3.4.1 Силовой расчет группы звеньев 4-5

Рассмотрим звено 4. Векторное уравнение сил:

Из этого уравнения следует, что сила и приложена в точке D к звену 4. Сумма моментов для звена 4 относительно точки F позволяет вычислить момент в вращательной паре D образованной звеньями 3 и 4:

М₄₅ = 0 – отсюда следует, что, так как плечо силы F₄₅ не равно нулю, значит тангенциальная составляющая =0.

Векторное уравнение сил для группы звеньев 4-5 дает возможность графически определить значение .

Строим план сил в масштабе мм/H и находим:

F₄₃ = F₄₃ⁿ =8265.41 H

F₅₀=773.42 H

3.4.2 Силовой расчет группы звеньев 2-3

Рассмотрим звено 3.

Записываем уравнения моментов относительно точки В для звена 3:

M(G₃) = G₃·h_G3 = 27.468 · 0.042 = 1.1544 Н·м ;

M(F₄₃)=F₄₃·h₄₃=8265.41 · 0.222 = 1835.5413 H·м ;

_{Рассмотрим звено 2.}

Записываем уравнения моментов относительно точки В для звена 2:

M(G₂) = G₂·h_G2 = 11.772·0.075 = 0.8886 Н·м ;

M(Ф₂) = Ф_S2·h_Ф2 = 4.8258·0.056 = 0.2703 H·м ;

Решаем векторное уравнение:

Величины не учитываем, так как они пренебрежимо малы. Из графического решения данного уравнения получим:

F₃₀ⁿ=5292.23 H

F₂₁ⁿ=8896.69 H

F₂₁=8896.69 H

Запишем уравнение сил для звена 2:

Величины не учитываем, так как они пренебрежимо малы. Получим:

F₂₃ⁿ= F₂₁ⁿ=8896.69 Н.

3.4.3 Силовой расчет начального звена 1

Из рассмотрения сил, действующих на звено 1 найдем, что сила реакции в опоре, в т. О, равна по модулю силе F₂₁ и противоположна по направлению.

Запишем уравнение сил для звена 1:

_{Из плана сил получим:}

F₁₀^t= 9195.29 H

F₁₀ⁿ= 40.709 H

Сумма моментов для звена 1 относительно точки О позволяет вычислить значение движущего момента:

, где - условное обозначение приведенного движущего момента, полученного из силового расчета(т.к. мы также имеем его значение исходя из характеристик двигателя).

M(F₁₂)= F₁₂·h_F12=8896.69 · 0.0335 = 298.1615 Н·м

= M(F₁₂)-M_Ф1=298.1615+124.8795=423.041 H·м

Сравнивая приведенный момент, определенный в силовом расчете, со средним движущим моментом, найденным на первом листе, проведем оценку точности:

4. Проектирование зубчатой передачи и планетарного редуктора

4.1 Проектирование зубчатой передачи.

Исходные данные:

число зубьев шестерни Z₅ = 12;

число зубьев колеса Z₆ = 18;

модуль зубчатых колес m = 5 мм;

угол наклона линии зубьев по делительному цилиндру;

параметры инструмента: , h* = 1, с* = 0,25.

4.1.1 Выбор коэффициентов смещения.

Для построения зубчатой передачи воспользуемся программой ZUB, которая позволяет рассчитать необходимые коэффициенты и качественные показатели в зависимости от величины смещения режущего инструмента.

Рассчитанные параметры представлены в виде таблицы (см. Приложение 2). По этим параметрам строим график по оси абсцисс которого отложим X₁,а по оси, ординат - значение и коэффициентов: перекрытия , скольжения , удельного давления . При выборе коэффициента смещение необходимо учитывать.

- проектируемая передача не должна заклинивать;

- коэффициент перекрытия проектируемой передачи должен быть больше допустимого ;

- зубья у проектируемой передачи не должны быть подрезаны и толщина их на окружности вершин должна быть больше допустимой (S_a > [S_a]). Принимаем: .

Значения коэффициентов X₁, X₂ должны быть такими, что бы предотвратить все перечисленные явления. Расчетные коэффициенты должны быть выбраны так, чтобы не было подрезания зубьев.

Отсутствие подрезания обеспечивается минимальным, а отсутствие заострения максимальным коэффициентом смещения, должно выполняться неравенство:

X_1max > X₁ > X_1min

Расчетами находим: X_1min = 0.298. Максимальный коэффициент смещения получается графическими построениями – как точка пересечения линий и .

Находим: X_1max = 1.551 .

Определяем значение Х₁, пользуясь дополнительным ограничением . Принимаем: = 1.1 в соответствии с ГОСТ 1643-81.

Перечисленным ограничениям соответствуют смещения Х₁ = 0.3...0.8.

По рекомендации ГОСТ 16532-70 принимаем Х₁ = 0.5.