Детали машин. Механизм двухступенчатого двухцилиндрового компрессора
![]()
|
4.1 Проектирование схемы планетарного механизма 4.1.1 Задачи и методы синтеза планетарных механизмов Задачей синтеза, является получение требуемого передаточного отношения. Для её решения используем метод Виллиса, в основе которого лежит принцип обращения движения звеньев. Сущность этого принципа состоит в том, что сообщается дополнительное вращение всем звеньям механизма вокруг их геометрических осей со скоростью - ωн, в результате чего водило Н вращаемое со скоростью + ωн в обращенном движении будет неподвижно и все оси вращения зубчатых колес механизма также неподвижны. Передаточное отношение такой передачи можно определить по зависимостям для зубчатых передач с неподвижными геометрическими осями. 4.1.2 Исходные данные Частота вращения электродвигателя nдв = 2940 об/мин Частота вращения кривошипа n1 = 655 об/мин; Модуль зубчатых колёс планетарного механизма m = 3 мм; 4.1.3 Определение числа сателлитов и числа зубьев колёс механизма Планетарным называется механизм, в котором геометрические оси некоторых зубчатых колес являются подвижными. Общее передаточное отношение U1Н = nдв/ n1 = 2940/655 = 4,489 ![]() По теореме Виллиса ![]() Откуда ![]() Принимаем Z1 = 18, тогда Z3=18 ![]() ![]() ![]() Уточним передаточное отношение ![]() Погрешность составляет ![]() Максимальное число сателлитов из условия соседства ![]() Примем число сателлитов к = 4. Условие сборки ![]() 4.1.4 Определение диаметров начальных окружностей колёс Редуктор собирается из колес без смещения d = m1 ![]() d1 = 3 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 4.2 Проектирование цилиндрической эвольвенты зубчатой передачи внешнего зацепления 4.2.1 Исходные данные Z1 = 12, Z2 = 18 - числа зубьев колёс; m = 3 мм - модуль зацепления; h*а = 1 — коэффициент высоты головки зуба; с* = 0,25 - коэффициент радиального зазора; α = 20° - угол профиля исходного контура. 4.2.2 выбор коэффициентов смещения х1 и х2 исходного контура Коэффициенты смещения х1 и х2 и должны соответствовать условию (при отсутствии подрезания зубьев): х1> xminl ; х2 > xmin2. Минимальное число зубьев ![]() хmin1 и xmin2 определяем по формуле ![]() ![]() Выбираем коэффициенты смещения х1 и х2 для силовых передач при свободном выборе межосевого расстояния х1 = 0.2; х2 = 0. 4.2.3 Расчёт параметров зубчатых колёс и параметров зацепления Коэффициент суммы смещений: х∑ = х1+ х2 = 0.3 + 0 = 0.3. Угол зацепления αω ![]() αω = 22,7о. Межосевое расстояние ![]() Делительное межосевое расстояние передачи ![]() Коэффициент воспринимаемого смещения y = (αω - α)/m = (45.84 - 45)/3 = 0.28. Коэффициент уравнительного смещения ∆y = х∑ - у = 0.3 - 0.28 = 0.02. ![]() r1 = m ![]() ![]() r2 = m ![]() ![]() Радиусы начальных окружностей rω1 = m ![]() ![]() ![]() ![]() rω2 = m ![]() ![]() ![]() ![]() Радиусы вершин зубьев: ral = m ![]() ![]() ra2 = m ![]() ![]() Радиусы впадин колес: rƒ1 = m ![]() ![]() r ƒ2 = m ![]() ![]() Высота зубьев колес h =m ![]() ![]() ![]() ![]() Окружной делительный шаг p = π ![]() ![]() Угловой шаг ![]() ![]() ![]() τ2 = 2 ![]() ![]() Толщины зубьев по делительной окружности S1 = m ![]() ![]() S2 = m ![]() ![]() Радиусы основных окружностей rb1 = r1 ![]() rb2= r2 ![]() Углы профиля в точке на окружности вершин αal = arccos ![]() αa2= arccos ![]() Толщины зубьев по окружности вершин ![]() ![]() ![]() ![]() Радиус кривизны эвольвенты на вершине зуба ρα1 = rb1 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Длина линии зацепления g = αω ![]() ![]() Длина активной линии зацепления gα = ραl + ρα2 - g = 13,82 + 15,89 – 17,69 = 12,02 мм. Углы перекрытия φα1 = gα/ rb1 = 12,02/16,91 = 0.710 = 40,68; φα2 = gα/ rb2 = 12,02/25,37 = 0.473 = 27,1. Радиус кривизны эвольвенты в нижней точке активного профиля ρpl = g - ραl = 17,69 -13,82 = 3,87 мм; ρp2 = g - ρα2 = 17,69 – 15,89 = 1,8 мм. 4.2.4 Определение масштабных размеров параметров зубчатых колес Вычерчиваем эвольвентные профили зубчатых колёс в масштабе μl= 0.1-10-3 м/мм. Для этого определим масштабные размеры параметров зубчатых колес. Межосевое расстояние составит: Aω =aω / μl= 45.84/0.1 = 458,4 мм. Высота зубьев составит: ![]() Аналогично находим масштабные размеры остальных параметров. Результаты расчётов приведены в таблице 4.1 Таблица 4.1 - Определение масштабных размеров
4.2.5 Оценка проектируемой передачи по качественным и геометрическим показателям Коэффициент перекрытия является характеристикой плавности работы зубчатой передачи ![]() ![]() Коэффициент перекрытия также является отношением угла перекрытия зубчатого колеса к его угловому шагу ![]() ![]() ![]() S*a1 = Sa1 /m = 1.71/3 =1,69; S*a2= Sa2 /m = 3,06/3 =0,997. ![]() Относительная толщина зубьев колес в пределах нормы. |