4. Синтез зубчатых механизмов

4.1 Геометрический расчет передачи внешнего зацепления

Чтобы спроектировать передачу с максимальной износостойкостью и коэффициентом перекрытия 1,2 ,по блокирующему контуру определяем коэффициенты смещения :

x₁= 0.6 иx₂= 0.6.

α_w= 26.5

Радиусы делительных окружностей:

r= 0.5mz,

где m– модуль,

z– число зубьев.

Радиусы начальных окружностей:

Межосевое расстояние:

Радиусы основных окружностей:

Радиусы окружностей впадин:

где h^*_a– коэффициент высоты головки зуба (h^*_a= 0.8),

с^*- коэффициент радиального зазора (с^*= 0.3),

Радиусы окружностей вершин:

мм

Высота зуба:

Шаг по делительной окружности:

P=πm

P= 3.14∙4 = 12,56 мм

Толщина зуба по делительной окружности:

Ширина впадин по делительной окружности:

e=P–S,

e₁= 15.7 – 9.92 = 5.78 (мм),

e₂= 15.7 – 9.74 = 5.96 (мм),

4.2 Качественные показатели зацепления

Коэффициенты скольжения:

,

,

где

– радиусы кривизны профилей зубьев шестерни и колеса, соответственно.

Формулы для их расчета приведены в таблице 11

Таблица 11

Точка	Расчетная формула	Радиусы кривизны, мм
N1	ρ1 = 0,	ρ1 = 0, ρ2 = 38,42
A	, ρ1 = C – ρ2,	ρ2 = 29.92, ρ1 = 8.5,
P	ρ1 = rw1sinαw, ρ2 = rw2sinαw,	ρ1 = 14.9856, ρ2 = 23.415,
B	, ρ2 = C – ρ1,	ρ1 = 22.739, ρ2 = 15.681,
N2	ρ1 = C, ρ2 = 0,	ρ1 = 38.42, ρ2 = 0,

ρ_пр– приведенный радиус кривизны.

,

Результаты расчета сведены в таблицу 12.

Таблица 12

Точка	N1	a	p	b	N2
λ1	-∞	-1.25	0	0.56	1
λ2	1	0.56	0	-1.26	-∞

Коэффициент давления:

ϋ=m/ρ_пр,

Результаты сведены в таблицу 13

Таблица 13

ϋN1= ∞, ϋВ= 0.60, ϋP= 0.44, ϋА= 0.43, ϋN2= ∞,

Строим графики коэффициентов скольжения и давления.

4.3 Синтез планетарного механизма

Задача кинематического синтеза планетарного механизма состоит в определении чисел зубьев колес при заданной кинематической схеме и передаточном отношении. Наличие нескольких сателлитов налагает ряд дополнительных условий, которые необходимо учитывать при проектировании: условие соосности, условие сборки и условие соседства.

Передаточное отношение при остановленном водиле:

Условие соосности:

где R– радиус делительной окружности зубчатого колеса.

k– число сателлитов.

Коэффициенты a,b,cзависят от типа редуктора и равныa= -1,b= + 1,c= -1.

Если задаться значением соотношение между числами зубьев планетарного механизма выглядит так:

z₆:z₇:z₈:z₉:γ=x: 1 :qu:quy:,

где:

y=x(1 -U_6H)/a,

q= 1 в случае, когда модули колес одинаковы.

Для выбора xвоспользуемся следующими условиями:

,

,

,

,

Представим передаточное отношение в виде простой дроби: U₁₆= 16/5 ; примемx= 2, тогда:

y= 2∙(1-16/5)/-1 = 22/5,

u= (2+1)/(22/5 - 1) = 15/17,

,

,

По формуле:

z₆:z₇:z₈:z₉:γ= 2 : 1 :::, тогда:

z₆:z₇:z₈:z₉:γ= 102 : 51 : 45 : 198 : 108,

Таким образом:

z₆= 102,

z₇= 51,

z₈ = 45,

z₉= 198.

Проверка:

1. Условие соосности:

102+51=198–45=>153=153.

2. Условие соседства:

, где- коэффициент высоты зуба

; 0,866≥0,442

3. Передаточное отношение:

Вычерчиваем кинематическую схему в двух проекциях в масштабе М 1:4.

Литература

1. Закабунин В.И. Теория механизмов и машин. Структура и анализ механизмов: Учебное пособие / Алт. гос. техн. ун-т им. И.И.Ползунова. – Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2004.-406с.

2. Закабунин В.И. Теория механизмов и машин. Синтез механизмов: Учебное пособие / Алт. гос. техн. ун-т им. И.И.Ползунова. – Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2006.-222с.

3. Кофанов С.П. Использование замкнутых векторных контуров и ЭВМ при анализе рычажных механизмов: Учебное пособие / Алт. гос. техн. ун-т им. И.И.Ползунова. – Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2008.-59с

4. Андросов А.П., Быков В.А. Силовой анализ рычажных механизмов: методические указания к выполнению курсового проекта / А.П. Андросов, В.А. Быков; Алт. гос. техн. ун-т им. И.И.Ползунова. – Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2005.-26с.

5. Быков А.Е., Кофанов С.П. Синтез зубчатых механизмов: Метод. указания к кур­совому проекту по теории механизмов и машин для студентов механической спе­циальной очной и вечерней форм обучения. / Алт. политехн. ин-т им. И.И. Ползу­нова. - Барнаул: Б.и., 1989-32с., [1] л. вкл.

.