3. Синтез зубчатых механизмов.

Рисунок 3.1 Схема зубчатой передачи.

Основу передачи составляет планетарный механизм с передаточным отношением

U_пл = U_1-н⁽³⁾ = 7

Открытая зубчатая передача z₄—z₅ имеет передаточное отношение

U_4-5 = 1,91

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

1.Условие выполнения требуемого передаточного отношения:

U_1-н⁽³⁾ = 1- U_1-3^(н) , (1.1)

где передаточное отношение от 1-го колеса к водилу H при закреплённом колесе 3 U_1-н⁽³⁾=7,а передаточное отношение обращённого механизма

U_1-3^(н) = -Z₃/Z₁

На основании этого из (1.1) получаем

Z₃ = (U_1-н⁽³⁾-1)·Z₁ Z₃=6·Z₁

2.Условие правильности зацепления, по которому

Z_min >=17 Принимаем Z₁=18, получаем

Z₃ = 7·18=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:

U_4-5 = U_пер /U_пл = 13,39/7 = 1,91

Приняв Z₄ = 19, найдём Z₅ =Z₄·U_4-5

Z₅ =19·1,91=36 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 η_пл=0,86,а номинальная угловая скорость двигателя

ω_дв= π·2945/30=308,24 с^-1

М_н =(24300·0,86·7)/308,24 =474,58 Н·м

Модуль

m=7,8мм

Больший ближайший модуль первого ряда по СТ СЭВ 310-76 m=8 мм.

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

M_кр = M_н·U_4-5

M_кр =474,58·1,91=906,45 Н·м

Тогда

m₁=4,49 мм

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

m₁=6 мм

Определяем делительные диаметры колёс:

d₁ =m·Z₁=8·18=144 мм

d₂ =m·Z₂ =8·45=360 мм

d₃ =m·Z₃ = 8·108 = 864 мм

d₄ =m₁·Z₄ = 6·19 = 114 мм

d₅ =m₁·Z₅ = 6·36 = 216 мм

Диаметр водила H:

d_H >d₁+2·d₂ /2=144+720/2=504 мм

Принимаем d_H =505 мм.

4. 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 : n=11; Δφ=2,8; ψ=20°

2. Вычисляем :

3. Находим относительные размеры звеньев по следующим формулам:

получаем при м, м, м, =0,880 м.

4. Уточняем углы давления: , где т.е. ,а .

5. Определим угол β:

6. Определяем истинные размеры звеньев:

ּ

Окончательно получаем: