2.1.3. Проверочные расчёты

Для проверки правильности результатов, полученных на ЭВМ, проведем следующие расчеты.

Проверка межосевого расстояния и начальных диаметров колёс:

мм = мм - верно.

Проверка диаметров окружностей вершин и окружностей впадин:

2

278,42 мм = 278,42 мм = 278,42 мм - верно.

Проверка начальных толщин зубьев и начального окружного шага:

16,05+13,54

29,59 мм ≈ 29,63 мм - верно.

Проверка выбора коэффициентов смещения:

Подрезание зубьев отсутствует при где

Заострение зубьев отсутствует при .

0,3m = 0,3∙9,00 = 2,7 мм;

> 2,7 мм – заострения нет;

> 2,7 мм – заострения нет.

Заклинивание (интерференция зубьев) отсутствует при

Исходя из правильности проверки, делаем вывод о том, что расчет зубчатой пары выполнено, верно.

2.1.4 Построение картины зацепления и диаграмм удельного скольжения

На основании таблицы 2.1 производим построение эвольвентного зацепления шестерни в масштабе М 3:1(). Проводим линию центров передачи и отметим на ней центры вращения колес , отложив межосевое расстояниепроводим основные и начальные окружности колес диаметров. Потом проводим две линии зацепления, которые касаются основных окружностей, и проверяем величину угла зацепления. Обе линии зацепления пересекают линию центров в одной точке Р – полюсе зацепления, где соприкасаются начальные окружности колес. Вычертим делительные окружности диаметров, а также окружности вершини впадин.

Путем обкатывания построенной линии зацепления n-n по основным окружностям диаметра построим эвольвентные профили зубьев шестерни 5 и колеса 6, используя толщины зубьев по каждой из вычерченных окружностей и радиус переходной кривой. Проводим оси симметрии пяти зубьев на каждом колесе, используя окружные шагии угловые шаги, и вычертим по три зуба каждого колеса.

Выделяем активную линию зацепления (ab), активные участки профилей зубьев, дуги зацепления по начальным окружностям ( и отмечаем углы перекрытия . По результатам расчета коэффициентов удельных скольжений (см. табл. 2.1) на картине зацепления строим диаграммы удельных скольженийи переносим их на активные профили зубьев колёс.

2.2 Синтез планетарного механизма

2.2.1 Расчет входных параметров синтеза

Определим общее передаточное отношение зубчатого механизма от электродвигателя к кривошипу:

Следовательно, передаточное отношение планетарного механизма:

Принимаем .

При этом входными параметрами являются:

• тип механизма АI-;

• передаточное отношение

• .;

• передаточный крутящий момент

• 

• все колеса механизма нарезаны без смещения режущего инструмента;

• 

• ≤200;

• 

2.2.2 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. Результаты машинного расчета приведены в таблице 2.2.

Из возможных вариантов чисел зубьев выбираем вариант при числе сателлитных блоков с минимальным габаритом по делительным окружностям:

2.2.3 Проверка выполнения основных условий синтеза

Передаточное отношение:

Условие соосности:

Z₁+Z₂=Z₄-Z₃; 37+37=111-37; 74=74

Условие соседства:

где Z=Z₂=37 – большее из колес сателлитного блока,

Условие сборки:

где p=2,0 – число дополнительных полных оборотов водила при монтаже механизма;

с – произвольное целое число.

Условие отсутствия заклинивания для пары внешнего зацепления ;

Для пары внутреннего зацепления:

Основные условия синтеза для выбранного варианта чисел зубьев выполняются.

2.2.4.Вычерчивание схемы механизма и диаграмм линейных и угловых скоростей

Радиусы начальных окружностей колес:

Окружная скорость точек колес z₁ и z₂, совпадающих с полюсом зацепления P₁₂:

На листе 1 графической части работы вычерчиваем схему планетарного механизма в масштабе 1:2 () и строим для него картину линейных скоростей прии план угловых скоростей при.

Используя план угловых скоростей, определим частоты вращения и угловые скорости звеньев планетарного механизма и проверим графически его передаточное отношение:

n₂=n₃=(0-2,3) =69,747∙5=348,73 мин^-1;

ω₂=ω₃=(0-2,3) = 69,747∙0,52=36,26 рад/с;

=(0-H) = 34,936∙5=174,68 мин^-1;

(0-H) = 34,936∙0,52=18,16 рад/с;

U_1H = ===4,0.