Привод перемещения столика микроскопа

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Факультет - Электрофизический

Направление (специальность) - Приборостроение

Кафедра - Точное приборостроение

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К курсовой работе

ПРИВОД ПЕРЕМЕЩЕНИЯ СТОЛИКА МИКРОСКОПА

ФЮРА.303100.132.ПЗ

Исполнитель

И. Н. Артюков

Руководитель, преподаватель

кафедры ТПС

А. Н. Голиков

Томск -2007

• Содержание
• ВВЕДЕНИЕ
• 1 Анализ задачи
• 2 Выбор двигателя
• 3 Определение общего передаточного отношения и количества ступеней редуктора
• 4 Винтовая передача
• 5 Определение геометрических размеров зубчатых колес
• 6 Определение диаметра вала редуктора
• 7 Определение степени точности и вида сопряжения передачи
• 8 Определение мертвого хода редуктора
• 9 Разработка и описание конструкции
• 10 Последовательность сборки
• ЗАКЛЮЧЕНИЕ
• СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ
• Введение

Зубчатые механизмы и передачи широко используют в машинах и приборах в основном для передачи мощности от ведущего вала к ведомому с преобразованием передаваемых скоростей и моментов. Основное назначение зубчатых механизмов в приборах - преобразование скорости и изменение направления вращения.

Зубчатые передачи для уменьшения частоты вращения называются понижающими (редукторами), а для увеличения частоты вращения - повышающими (мультипликаторами). Редукторы применяются в основном в различного рода приводах, а мультипликаторы - в отсчетных передачах измерительных приборов. Требования к зубчатым передачам определяются в первую очередь назначением приборного устройства, для которого они проектируются. Различают несколько видов редукторов: редукторы нерегулируемого силового привода длительного действия; редукторы следящих приводов; редукторы преобразователей; редукторы прецизионных отсчетных передач.

Редукторы работают в тяжелых условиях и к ним предъявляют следующие требования:

1)безотказность в работе в течение 2000-3000 часов при частоте вращения входной оси электродвигателя n=(9_…12)^.10³ об\мин;

2) плавность вращения зубчатых колес;

3) наименьший свободный поворот (мертвый ход) и суммарный боковой зазор в зацеплении, особенно для редукторов, работающих в реверсивном режиме;

4) наименьший суммарный момент трения;

5)безотказность в работе в условиях температур от +100⁰С до -60⁰С при относительной влажности до 98%;

6) высокая кинематическая точность;

7)высокая жесткость.

Тип редуктора определяется видом используемых в нем передач, схем их размещения, расположением валов в пространстве, числом ступеней.

Сборочный чертеж отражает взаимное расположение и связи составных частей сборочной единицы, обеспечивает сборку и контроль.

В данной курсовой работе необходимо рассчитать привод перемещения столика микроскопа, обладающий малыми габаритами и массой. Цель работы - анализ и расчеты, необходимые для изготовления конструкции прибора. В процессе работы проводились расчеты отдельных составляющих и конструкции в целом. Курсовой проект содержит графический материал и расчетно-пояснительную записку. Графическая часть проекта состоит из сборочного чертежа, рабочего чертежа одной детали и кинематической принципиальной схемы.

В данной работе 9 разделов: в первом разделе необходимо провести анализ исходных данных; во втором разделе необходимо выбрать двигатель для данного редуктора; в третьем - определить общее передаточное отношение и количество ступеней редуктора; в четвертом - рассчитать винтовую передачу; в пятом - определить геометрические размеры зубчатых колес; в шестом - определить диаметры валов редуктора; в седьмом - определить степень точности и вид сопряжения передачи; в восьмом - определить мертвый ход редуктора; в девятом - описать конструкцию редуктора.

Курсовая работа выполнена в текстовом редакторе Microsoft Word, расчеты проводились с помощью калькулятора, все чертежи выполнены с помощью T-Flex.

1 Анализ задачи

В данном курсовом проекте необходимо произвести расчет и конструирование редуктора, используя исходные данные:

Таблица 1- Исходные данные к выполнению проекта

Диапазон перемещения выходного звена	0…10 мм
Максимальная скорость перемещения выходного звена	0,10 мм/с
Нагрузки на выходное звено	0,15 Н
Максимальное линейное ускорение выходного звена	0,2 м/с2
Масса изделия установленного на выходном звене	0,12 кг
Допустимый мертвый ход выходного звена	0,01 мм
Напряжение питания	пост.ток до 27 В
Исполнение	открытое
Особые требования	Минимизировать массу и габариты

При проектировании любого вида зубчатой передачи перед конструктором - разработчиком возникает целый ряд вопросов, которые он должен решить в определенной последовательности.

