4.1. Исходные данные.

Исходные данные для расчета в таблице 9. Схема планетарного редуктора и простой ступени редуктора (Рисунок 2.)

Таблица 9.

Частота вращения двигателя	Частота вращения на выходном валу	Модуль зубчатых колес планетарной ступени редуктора	Число зубьев простой передачи редуктора
пДВ	n1	mI	z1	z2
2500	140	5	13	21

Рисунок 3.

4.2. Расчет и проектирование кинематической схемы планетарного редуктора.

Определяем передаточное отношение редуктора

Определяем передаточное отношение пары 1-2

Определяем передаточное отношение планетарного редуктора

Из условия соостности и формулы для передаточного отношения , подсчитываем:

Считая пропорциональным α; -b; -c; -d. Ищем решение в виде

берём тогда ; ; ; .

Проверяем условие сборки

С= при p=3.

Сборка будет обеспечена с тремя сателлитами при .

Условие соседства или тоже выполняется. Выбранные числа зубьев обеспечивают условие правильного зацепления, так как (больше 85), (больше 20), разность (больше 8) и (больше ).

4.3. Расчет и построение эвольвентного зацепления.

III. Синтез зубчатых передач

3.1. Расчёт рядовой ступени на эвм

1. Окружной шаг по делительной окружности:

,

где m – модуль зацепления, m = 5 мм.

2. Угловые шаги колёс:

где - число зубьев шестерни, ,

-число зубьев колеса,

3. Радиусы делительных окружностей (берём с распечатки):

4. Радиусы основных окружностей:

где - угол профиля зуба рейки.

Рисунок 3.1.

5. Относительное смещение инструментальной рейки при нарезании колёс.

По условию задания коэффициент смещения колеса является константой и равен . Для выбора коэффициента смещения шестерни необходимо построить диаграмму качественных характеристик передачи в зависимости от , которая представлена на рис.3.1. Во-первых, во избежание подреза ножки зуба должен быть равен или больше ( правее точки А на рисунке). Во-вторых, для предотвращения выкрашивания толщина зуба по окружности вершин для силовых передач должна быть:

,

выше точки В на диаграмме. Также точка В определяет максимальный коэффициент смещения.

правее точки В будет происходить заострение вершины зуба.

Выбираем .

Эта передача обладает средними значениями коэффициента удельного давления , коэффициента перекрытия , что обеспечивает плавность хода и прочность зубьев при небольших коэффициентах скольжении зубьев.

5. Толщина зуба по делительной окружности:

5. Определение угла зацепления:

По таблице инволют .

5. Радиус начальной окружности:

5. Межосевое расстояние:

5. Радиус окружности впадин:

5. Радиус окружности вершин:

5. Коэффициент перекрытия:

5. Высота зуба:

3.2. Синтез планетарного редуктора

Проектирование планетарного редуктора должно быть произведено при следующих условиях:

1. условие соосности.

Как правило, планетарные редукторы собирают из нулевых колёс ( ). Поэтому имеем:

.

Считая, что все колёса имеют один и тот же модуль m, получим:

Последнее выражение является условием соосности.

2. условие соседства.

Для увеличения нагрузочной способности планетарных редукторов и уравновешивания водила число сателлитов всегда либо равно, либо больше 2.

.

3. условие сборки.

Сборка планетарного редуктора может быть осуществлена, если

где С – любое целое число.

Определение числа зубьев.

Требуемое передаточное отношение привода :

Требуемое передаточное отношение редуктора:

Определим передаточное отношение по формуле Виллиса:

где m – число внешних зацеплений,

.

Запишем условие соосности в виде:

С другой стороны:

С учетом этого условие соосности и сборки запишутся:

При С = 50 получим:

Проверим результаты по условию соседства:

.

Определим расчётное передаточное отношение редуктора:

Относительная погрешность:

Определим радиусы колёс:

Размер водила: