Разработка занятия по графическому дизайну на тему "3-D моделирование" (10-11 класс, графический дизайн)

Зубчатая шестерня с внешним зацеплением и реверсивный винт для системы зенитального слежения гелиостата солнечных панелей Энергия солнца, попадая на растения является источником энергии для прохождения в них фотосинтеза, что определяет рост и развитие растения. Растения и тепло получаемое от солнца является источником жизни для все живых существ. Солнечное   тепло   можно   собирать   разными   способами.   Современные   солнечные технологии   включают   параболические   концентраторы, параболические зеркала, гелиоэнергетические установки башенного типа. Рисунок 1­ солнце Повышение   эффективности   солнечного   коллектора   прежде   всего заключается   в   устойчивом   повышении   температуры   нагреваемой   жидкости выше   температуры   кипения.   Для   этого   обычно   применяется   концентрация солнечной энергии на коллекторе с помощью зеркал. Именно такой принцип лежит   в   основе   большинства   солнечных   электростанций,   различия заключаются   лишь   в   количестве,   конфигурации   и   размещении   зеркал   и коллектора, а также в методах управления зеркалами. В результате в точке фокусировки вполне возможно достижение температуры даже не в сотни, а в тысячи градусов, — при такой температуре уже может происходить прямое термическое разложение воды на водород и кислород (полученный водород можно сжигать ночью и в пасмурные дни)! К сожалению, эффективная работа подобной установки невозможна без 3 которые   должны системы   управления   зеркалами­концентраторами, отслеживать   постоянно   изменяющееся   положение   Солнца   на   небе.   В противном  случае уже через несколько минут точка фокусировки покинет коллектор, который в таких системах часто имеет весьма небольшие размеры, и   нагрев   рабочего   тела   прекратится.   Даже   использование   зеркал­ параболоидов решает проблему лишь частично — если их периодически не поворачивать вслед за Солнцем, то через несколько часов оно уже не будет попадать в их чашу или станет освещать лишь её край — толку от этого будет немного. Перенаправление   солнечного   излучения   с   помощью   зеркал   может повысить и выработку фотоэлектрической батареи. Но при этом возрастает её нагрев,   а   он   может   вывести   батарею   из   строя.   Такие   устройства концентрируют солнечную энергию при помощи линз и рефлекторов. Большие зеркала ­ с точечным либо линейным фокусом ­ концентрируют солнечные лучи   до   такой   степени,   что   вода   превращается   в   пар,   выделяя   при   этом достаточно энергии для того, чтобы вращать турбину.  При исследовании гелиосистем в рамках обзора научной литературы, наиболее   эффективной   системой   гелиоустановки   является   система, состоящая   из   концентратора   солнечной   энергии,   приемного   коллектора   и устройства   для   ориентации   концентратора   перпендикулярно   солнечному излучению.   На   основании   этих   данных   была   разработана   принципиальная схема   гелиостата­концентратора   показанного   на   рисунке   2.   Гелиостат­ концентратор   состоит   из   опорной   стойки   1,   на   которой   установлен поворотный механизм 2, к нему через поворотный механизм 3, крепится рама концентратора   6,   на   раме   концентратора   закреплены   зеркала,   рама   имеет вогнутый   параболический   профиль,   что   обеспечивает   при   попадании   на зеркала солнечного света, отражение последнего и его концентрирование на приемном   коллекторе   4,   установленного   в   фокусе   концентратора. Поворотные   механизмы   2   и   3   состоят   из   поворотного   шарнира   и   мотор­ 4 редуктора.   Поворотные   механизмы   2   и   3   обеспечивают   поворот концентратора во вкруг вертикальной и горизонтальной оси соответственно. К раме концентратора прикреплен приемный коллектор 4. Рисунок 2­ принципиальная схема гелиостата. В результате  дальнейшей  работы было  решено спроектировать   макет гелиоустановки на ГЛОНАСС–К  с применением механизма ориентирования. В   качестве   концентратора   использован   параболический   рефлектор   с закрепленными   на   нем   зеркалами,   общая   площадь   концентратора   12   м2, полезная   площадь   11,1   м2  .   