Редуктор к вращающемуся трансформатору

         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 I подается движение, которое посредствам двух пар зубчатых колес через промежуточный вал передается на выходной вал, а затем на поводковую муфту. С поводковой муфты движение передается вращающемуся  трансформатору (ВТМ-4).

         К редуктору предъявляют  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 работ при нормальных условиях, умеренной запыленности, отсутствии вибрации и ударных нагрузок.

         Передачу можно  отнести к слабонагруженным.

         Вращающейся трансформатор (ВТ) – это индукционная электрическая  машина, у которой выходное напряжение 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. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   

1. РАСЧЕТ  РЕДУКТОРА

 

         Расчет редуктора  состоит из кинематического расчета  редуктора и расчета геометрических параметров зубчатых передач. Кинематический расчет редуктора состоит в отношении  общего передаточного отношения  и распределения его по ступеням, при этом необходимо учитывать условие  соосности. 

1. Кинематический  расчет

 

Исходные  данные:

- передача  цилиндрическая прямозубая;

- общее  передаточное число i_p=20 (из задания);

- количество  ступеней  - 2.

         Разбиваем передаточное отношение по ступеням, исходя из условия минимизации габаритов. Величина межосевого расстояния между ведущим и выходным валами будет минимальной при равенстве передаточных отношений ступеней: 

где: i_1n – общее передаточное отношение многоступенчатой передачи; n – число ступеней. 

         Определяем погрешность  общего передаточного отношения  ∆i, %: 

где: i_g=i₁₂+i₃₄=4,47+4,47=19,98;

       i_p=20. 

         Т.к. полученная погрешность  отличается от допустимой не более  чем на 2,5%, то габариты будут минимальными, при условии, что редуктор имеет  две ступени. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2. Расчет  геометрических размеров

 

Зубчатая  передача на выходе:

         В кинематических несиловых  передачах при расчете геометрических размеров предварительно задаются модулем  и выбирают количество зубьев зубчатых колес. Величина модуля m выбирается из стандартных значений m=0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,8; 1,0 мм по конструктивным соображениям.

         Рекомендуемое минимальное  число зубьев шестерни лежит в  пределах 17 ≤ z_ш ≤ 28.

         Принимаем m=0,5мм и  z_ш=28.

         Чило зубьев ведомого зубчатого колеса определяют: 

принимаем z_к=125 (округляем до ближайшего целого значения).

         Рассчитываем делительный  диаметр зубчатых колес: 
 
 

         Рассчитываем межосевое  расстояние зубчатой передачи: 

         Рассчитываем ширину зубчатого венца: 

         Рассчитываем диаметр  вершин d_a и впадин d_f зубьев: 
 

где: h_a – высота головки зуба: h_a=m=0,5 мм;

       h_f – высота ножки зуба: h_f = m(1+с*)=0,5(1+0,5)=0,75 мм;

       с* - коэффициент радиального зазора: при m ≤ 0,5, с*=0,5. 
 
 
 
 

Зубчатая  передача на входе:

         Число зубьев ведомого зубчатого колеса определяют: 

принимаем z_к=125 (округляем до ближайшего целого значения).

         Рассчитываем делительный  диаметр зубчатых колес: 
 
 

         Рассчитываем межосевое  расстояние зубчатой передачи: 
 

         Рассчитываем ширину зубчатого венца: 

         Рассчитываем диаметр  вершин d_a и впадин d_f зубьев: 
 

где: h_a – высота головки зуба: h_a=m=0,5 мм;

       h_f – высота ножки зуба: h_f = m(1+с*)=0,5(1+0,5)=0,75 мм;

       с* - коэффициент радиального зазора: при m ≤ 0,5, с*=0,5. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

         3.РАСЧЕТ  ПРУЖИНЫ ВЫБОРКИ  МЕРТВОГО ХОДА 

         Погрешность угла поворота ведомого колеса зубчатой передачи может  быть вызвана мертвым ходом, что  очень сказывается при реверсе. Мертвым ходом принято считать  холостое движение ведущего колеса при  изменении направления его вращения (реверсе) в момент, когда ведомое  колесо заторможено. Мертвый ход  вызывается зазорами в подвижных  соединениях (зубчатом зацеплении, подшипниках) и упругостью деталей.