К числу основных вопросов относятся следующие: определение общего передаточного отношения, выбор типа передачи и вида зацепления, определения количества ступеней в передаче и распределение передаточного отношения по ступеням, определения числа зубьев колес, определения модуля зацепления, определения геометрических параметров колес, расчет сил и моментов, определение КПД передачи, определение мощности на входе редуктора, расчет винтовой передачи , вид сопряжения , определения мертвого хода, расчет валов и подбор подшипников.

Достигнутые технико-эксплуатационные показатели: малый мертвый ход, большой запас мощности.

2 Выбор двигателя

Правильный выбор мощности электродвигателя для привода имеет большое практическое значение. При заниженной мощности электродвигателя использование привода будет неполным, возможно сокращение срока службы электродвигателя, а также его поломка. Завышенная нагрузка вызывает его систематическую недогрузку и, как следствие того, пониженный К.П.Д. редуктора. Выбор двигателя зависит от многих причин:

- типа привода, для которого подбирается двигатель. И режим его работы: нерегулируемый длительного действия, нерегулируемый кратковременного или повторного кратковременного действия, регулируемый (следящий) привод;

- типа источника питания и его характеристику: для источника постоянного тока - напряжение и силу тока; для источника переменного тока - напряжение, силу тока и частоту;

- характеристики нагрузки: максимальную величину момента сил сопротивления при установившемся режиме работы; номинальную угловую скорость вращения; момент инерции нагрузки и требуемое быстродействие привода;

- эксплуатационные условия: условия окружающей среды (температура, давление, влажность); возможность воздействия линейных вибрационных нагрузок; необходимый ресурс работы; максимально допустимые габариты и массу.

Но прежде всего, обуславливается требованиями необходимой мощности для преодоления сопротивления заданной нагрузки при расчетных значениях скорости и ускорения выходного звена.[5]

Если электропривод предназначен для работы при длительной неизменной или мало изменяющейся нагрузке, то двигатель подбирают по номинальной мощности. В этом случае нет необходимости в какой-либо проверке двигателя по нагреву или перегрузки во время работы. Для правильного подбора электродвигателя необходимо выяснить следующие параметры:

1) тип привода и режим его работы;

2) тип источника питания и его характеристики;

3) характеристику нагрузки: максимальную величину момента сил сопротивления в установившемся режиме работы; номинальную угловую скорость вращения нагрузки, момент инерции нагрузки и требуемое быстродействие привода, которое характеризуется максимальным угловым ускорением выходного звена;

4) эксплуатационные условия окружающей среды.

Определим минимальное значение мощности, которым должен обладать выбранный двигатель, чтобы обеспечивать работу системы в установившемся режиме. Воспользуемся следующей формулой[1]:

Pдв ? Pн ^. К_зап/ , (1)

где К_зап.=3 - коэффициент запаса, учитывающий необходимость преодоления динамических нагрузок в момент разгона двигателя;

P_н - нагрузка на выходное звено;

- суммарный кпд редуктора, который зависит от передаваемой мощности, от КПД зубчатой передачи, от КПД опор качения и может изменяться в широких пределах от 0,1..0,95.

Нагрузка на выходное звено, Р_н:

Р_н.= F _н• V_н, (3)

где v_н -скорость перемещения выходного звена,

F_н -суммарная сила, действующая на выходное звено.

Сила, действующая на выходное звено, F _н:

F_н = F_н + ma, (4)

где F_н - максимальная сила, действующая на выходное звено, F_н = 0.2 Н;

а - максимальное линейное ускорение выходного звена, а =0.35 м/сІ;

m - масса изделия, установленного на выходном звен, m=0.1 кг.

F_н = 0.15+0.2·0,12 = 0.174 Н;

v_{н мах} = 0.1 мм/сек = 0.0001 м/сек;

Pн =F_н^.v_{н мах} = 0.174·0.0001= 0.0000174 Вт.