В   качестве   приемного   коллектора   применен стандартный тепловой коллектор  SC­0,25, с приемной площадью 0,25 м2. В качестве   привода   устройства   ориентирования   концентратора   применены мотор­редукторы  SF8156.   Для   функционирования   модели   необходимо спроектировать систему управления. Функцией системы управления является направлением   гелиостата   перпендикулярно   потоку   солнечного   излучения, посредством подачи соответствующих сигналов на электродвигатели. Данными   для   проектирования   системы   управления   будут характеристики управляемых двигателей. Как говорилось ранее в качестве электропривода   гелиостата   использованы   два   мотор­редуктора  SF8156. Характеристики данного мотор­редуктора представлены ниже. 5 Характеристики электродвигателя         Мощность ­ 250Вт  Напряжение питания ­ 24В  Скорость холостого хода ­ 2200 Об/мин Номинальная скорость ­ 1830 Об/мин Номинальный ток ­10,4А Крутящий момент двигателя (без редуктора) ­ 6,6кг*см Режим работы – продолжительный Передаточное отношение редуктора – 180 Редуктором   называют   механизм,   состоящий     из   зубчатых   или   червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к   валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.       Редуктор предназначен для понижения угловой скорости  и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению  с  ведущим.      Редуктор состоит  из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи ­ зубчатого колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для   смазывания   зацеплений   и   подшипников   (например,   внутри   корпуса редуктора   может   быть   помещен   шестеренный   масляный   насос)   или устройства     для     охлаждения   (например,   змеевик   с   охлаждением   водой   в корпусе червячного редуктора).       Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания   конкретного   назначения.   Второй   случай   характерен   для специализированных   заводов,   производство редукторов.   на     которых   организовано   серийное 6 Редукторы классифицируют  по следующим  основным признакам:  а) по типу передачи (зубчатые, червячные  или зубчато­червячные);  б) по числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); в) по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические,      коническо–цилиндрические  и  т.д.); г) по относительному расположению валов редуктора в пространстве     (горизонтальные, вертикальные);  д) по особенностям кинематической схемы ( развернутая, соосная,     с раздвоенной ступенью и т.д.) 1.Примерный расчет зубчатой передачи   1 Определяем межосевое расстояние передачи:  aw= Ка(Uзп+1)3(T2103/aUзп 2[]н 2)Kн=43*(4+1)3(789,4*103 / 0,315*16*4453*1) =215*0,925=198,8 мм, где Ка – вспомогательный коэффициент принимаем равным 43 Uзп – передаточное число редуктора равно  4;     T2 – вращающий момент на тихоходном валу  редуктора, Нм;     []н – допускаемые контактные напряжения, Н/мм2;     a – коэффициент ширины венца колеса в соответствии   с ГОСТ 2185­ 66 принимаем равным 0,315; Kн – коэффициент неравномерности площади по длине зубьев, принимаем  равным   1,  как для  прирабатывающихся зубьев. Принимаем aw = 200 мм по ряду нормальных линейных  размеров.  2Определяем делительный диаметр колеса: d2 = (2awUзп) /(Uзп+1) =2*200*4/(4+1)=320 мм;       где  aw – межосевое расстояние передачи, мм; 7 Uзп – передаточное число редуктора.     3 Определяем ширину зубчатого венца  колеса:        b2= aaw =0,315*200=63 мм;  где a – коэффициент ширины венца колеса; aw – межосевое расстояние передачи, мм.     4 Определяем модуль зацепления mn: mn= (2 Км T2103)/(d2b2[]F) =(2*5,8*789,4*103)/(320*63*162,2)= =  2,8 мм; где     T2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм; Км – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач принимаем    равным 5,8; b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм; d2  – делительный диаметр колеса, мм; []F2 – допускаемое напряжение изгиба для  зубьев колеса, нм.            