         Компенсировать погрешность  мертвого хода в зубчатом зацеплении можно за счет сдвоенного зубчатого  колеса, у которого зубья смещены  относительно друг друга при помощи пружины выборки мертвого хода.

         Для изготовления пружины  выбираем проволоку стальную углеродистую пружинную (ГОСТ 9389-75).

         Эксплуатационные  параметры пружины:

- максимальная  нагрузка на пружину: F_max=0,112 Н;

- минимальная  нагрузка на пружину: F_min=0 Н;

- модуль  упругости при сдвиге: G=8,1·10⁴ МПа;

         Индекс пружины  с принимаем в зависимости  от диаметра проволоки пружины d: с=9.

         Рассчитываем коэффициент  k, зависящий от индекса пружины и учитывающий концентрацию напряжений на поверхности витка: 

         Рассчитываем диаметр  проволоки: 

         Рассчитываем средний  диаметр пружины:

         D_ср=cd=4,5 мм

         Рассчитываем наружный диаметр пружины:

         D=D_ср+d=4,5+0,5=5 мм

         Вычисляем коэффициент  жесткости пружины:

         ;

где: f_p - перемещение одного витка пружины под действием единичной нагрузки равной 1Н: 

         Определяем предварительную  деформацию пружины по формуле: 
 
 
 

         Рассчитываем число  витков пружины: 

         Определяем длину  пружины в недеформированном  состоянии: 

         Находим угол подъема  витков пружины: 

         Определяем длину  развернутой проволоки: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

         4.РАСЧЕТ МОМЕНТА ВРАЩЕНИЯ НА ВЕДУЩЕМ ВАЛИКЕ 

         Из задания известно, что статический момент трения ротора на ВТ Т₄=8,82 Н·мм.

         Вычисляем момент вращения на валу III: 

где: η_м – кпд муфты, η_м = 0,98;

η_под – кпд пары подшипников, η_под = 0,98;

η_пер – кпд зубчатой передачи, η_пер = 0,97.

         Вычисляем момент вращения на валу II: 

         Вычисляем момент вращения на валу I: 

         Следовательно момент вращения на ведущем валике Т₁=10,46 Н·мм 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

         5.РАСЧЕТ  ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ 

         Предварительно определяем диаметры редуктора по формуле: 

где: [τ] – допускаемое напряжение при кручении, [τ] = 25 МПа.

         Диаметр вала I: 

         Принимаем d₁ = 2 мм.

         Диаметр вала II: 

         Принимаем d₂ = 2 мм.

         Диаметр вала III: 

         Принимаем d₃ = 2 мм. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

         6.ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА 

         Для валов редуктора  принимаем подшипники шариковые  однорядные (ГОСТ 10058-90). Данные подшипники обеспечивают осевое фиксирование вала в двух направлениях. Они широко применяются благодаря своей дешевизне, нетребовательности к точности монтажа и условиям смазки, наименьшими по сравнению с другими типами подшипников моментами трения.

         

         

Рисунок 1 – Подшипник шариковый радиальный однорядный

         Обозначения и размеры  и характеристики принятых подшипников  представлены в таблице 1.

         Таблица 1

         Подшипники устанавливаются с посадкой по внутреннему кольцу L0/k6, по наружному кольцу: H8/h7.  
 
 
 
 
 
 
 
 
 

         6.РАСЧЕТ СБОРОЧНОЙ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ 

 

А1+0,023(+0,012)=5 мм;

А2+0,01(+0,001)=1,8 мм;