Суммарный кпд, :

_{=зуб.пер. • опор.• винт} , (5)

где _{зуб.пер.}=0,9 - кпд зубчатой передачи;

_опор=0.98 - кпд опор;

_винт=0,15 - кпд винтовой передачи.

= 0.9•0.98•0.15=0.1323=13.5%.

Тогда:

Pдв ? =0.0003945 Вт.

Выберем двигатель данной мощности. Требуемая мощность двигателя очень мала. По согласованию с заказчиком напряжение питания принимаем равным 14 В. В соответствии с этим условием выберем по справочнику[2] двигатель ДПМ - 20 - Н1. Этот двигатель имеет самую малую выпускаемую промышленностью мощность электродвигателей постоянного тока. Это обстоятельство объясняет причину выбора именно этого двигателя.

Двигатели ДПМ выполняются с возбуждением от постоянных магнитов, с пазовым якорем. Н1- исполнение с одним выходным концом вала (с трибкой на валу) [5]. Крепление двигателя производится за корпус с помощью немагнитных металлических деталей. Технические данные двигателя приведены в таблице 2. Электрическая схема двигателя представлена на рисунке 2.

Таблица 2-Параметры двигателя ДПМ - 20 - Н1

Напряжения питания	14 В
Номинальный вращающий момент	0.98 мН·м
Потребляемый ток	0.15 А
Номинальное число оборотов	2000 об/мин
К.П.Д.	4%
Мощность двигателя	0.04 Вт
Масса двигателя	0.065 кг

Рисунок 1. Габаритные и установочные размеры двигателя серии ДПМ-20-Н1



Рисунок 2. Электрическая схема двигателя ДПМ-20-Н1

3 Определение общего передаточного отношения и количества ступеней редуктора

В приборостроении при расчете редуктора в связи с необходимостью иметь большое общее передаточное отношение применяются многоступенчатые редукторы. Среди многих схем многоступенчатых передач наибольшее распространение получили простые ступенчатые редукторы. Они характеризуются технологичностью конструкции, удобством в эксплуатации, относительно большим значением кпд, отличаются возможностью получения высокой точности передачи.

Первоначально следует определить угловую скорость вращения вала двигателя:

щдв = Nдв?2р/60 (6)

щдв = 2000?6.28/60 = 209.33 рад/с.

К = Р/2 , (7)

где Р - шаг резьбы, принимаем Р = 0.5 мм = 0.0005 м.

К = 0.0005/2 =0.0796178^.-3 м/рад.

Зная угловую скорость вращения двигателя и максимальную скорость перемещения выходного звена, определяем общее передаточное отношение редуктора:

i = v_{н мах} /_дв , (8)

где v_{н мах} -максимальная скорость перемещения выходного звена ,

v_{н мах} =0,0001м/с²;

i = 0,0001 /209.33=0.001194 ^.-3 м/рад.

i_p = К/ i (9)

i_p = 0.079617^.-3 / 0.001194 ^.-3= 66.68.

После выбора двигателя и определения общего передаточного отношения редуктора i_p, необходимо найти число ступеней n и разбить общее передаточное отношение по ступеням.

В редукторах приборных устройств определение числа ступеней и распределение общего передаточного отношения по ступеням зависит от эксплуатационных требований, так из условия минимизации габаритов и массы получается оптимальное число ступеней [4]

n = 1.85lg i_p (10)

n = 1,85lg66.68=3.37.

Значит редуктор будет включать в себя 3 ступени.

Для определения числа зубьев колес и шестерен необходимо знать передаточное отношение каждой ступени. Исходя из того, что главным критерием является минимизация габаритов и массы, воспользуемся условием из литературы [1], для минимизации размеров редуктора должно быть выдержанно условие i₁ = i₂ = i_n = i_ср.

Cреднее передаточное отношение найдем по формуле:

i_ср==4.

Среднее передаточное отношение каждой ступени редуктора:

i₁=3.9, i₂=4.1, i₃=4.2.

4 Винтовая передача

4.1 Расчет винтовой передачи

Передачи винт-гайка предназначены для преобразования вращательного движения в поступательное. Такие передачи при значительной несущей способности имеют небольшие габаритные размеры и массу, позволяют с малым вращающим моментом создать большую осевую силу и обеспечивать высокую точность требуемого закона движения [8].

