении номи нального крутящего момента электродвигателя по формуле:

Р _ 3 -MKP iK-im
Отсюда получится:
= 3 11000-3,94 5,09	0 [0, н

*230-64-10-3

Угол начального конуса колеса будет равен:

		а = arctg			= arctg	1
		а = arctg			= arctg	= 14,3е
				\	1к у	3,94
Осевое усилие в зацеплении будет равно:
		Р.9о = Р 9 4tg 20° • C0SИ 3° = 587'103 Н = РА .
Радиальное усилие в зацеплении будет равно:
		р 9г = р 9' tg 20° • sin 14,3° = 410 Н.
Радиальное усилие в опоре А будет равно:
					Pr = J Pr\+Pr2,
где Р. =	Р А ' ГС ~ P Z 9 r ' Гг .			р	_ P Z 9 r * Гг
где Р. =			’	Г г2 ~
		'А В			'А В
Получается:
	рг1 =	1,587-103 -64-10"3 -410-65• 10_3 = 0,477-103Н;
			157 • 10~3
		Р г2 =	4,50-103 - 65 • 10~3 = 1,862-103Н.
				157-10"3

Отсюда

рг = ^(о, 477 • 103 )2 + (1,862 • 103 )2 = 1,922 -103Н. Таким образом,

РК=(1-0,56-1,922-103 +1,25-1,587-103)-1-1 = 3,06-103 Н. Долговечность подшипников на опоре шестерни z9 будет (см. 6.15):

= 106 IM P 3 V = 7,07-103 ч. 60-109,5 1,922-103

Аналогичный расчет для подшипников на ведущей шестерне Zio дает долговечность LhK=43,1 ■Ю3 ч .

12. Расчет торсиона люфтовыбирающего механизма.

Задаются размеры правой головки торсиона:

D = 16	мм -	наружный диаметр;
d = 14	мм -	внутренний диаметр;
z = 30 -		число шлицев;
/ = 2-10'2 м -		рабочая длина;
у = 0,75 -		коэффициент, учитывающий число одно
		временно работающих шлицев;
Мл = 182 Нм -		момент люфтовыбирающего механизма;

[осм] = 150...200 М П а- допускаемое напряжение смятия для стали 45ХН2МФА.

Напряжение смятия шлицев определяется по формуле:

	8-А/7 106
	(6.17)
	4 f z - l - ( D 2- d 2)'
отсюда
а . =	8 • 182 -106
а . =	= 5,39 МПа,
0,75-30 -2	10"2 - (0,0162 - 0,0142)

что меньше допускаемого напряжения.

Задаются размеры левой головки: D = 12,5 мм; d = 11,6 мм; z = 31; / = 2,6-10'2 м.

Напряжение смятия шлицев будет:
8-182 106	l l t wrT

осц = --------------------- — ---------;------------— = 11,1 МПа, 0,75 -31-2,6-10-2 (0,01252 - 0,01162)

что меньше допускаемого напряжения.

Диаметр стержня торсиона определяется по формуле:

[16 М,	(6.18)
d = з	(6.18)
л-[т]	’

где [т] = 696,4*106 Па - допустимое напряжение кручения для стали 45ХН2МФА.

Получается:

d = 31— 16 182 - =0,011 м . л-696,4106

<<< < Предыдущая 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 4445 / 4745 46 47 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]