Расчет редуктора точного прибора (стр. 4 из 6)

Недостатки передачи обусловлены шумом, неравномерностью хода «вытягиванием» цепей (увеличением шага цепей вследствие износа шарниров) и, как следствие, необходимостью применения натяжных устройств.

ПЕРЕДАЧИ ВИНТ-ГАЙКА

Передача винт — гайка представляет собой кинематическую винтовую пару, которую используют в различных машинах и приборах для преобразования с большой плавностью и точностью хода вращательного движения в поступательное.

Механизмы часто применяют в качестве подъемных (домкраты и др.) и нагружающих устройств (прессы и др.), так как с их помощью можно сравнительно просто получать большие усилия (500...1000 кН) при малых перемещениях.

Простейший механизм содержит два звена: стойку - неподвижную гайку и подвижное звено — винт, обладающее винтовым движением. Механизм используют на практике для создания силы. В механизмах оба звена, составляющих винтовую пару, подвижны. В первом из них вращение гайки вызывает поступательное перемещение винта, а во втором — вращение винта приводит к поступательному перемещению гайки. Эти две схемы передач распространены на практике, так как передача вращательного движения на гайку или винт не вызывает технических трудностей.

Используют механизмы с резьбой различных профилей. В силовых механизмах большее распространение получила трапецеидальная резьба, в механизмах приборов — метрическая резьба, а в механизмах и устройствах прессов и прокатных станов - упорная резьба.

Достоинства механизмов: простота конструкций, плавность и точность хода, большое передаточное отношение, а также возможность самоторможения. Однако их КПД сравнительно низкий.

Ходовые винты изготовляют из высокоуглеродистых сталей 40, 45, 50, 40ХН, 50ХГ, 65Г и др. с закалкой до твердости более 50 НRС. Гайки изготовляют из оловянистых бронз Бр010Ф1, Бр06Ц6С3 и др. при высоких скоростях вращения (0,1...0,25 м/с), а при малых скоростях вращения используют антифрикционные чугуны марок АВЧ-1, АВЧ-2, АКЧ-1, АКЧ-2 или серые чугуны марок СЧ15, СЧ20.

ВЫВОД: Наиболее применима и удобна зубчатая передача с эвольвентным зацеплением.

На основании данного материала самой хорошей передачей является цилиндрическая с эвольвентным зацеплением.

3. Под кинематической схемой понимается изображение перечня элементов и изображение между ними

3.1 Определение общего придаточного отношения

Uр=nвх/nвых, где nвх–число оборотов входного вала,

nвых– число оборотов выходного вала

Подставляя исходные данные получим:

Uр=2052/38=54

3.2. Определение числа ступеней

Для обеспечения минимальной массы оптимальное число ступеней:

К=3lgUр

Подставляя данные получим:

К=3·lg 54 ≈ 5

Для определения ориентировочного передаточного отношения каждой ступени воспользуемся формулой:

Uк=

Uк=

≈ 2,2

Для нормальной работы редуктора необходимо, чтобы передаточное отношение ступеней возрастало от входного вала к выходному. При этом числовое значение Uк должно лежать в пределах от 1/5 до 5.

Ориентируясь на полученную цифру для первой ступени выбираем:

U1=1,8, т.к.Uр = U1·U2·U3·U4·U5

U2,3,4,5 = Up/U1 = 54/1,8 = 30

U2 = 2 U3,4,5 = U2,3,4,5/U2 = 30/2 = 15

U3 = 2,2 U4,5 = U3,4,5/U3 = 15/2,2 =6,8

U4 = 2,4 U5 = U4,5/U4= 6,8/2,4 = 2,8

U1=1,8 U2 = 2 U3 = 2,2 U4 = 2,4 U5 = 2,8

3.3 Определение числа зубьев

Минимальное число зубьев на шестерни для эвольвентного зацепления лежит в пределах от 17 до 28, причем в точных передачах надо приближаться к верхнему правому пределу. Ориентируясь на ГОСТ 13733-77 выбираю для первой шестерни

Z1 = 24

Для обеспечения технологичности и экономичности редуктора рекомендуется все шестерни делать одинаково. Поэтому

Z1 = Z3= Z5 = Z7= Z9= 24

Определим число зубьев шестерни

Uк = Z2i/Z2i-1

U1 = Z2/Z1

Z2 = U1·Z1 = 1,8·24 ≈ 43

Z4 = U2·Z3 = 2·24 = 48

Z6 = U3·Z5 = 2,2·24 ≈ 53

Z8 = U4·Z7 = 2,4·25 ≈58

Z10 = U5·Z9 = 2,8·24 ≈ 67

Полученные результаты сведём в таблицу 1.

№ колеса	Расчетная Z	ГОСТ Z
Z1	24	24
Z2	43	43
Z3	24	24
Z4	48	48
Z5	24	24
Z6	53	53
Z7	24	24
Z8	58	58
Z9	24	24
Z10	67	67

Определим общее передаточное отношение редуктора по ГОСТу

Uрг = Z2·Z4·Z6·Z8·Z10/ Z1·Z3·Z5·Z7·Z9

Определим погрешность придаточного отношения:

= (Uр-Uрг/Uр) · 100% 3%,

т.е. число зубьев колёс выбрано правильно.

С учетом полученных данных строим кинематическую схему редуктора.

4. Расчет кинематики и геометрии

Основой для проведения расчетов является выбранный модуль и число зубьев колес.