В данной работе используется передача с вращающимся винтом и ведомой, поступательно перемещающейся гайкой (с трением скольжения). Недостатком такой передачи является низкий КПД (0.1… 0.2). Винт ходовой, используемый в винтовой передаче, имеет метрическую резьбу (М6) с шагом Р=0,5 мм. Данная передача изготовлена из Стали 45. Для уменьшения потерь на трение гайка выполняется из латуни ЛС 59-1 [4], которая обладает способностью воспринимать большие удельные нагрузки и обладающие антикоррозионными свойствами и хорошей обрабатываемостью.

Резьба характеризуется [8]:

Диаметр резьбы d=D=6 мм.

Шаг резьбы Р=0.5 мм.

Внутренний диаметр резьбы гайки:

Dмм.

Средний диаметр резьбы:

гайки: Dмм;

винта:d .

Рабочая высота профиля h:

h=0.54P.

Угол профиля резьбы:

=60?.

Угол подъёма винтовой линии ц:

tg ц= , (11)

где Z- число заходов, Z =1;

Р- шаг резьбы, Р =0.5 мм;

d_ср - средний диаметр винтовой линии ,d_ср=5.35мм.

tg ц= = 0,0298;

ц =1,7.

Приведенный угол трения:

с= arctg ( ), (12)

где f - коэффициент трения скольжения (сталь-латунь), f=0,12;

б - угол профиля резьбы ,б = 60?;

с= arctg ( )= arctg ()= arctg 0.138= 7.9.

КПД ходового винта:

з = , (13)

где ц =1.7° - угол подъема винтовой линии;

с =7.9° - приведенный угол трения;

з = =0.176=17.6%.

Длина гайки:

b=n•P, (14)

где n- число витков гайки;

Р - шаг резьбы;

n=;

g= (75…125) •10 Па. (для латуни) g •10Па.

b>0.5·0.00338=0.00169 мм.

Из конструктивных соображений длину гайки примем равной l = 8 мм.

4.2 Определение крутящего момента

Для нахождения модуля зубчатой передачи необходимо знать крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо z₃, который находится как:

(15)

где ц - угол подъема винтовой линии;

с - угол трения пары винт-гайка;

r_ср - средний радиус винтовой линии.

Найдем ход винтовой линии:

(16)

(17)

где щ - угловая скорость винта ();

V -максимальная скорость перемещения выходного звена ,V= 0,25 мм/сек.

(18)

Р = 2·3.14·0,25/1·3.14 = 0.5 мм.

В итоге получим крутящий момент:



5 Определение геометрических размеров зубчатых колес

5.1 Определение числа зубьев колес

Для передачи движения между параллельными валами используем цилиндрические прямозубые колеса внешнего зацепления. Они являются самым распространенным типом передачи, так как обладает целым рядом достоинств, к числу которых относится технологичность конструкции, наибольшая достижимая точность обработки и колес и монтажа их, высокий КПД, небольшая стоимость.

Далее рассчитаем количество зубьев колес из известного нам передаточного отношения пары зубчатых колес. Рекомендуемое минимальное число зубьев на малом колесе лежит в пределах 17z28. Задавшись числом зубьев шестеренок редуктора, определим число зубьев зубчатых колес на передаточное отношение соответствующей ступени. Полученный результат округлим до целого числа[5].

(19)

; ; ,;

; ; ,;

; ; ,.

Определим погрешность редуктора по формуле[5]:

, (20)

где =66,68 - теоретическое (истинное) передаточное отношение редуктора;

i_р.расч.=67,158 - расчетное (подобранное) передаточное отношение редуктора.

Найдем расчетное значение передаточного отношения редуктора () по формуле:

_. (21)

таким образом получим:

.

Рассчитаем относительную погрешность редуктора по формуле(20):

.

д = 0,7%.

Относительная погрешность редуктора не должна превышать 1%.

Полученное значение удовлетворяет данному условию. Таким образом, на данном этапе проектирования можно отметить, что полученный редуктор способен выполнять поставленные задачи.