По ГОСТ 9563­60 значение модуля зацепления            mn принимаем равным  3 мм.                     Вид зубьев –косые. 5  Определяем угол наклона зубьев:            min = arcsin(3,5mn/b2) =  arcsin(3,5*3/63)=11 о 8 где  mn – модуль зацепления, мм; b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм. 5.1  Определяем суммарное число зубьев:                        Z = (2awcosmin)/mn = (2*200* cos11 о )/3=130,9 где  aw – межосевое расстояние передачи, мм; min – минимальный угол наклона зубьев; mn – модуль зацепления, мм. Принимаем Z равным 130 5.2   Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:  = arccos(Zmn)/2aw = arcos(130*3)/2*200=14,26507 о где  Z – суммарное число зубьев; aw – межосевое расстояние передачи, мм; mn – модуль зацепления, мм. 5.3    Определяем число зубьев шестерни: Z1 = Z/(Uзп+1) = 130/(1+4)=26 где  Z – суммарное число зубьев; Uзп – передаточное число редуктора;             5.4 Определяем число зубьев колеса: Z2 = Z– Z1=130­26=104 где  Z – суммарное число зубьев; 9 Z1– число зубьев шестерни.      5.5Определяем передаточное отношение передачи: Uф = Z2 / Z1  =104/26=4 где  Z2– число зубьев колеса; Z1– число зубьев шестерни.   5.6веряем отклонение фактического передаточного отношения    от   заданного: U=Uф – Uзп/ Uзп  4% 4 – 4/ 4=0 0 4% где  Uф – передаточное отношение передачи; Uзп – передаточное число редуктора. 5.7еделяем фактическое межосевое расстояние передачи: aw=z1+z2mn/2cos=(26+104)*3/2 cos14,26507 о =200,969 мм; где z1– число зубьев шестерни; z2– число зубьев колеса; mn– модуль зацепления, мм; –  угол наклона зубьев, град.    5.8 Определяем  геометрические параметры передачи: 10 а делительный диаметр шестерни: d1= mnz1/cos= 3*26/ cos14,26507 о=80,4 мм; где z1–  число зубьев шестерни; mn– модуль зацепления, мм; –  угол наклона зубьев, град; б делительный диаметр колеса: d2=mnz2/cos= 3*104/ cos14,26507 о=321,6 мм; где  z2– число зубьев колеса; mn– модуль зацепления, мм; –  угол наклона зубьев, град; в диаметр вершины зубьев шестерни: da1= d1+2mn=804,4+2*3=86,4мм; где  d1– делительный диаметр шестерни, мм; mn– модуль зацепления, мм; г диаметр вершины зубьев колеса: da2=d2+2mn=321,6+2*3=327,6 мм; где  d2– делительный диаметр колеса, мм; mn– модуль зацепления, мм; д диаметр впадин зубьев шестерни: 11 df1= d1– 2,4mn=80,4­2,4*3=73,2 мм; где  d1– делительный диаметр шестерни, мм; mn– модуль зацепления, мм; е диаметр впадин зубьев колеса: df2= d2– 2,4mn=321,6­2,4*3=314,4 мм; где  d2– делительный диаметр шестерни, мм; mn– модуль зацепления, мм; ж ширину венца колеса: b2= aaw =0,315*200,969=63,305 мм; где a – коэффициент ширины венца колеса; aw – межосевое расстояние передачи, мм; Принимаем b2=63 мм. з ширину венца шестерни: b1=b2+24=63+4=67 мм; где  b2– ширина венца колеса , мм. Проверочный расчет                                     1.Проверяем межосевое расстояние: аw=d2+d1/2=321,6+80,4/2=201 мм; 12 где   d2 – диаметр  делительной  окружности  колеса, мм; d1–делительный диаметр шестерни, мм.    2.Определяем окружную силу в зацеплении:                     Ft=2T2103/d2=2*789,4*103/321,6=4909 Н где   d2 – диаметр  делительной  окружности  колеса, мм; T2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, нм;    3 Определяем окружную скорость колеса передачи:                        V2 =w2  d2 /210 3  =5,88*321,6/210 3  =0,95 м/с;                                   где  w2–угловая скорость колеса передачи, рад/с;                                       d2–делительный диаметр колеса, мм.    4 Определяем значение коэффициента, учитывающего распределение                  нагрузки  между зубьями:                                        KН2=  1,055    .5 Определяем значение коэффициента динамической нагрузки:                        13 KНV=  1.01    6   Определяем значение коэффициента неравномерности нагрузки по длине зуба:                        КHβ= 1,03       КFβ=1,05    7   Проверяем контактное напряжение передачи:                H = K (Ft(Uф+1)  KН2   КHβ  KНV)/ d2 b2=                      =376(4909*(4+1)/(321,6*63)*1,055*1,03*1,01)=433,528  Н/мм2 где    KН2 –коэффициент динамической нагрузки принимаем равным 1,055 КHβ –коэффициент концентрации нагрузки принимаем равным 1,03 KНV – коэффициент динамичности равен 1,01 Ft  – окружную силу в зацеплении Uф – передаточное отношение передачи d2 – диаметр  делительной  окружности  колеса, мм; b2– ширина венца колеса, мм.  