4.1 Расчет кинематики редуктора

Расчет ведем по следующим формулам:

U_k= n_2k-1/n_2k= W_2k-1/W_2k

W_k= Tih_k/30

M_k+1= M_k·U_k

M₂= M₁·U₁= 25·10^-4·1,8= 0,0045

M₃= M₂·U₂= 0,0045·2= 0,009

M₄= M₃·U₃= 0,009·2,2= 0,0198

M₅= M₄·U₄= 0,0198·2,4= 0,04752

M₆= M₅·U₅= 0,04752·2,8= 0,133056

n₁=2052

n₂= n₁/U₁= 2052/1,8= 1140

n₃= n₂/U₂= 1140/2= 570

n₄= n₃/U₃= 570/2,2= 259

n₅= n₄/U₄= 259/2,4= 108

n₆=n₅/U₅= 108/2,8= 38

W_k= Tih_k/30≈0,1

W₁= n₁·W_k= 2052·0,1= 205,2

W₂= n₂·W_k= 1140·0,1= 114,0

W₃= n₃·W_k= 570·0,1= 57,0

W₄= n₄·W_k= 259·0,1= 25,9

W₅= n₅·W_k= 108·0,1= 10,8

W₆= n₆·W_k= 38·0,1= 3,8

Полученные данные занесем в таблицу 2

Nвал	nвх	Wвх	М
1	2052	205,2	0,0025
2	1140	114,0	0,0045
3	570	57,0	0,009
4	259	25,9	0,0198
5	108	10,8	0,04752
6	38	3,8	0,133056

4.2 Геометрия

Воспользуемся следующими формулами:

d= mz – для делительной окружности

D_e= d+2m – диаметр выступа

D_b= d-3m – диаметр впадины

a= m(z₁+z₂+…)/2 – межцентровое расстояние, z₁– шестерня,

z₂– колесо

b= (3…15)m – ширина венца

h= 2,5m – высота зуба

Предварительно выбираем значение модуля по Госту 9563–60

m= 0,3

Определим делительные окружности:

d_1,3,5,7,9= mz₁= 0,3·24= 7,2

d₂= mz₂= 0,3·43= 12,9

d₄= mz₄= 0,3·49= 14,7

d₆= mz₆= 0,3·54= 16,2

d₈= mz₈= 0,3·55= 16,5

d₁₀= mz₁₀= 0,3·68= 20,4

Определим диаметр выступа:

D_e^1,3,5,7,9= d_1,3,5,7,9+2m= 7,2+0,6= 7,8

D_e²= d₂+2m= 12,9+0,6= 13,5

D_e⁴= d₄+2m= 14,7+0,6= 15,3

D_e⁶= d₆+2m= 16,2+0,6= 16,8

D_e⁸= d₈+2m= 16,5+0,6= 17,1

D_e¹⁰= d₁₀+2m= 20,4+0,6= 21

Определим диаметр впадины:

D_b^1,3,5,7,9= d_1,3,5,7,9-3m= 7,2-0,9= 6,3

D_b²= d₂-3m= 12,9-0,9= 12,0

D_b⁴= d₄-3m= 14,7-0,9= 13,8

D_b⁶= d₆-3m= 16,2-0,9= 15,3

D_b⁸= d₈-3m= 16,5-0,9= 15,6

D_b¹⁰= d₁₀-3m= 20,4-0,9= 19,5

Определить межцентровое расстояние:

a₁= m(z₁+z₂)/2= 0,3(24+43)/2= 10,05

a₂= m(z₁+z₂)/2= 0,3(24+49)/2= 10,95

a₃= m(z₁+z₂)/2= 0,3(24+54)/2= 11,7

a₄= m(z₁+z₂)/2= 0,3(24+55)/2= 11,85

a₅= m(z₁+z₂)/2= 0,3(24+68)/2= 13,8

Определим ширину венца:

b= (3…15)m= 10·0,3= 3

Определим высоту зуба:

h= 2,5m= 2,5·0,3= 0,75

5. Разработка конструкций редуктора

Разработка конструкции состоит в расчете и выборе его элементов: зубчатые колеса, валы, подшипники и корпуса.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ВАЛОВ И ОСЕЙ

Назначение и классификация. Поддержания вращающихся деталей для передачи вращающего момента одной детали к другой (в осевом направлении) в конструкциях используют детали в форме тел вращения, называемые валами. В зависимости от вида испытываемой деформациусловно различают:

простые валы (валы) — работают в условиях кручения, изгиба и растяжения (сжатия), их применяют в передачах: зубчатых, ременных и др.;

торсионные валы (торсионы) — работают лишь в условиях кручения, т. е. передают только вращающий момент, соединяя обычно два вала на индивидуальных опорах;

оси — поддерживающие невращающиеся валы, работающие лишь в условиях изгиба и реже растяжения (сжатия.).

В зависимости от распределения нагрузок вдоль оси вала и условий сборки прямые валы выполняют гладкими или ступенчатыми, близкими по форме к балкам равного сопротивления изгибу. Гладкие валы более технологичны.

В специальных машинах (поршневых двигателях и компрессорах) используют коленчатые валы, имеющие «ломаную» ось.

Для передачи вращающего момента (вращения) между агрегатами со смещенными в пространстве осями входного и выходного валов применяют специальные гибкие валы, имеющие криволинейную геометрическую ось при работе. Такие валы обладают высокой жесткостью при кручении и малой жесткостью при изгибе.

В зависимости от расположения, быстроходности и назначения валы называю входными, промежуточными, выходными, тихо - или быстроходными, распределительными и т. п.

5.1 Выбор конструкции цилиндрических зубчатых колес

Конструкция определяется ГОСТом 13755-81

Для улучшения работоспособности тяжелонагруженных и высокоскоростных цилиндрических зубчатых передач- внешнего зацеплений рекомендуется применять исходный контур с модификацией профиля головки зуба, при этом линия модификации — прямая, коэффициент высоты модификации hg должен быть не более 0,45, а коэффициент глубины модификации

* — не более 0,02.