Расчёт мелкомодульного редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Расчёт мелкомодульного редуктора

1.1 Выбор числа ступеней редуктора и передаточных отношений каждой ступени

1.2 Определение числа зубьев шестерён и колёс

2. Расчёт КПД и статических моментов редуктора

3. Расчёт геометрических параметров зубчатого зацепления

3.1 Выбор модуля и коэффициентов смещения

3.2 Межосевые расстояния

4. Определение конструктивных элементов зубчатых колёс

4.1 Расчёт диаметров валов

4.2 Расчёт цапф

4.3 Расчёт ступиц

5. Выбор точности зубчатых передач, назначение предельных отклонений межосевых расстояний, задание шероховатости поверхности

5.1 Выбор точности зубчатых передач

5.2 Назначение предельных отклонений межосевых расстояний

5.3 Задание шероховатости поверхности

5.4 Выбор посадок

6. Выбор материала

7. Компоновка редуктора

Литература

Введение

Малогабаритные мелкомодульные (приборные) редукторы на платах предназначены для обеспечения жесткой механической связи между заданными элементами приборов с высокой точностью согласования их движения. Их широко используют при проектировании различных автоматических устройств, следящих систем и антенн со следящим приводом, вычислительных и самопишущих приборов, отчетных механизмов и механизмов настройки радиоэлектронной аппаратуры, переключателей, кодовых преобразователей и т.д.

В зависимости от назначения малогабаритные мелкомодульные редукторы можно разделить на три основные группы:

редукторы привода;

редукторы автоматики;

редукторы счётно-решающих устройств.

Редукторы первых двух групп используются преимущественно в антенных устройствах РЭА для привода исполнительных механизмов и для связи антенн со следящими системами.

Редукторы третьей группы представляют собой малогабаритные устройства с электродвигателями типа ДИД, ДГ и др. для этих редукторов характерные сложные кинематические цепи с большими передаточными отношениями и широкая универсальность. Они должны иметь малоинерционную цепь с небольшими моментами трогания и малую величину мёртвого хода в зубчатом зацеплении на выходе.

1. Расчёт мелкомодульного редуктора

1.1 Выбор числа ступеней редуктора и передаточных отношений каждой ступени

При малых передаваемых мощностях расчёты на прочность не лимитируют размеры колёс. Такие передачи проектируются исходя из конструктивных и технологических соображений, и зубчатые колёса всех ступеней берутся одного модуля. При минимизации габаритов оптимальное число ступеней может быть определено по эмпирической зависимости:

n = 1,85 • lg iред = 1,85•lg 16 = 2,23

Число ступеней редуктора может быть только целым числом, поэтому в данном случае следует брать n = 2 .Берём n - 2.

Передаточное отношение каждой ступени при условии равенства передаточного отношения каждой ступени: i к=ⁿ vi.

В данном случае i₁₂ =i₂₃ =4

1.2 Определение числа зубьев шестерён и колёс

Количество зубьев, шестерён и колёс, следует выбирать из двух рядов, (предпочтение следует отдавать первому ряду), которые представлены на стр. 28-29 методического пособия. Следует учитывать, что если количество зубьев на шестерне меньше 17, то происходит подрезание зуба и как следствие - его ослабление. Большое же количество зубьев на шестерне приводит к увеличению габаритов. Наша же задача - спроектировать редуктор при условии минимальных габаритов. Поэтому примем на обеих шестернях Zl = Z3 =17, тогда на колёсах числа зубьев будут равны

Z₂ =Z1•i_I2 =17•4=68

Z₄ =Z₄•i₂₃ =17•4=68

Передаточное число первой ступени равно:

i₁₂=Z₂/Z₁=68/17=4

Передаточное число редуктора равно:

i₂₃=z4/z3=68/17=4

Общее передаточное число редуктора равно:

iред=Z₂•Z₄/Z₁•Z₃=68•68/17•17=16

Кинематическая схема редуктора, имеющего две ступени, представлена на рис. 1

Рис.1 Кинематическая схема редуктор

2. Расчёт КПД и статических моментов редуктора

При расчёте статических моментов в редукторах точных приборов необходимо знать КПД отдельных механизмов и моменты сил трения в опорах.