5.2 Определение модуля зубчатого зацепления

Модуль пары зубчатых колес, находящихся в зацеплении, характеризует размеры этих колес и их зубьев. Как правило, редуктор содержит несколько пар зубчатых колес, каждая из которых может иметь свой модуль. Усилия, передаваемые в приборах, невелики, поэтому зубья передачи на прочность не рассчитываются, а модуль, определяющий размеры зуба, выбирается из соображения точности передачи и технологичности ее изготовления. По модулю определяют все геометрические размеры колес и передач. Модуль зубчатых колес определяют из условия прочности зуба на изгиб или из условия контактной прочности. В малонагруженных передачах модули выбирают из конструктивных соображений. Из условий прочности зуба на изгиб модуль зубчатого колеса в мм можно определить по формуле [5]:

(22)

где m - модуль зубчатого колеса;

К_m - коэффициент запаса, который для прямозубых колес принимается равным 1,4;

М - крутящий момент, действующий на рассматриваемое колесо, [Н?мм];

К_в - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса, принимают равным от1 до 1,15 (в нашем случае возьмем К_в=1);

Ш_ВТ - коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю Ш=b/m, его значение лежит в пределах 3<Ш<16 (возьмем Ш_b/m=5);

Z - число зубьев колеса, для которого рассчитывается модуль;

Y_F - коэффициент формы зуба, зависит от числа зубьев рассчитываемого колеса, значение которого при Z=50...100 лежит в диапазоне 3,73..3,76 (возьмем Y_F =3,73);

[у_F] - допускаемое напряжение материала зуба на изгиб.

Прочность зубчатых колес существенным образом зависит от их материала. Выбор материала определяется характером нагрузок в передаче скоростью, сроком службы и видом смазки (постоянная, периодическая или разовая).

Допускаемое напряжение материла на изгиб определяется по формуле[5]:

[у_F]= у_-i / n, (23)

где: у_-i - предел выпускаемой стали,

n - коэффициент запаса.

Пусть n=1,7 и у_-i =241Н/мм² для стали.

Тогда [у_F]=142 МПа для стали.

Найдем моменты, действующие на звеньях по формуле:

М_н-1=M_н/ i_р (24)

М₃=M =3,15 Н·мм;

М₂=M₃ /i₃=3,15/4,1=0,77Н·мм;

М₁=М₂/i₂=0,77/4,2=0,183 Н·мм.

Итак, дано:

M= М₃=3,15 Нмм;

М₂=0,77Н·мм;

М₁=0,183 Н·мм ;

= 1,;

Y_F = 3,73;

Ш_ВТ = 5;

= 71,4;

К_m =1.4.

Рассчитаем модули зубчатого зацепления по формуле (22):

Во многих случаях расчет дает крайне низкие значения модуля. В этих случаях модуль надо выбирать из конструктивных соображений, принимая во внимание, что увеличение модуля приводит увеличению габаритов передачи и массы, а колеса с очень мелким модулем дают значительное увеличение погрешности передачи и усложняют изготовление, сборку механизма, поэтому модули зубчатого зацепления возьмем равными:

m₁=0.3 мм;

m₂=0.3 мм;

m₃=0.4 мм.

5.3 Определение геометрических размеров зубчатых колес и шестерней

Рассчитаем делительные диаметры окружностей зубчатых колес и шестерней по формуле[3]:

d = m·Z, (25)

где d - диаметр колеса;

m - модуль зацепления колеса;

Z - количество зубьев колеса.

Диаметры шестерней равны:

d_д1 =d_д3= 0.3·17=5.1 мм;

d_д5=0.4·17 = 6.8 мм.

Диаметры цилиндрических зубчатых колес равны:

d_д2 = 0.3·66=19.8 мм;

d_д4 = 70·0.3 = 21 мм;

d_д6 = 71·0.4 = 28.4 мм.

Теперь определим наружный и внутренний диаметры шестерней и зубчатых колес по формулам:

d_н=d+2m; (26)

d_в=d-2,5m. (27)

Найдем для шестерней наружный диаметр:

d_н1,3=5.1+2·0.3=5.7мм ;

d_н5=5.1+2·0.4=5.9.

Найдем для шестерней внутренний диаметр:

d_в1,3= 5.1-2.5·0.3=4.35мм;

d_в5=5.1-2.5·0.4=4.1.

Найдем для зубчатых колес наружный диаметр:

d_н2, =19.8+2·0.3=20.4мм;

d_н4 =21+2·0.3=21.6мм;

d_н6 =21.3+2·0.4=22.1мм.

Найдем для зубчатых колес внутренний диаметр:

d_в2=19.8-2.5·0.3=19.08мм;

d_в4=21-2.5·0.3=20.25;

d_в6=21.3-2.5·0.4=20.3.