H ≤[н]  433,528≤445, Н/мм2 ▫ ∆ =[] н­ н /[] н 100%=(445­433,528)/445*100%=2,6% Условие прочности выполнено.    8  Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:                                                                                                                               Zv1=Z1/cos3=26/ cos314,26507 о=27,6 Принимаем равным 28 14 Zv2=Z2/cos3=104// cos314,26507 о=110,5 Принимаем равным  111 9  Определяем  коэффициент формы зуба шестерни  и колеса:                YF1=   3,81                                                    YF2=3,61             10     Определяем значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями:                   KF=   0,91 11  Определяем значение коэффициента неравномерности нагрузки:                 KF=    1,05            12  Определяем значение коэффициента динамической нагрузки:                KFV = 1,03 13 Определяем значение коэффициента  наклона зубьев:                Y=1­(0/1400)=1­ 14,26507 о    /140 о   =0,898                           где 0 ­угол наклона зубьев, град. 15 14 Определить расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса и шестерни: F2 = (KFKFKFVYYF2Ft)/(b2m)= =3,61*0,898*4909/ (63*3)*0,91*1,05*1,03=82,87 Н/мм2  где KF­коэффициент распределения нагрузки между зубьями; KF­коэффициент неравномерности нагрузки;    KFV –коэффициент динамической нагрузки; Y– коэффициент наклона зубьев; YF2– коэффициент формы зубьев колеса; Проектный расчет Ft – окружная сила, H; b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм; Параметр Межосевое Значение 200 расстояние, аw, мм m – модуль зацепления, мм; F2=82,87(Н/мм2)< []F2=  162,2(Н/мм2); Модуль зацепления, m 3 Параметр Диаметр делительной окружности шестерни,d1,мм Значение 80,4 Диаметр делительной 321,6 162,2­82,87/162,2*100%=48,9% окружности колеса,d2,мм  F 2   ] [ F 2  ] [ F 2 *   %100   Ширина зубчатого F 2 венца шестерни, b1, мм F1 = (F2YF1/YF2) = 82,87*3,81/3,61=87,46 где  YF1 – коэффициент формы зуба   шестерни; Ширина зубчатого венца колеса, b2, мм  67 63 YF2– коэффициент формы зубьев колеса;      F2 ­расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса,   н/мм2; Число зубьев шестерни, z1 26 Диаметр окружности  вершин шестерни, da1, Диаметр окружности  вершин колеса, da2, мм Диаметр окружности  впадин шестерни, df1, F1= 87,46(Н/мм2)< []F1= 192(Н/мм2); Число зубьев колеса, 104 Диаметр окружности  впадин колеса, df2, мм Угол наклона зубьев, 192­87,46/192*100%=54%. Косые z2   F 1  Вид зубьев  [ F 1  ] F 1  ] [ F 1 * %100  Проверочный расчет мм мм ,  86,4 327,6 73,2 314,4 14,26507 е 2,6% 54% 48% Все расчеты сведены в таблицу 1.                                                    Таблица 1 Расчетное значение Примечани Параметр Допуска емое значение 445 Контактные напря­ Параметры зубчатой цилиндрической передачи 433,5 жения, н, н/мм2 F1 Напряжен ия изгиба, н/мм2 F2 192 16 162,2 87,46 82,87 2.Моделирование отдельных деталей зубчатой передачи поворотного устройства солнечных панелей Глонасс­К Приложение 1 Шестерня Приложение 2 Шестерня Приложение 3 Шестерня Приложение 4 Шестерня Приложение 5 Шестерня Приложение 6 Шестерня Приложение 7 Шестерня Приложение 8 Шестерня Приложение 9 Шестерня 17 Приложение 10 Реверсивный винт ЛИТЕРАТУРА ГЛОНАСС, Интерфейсный контрольный документ. КНИЦ, 1995. GPS Interface Control Document (ICD­GPS­200), 1991. Оружие России. Том VI: Ракетно­космическая техника. ­ М.:Военный Парад, 1997.­589 стр. с илл.  Н.М. Волков, Н.Е. Иванов, В.А. Салищев, В.В. Тюбалин. Глобальная "ГЛОНАСС"//Успехи навигационная   спутниковая   система   современной радиоэлектроники. 1997. №1.  http://www.geokosmos.ru http://www.satellite.srd.mtuci.ru http://www.online.ru/news  1 2 3 4 5 6 7 8      Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. –  М.: «Высшая Школа», 1984 9      Саникович О.И., Марченко Л.Г. Техническая механика. Курсовое  проектирование. Часть  1. – Минск: МГВРК, 1998    10 Программа  3D –КОМПАС V13 HOME 18