Редуктор к вращающемуся трансформатору

Содержание 

1. Описание  работы механизма

2. Расчет  редуктора

    2.1 Кинематический расчет

    2.2 Расчет геометрических параметров

3. Расчет диаметра вала

4. Расчёт редуктора на точность

5. Расчет мертвого хода

6. Расчёт момента вращения на ведущем валике.

7. Расчет  размерной цепи

8. Обоснование выбора применяемых материалов        

Литература 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Описание  работы механизма

   Данное  устройство служит для обеспечения  уменьшения угловой скорости вращения входного вала и передачи движения через муфту на вращающийся трансформатор.

   На  входной вал подается движение, которое  посредствам двух пар зубчатых колес  передается на выходной вал, а затем  на поводковую муфту. С поводковой муфты  движение передается вращающемуся трансформатору BTM-4.

   К редуктору предъявляются требования по надежности, ремонтопригодности, безопасности, долговечности, экономичности, которые следует предусмотреть при его конструировании. Данные требования могут быть удовлетворены путем правильного выбора материалов, проведения точных расчетов, обеспечения технологичности изделия.

   Механизм  предназначен для работы при нормальных условиях, умеренной запыленности,  отсутствии вибрации и ударных нагрузок.

   Передачу  можно отнести к слабонагруженным.

  Вращающийся.трансформатор (ВТ) - это индукционная электрическая машина, у которой выходное напряжение функционально зависит от входного и угла поворота ротора. Зависимость выходного напряжения от входного является линейной, а от угла поворота ротора может быть линейной или синусной (косинусной). ВТ применяются в качестве датчиков и приемников дистанционных передач угла, как преобразователи угла поворота в электрический сигнал в электромеханических счетно-решающих устройствах, в аналого-цифровых преобразователях угла в код.

2. Расчет редуктора

 

   Расчет редуктора состоит из кинематического расчета редуктора и расчета геометрических  параметров  зубчатых передач. Кинематический расчет редуктора состоит в определении общего передаточного отношения и распределении его по ступеням, при этом необходимо учитывать условия соосности. Передаточным  отношением какого-либо механизма  принято  называть  отношение  угловых скоростей ω входного и выходного звеньев этого  механизма, передаточное отношение редуктора определяется по формуле: 

-скорость вращения вала двигателя; скорость выходного вала редуктора;

   Передаточное  отношение , которое можно воспроизвести  одной парой зубчатых колес =8,т.к. максимальное и минимальное число зубьев ограничены технологическими факторами. 
 

2.1. Кинематический расчет 

    Цилиндрическая  передача:

 – общее  передаточное число.(дано из условия  );

Количество ступеней - 2;

- передаточное  отношение пары зубчатых колёс (на выходе),

возьмем максимальное

=3,3, тогда  зная общее передаточное отношение , вычислим 

      Погрешность общего передаточного числа  % не должна превышать допускаемого значения погрешности =2.5% и определяем по формуле:

%; %=0.208%

      Так как полученная погрешность не превышает  допустимую   ( <2.5%), то габариты будут минимальны, если редуктор имеет две ступени. 

2.2. Расчет геометрических параметров. 

   Зубчатая  передача:

   Рекомендуемое минимальное число зубьев шестёрки (колеса с меньшим числом зубьев) лежит в пределах для прямозубых и конических передач. Для целого значения числа зубьев возьмём (число зубьев для ведущего колеса), тогда:

(число зубьев для ведомого колеса);

  –делительный диаметр -  (мм),

  (мм);

–межосевое расстояние -  (мм);

–высота головки  зуба - (мм);

–высота ножки зуба - (мм);

–диаметры вершин и впадин зубьев

 –  : (мм),

(мм);

: (мм),

(мм),  

   Зубчатая  передача:

   (число зубьев  для ведомого колеса);

  –делительный диаметр

-  (мм),

  (мм);

–межосевое расстояние -  (мм);

–высота головки  зуба - (мм);

–высота ножки зуба - (мм);

–диаметры вершин и впадин зубьев

 –  : (мм),

(мм);                                                                             : (мм),

(мм)  

3.   Расчет диаметров валов

            Определение диаметра выходного  конца вала.

  Диаметр выходного  конца вала должен быть не  менее рассчитанных  по формуле:

                                                             

   Определяем  диаметр выходного конца редуктора  (ведомого), принимая  :

 мм.

