СИНТЕЗ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ.

Рисунок 3.1 Схема зубчатой передачи.

Основу передачи составляет планетарный механизм с передаточным отношением

Uпл = U1-н(3) = 7

Открытая зубчатая передача z4—z5 имеет передаточное отношение

U4-5 = 1,81

Синтез (подбор числа зубьев) планетарной ступени производим на основе следующих четырёх условий:

1.Условие выполнения требуемого передаточного отношения:

U1-н(3) = 1- U1-3(н) , (1.1)

где передаточное отношение от 1-го колеса к водилу H при закреплённом колесе 3 U1-н(3)=7,а передаточное отношение обращённого механизма

U1-3(н) = -Z3/Z1

На основании этого из (1.1) получаем

Z3 = (U1-н(3)-1)·Z1 Z3=6·Z1

2.Условие правильности зацепления, по которому

Zmin >=17 Принимаем Z1=18, получаем

 

Z3 = 6·18=108 зубьев

3. Условие соосности:

Z1+2·Z2 = Z3

Откуда

Z2 = ½ ·(Z3-Z1)

Z2 = ½ ·(108-18)=45

По условию правильности зацепления:

Z3 – Z2 =108-45=63 >8

4. Условие соседства

Sin π/k >=(Z2+2)/(Z1+Z2)

Sin π/k = (45+2)/(18+45)=0,746

из которого число саттелитов

к<=π/arcsin(0,746)=3,73

Т.е. число саттелитов может быть к=1,к=2,либо к=3. С целью обеспечения уравновешенности механизма и более равномерной передачи сил принимаем к=3.

Проверяем возможность сборки полученного механизма:

, где Ц—целое число

Принимаем П =0 .

42=Ц

Окончательно принимаем для планетарного механизма

Z1 =18, Z2 =45, Z3 =108, k = 3.

Для открытой зубчатой передачи находим уточненное значение передаточного отношения:

 

U4-5 = Uпер /Uпл = 12,72/7 = 1,81

Приняв Z4 = 19, найдём Z5 =Z4·U4-5

Z5 =19·1,81=34 зубьев

Модуль зубчатых колёс планетарного редуктора определяем по максимальному моменту в зубчатом механизме, который имеет место на выходном его валу (на валу-водила). Момент на этом валу

, где ηпл=0,86,а номинальная угловая скорость двигателя

ωдв=π·2945/30=308,2 с-1

Мн =(33240·0,86·7)/308,2 = 649,27 Н·м

Модуль

m=4,02мм

Больший ближайший модуль первого ряда по СТ СЭВ 310-76 m=5 мм.

Модуль зубчатых колёс открытой передачи рассчитываем по моменту на валу кривошипа:

Mкр = Mн·U4-5

Mкр =649,27·1,81=1175,18 Н·м

Тогда

m1=4,9 мм

Учитывая повышенный износ при работе без смазки, принимаем для открытой уравнительной передачи

m1=6 мм

Определяем делительные диаметры колёс:

d1 =m·Z1=5·18=90 мм

 

d2 =m·Z2 =5·45=225 мм

d3 =m·Z3 = 5·108 = 540 мм

d4 =m1·Z4 = 6·19 = 114 мм

d5 =m1·Z5 = 6·34 = 204 мм

Диаметр водила H:

dH >d1+2·d2 /2=90+235=325 мм

 

Принимаем dH =325 мм.

 

СИНТЕЗ НЕСУЩЕГО МЕХАНИЗМА.

 

Определим угол перекрытия θ:

1. По углу θ выбираем из таблиц вариант четырехзвенника с оптимальным интервалом угла давления. Выписываем значения угла размаха коромысла , номер расчетной точки и значение : , , .

2. Вычисляем :

3. Находим относительные размеры звеньев по следующим формулам:

получаем при м, м, м, = 0,629м.

 

4. Уточняем углы давления:

, где т.е. .

 

 

5. Определим угол β:

6. Определяем истинные размеры звеньев:

Окончательно получаем:




current">23
  • 4
  • 5
  • Далее ⇒