На основании формулы (6) и табл.2.1 методического пособия имеем

П^*₁₂=Пзп^*Ппш=0,9•0,98=0,882

П^*₁₃=П² зп•П² пш=0,9²•0,98²=0,778

Расчётные значения моментов на валах редуктора по формуле (7):

М^*₁ =2,0 мН-м = 2,0•10^-3 Н•м- крутящий момент двигателя ЭМ-0,5 (по табл.4.1)

М^*₂ = М^*₁•i₁₂ • П^*₁₂ =2,0•4^-3•0.882=7.056•10^-3 Н•м

М^*₃ =М^*₁• iред•П^*₁₃=2,0•10^-3•16•0,778=24,9•10^-3 Н•м

3. Расчёт геометрических параметров зубчатого зацепления

Исходные данные:

Число зубьев: zl = 17

Z2 = 68

z3 = 17

Z4 = 68

3.1 Выбор модуля и коэффициентов смещения

Модуль рекомендуется выбирать исходя из конструктивных соображений по формуле:

m?2•dдв / (Z₁-3)=2•3,0/(17-3)=0,43

И полагая, что ведомый вал первой ступени примерно равен по диаметру вала электродвигателя, имеем:

m?(D₂+2•d_дв)/(Z₁+Z₂) =(35+2•3,0)/(17+68)=0,48

(величины dдв и D₂ - габаритные параметры двигателя, табл. 4.1)

примем m = 0,5мм (выбираем больше минимального, произвольно из стандартного ряда).

Вопрос о выборе модуля зацепления принято считать окончательным после проверочного расчёта прочности зуба на изгиб и контактную прочность. Но в мелкомодульных редукторах напряжения на зуб всегда настолько незначительны, что такие расчёты можно не делать.

Коэффициенты смещения х₁=0 , х ₂ =0, x₃=0, x₄=0

Параметры нормального исходного контура для цилиндрических колёс эвольвентного профиля с модулем от 0,1 до 1,0 мм по ГОСТу 9587-70: a= 20° , h^*= 1 , с^*=0,05 (для m от 0,1 до 0,5)

3.2 Межосевые расстояния

а ₁=m•(Z₁+Z₂)/2=0,5•(17+68)/2=21,25 мм

а ₂= m•(Z₃+Z₄)/2=0,5•(17+68)/2=21,25 мм

3.3 Основные размеры шестерён и колёс

Диаметры делительные:

d₁=m•Z₁=0,5•17=8,5 мм

d₂=m•Z₂=0,5•68=34 мм

d₃=m•Z₃=0,5•17=8,5 мм

d₄=m•Z₄=0,5•68=34 мм

Проверка:

a₁= (d₁+d₂)/2=(8,5+34)/2=21,25 мм

a₂= (d₃+d₄)/2=(8,5+34)/2=21,25 мм

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2•h^*_a•m=8,5+2•1,0•0,5=9,5 мм

d_a2=d₂+2•h^*_a•m=34+2•1,0•0,5=35 мм

d_a3=d₃+2•h^*_a•m=8,5+2•1,0•0,5=9,5 мм

d_a4=d₄+2•h^*_a•m=34+2•1,0•0,5=35 мм

Диаметры впадин:

d_f1=d₁-2•( h^*_a +c^*)•m=8,5-2•(1,0+0,5) •0,5=7 мм

d_f2=d₂-2•( h^*_a +c^*)•m=34-2•(1,0+0,5) •0,5=32,5 мм

d_f3=d₃-2•( h^*_a +c^*)•m=8,5-2•(1,0+0,5) •0,5=7 мм

d_f4=d₄-2•( h^*_a +c^*)•m=34-2•(1,0+0,5) •0,5=32,5 мм

Шаг по делительной окружности: p=р•m=3,14•0,5=1,57 мм

Ширина шестерён и колес.

Минимальная ширина b _min =m•(8-5•0,5)-1=1,75мм

Максимальная ширина b _max =16•m=16•0,5=8 мм

Выбираем по ряду Ra10 (ГОСТ 6636-69): b=2мм

4. Определение конструктивных элементов зубчатых колёс

Диаметры и толщины зубчатых колёс посчитаны. Диаметр и длина ступицы колеса зависят от диаметра вала, поэтому посчитаем сначала диаметры валов.

