Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Число зубьев ведомого колеса . Из конструктивных соображений зададим число зубьев шестерней и зубчатых колес следующими:

, ; ;

, ; ;

, ; ;

, ; ;

, ; .

Расчет модулей зубчатых колес осуществляется по методике, изложенной в [3].

Модуль зубчатых колес определим из условия прочности зуба на изгиб. В малонагруженных передачах модуль выбирают из конструктивных соображений. Из условий прочности зуба на изгиб модуль зубчатого колеса в мм можно определить по формуле 7:

, (6)

где - модуль зубчатого колеса,

- коэффициент запаса, принимается для прямозубых колес равным 1.4;

M - крутящий момент, действующий на рассматриваемое колесо, Н мм;

- коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса, принимают = 1...1,15, для нешироких колес значения меньше;

- коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю , его значение лежит в пределах 3 , меньшие значения выбирают для малогабаритных колес;

- число зубьев колеса, для которого рассчитывается модуль;

Y_F- коэффициент формы зуба, зависит от числа зубьев рассчитываемого колеса значение которого при =50...100 лежит в диапазоне 3,73...3,75;

- допускаемое напряжение материала зуба на изгиб для колес из пластичных материалов (НВ 350) и цветных металлов

Т.к. материалы сопрягающихся колес разные, то рассчитывается на прочность то колесо, для которого больше величина .

Допускаемое напряжение материала на изгиб определяется по формуле:

,

где -предел выносливости материала колеса при симметричном цикле нагрузки. n – коэффициент запаса, примем 1.3 [3] Предел выносливости материалов зубчатых колес и шестерней определяется по формулам [3]:

, (7)

где - предел прочности при растяжении, МПа; Предел прочности при растяжении определим по таблице, приведенной в [11]:

МПа.

Расчет предела выносливости материалов зубчатых колес и шестерней:

МПа.

Находим допускаемые изгибные напряжения для колеса и шестерни:

;

Расчет крутящих моментов, действующих на рассчитываемые колеса:

(8)

Предварительно принимая , , вычислим модуль зубчатого зацепления для последнего колеса: мм. По ГОСТ 9563-75, округляя до стандартного большего значения, принимаем . Произведем расчет межосевых расстояний.

Межосевое расстояние А в передачах цилиндрическими зубчатыми колесами вычисляется по следующей формуле[2]:

, (9)

где -число зубьев шестерни;

-число зубьев колеса.

Расчет межосевых расстояний всех ступеней редуктора:

;

;

;

;

;

;

4.1 Расчет диаметров шестерней и зубчатых колес

Расчет делительных диаметров зубчатых колес и шестерней производится по формуле, приведенной в [2]:

(10)

Расчет делительных диаметров шестерней:

;

;

.

Расчет делительных диаметров зубчатых колес:

;

;

.

Определим наружный и внутренний диаметры шестерёнок и зубчатых колёс по формулам [2]:

(11)

(12)

Расчет наружных диаметров:

Расчет внутренних диаметров:

4.2 Расчет минимальных диаметров валов. Определение высоты зубчатых колес

Основными критериями работоспособности валов являются прочность и жёсткость. При работе валы испытывают деформацию изгиба и кручения. Разработка конструкции вала невозможна без предварительной оценки его диаметра при выбранном материале [4].

Валы изготовлены из стали 45.

Рассчитаем минимальные диаметры валов[6]:

, (13)

где - крутящий момент на валу, ;

- сдвиговая прочность материала, .

, (14)

где - предел текучести материала в [11].

Диаметры валов равны:

; ;

; ;

; ;

Исходя из конструктивных соображений и согласно методикам, приведенным в [3] примем ширину зубчатого венца для шестерней-3 мм, для зубчатых колес-1 мм. Диаметры валов, кроме выходного примем равными 3 мм, а выходного- 5 мм.

Проведенные расчеты по определению числа зубьев, диаметров колес и шестерней, числа ступеней, межосевых расстояний, диаметров валов позволяют произвести компоновку редуктора, представленную на ФЮРА.303225.101.СБ.

5. Определение люфтовой погрешности, вносимой мертвым ходом

Из таблицы, приведенной в [3], задав квалитет точности 7 и вид сопряжения H для всех ступеней, выберем значения бокового зазора для значений межосевых расстояний, лежащих в пределах св.12 до 20 мм равным 30 мкм.

Расчет передаточных отношений:

Расчет составляющих люфтовой погрешности каждой ступени:

';

';

'.

Находим люфтовую погрешность передачи по формуле:

Из расчетов видно, что наибольшую составляющую люфтовой погрешности вносит выходное звено. Погрешность, вносимая мертвым ходом, допустима, т.к. не превышает 3 угловых минут.

5.2 Определение погрешности редуктора

Полученное передаточное отношение является теоретическим, необходимо рассчитать фактическое общее передаточное отношение и определить относительную погрешность редуктора.

