Синтез зубчатой передачи

2.1. Расчёт прямозубой цилиндрической передачи.

Параметры	Обозначения и формулы	Числовые значения
Исходные данные
Числа зубьев	шестерни	Z1
колеса	Z2
Модуль	mI mII	3, 5
Угол наклона зуба (град)	β	0○
Угол профиля (град)	α
Коэффициент высоты головки	hoa	1, 0
Коэффициент обратного смещения	Ψ	0, 16
Коэффициенты смещения	шестерни	X1	0, 313
колеса	X2	0, 313
Коэффициент радиального зазора	сo	0, 25
Расчётные данные
Делительное межосевое расстояние	a=(z1+z2)∙ m/(2∙ cosβ)	64, 75
Коэффициент суммы смещений	xΣ =x1+ x2	1, 114
Угол профиля	tgα t=tgα /cosβ	α t
Угол зацепления	invα tw=(2∙ xΣ ∙ tgα)/(z1+z2)+invα t	α tw	24, 25
Межосевое расстояние	aw=(z1+z2)∙ m∙ cosα t/(2∙ cosβ ∙ cosα tw)	68, 09
Делительный диаметр	шестерни	D1=z1∙ m/cosβ	45, 50
колеса	D2=z2∙ m/cosβ	84, 00
Передаточное число	u=z1/z2	1, 85
Начальный диаметр	шестерни	dw1=2∙ aw/(u+1)	46, 895
колеса	dw2=2∙ aw∙ u/(u+1)	86, 5678
Коэффициент воспринимаемого смещения	y=(aw-a)/m	0, 95
Коэффициент уравнительного смещения	Δ y=xΣ -y	0, 16
Диаметр вершин	шестерни	da1=d1+2∙ (hoa+x1-Δ y)∙ m	46, 895
колеса	da2=d2+2∙ (hoa+x2-Δ y)∙ m	92, 7717
Диаметр впадин	шестерни	df1=d1-2∙ (hoa+co-x1)∙ m	38, 941
колеса	df2=d2-2∙ (hoa+co-x2)∙ m	77, 441
Высота зуба	шестерни	H1=0, 5∙ (da1-df1)	7, 31
колеса	H2=0, 5∙ (da2-df2)	7, 31
Толщина зуба по делительному диметру	шестерни	S1=0, 5∙ π ∙ m+2∙ x1∙ m∙ tgα	6, 04
колеса	S2=0, 5∙ π ∙ m+2∙ x2∙ m∙ tgα	5, 76
Основной диаметр	шестерни	db1=d1∙ cosα	42, 756
колеса	db2=d2∙ cosα	78, 9348
Окружной шаг	P=π ∙ m	10, 99
Основной шаг	Pb=P∙ cosα	10, 3262
Угол (град)	шестерни	cosα a1=db1/da1	α a1	40, 93
Угол (град)	колеса	cosα a2=db2/da2	α a2	31, 38
Толщина зубьев на поверхности вершин	шестерни	Sa1=da1(S1/d1+invα -invα a1)	0, 43
колеса	Sa2=da2(S2/d2+invα -invα a2)	2, 00
Длина общей нормали для контроля колеса 4	W1=(Z1/9-0, 5)∙ Pb+db1(S1/d1+invα)	10, 348
Толщина зуба на основном диаметре	шестерни	Sb1=db1∙ (S1/d1+invα)	6, 31
колеса	Sb2=db2∙ (S2/d2+invα)	6, 59
Качественные показатели зацепления
Радиусы кривизны эвольвент на окружностях выступов	pa1		18, 54
pa2		24, 08
Коэффициент перекрытия			1, 709	> 1, 15

Примечание:

1. Коэффициенты смещения Х₁, Х₂ и коэффициент обратного смещения Ψ определяются по таблице 3-7 [2].

2. Все длины берутся в миллиметрах, а углы в градусах.

Кинематический анализ привода машины и синтез планетарной передачи

U_1-в=U_1-2·U⁵_3-в

Отсюда передаточное отношение между первым колесом и третьим:

U_1-2= Z₂/Z₁= 24/13 = 1, 846

U_1-2= 1, 54* U⁵_3-в

U⁵_3-в = U_1-2/1, 846= 15 / 1, 846=8, 12

Условия для проверки количества зубьев колес планетарного редуктора:

1. .

2. Соотношения между числами зубьев сателлита исходя из динамических характеристик передачи можно брать равным:

.

3. Из равенства межцентровых расстояний получаем:

или .

4. Для того чтобы передачу можно было собрать должно выполняться следующее условие сборки:

,

где a - целое число.

5. Для уменьшения габаритов редуктора желательно иметь минимальное значение =min, > 85.

6. Условие соседства:

Подбор количества зубьев производится с помощью программы «Project.exe» с учетом условий 1-6.

Вследствие чего получаем: Z₁=20, Z₂=61, Z₃=142, Z₂’=61.

Проверка:

1.

2. Z2/Z2'=1

3.

20+61=142-61

4. =0, 5(20+142), - целое

5. 142> 85

6. 2(10+30, 5)> 63, 81> 63

81> 63.

3. Силовой расчёт механизма