4.1.3 Проверочные расчеты

1. d_w5 + d_w5 = 2a_W.

189+262.5 = 2·225.75,

451.5 = 451.5.

2. с^*m = а_W – 0,5·(d_a5 + d_f6) = a_W – 0,5·(d_a6 + d_f5).

0,25·10= 225.75 – 0,5·(209.3 + 237.2) = 225.75 – 0,5·(278.7 + 167.8),

2.5 = 2.5 = 2.5.

3. S_W5 + S_W6 = p_W.

17.37+15.58 = 32.99.

4. Проверка на отсутствие подрезания зубьев.

Условие неподрезания: ρ_li > 0 (i = 5,6).

ρ_l5 = 20.24 > 0; ρ_l6 = = 31.32 > 0.

5. Проверка на отсутствие заострения зубьев.

Условие отсутствия заострения: S_ai  0,3m, (i = 5,6).

0,3m = 0,3·10 = 3 мм.

S_a5 = 6.07  3, S_a6 = 7.05 3.

6. Проверка на отсутствие интерференции.

Условие отсутствия интерференции: ρ_li < ρ_pi , (i = 5,6).

ρ_l5 = 20.24 < ρ_p5 = 25.78, ρ_l6 = 31.32 < ρ_p6 = 39.12.

7. Коэффициент торцового перекрытия.

Для прямозубых передач рекомендуется ε_α  1,1.

ε_α = 1,21 > 1,1.

4.1.4 Построение картины зацепления и диаграмм удельного скольжения

По данным таблицы 4.1 на листе 2 графической части проекта в масштабе 2:1 (μ_l = 0,0002 м/мм) строим картину эвольвентного зацепления [ ], изобразив по три зуба каждого их колес, и диаграммы коэффициентов удельного скольжения и в прямоугольной (на линии параллельной теоретической лини зацепления АВ) и в круговой (на рабочих профилях зубьев) системах координат.

На построенную картину зацепления наносим:

1. рабочую часть линии зацепления ав;

2. рабочие участки профилей зубьев;

3. рабочие профили в момент начала и в момент конца зацепления;

4. дуги зацепления по начальным окружностям;

5. углы зацепления φ_α5, φ_α6 и угловые шаги τ₅, τ₆;

6. линии зацепления n-n для обоих возможных направлений вращения колес.

4.2 Синтез планетарного механизма

4.2.1 Расчет входных параметров синтеза

Определим передаточное отношение планетарного механизма.

Общее передаточное отношение от электродвигателя к кривошипу:

.

.

.

.

При этом входными параметрами являются:

– тип механизма АА–2;

– передаточное отношение U_1Н = –13.49;

– передаваемый крутящий момент

– все колеса механизма нарезаны без смещения режущего инструмента;

– m₁₂ = m₃₄;

– z_max  200.

– КПД обращенного механизма η = 0,85.

4.2.2 Расчет чисел зубьев колес механизма

Подбор чисел зубьев планетарного механизма точно воспроизводящих заданное передаточное отношение и удовлетворяющих основным условиям синтеза (соосности, соседства, сборки и отсутствия заклинивания) выполнен по специальной программе на ПЭВМ [ ]. Из возможных вариантов чисел зубьев выбираем вариант при числе сателлитных блоков k = 4 с минимальным габаритом по делительным окружностям (табл. 4.2):

z₁ = 24, z₂ =189, z₃ = 75, z₄ = 138, m = 4 мм.

4.2.3 Проверка выполнения основных условий синтеза

Передаточное отношение:

.

Условие соосности:

z₁ + z₂ = z₃ + z₄ ,

24+189 = 75 + 138, 213 = 213.

Условие соседства:

Условие сборки:

,

где р = 0 – число дополнительных полных оборотов водила при монтаже механизма;

с – произвольное целое число.

– целое число.

Отсутствие заклинивания:

Для пары внешнего зацепления z_i – z_j

z_i  17, z_j  17.

z₁ = 24 > 17, z₂ =189 > 17, z₃ = 75 > 17, z₄ = 138 > 17.

Основные условия синтеза для выбранного варианта чисел зубьев выполняются.