           Полученное значение округляем до ближайшего большего значения из  стандартного ряда, принимаем d= 2 мм. Это значение наименьшего допустимого диаметра из всех ступеней вала.  

4. Расчёт редуктора на точность

 

   При расчёте  кинематической погрешности необходимо брать значение допуска Fi’ на кинематическую погрешность зубчатых колёс, входящих в передачу, который определяют как сумму допусков на накопленную погрешность шага F_р и на погрешность профиля зуба ƒ_ƒ :

            F_i’= F_р+ ƒ_ƒ      

      По  табл. 4.1 и 4.2 [1,с 12] находим допуск на накопленную погрешность шага и значение норм плавности  зубчатых колёс рассматриваемой передачи, которые равны F_р1=24; F_р2=30; F_р3=24; F_р4=4мкм,  ƒ_ƒ=10мкм, так как мы изначально задаём 7-ю степень точности.

      Тогда  допуск на кинематическую погрешность зубчатых колёс, входящих в передачу составит:

F_i1’=24+10=34;  F_i2’=30+10=40; 

F_i3’=24+10=34;  F_i4’=4+10=14 мкм .

Для перехода от значения допуска на кинематическую погрешность  зубчатых колёс δφ_i в мкм к значению допуска в угловых минутах используем формулу:

               δφ_i=6,88F_i’/(mz)          

δφ₁= 6,88F_i1’/(m× z₁)= 6,88×34/(0.8×17)=17.2 ;

δφ₂= 6,88F_i2’/(m× z₂)= 6,88×40/(0.8×56)=6.14;

δφ₃ =6,88F_i3’/(m× z₃)=6,88×34/(0.8×17)=17.2;

δφ₄  =6,88F_i4’/(m× z₄)=6,88×14/(0.8×103)=1.17.

        Определим передаточное отношение  каждой ступени:

i₁₂ = z₂ /z₁=56/17=3.3;           i₃₄= z₄ /z₃ =103/17=6.06.

 Наибольшая кинематическая  погрешность δφ зубчатой передачи, приведённая к выходному колесу, определяется из выражения

δφ=(( δφ₁× i₁₂+ δφ₂ +δφ₃) × i₃₄+ δφ₄ )=486,576’. 

Пути  повышения точности механизмов:

1) выбор схемы механизма  с малым числом кинематических  пар и звеньев; 2) рациональный  выбор посадок, классов точности  и шероховатости сопряженных  поверхностей деталей; 3) правильный  выбор степени точности и вида сопряжения для зубчатых и червячных передач; 4) распределение передаточных отношений между ступенями механизма с учетом получения наименьшей ошибки мертвого хода; 5) применение конструкций, допускающих регулировку зазоров при сборке механизмов; 6) уменьшение упругих деформаций кручения и изгиба путем увеличения жесткости деталей и сокращения их линейных размеров; 7) целесообразное увеличение радиусов колес и шкал; 8) применение материалов с близкими по величине коэффициентами линейного расширения для уменьшения ошибок от температурных деформаций.

5. Расчет мертвого хода.

   Погрешность угла поворота ведомого колеса зубчатой передачи может быть вызвана мёртвым  ходом, что очень сказывается  при реверсе.

Мёртвым ходом принято  считать холостое движение ведущего колеса при изменении направления его вращения (реверсе) в момент, когда ведомое колесо заторможено.

   Мёртвый ход вызывается зазорами в подвижных  соединениях (зубчатом зацеплении, подшипниках) и упругостью деталей. [4].

   Погрешность зубчатой пары Dj_j, вызванная мёртвым ходом за счёт боковых зазоров в зацеплении без учёта влияния зазоров в подшипниках

где j_{n max} – величина вероятного максимального бокового зазора по ГОСТ 9178-72. Для степени точность 7 и вида сопряжения F, при m=0.8  и межосевом расстоянии равном выбираем  j_{n max}=65;

m – модуль зацепления;

z – число зубьев. 

Методы уменьшения мёртвого хода.

1. Применение зубчатых колёс с минимальным боковым зазором и опор с минимальным радиальным зазором.
2. Радипльная разбивка передаточного числа редуктора по ступеням.
3. Выбор валов с достаточной жёсткостью на кручение.

 
 
 
 
 
 

6. Расчёт момента вращения на ведущем валике. 

Расчёт выполняем  по формулам :

Момент  ₁, Н·мм на валу 4:

,