2.7 Мощность двигателя

Рассчитаем полную мощность двигателя по формуле (2.7.1):

N_п= N_полез.+ N_тр (2.7.1) с. 97 [2]

N_п= 841 + 19,2 + 83,25 + 40,5 + 47,6 + 4,1 + 7,2 + 3,3 = 1046,2 Вт

Мощность двигателя определяется по формуле (2.7.2):

N_дв= 1,1 N_п= 1,1 * 1046,2 = 1150, 7 Вт (2.7.2) с.97 [2]

Для привода потребуется двигатель мощностью 1,5 кВт.

3. Синтез и анализ зубчатых механизмов

3.1 Постановка задачи

При выполнении третьего листа решаются две задачи:

– проектирование эвольвентного зубчатого зацепления;

– проектирование планетарного редуктора.

При проектировании эвольвентного зацепления в качестве основного условия принимается заданное передаточное отношение. В качестве дополнительных условий используем:

– условие непрерывности зацепления, которое оценивается коэффициентом торцового перекрытия _а (_а 1,2 – 1,8). Заключается в том, что прежде чем первая пара зубьев выйдет из зацепления , вторая пара зубьев должна войти. В противном случае, в зацеплении будут перерывы, что приводит к их соударению, а это недопустимо;

– условие отсутствия подрезания ножки зуба. При нарезании зубчатого колеса Z 17, при х=0 (нулевая или равносмещенная передачи) происходит подрезание ножки зуба, суть которого заключается в уменьшении толщины зуба у основания.

Синтез планетарных механизмов заключается в подборе чисел зубьев планетарного механизма по заданному передаточному отношению. При синтезе планетарных механизмов за основное условие принимается заданное передаточное отношение.

В качестве дополнительных условий используют:

– условие соосности, т.е. ось входного и выходного звеньев геометрически совпадают;

– условие соседства, т.е. при установке нескольких сателлитов при работе механизма они не будут задевать друг друга;

– условие сборки, т.е. числа зубьев зубчатых колес должны быть выбраны так, чтобы после установки первого сателлита зубья второго сателлита стали во впадины центральных колес.

3.2 Расчет параметров эвольвентного зубчатого зацепления

Охарактеризуем основные понятия, используемые при проектировании эвольвентного зацепления.

Модуль m – количество единиц диаметра приходящееся на один зуб.

Делительная окружность (радиус) r_д – окружность, по которой обкатывается инструмент при нарезании зубьев.

Основная окружность (радиус) r_b – окружность, при развертке которой получается эвольвента, очерчивающая боковую поверхность зубьев.

Угол зацепления  – угол между линией зацепления и перпендикуляра к линии центров (угол между линией зацепления и касательной к начальным окружностям в полюсе зацепления).

Начальные окружности (радиус) r_w – окружности зубчатых колес, которые перекатываются друг по другу без скольжения и радиусы которых обратно пропорциональны угловым скоростям.

Межосевое расстояние а_w – сумма радиусов начальных окружностей шестерни и колеса/

Высота ножки зуба h_f – часть зуба расположенная между делительной окружностью и окружностью впадин.

Высота головки зуба h_a – часть зуба между делительной окружностью и окружности вершин зубьев.

Окружности вершин r_a – окружности, ограничивающие головки зубьев.

При проектировании эвольвентного зубчатого зацепления простой зубчатой передачи в начале определяют геометрические параметры.

При построении картины эвольвентного зубчатого зацепления достаточно вычертить по три зуба каждого из колес.

Исходные данные:

– число зубьев колеса Z₇= 13,

– шестерни Z₈= 26,

– модуль m = 16 мм.

