1. Проектирование планетарного редуктора общего назначения.

1. Исходные данные

Рис. 1.1

m=2,5.

Зубчатая пара внешнего зацепления должна быть рассчитана с условием: наибольшие диаметральные размеры шестерни.

Число сателлитов должно быть не менее 3.

t_ц=0,50.

об/мин.

1.2 Передаточное отношение редуктора

Устанавливаем что данный редуктор 3К типа.

Передаточное отношение редуктора:

;

выразим эту величину через числа зубьев разделив числитель и знаменатель на , получим:

.

2. Кинематические возможности редуктора

Воспользовавшись рекомендуемыми предельными значениями отношений:

- для пары внешнего зацепления;

- для пары внутреннего зацепления.

Устанавливаем достижимые пределы передаточного отношения:

.

Приемлемый диапазон частоты вращения вала электродвигателя n_Э=2880 об/мин.

3. Выбор электродвигателя

Из таблицы выберем двигатель номер 31 с частотой вращения вала: 2880 об/мин.

Уточним требуемую величину передаточного отношения редуктора:

4. Подбор чисел зубьев

Подбирая числа зубьев всех колес редуктора на компьютере, получаем:

Z₁=25;

Z₂=35;

Z₃=26;

Z₄=86;

Z₅=18;

Z₆=78;

Эти числа зубьев лежат в пределах (16…120).

Т.к. Z₁+Z₂=Z₄-Z₃=Z₆-Z₅ то .

Условие соседства:

,

т.е. максимальное число сателлитов может быть не больше 4, что удовлетворяет условию задания.

Условие сборки:

,

;

,

;

Как видно из выше приведенных формул условие сборки выполняется.

По подобранным числам зубьев определим фактическое значение передаточного отношения:

,

и фактическую частоту вращения выходного вала редуктора:

об/мин,

а также фактическую частоту вращения выходного вала редуктора:

с ^-1.

Найдем отклонение полученной величены n_B, от требуемой она не должна отличаться больше чем на 2%:

.

1.5 Геометрический расчет пары.

Выберем коэффициенты смещения. Для того чтобы геометрия зубчатой пары удовлетворяло условию - наибольшие диаметральные размеры шестерни, на блокирующем контуре нужно выбрать крайние правые точки. Выбираем x₁=1,23 и x₂=0,3.

Вычислим угол беззазорного зацепления:

,

,

.

Межосевое расстояние:

мм.

Из-за округления межосевого расстояния найдем новое значение угла зацепления:

.

Уточним коэффициенты смещения:

,

x₁=1,1 отсюда x₂=0,2603.

Для каждого колеса определим:

диаметр делительной окружности

,

мм,

мм;

диаметр основной окружности

,

мм,

мм;

диаметр начальной окружности

,

мм,

мм;

диаметр окружности впадин

,

мм,

мм;

диаметр окружности вершин

,

мм,

мм;

делительная толщина зуба

,

мм,

мм;

основной шаг

мм;

радиальный зазор

мм.

Геометрические качества зацепления.

Угол профиля на окружности вершин

,

,

.

Угол профиля в нижней граничной точке эвольвенты

,

,

.

Угол профиля в нижней точке активного участка

,

,.

Толщина зуба на окружности вершин

,

,

,

Коэффициент перекрытия

,

У обоих колес отсутствует подрезание и интерференция т.к. tg_l>0 и tg_p>0.

Измерительные размеры.

Число зубьев в длине общей нормали

,

,

.

Длина общей нормали

,

мм,

мм.

1.6 Силовой расчет редуктора

1.6.1 Силовой расчет с учетом сил трения

Рис. 1.2

Определим моменты, действующие на звенья механизма. Расчет проведем с учетом (_в=0,99;_з=0,98) потерь мощности на трение. Установим значение момента:

.

Разобьем редуктор на участки как показано на рис. 1.2: а - ведущий вал; б - планетарная ступень; в - ведомый вал.