Относительная погрешность редуктора определяется по следующей формуле:

Полученная относительная погрешность допустима.

6. Разработка и описание кинематической схемы

Характерными особенностями зубчатых передач, применяемых в приборостроении, являются: большие передаточные отношения при малых габаритах передачи, мелкий модуль, малый вес и недостаточно жёсткая (с точки зрения технологии обработки) конструкция зубчатых колёс. Как правило, эти передачи приводятся в движение маломощными двигателями или от руки, и во многих случаях они работают в приборах, подверженных ударным нагрузкам и вибрациям при изменяющихся климатических условиях.

К зубчатым передачам точных приборов предъявляются высокие требования в отношении кинематической точности, мертвого хода, моментов, легкости, плавности и бесшумности вращения.

С увеличением числа ступеней в маломощных редукторах уменьшается КПД передачи. Поэтому, определяя оптимальное значение из условия минимальных габаритов и округляя полученное до целого, нужно брать меньшее значение ступеней.

Кинематическая схема редуктора программного механизма приведена на ФЮРА.303225.101 КЗ.

Чтобы по возможности ограничить габариты и массу редуктора, исходя из проведенных расчетов, число ступеней редуктора равно 6. Следовательно, для передачи движения от двигателя на выходной вал имеется 12 колес

На выходном валу редуктора имеется нагрузка 0,09Нм.

В качестве опор выбраны подшипники скольжения, а опорами для выходного вала служат подшипники 1000092.

Максимальная скорость выходного звена 2,1 об/мин, максимальное ускорение 0,2 с^-2

Редуктор с двумя платами. Исполнение закрытое.

7. Связь с внешними устройствами

Программный механизм представляет собой различные счётно-решающие элементы, датчики, кулачки. Одним из видов этих элементов является синусно-косинусный вращающийся трансформатор (СКВТ). Предполагается использование СКВТ-235, который закрепляется на посадочный диаметр выходного вала редуктора за счёт резьбового соединения. После запуска двигателя и СКВТ произойдёт передача движения за счёт зубчатых зацеплений к выходному валу. СКВТ, вместе с выходным валом будет вращаться. С СКВТ поступят сигналы на преобразователи сигналов.

7.1 Описание конструкции

Редуктор программного механизма представляет собой цилиндрический редуктор с прямозубыми колёсами. В его конструкцию входят корпус и крышка поз.11 и поз.12 соответственно, изготовленные из латуни ЛКС 80-3-3 ГОСТ 1019-87.

Крепление корпуса и крышки осуществляется при помощи винтов поз.16. Цапфы валов и валов- шестерней поз 1, 2, 3, 4, 5 вставляются в корпус и крышку. Валы изготовлены из стали 45 ГОСТ 1050-74 и имеют один диаметр, что удобно и экономично при их изготовлении. Комбинации стали и латуни обеспечивает наименьший момент трения.

На выходном валу установлены радиальные однорядные шарикоподшипники поз.17. Для закрепления шарикоподшипников применяется пластины из стеклотекстолита ГОСТ 12652-74 поз.6 и поз.7. Для снижения момента трения в опорах скольжения и в шарикоподшипнике применяется смазка ВНИИ НП-274 ГОСТ 19337-73. Этот вид смазки применим для маломощных редукторов, малогабаритных прецизионных шарикоподшипников, обладает низкой испаряемостью и высокой механической стабильностью.

Сборочные единицы поз. 1, 2, 3, 4, 5 состоят из вала - шестерни и зубчатого колеса, закреплённого при помощи развальцовки. Зубчатое колесо на валу двигателя поз.10 закрепляется шпонкой поз.18 ГОСТ 8790-79 и гайкой поз.16 ГОСТ 5932-73. Для снижения стоимости редуктора и обеспечения наименьшего момента трения в зубчатых передачах для шестерен выбран материал сталь 45, для колёс - латунь ЛКС 80-3-3 ГОСТ 1019-87.

Зубчатое колесо поз.9 и вал поз.8 обрабатываются совместно: зубчатое колесо насаживается на вал, делается отверстие под штифт. Штифт поз.19 устанавливается в отверстие, концы штифта кернят.

Двигатель поз. 21 крепиться с помощью винтов поз.13. Конструкция закрытого исполнения.

Пластина поз.6 и поз.7 крепится к крышке и корпусу соответственно при помощи винтов поз.15 ГОСТ 1491-80.

Для предохранения крышки поз.12 и корпуса поз.11 от относительного смещения используются штифты поз.20 ГОСТ 3128-70.

7.2 Инструкция по сборке

1. Закрепить подшипники поз.17 в корпусе и крышке поз.11 и поз.12.

2. Закрепить пластины поз.6 и поз.7 на крышке поз.12 и корпусе поз.11 соответственно винтами поз.13

3. Закрепить зубчатое колесо поз.10 к валу двигателя при помощи шпонки поз.18 и гайки поз.16.

Характеристики

Список файлов курсовой работы