3. Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи и планетарного редуктора


3.1. Проектирование зубчатой передачи.


3.1.1. Исходные данные для проектирования.

Геометрия проектируемой зубчатой передачи определяется параметрами исходного производящего контура инструмента и значениями его смещения при нарезании колес передачи. При нарезании прямозубой передачи исходный производящий контур по "ГОСТ13755-81" имеет следующие стандартные параметры:

Угол главного профиля: a = 20 град.;

Модуль зубьев нормальный: m = 15 мм;

Коэффициент высоты головки зуба: ha*= 1;

Коэффициент радиального зазора: c* = 0.25.

Проектируемая зубчатая передача состоит из колеса с числом зубьев

z1=16 и шестерни z2=22.


3.1.2. Выбор коэффициента смещения.


При назначении коэффициента смещения необходимо соблюдать выполнение следующих условий:

  • отсутствие подрезания;

  • отсутствие заострения;

  • непрерывность зацепления.

При этом коэфицент смещения x2 задаем x2=0.5 ,а x1 выбираем с учетом указанных условий. Для выполнения первого условия нужно рассчитать мини

м
альное число зубьев нулевого колеса, нарезаемое без подрезания:


И
сходя из полученного значения, найдем минимальное смещение, при котором будет отсутствовать подрезание:


Для выполнения двух остальных условий
необходимо построить блокирующий контур. Для его построения нужно вывести функции зависимости коэффициента скольжения l, коэффициента перекрытия ea, коэффициента удельного давления u и толщины зуба по окружности вершин Sа в зависимости от величины смещения X1 исходного производящего контура.


По блокирующему контуру видно, что нет такого смещения ,которое обеспечивало бы надежную передачу и удовлетворяло условиям подрезания и заострения. Поэтом выбираем на наш взгляд оптимальное смещение исходного производящего инструмента X1 = 0.5.


3.1.3. Геометрический расчет зубчатого зацепления.


Используя полученное значение смещения и исходные данные, рассчитываем исполнительные размеры шестерни и колеса.

Радиусы делительных окружностей:

Р
адиусы основной окружности:





Угол зацепления рассчитываем по его инвалюте (эвольвентной функции ), решая основное уравнение плотного зацепления:



В
результате решения получаем:


К
оэффициент воспринимаемого смещения:


К
оэффициент уравнительного смещения:


Р

адиус начальной окружности:



Межосевое расстояние:

Радиус окружности вершин:




Р
адиус окружности впадин:

В
ысота зубьев:

Т
олщина зубьев под дугами делительных окружностей:




3.1.4. Геометрический расчет станочного зацепления.


Для построения станочного зацепления необходимо определить следующие размеры:

Т

олщина зуба исходного производящего контура по делительной прямой, которая равна ширине впадины:


Ш
аг:

Р
адиус скругления:



Ш
аг по хорде делительной окружности колеса:



3.1.5. Построение станочного и зубчатого зацеплений.


Для визуального изучения станочного и рабочего зацепления выполняем вычерчивание их схем в увеличенном масштабе ( высота зуба должна быть не менее 50 мм ). Построение схем станочного и рабочего зацеплений зубчатой передачи производим по данным распечатки, полученной с помощью программы ZubPer. Построения производим для модуля 30, что обеспечивает хорошую точность графических построений.

Все построения выполнены на листе 3 курсового проекта.


3.2. Проектирование планетарного редуктора.


3.2.1. Исходные данные для проектирования.


Исходными данными являются:

Передаточное отношение: u1h = nд/ nн = 5;

Число сателлитов: K = 3.

Структурная схема:




3.2.2. Подбор чисел зубьев.



Из выражения передаточного отношения следует:

С
другой стороны,


С
ледовательно,

Выбирая Z1 = 24 ( Z1 > Zmin ), получаем Z3 = 96, что удовлетворяет условию отсутствия заклинивания ( Zвнутр. > 85 ).

И
з условия соосности
Z3 = 2*Z2 + Z1 получаем:


Z2 = 36 > 20, следовательно условие отсутствия подреза выполняется.

П
роверим условие сборки:


Получается целое число - условие удовлетворяется.

П
роверим условие соседства:


Условие удовлетворяется.

Все условия удовлетворяются; получены следующие числа зубьев:



3.2.3.Графическая проверка.




После подбора чисел зубьев, расчета радиусов делительных окружностей и изображения кинематической схемы строим на одной из них треугольник скоростей ( см. рис. 3.2 ). На этом треугольнике отрезок АА' изображает скорость в точке А солнечного колеса 1. Линией ОА' представлен закон распределения скоростей по звену 1. Закон распределения скоростей по сателлиту 2 будет изображаться линией СА'. Скорость точки В представлена отрезком ВВ'. Так как точка В принадлежит также и оси пальца водила, а водило вращается вокруг оси О, то закон распределения скоростей по водилу изображается линией ОВ'. Отмечаем точку А'' пересечения линии ОВ' и АА'. Отношение АА'/ОА =

=
tg( yH ). Оно же равно ВВ'/ОВ. Для проверки выполнения заданного передаточного отношения воспользуемся соотношением:


Передаточное отношение выполняется с точностью, равной 0.186%.



4. Проектирование кулачкового механизма.


4.1. Исходные данные для проектирования.

Структурная схема кулачкового механизма схвата представлена в техническом задании на проектирование ( см. Приложения 1 ).

Рабочий угол: fраб. = 120 град.;

Максимальное перемещение толкателя: h = 0.006 м;

Допустимый угол давления: [u] = 30 град.

4.2. Построение кинематических диаграмм движения толкателя.


Для того, чтобы кулачковый механизм выполнял заданную функцию закон изменеия ускорения толкателя должен иметь следующий вид :

В итоге получаем график зависимости аналога ускорения aqB от f1:



Интегрируя aqB по f1 и вычислив все коэфиценты интегрирования, получаем график зависимости аналога скорости VqB от f1:


Дифференцируя этот график по f1, получаем график зависимости перемещения толкателя SqB от f1:



4.3. Определение основных размеров механизма.


Для определения радиуса начальной шайбы r0 кулачка по полученному закону движения SB = SB(f1) строим диаграмму зависимости аналога скорости VqB от SB (рис 4.4).




П