5.4 Определение толщины зубчатого венца

Другим параметром, определяющим геометрию колес, является их толщина. Теперь проведем расчет толщины колес по формуле, приводимой при расчете модуля зацепления ранее:

,

поскольку это отношение уже определено и равно 5 для больших зубчатых колес, то :

, (28)

B_2,4мм;

B₆.

Толщина малых зубчатых колес берем в пределах , взяв 2, получим:

B_1,3=;

B₅=2·2=4мм.

Межосевое расстояние А в передачах цилиндрическими зубчатыми колесами равно[5]:

А_i=m·(Z_кi+ Z_шi)/2, (29)

где Z_шi - число зубьев шестерни;

Z_кi - число зубьев колеса.

мм;

Зная межосевые расстояния всех ступеней редуктора, габариты двигателя и размеры устройства, являющегося нагрузкой, можно провести компоновку редуктора.

6 Определение диаметра вала редуктора

Вычисляем минимальный диаметр валов, исходя из достаточной прочности вала на кручение. Диаметр вала определяем по формуле[1]:

(30)

где М_в- крутящий момент на валу, Н·мм;

ф - дополнительное напряжение, МПа;

с - коэффициент учитывающий форму вала.

Пусть ф = 30МПа, с = 0.5 .

Тогда, подставляя полученные ранее значения для моментов в формулу (31), найдем диаметры валов.

мм;

мм;

мм.

Максимальный диаметр вала равен 0.8 мм. Из конструктивных соображений примем диаметр валов равным 2.0 мм.

7. Определение степени точности и вида сопряжения передачи

Установленные стандартами виды сопряжения колес назначают независимо от степени точности. Стандартами предусмотрены: шесть видов сопряжений H, E, D, C, B, A для цилиндрических колес с ; пять видов сопряжений H, G, F, E, D для цилиндрических колес с . Для сопряжений H (или C) наименьший боковой зазор равен нулю. В последующих сопряжениях боковой зазор растет. Сопряжения H (или C) следует применять для тихоходных передач, к которым предъявляют жесткие требования в отношении мертвого хода. Исходя из поставленной задачи, выбираем сопряжение H [1].

В большинстве случаев для точной работы колес редукторов, предназначенных для плавной работы при небольших окружных скоростях, выбирают 7 степень точности. Неточности изготовления зубчатых колес и монтажа передачи приводят к ошибкам относительного положения входного и выходного звена передачи, к рассогласованию их движения, росту динамических нагрузок. Для устранения хаотического разброса величины бокового зазора вводят допуски на основные параметры зубчатых колес. Выберем 7-ю степень точности и сопряжение H для определения люфтовой погрешности.

8. Определение мертвого хода редуктора

Основной погрешностью зубчатых передач является погрешность, возникающая из-за мёртвого хода (люфта) Дц_л. Люфтовая погрешность появляется из-за наличия бокового зазора j_n между зубьями сопряженных колес. Боковой зазор необходим для работы передачи, он позволяет компенсировать температурные деформации, влияние неточностей межосевого расстояния, прогиб валов и зазоров в опорах.

Величина j_n определяется видом допуска на зазор, видом сопряжения зубьев Значение j_n даётся в справочниках в мкм., а величина люфтовой погрешности определяется в угловых минутах.

Люфтовая погрешность передачи складывается из погрешностей отдельных пар, приведённых к одному звену. Чаще всего определяют погрешность, приводя ее к выходному колесу.

В общем случае, для передачи состоящей из n пар зубчатых колес, формула люфтовой погрешности, приведенной к выходному колесу, имеет вид [6]:

, (31)

где m- модуль зацепления,

z - число зубьев колеса,

j_n - вероятный боковой зазор.

Для данной степени точности и найденных межосевых расстояний находим значение вероятных максимальных боковых зазоров[6]:

j_n =8.6·m+ i_п +4.4. (32)

Вычислим боковые зазоры:

j_n1

j_n2

j_n3

Люфтовая погрешность передачи складывается из погрешностей отдельных пар, приведённых к выходному колесу. Неточности изготовления зубчатых колес и монтажа передачи приводят к ошибкам относительного положения входного и выходного звеньев передачи, к рассогласованию их движения, росту динамических нагрузок. Для устранения хаотического разброса величины бокового зазора вводят допуски на основные параметры зубчатых колес. Выберем 7 квалитет точности и сопряжение H для определения люфтовой погрешности. Отсюда погрешность мертвого хода определим по формуле (31):

В общем случае, для передачи, состоящей из трех пар зубчатых колес, формула люфтовой погрешности, приведенной к выходному колесу, имеет вид [6] :

 (33)

где i_1,2,3 - передаточные отношения каждой ступени.