Для участков а, в кинематической цепи редуктора составим уравнения баланса мощностей, а для участка б уравнение равновесия и баланса мощностей для обращенной ступени:

а) ;

б) ;

;

в) .

При каждом положительной мощности записывают в качестве коэффициента КПД соответствующего участка кинематической цепи:

;

.

Учитывая, что

;

,

определим величины моментов:

Нм,

Нм,

Нм.

Коэффициент полезного действия редуктора

1.6.2 Силовой расчет без учета сил трения

Значение моментов при отсутствие трения (_в=_з=1):

Т₆=Т_В=-3580,986 Нм,

Нм,

Т₁=Т_А

.

Полученный результат подтверждает правильность расчетов без учета трения.

1.6.3 Определение окружных сил

Рис.1.3

На рис 1.3 показана расчетная схема.

Определим диаметры колес:

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

Далее находим:

Н;

Н;

Н;

Нм.

Данное значение совпало со значением этого момента, найденным с помощью уравнения баланса мощностей.

2 Кинематический и структурный анализ рычажного механизма

2.1 Кинематическая схема рычажного механизма

Рис. 2.1

2.2 Подбор длин звеньев

Из заданных отношений:

BD=(0,45…0,55)BC;

OC+OA=(0,80…0,85)BC;

DE=(0,10…0,15)H;

K_v=2,2.

Рис. 2.2

Подберем длины звеньев:

;

;

;

;

;

=123,75;

;

м;

м;

м;

м;

м;

м;

OC=0,14 м;

OA=0,078 м;

м;

BD=0,14 м;

м;

b=0,3 м;

м;

DE=0,035 м.

2.3 Поблочная схема рычажного механизма в САМАСе и параметры вводимые в блоки

Н М В

О Ш 1

Г Р 3

S 3

B

Н П 1

Г Р 2

S 4

T T T

В блоки заносим следующие данные:

Н М В	X0=0; Y0=0; 1=12,6773.
О Ш 1	Xc=-0,14; Yc=0.
Г Р 3	0; 0; нет.
S 3	CS3=0,108; 180.
B	S3B=0,162; 0.
Н П 1	X0=0; b-OC=0,16; 180.
Г Р 2	BD=0,14; 0.
S 4	DS4=0,077; 180.
T T T

2.4 Структурный анализ рычажного механизма

Определим степень подвижности механизма:

.

Формула строения механизма:

[6,1](2,3)(4,5).

Таким образом, рассматриваемый механизм состоит из начального механизма первого класса [6.1] и двух групп Ассура второго класса второго и третьего вида соответственно (2,3) и (4,5).

2.5 Кинематический расчет

2.5.1 Построение плана скоростей

K_v=0,01 м/смм ^–1.

[6,1]:

м/с.

(2,3):

;

;

;

;

;

м/с;

м/с;

с ^-1.

(4,5):

;

;

с ^-1;

м/с;

м/с.

2.5.2 Построение плана ускорений

K_w=0,1м/с²мм ^-1;

[6,1]:

;

м/с²;

;

;

;

W_A=12,535м/с².

(2,3):

;

м/с²;

;

;

;

м/с²;

;

с ^-2;

;

м/с².

(4,5):

;

м/с²;

;

;

с ^-2;

;

м/с²;

м/с².

2.5.3 Сравнение результатов полученных планами с результатами САМАСа

	План	САМАС	Погрешность
VA	0,989	0,989	0
VS3	0,433	0,431	0,02
3	3,985	3,998	0,003
VS4	1,094	1,091	0,002
4	2,899	2,893	0,002
VD	1,149	1,079	0,06
WA	12,535	12,535	0
WS3	2,217	2,392	0,07
3	13,009	15,331	0,17
WS4	23,969	22,568	0,5
4	23,969	22,568	0,5
WD	2,748	5,98	1,17