4.1 Расчёт диаметров валов

Диаметр вала рассчитывается по эмпирическим формулам, в зависимости от крутящего момента, который действует на вал (с учётом ослабления от штифта):

d _в=(8,6?6,9)•³v M _кр (формула 21)

d _в -диаметр вала, М _кр - крутящий момент, Н•м

М _кр=10^-3• рd²_Ш./4•d/2•[ф] _ср

d _ш - диаметр штифта , мм

d - диаметр вала , мм

d _ш =(0,25…..0,35) •d

[ф] _ср - допускаемое напряжение на срез для материала штифта,(для стали 45 [ф] _ср = 63,7МПа).

d_Bl = (8,6 ? 6,9) •³vM^*₁ = (8,6 ? 6,9) •³v 2,0•10^-3= 0,9 ? 1,1 мм

Примем d_Bl = 3,0 мм - это диаметр выходного вала нашего двигателя

d_B2= (8,6 ? 6,9) •³vM^*₂ = (8,6 ? 6,9) •³v 7,056•10^-3= 1,32?1,65 мм

В целях унификации примем d_B2 = d _l =3,0 мм

d_B3 = (8,6 ? 6,9) •³vM^*₃ = (8,6 ? 6,9) •³v 24,9•10^-3= 2,01? 2,51= мм

Примем d_B3 = d в _l =3,0 мм

4.2 Расчёт цапф

Валы на концах заканчиваются цапфами. Диаметр цапф и их длину определим зависимостью

d_ц2=(0,5…0,6) •d_в2= (0,5…0,6) •3,0 = 1,5...1,8 мм (примем d_ц2 = 1,8 мм)

l_ц2=d_ц2/(0,8…1,2)=1,8/(0,8…1,2)=1,5…2,3 мм(примем l _ц2 = 2,0 мм)

d_ц3=(0,5…0,6) •d_в3= (0,5…0,6) •3,0 = 1,5...1,8 мм (примем d_ц3 = 1,8 мм)

l_ц3=d_ц3/(0,8…1,2)=1,8/(0,8…1,2)=1,5…2,3 мм(примем l _ц3 = 2,0 мм)

4.3 Расчёт ступиц

Шестерни и колёса изготовим со ступицами. Диаметр и длина ступиц следующая:

d_ст1=1,5•(d_в1+1,3)=1,5•(3,0+1,3)?6,5 мм

l₁=100/(18- d_в1 )=100/(18-3,0) ?6,7 мм

d_ст2=1,5•(d_в2+1,3)=1,5•(3,0+1,3)?6,5 мм

l₂=100/(18- d_в2 )=100/(18-3,0) ?6,7 мм

d_ст3=1,5•(d_в3+1,3)=1,5•(3,0+1,3)?6,5 мм

l₃=100/(18- d_в3 )=100/(18-3,0) ?6,7 мм

d_ст4=1,5•(d_в4+1,3)=1,5•(3,0+1,3)?6,5 мм

l₄=100/(18- d_в4)=100/(18-3,0) ?6,7 мм

5. Выбор точности зубчатых передач, назначение предельных отклонений межосевых расстояний, задание шероховатости поверхности

5.1 Выбор точности зубчатых передач

ГОСТ 9178-81 (m<1) устанавливают 12 степеней точности, обозначенных в порядке убывания точности.

Опыт эксплуатации показал, что для быстроходных редукторов нецелесообразно ведущее зубчатое колесо (первое от электродвигателя) изготавливать более точным ст.6 - 7 - 7F , а остальные зубчатые колёса по 7-й, а иногда по 8-ой степени точности.

Назначаем степень точности 7 по нормам кинематической точности, 8 степень точности по нормам плавности, по нормам контакта зубьев с видом G с видом допуска f на боковой зазор и соответствием между видом сопряжения и классом отклонений межосевого расстояния. Это записывается так: 7 - 7 - 8 -Gf ГОСТ 9178-81.

