3. Проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи и планетарного мультипликатора


3.1. Проектирование зубчатой передачи


3.1.1. Постановка задачи: для заданного значения коэффициента смещения х2 выбрать значение коэффициента смещения х1 из диапазона его изменения от х1=0 до х1=2.3; по заданному х2 и выбранному х1 провести проектирование цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи.

3.1.2. Исходные данные:

мм;

Модуль зацепления

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Угол наклона линии зуба

Параметры исходного контура по ГОСТ 13755-81:

Угол главного профиля a

Коэффициент высоты головки зуба h* a

Коэффициент радиального зазора с*

3.1.3. Геометрический расчет зацепления


Расчет геометрии зацепления проводим для х2 = 0.5 при варьировании коэффициента смещения х1 от 0 до х1=2.3 с шагом 0.1.



3.1.3.1. Определение радиусов делительных окружностей

мм;

мм;

3.1.3.2. Определение радиусов основных окружностей

мм;

мм;

3.1.3.3. Определение минимальных значений коэффициентов смещения


Минимально допустимые количества зубьев:

Тогда коэффициенты наименьшего смещения xmin1 и xmin2 равны:

Коэффициент смещения х2 принимаем равным 0.5, а коэффициент х1 варьируем от 0 до 2.3 с шагом 0.1

3.1.3.4. Определение угла зацепления


Угол зацепления рассчитываем по его инвалюте (эвольвентной функции)

3.1.3.5. Определение коэффициента воспринимаемого смещения

3.1.3.6. Определение коэффициента уравнительного смещения

3.1.3.7. Определение радиусов начальных окружностей

3.1.3.8. Определение межосевого расстояния

3.1.3.9. Определение радиусов окружностей вершин

3.1.3.10. Определение радиусов окружностей впадин

3.1.3.11. Определение высоты зубьев


При определении высоты зубьев колес необходимо учесть, что h1=h2=h:

3.1.3.12. Определение толщины зубьев под дугами делительных окружностей

3.1.3.13. Определение угла профиля на окружностях вершин зубьев колес

3.1.3.14. Определение толщины зубьев под дугами окружностей вершин

3.1.3.15. Определение шага по хорде делительной окружности шестерни и колеса

мм;

мм;

3.1.3.16. Определение размеров, необходимых для построения станочного зацепления


Толщина зуба исходного производящего контура по делительной прямой равна ширине впадин.

мм;

мм;

Шаг по делительной прямой

мм;

Радиус скругления

мм;

3.1.3.16. Определение качественных показателей зубчатой передачи


Коэффициент скольжения зубьев (l) учитывает геометрических и кинематических факторов на величину проскальзывания профилей в процессе зацепления. Наличие скольжения и давления одного профиля на другой при передаче усилий приводит к износу профилей. Для объективной оценки скольжения, а, следовательно, и износа эвольвентных профилей зубьев пользуемся отношением:


l 2,1 = v12/v2,1


т.е. отношение скорости скольжения и скорости точки контакта по профилю соответственно шестерни и колеса.

Коэффициент удельного давления (u) учитывает влияние радиусов кривизны профилей зубьев на величину контактных напряжений.

За расчетный коэффициент удельного давления принимается такой, который соответствует контакту зубьев в полюсе зацепления.

Коэффициент перекрытия (e) позволяет оценивать неприрывность и плавность зацепления в передаче. Эти качества передачи обеспечиваются перекрытием по времени работы одной пары зубьев работой другой пары, т.е. каждая последующая пара зубьев должна войти в зацепление до того, как предыдущая пара выйдет из него.

О величине перекрытия в прямозубой передаче судят по коэффициенту торцевого перекрытия, выражающему отношение угла торцевого перекрытия зубчатого колеса к его угловому шагу.


= = ;

Нормально работающая прямозубая передача должна иметь коэффициент перекрытия больше 1. По схеме рабочего зацепления определяем линию активной линии зацепления:

=B1B2=(N2B1-PN2)+(N1B2-PN1) или

где и - углы профиля на окружностях вершин зубьев колес. С учетом того, что = , получим формулу для коэффициента перекрытия в окончательном виде:

3.1.4. Выбор коэффициентов смещения



По данным расчета, проведенного в пункте 3.1.3.16, построим диаграммы зависимостей качественных показателей и относительных толщин зубьев по окружностям вершин от коэффициента смещения х1.