Определяем общую люфтовую погрешность редуктора:

что соответствует перемещению винта на 0,0001 мм.

Дц_{л пол}< Дц_{л зад}, (Дц_{л зад}=0,01мм.)

где Дц_{л пол} - полученное значение люфтовой погрешности;

Дц_{л зад} - заданное значение люфтовой погрешности.

Заданный мертвых ход редуктора равен 0,01 мм, следовательно, выбранные сопряжение и квалитет точности соответствуют требованиям проекта.

9. Разработка и описание конструкции

Проектируемый редуктор имеет открытую конструкцию. Редуктор состоит из электродвигателя ДПМ-20-Н1, винтовой передачи, трех плат и зубчатого механизма. Платы жестко соединенные между собой стойками, которые одновременно четко фиксируют их взаимное положение. Такой способ крепления плат исключает смещение одной платы относительно другой и позволяет четко выдержать расстояние между платами. Стойки крепятся к платам на винты.

Зубчатые колеса изготовлены из стали 45(ГОСТ 1050-74) - это среднеуглеродистая сталь. Широко применяется, имеет высокую прочность, дешевизну и выбрана как наиболее отвечающая условиям работы редуктора (длительное время работы, реверсивное вращение) [4]. Зубчатые колеса изготавливаются в соответствии с 7-й степенью точности. Механизмы данной точности применяются в точных приборах и передачах при умеренных нагрузках. Зубчатые колеса крепятся на валы-шестерни операцией развальцовкой. Последнее колесо крепится на валу при помощи штифта. Из этого же материала выполнены валы - шестерни. Для уменьшения габаритов, а, следовательно, и массы проектируемого редуктора шестерня и вал изготавливаются едиными из стали Ст45.

Электродвигатель вставляется в стакан и последний крепится к корпусу с помощью трех винтов .

В качестве основных опор выбираем опоры скольжения, как наиболее удачно отвечающие условиям минимизации массо - габаритных характеристик редуктора, последний вал посадим на шарикоподшипниковые опоры. Опоры скольжения состоят из латунных втулок и помещенных в них цапф валов-шестерней.

Плату сделаем из Алюминиево-кремниевого сплава АЛ2 ГОСТ 2685-75. Он обладает высоки литейными свойствами, стойкий к коррозии, обрабатываемость резанием хорошая.

Существует множество вариантов конструкций подшипниковых узлов, целесообразность применения которых зависит от конкретных условий работы узла, условий сборки, регулирования и т.д. В данном приводе используются радиальные однорядные шарикоподшипники, т.к. данный конструктивный тип подшипников имеет простую конструкцию, невысокую стоимость и может использоваться при радиальной и умеренной двусторонней осевой нагрузке при низких, средних и высоких частотах вращения. Осевой зазор в шарикоподшипниках обеспечивается регулировочными шайбами, помещенных между крышкой и платой. Внутренние кольца данных шарикоподшипников необходимо установить с небольшим натягом на винт для исключения проворота. Для уменьшения коэффициента трения подшипники и зубчатые колеса необходимо смазать пластичной смазкой ЦИАТИМ-221 ТУМХП 396-56. Она позволяет увеличить время работы при малых нагрузках и частотах вращения до 14 000 об/мин. Обеспечивает малый момент трения при температуре до минус 60^°С.Данная смазка применяется для шарикоподшипников электрических машин малой мощности и различных приборов.

На чертеже габариты, крепление столика и микровыключатели показаны условно, т.к. в задании эти элементы и расчет параметров столика не предусматриваются.

Винтовая передача состоит: из ходового винта, двух направляющих и гайки. Винт и направляющие изготовлены из Стали 45(ГОСТ 1050-74) [4]. Гайка изготовлена из латуни, так как пара сталь латунь имеет малый коэффициент трения. Для центрирования вращающихся вместе с валами зубчатых колес выбирают посадку Н7/h7 .Для соединения крышки и подшипника с гарантированным натягом выберем посадку Н7/р6, так как это соединение отличается хорошим центрированием и простотой конструкции. [1].