редуктор шестерня зубчатый передача

5.2 Назначение предельных отклонений межосевых расстояний

При проектировании плат необходимо назначить допуски на межосевые расстояния между отверстиями под цапфы валов, а так же между отверстиями под стойки. Назначаем способ получения отверстий (растачивание на координатно-расточном станке) и, пользуясь таблицей 4.6, определим допуск между отверстиями ±0,02 мм.

5.3 Задание шероховатости поверхности

Выбор параметров шероховатости должен производиться с учётом функционального назначения поверхности и эксплуатационных свойств её. Основным во всех случаях является нормирование параметров. Предпочтительно во всех случаях (в том числе и для самых грубых поверхностей) нормировать параметр Ra , который более предпочтительно, чем Rz и Rmax отражает отклонение профиля, поскольку определяется по достаточно большому числу точек профиля.

Следует выбирать значения параметра Ra из ряда предпочтительных его значений: 100; 50; 25; 12,5; 6,3; 3,2; 1,6; 0,80; 0,40; 0,20; 0,10; 0,05; 0,025; 0,012.

Полученные данные согласуем с таблицей 4.3 методического пособия. Эту таблицу для удобства полностью приведём в пояснительной записке.

Шероховатость поверхности и квалитеты при некоторых видах обработки деталей.

Вид обработки	Значения Параметра, мкм	Квалитеты
		экономические	достижимые
Фрезерование чистовое	3,2. ..6,3	11	10
Обтачивание продольной подачей чистовое	1,6. ..3,2	7. ..9	6
Обтачивание поперечной подачей чистовое	3,2	11. ..13	8. ..9
Сверление до 015 мм	6,3. ..12,5	12. ..14	10. ..11
Развёртывание чистовое	1,6. ..3,2	7. ..8	-
Шлифование чистовое	0,8. ..1,6	6. ..8	-
Полирование чистовое	0,2. ..1,6	6	-
Обработка зубьев полированием	3,2	7. ..10	-
Обработка зубьев шлифованием	0,4... 0,8	5. ..6	-
Обработка зубьев шевингованием	0,4. ..1,6	5. ..6	-

5.4 Выбор посадок

а)выбор посадки шестерёнок и зубчатых колёс на валы.

Шестерёнки и зубчатые колёса требуют точного центрирования и должны быть плотно соединены со своими валами, к тому же их разборка и сборка должны происходить без значительных усилий. От взаимного проворачивания и сдвигов они предохраняются при помощи конических штифтов. По этому для данного сопряжения выбираем посадку

б)выбор посадки цапфы вала на втулку.

В данном случае происходит вращение цапфы во втулке с умеренной скоростью. Кроме того, необходим гарантированный зазор для помещения смазки.

Поэтому для данного соединения назначаем посадку

в) выбор посадки втулок на платы.

Опорные втулки для валов крепятся на платы без специального дополнительного крепления, при этом не должны проворачиваться и смещаться, поэтому в данном случае уместна посадка

6. Выбор материала

а)Для деталей зубчатого зацепления выбираем следующие материалы:

для шестерни - Сталь 45, ГОСТ 1050-74, термическая обработка - улучшение, твёрдость HB₁230;

для колёс в мелкомодульных редукторах общего приборостроения наиболее часто берут бронзу. Возьмём БР.АМц 9-2Т (ГОСТ 18175-72).

б)Для валов выберем круглую калиброванную сталь со специальной отделкой поверхности - серебрянку (ГОСТ 14955-69).

в)Подшипниковые втулки -бронза Бр.КМЦЗ- IT

г)Платы-Латунь ГОСТ 15527-70.

д)материал стандартных изделий оговорен в ГОСТах на эти изделия.

7. Компоновка редуктора

Наиболее распространённой является конструкция редуктора, скомпонованного на двух платах, соединённых между собой четырьмя стойками и скреплённых винтами. Винты возьмём М3. Валы на концах имеют ступицы, установим их этими ступицами на подшипники скольжения. Шестерни и колёса на валах закреплены конусными штифтами.

Литература

1. Методическое пособие "Проектирование редукторов точных приборов", ДВГТУ,Владивосток,2005г.

Спецификация

Размещено на Allbest.ru