Диаграммы коэффициентов скольжения зубьев (l1,l2)

Диаграммы коэффициента перекрытия (e),

коэффициента удельного давления (u),

относительных толщин зубьев по окружностям вершин (Sa1/m,Sa2/m)

Наложим ограничения на величину коэффициента смещения х1:


- по подрезанию зуба колеса z1:

х1>=х1min;


- по заострению зубьев:

х1<=х1maxSa;

где х1maxSa - координата х1, соответствующая пересечению кривой f(х1) = Sa1/m c прямой [Sa1/m] = 0.2, [Sa]=0.2*m определено в предположении, что зубчатые колеса при термообработке подвергаются нормализации.

В данном случае х1maxSa = 2.125;


- по допустимому торцевому перекрытию зубьев:

х1<=х1maxea;

где х1maxea - координата х1, соответствующая условию ea=[ea], [ea]=1.05 - допустимая величина коэффициента торцевого перекрытия для прямозубой цилиндрической зубчатой передачи.

В данном случае х1maxea = 0.847

Таким образом, выбор коэффициента смещения х1 можно проводить в пределах

0.22 <х1< 0.847

Выбираем коэффициенты смещения по рекомендации ГОСТ 16532-70 х1 = 0.5, х2 = 0.5.

3.1.5. Результаты расчета зубчатой передачи

мм;

рад;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

3.1.6. Построение схемы станочного зацепления и схемы эвольвентного зацепления


Схемы зацепления строим в масштабе ml = 3500 мм/м.

Для построения схем станочного и эвольвентного зацеплений определим координаты профилей колес.


3.1.6.1. Определение радиуса граничных точек

мм;

мм;


3.1.6.2. Определение координат профиля зуба шестерни

мм;

График кривой профиля зуба шестерни

3.1.6.3. Определение координат переходной кривой зуба шестерни

График переходной кривой зуба шестерни

3.2. Проектирование планетарного мультипликатора


3.2.1. Постановка задачи: для заданной схемы планетарного механизма, значения передаточного отношения, числа сателлитов провести проектирование планетарного мультипликатора.

3.2.2. Исходные данные:

Схема мультипликатора - однорядный с одним внутренним зацеплением и одним внешним

Передаточное число от вала колеса z1 к валу водила zh u1h = 6+/-5%;

передаточное число от вала водила zh к валу колеса z1 uh1 = 1/6+/-5%

Число сателлитов

3.2.3. Подбор чисел зубьев


Числа зубьев будем подбирать, проверяя выполнение условий ограничения, налагаемых на числа зубьев.

Из соотношения u1h = 1 + z3 / z1 найдем требуемое отношение чисел зубьев z3 / z1 = 6 - 1 = 5.

Чтобы исключить подрезание зуба с внешним зацеплением, заклинивание во внутреннем зацеплении число зубьев z1 необходмо выбрать из ряда z1 = 17, 18, 19, ..., а число зубьев z3 - из ряда z3 = 85, 86, 87, ... .

3.2.3.1. Условие соосности


Из соотношения z1 + z2 = z3 - z2 определим z2 :

3.2.3.2. Условие сборки


Принимая пределим z1 = 17, z2 = 85, z3 =34 проверяем передачу на условие сборки без натягов (k=3, p=0):

В результате проверки получено целое число, т.е. передача собирается без натягов.

3.2.3.3. Условие соседства


Для обеспечения свободного размещения сателлитов на окружности r = aw необходимо обеспечить выполнение условия:

>

В результате проверки неравенство выполняется,между сателлитами имеется гарантированный зазор.

3.2.3.4. Построение схемы планетарного механизма


По рассчитанным числам зубьев колес в произвольном масштабе вычерчиваем схему планетарного мультипликатора и проводим графический кинематический анализ.По данным этого анализа проверяем полученное передаточное число.

uh1 = AA''/AA'

Величина передаточного отношения, полученная из проверки спроектированного мультипликатора лежит в пределах заданных при постановке задачи.


Случайные файлы

Файл
8161.rtf
162188.rtf
Лекция 01.doc
118126.rtf
ref-19409.doc




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.