Обкатка редуктора производится следующим способом: все предварительно смазанные редукторы проходят операцию обкатки для взаимной приработки трущихся поверхностей. Обкатка данного редуктора, собранного вместе с электродвигателем, производится от собственного привода. После обкатки, вращение детали редуктора должно быть плавным, без заметных люфтов, толчков, перекосов и заеданий. После обкатки производится тщательная промывка узлов и деталей редуктора в авиационном бензине для удаления металлической пыли, образовавшейся в процессе обкатки. Данный редуктор непрерывно обкатывать в течение 8-10 часов.

Винты крепежного соединения контрить краской Эмаль ГОСТ 2470-81 одного цвета, чтобы предотвратить их раскручивание при динамических нагрузках.

Покрыть детали оксидированием ГОСТ 12.3.008-75.

10. Последовательность сборки

Рассмотрим поэтапно последовательность сборки данного привода:

1. В платы поз. 9,10,16 запрессовываются латунные втулки поз.26.

2. К платам поз.10,16 крепятся крышки поз.11,12 с регулировочными шайбами поз.17, в них устанавливаются шарикоподшипники поз.22.

3. В платы устанавливаются валы - шестерни поз.1 и 2.

4. Платы поз.9,16 крепятся друг с другом при помощи стоек поз.7.

5. В плату поз.16 вставляется винт поз.14, на него одевается зубчатое колесо поз.3.

6. Винт вместе с зубчатым колесом поз.3 рассверливают и вставляют в отверстие штифт поз.23.

7. На винт поз.14 накручиваются гайку поз.13.

8. 2 Стойки (служащие направляющими) поз.10 вставляются в плату поз.16,10 и в гайку поз.13, и крепятся при помощи винтов поз.17. Платы поз.10,16 крепятся друг с другом при помощи стоек поз.8.

9. Двигатель поз.27 устанавливают в стакан поз.15.

10. К плате поз.16 крепят при помощи винтов поз.19 стакан поз. 15.

11. На вал двигателя надевают шестерню поз. 6 и крепят его гайкой поз.24.

12. Редуктор обкатывается 8-10 часов.

Заключение

В данном курсовом проекте был спроектирован привод поступательного перемещения столика микроскопа с цилиндрической прямозубой зубчатой передачей.

Проектирование включило в себя этапы анализа и расчета, необходимых для изготовления конструкции прибора. При проектировании было достигнуто требование минимизации массы и габаритов. Большое внимание уделялось простоте и технологичности конструкции.

Кинематическая схема редуктора представлена на чертеже ФЮРА.303100.132.К3, вид общий на чертеже ФЮРА.303100.132.ВО, рабочий чертёж детали на чертеже ФЮРА.303100.132.003.02 к чертежам прилагается спецификация.

Список используемых источников

1. В.С. Дмитриев, Т.Г. Костюченко, И.В. Слащев Курсовое проектирование приборных редукторов. Справочное учебное пособие. - Томск: Изд. ТПУ, 2002. - 228 с.

2. Справочник по электрическим машинам: В 2 т. Т. 2/С74 Под общ. ред. И.П. Копылова, Б.К. Клокова.- М.: Эноргоатомиздат, 1989. - 688 с.

3. Атлас конструкций элементов приборных устройств: Учеб. пособие для студентов приборостроительных специальностей вузов: Под ред. Тищенко О. Ф.- М.: Машиностроение, 1982. - 116 с.

4. Лахтин Ю. М., Леонтьева В. П. Материаловедение. - М: Машиностроение, 1990.-528 с.

5. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Учебное пособие для вузов. В 2 - х ч. Ч. 1. Расчеты / под ред. Тищенко О.Ф. - М.: Высшая школа, 1978.

6. Элементы приборных устройств. Курсовое проектирование. Учебное пособие для вузов. В 2 - х ч. Ч. 2. Конструирование / под ред. Тищенко О.Ф. - М.: Высшая школа, 1978.

7. Чекмарев А. А., Осипов В. К. Справочник по машиностроительному черчению. - М.: Высшая школа, 1994.-671 с.

8. Основы расчета и конструирования деталей и механизмов летательных аппаратов /под ред. профессора Рощина Г. И. - М: Машиностроение, 1989.-455с.

9 Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроение Том 3 М: Машиностроение 1992. - 457 с.