Выбираем коэффициенты смещения зубчатых колес, учитывая, что Z₇17:

Х₇= (17 – Z₇)/ 17= (17-13)/ 17= 0,235 (3.2.1) с. 201 [2]

и т.к. передача равносмещенная:

Х₈ = - Х₇ = - 0,235

Определяем следующие основные параметры:

– окружной шаг по делительной окружности

р= m = 3,14* 16 = 50,24 (3.2.2.) с. 205 [2]

– угловой шаг

₇= 2/Z₇ = 2*3,14 / 13= 0,48

₈= 2/ Z₈= 2* 3,14/ 26 = 0,24 (3.2.3) с. 201 [2]

– радиусы делительных окружностей

r₇ = m*Z₇/2 = 16*13/ 2= 104 (мм)

r₈ = m*Z₈/2 = 16*26/ 2= 208 (мм) (3.2.4) с. 201 [2]

– радиусы основных окружностей

r_B7 = 0,5m*Z₇* cos  = r₇ * cos = 104* 0,9397 = 97,73 (мм)

r_B8 = 0,5m*Z₈* cos  = r₈ * cos = 208* 0,9397 = 195,46 (мм) (3.2.5) с.201[2] где  – угол профиля зуба рейки

–

2 (x₇ +x₈)

Z₇ + Z₈

инволюта угла зацепления

inv _w = inv  + tg  = inv , (3.2.6) с. 250 [4]

т.к. x₇ +x₈ = 0, а = 20⁰, то inv  = inv _w   = _w = 20⁰

– радиусы начальных окружностей

r_w7= r₇ * cos / cos _w = 104 * 20/20 = 104 (мм)

r_w8= r₈ * cos / cos _w = 208 * 20/20 =208 (мм) (3.2.7) с. 202 [2]

– толщина зуба по делительной окружности

S₇ =m (/2 + 2x₇ * tg )= 16 (3,14/2 + 2*0,235*0,364)= 27,86 (мм)

S₈ =m (/2 + 2x₈ * tg )= 23 (3,14/2 – 2*0,235*0,364)= 22,4 (мм)

(3.2.8) с. 202 [2]

– ширина впадин (обратная толщина)

e₇ =m (/2 + 2x₇ * tg )= 16 (3,14/2 – 2*0,235*0,364)= 22,4 (мм)

e₈ =m (/2 – 2x₈ * tg )= 23 (3,14/2 + 2*0,235*0,364)= 27,86 (мм) (3.2.9) с. 202 [2]

– делительное расстояние

a = r₇+ r₈ = 104+ 208= 312 (мм) (3.2.10) с. 202 [2]

– межосевое расстояние

а_w = (r_w7 + r_w8) * cos / cos _w = (104 + 208) * 1 = 312 (мм) (3.2.11) с. 202 [2]

– высота ножки зуба

h_f7 = m *(h_a +c – x₇) = 16* (1+ 0,25 – 0,235) = 16,24 (мм)

h_f8 = m *(h_a +c – x₈) = 16* (1+ 0,25 + 0,235) = 23,8 (мм) (3.2.12) с. 463 [5]

где h_a – коэффициент высоты головки зуба, h_a = 1,

c – коэффициент радиального зазора, с= 0,25

– высота головки зуба

h_a7 = m *(h_a - y + x₇) = 16* (1 - 0 + 0,235) = 19,76 (мм)

h_a8 = m *(h_a - y + x₈) = 16* (1 - 0 - 0,235) = 12,24 (мм) (3.2.13) с. 250 [4]

где у – коэффициент воспринимаемого смещения, у= ( - _w)/ m

– радиусы окружностей впадин

r_f7 = 0,5m Z₇ – (1,25m – mx₇)= r₇ – h_f7= 104 – 16,24= 87,76 (мм)

r_f8 = 0,5m Z₈ – (1,25m – mx₈)= r₈ – h_f8= 208 – 23,8= 184,2 (мм) (3.2.14) с. 202 [2]

– радиусы окружностей выступов

r_a7 = r₇ + h_a7= 104 + 19,76= 123,8 (мм)

r_a8 = r₈ + h_a8= 208 + 12,24= 220,24 (мм) (3.2.15) с. 202 [2]

– радиус переходной поверхности

_f = 0,4 m = 0,4* 16= 6,4 (мм) (3.2.16) с. 223 [4]