Синтез и анализ планетарной передачи., Синтез планетарной передачи., Кинематический анализ планетарных механизмов., Расчет потребной мощности двигателя. - Синтез и анализ машинного агрегата

Синтез планетарной передачи.

Синтез планетарных механизмов заключается в определении:

    А) чисел зубьев всех колес передачи (zi); Б) числа сателлитов (К),

И производится согласно выбранной структурной схеме и требуемому передаточному отношению зубчатой передачи iпл

Таблица для расчета граничного числа сателлитов :

Таблица 4.1

0,866

0,707

0,588

0,5

0,434

Кгр

3

4

5

6

7

Для выполнения условия при проектировании зубчатых колес планетарного механизма следует ограничить минимальное число зубьев колес согласно следующей таблицы:

Таблица 4.2

Вид зацепления

Вид колеса зубчатой пары

Число зубьев

При h*a=1

Внешнее

С внешними зубьями

Zi

17

Внутреннее

С внешними зубьями

Ziвн

20

С внутренними зубьями

Ziвн

85

Для всей передачи

Ziвн - ziвн

8

Исходными данными для синтеза однорядного планетарного механизма являются следующие параметры: nкр = n1 = 68; nд=720; и требуемое передаточное отношение планетарного механизма (которое затем представляем в виде простой дроби и округляем его с точностью до 5%):

Согласно рекомендациям при 8 < Uпл < 16 выбираем двухрядный планетарный механизм.

1) Из условия обеспечения требуемого передаточного отношения выражаем искомые числа зубьев zn, zк, zc, z'c через сомножители А, B, Д и Е:

; ;

2) Согласно рекомендациям рационального конструирования данной схемы планетарного редуктора соотношения чисел зубьев колес должны выбираться в диапазоне:

Для реализации которого перекрестные коэффициенты х1 и х2 в выражениях

Могут принимать следующие значения:

3) Используя условие соосности, выражаем числа зубьев колес через сомножители А, В, Д, Е и коэффициент пропорциональности у;

Zk = А(Д - Е)у; zc = В(Д - Е)у; z'c = Е(А + В)y; zn = Д(А + В)у.

4) Подставляя все целочисленные значения коэффициентов х1 и х2 в найденных диапазонах

В дроби

Находим различные возможные варианты наборов сомножителей А, В, Д, Е, после чего определяем у = ymin и находим минимальное число зубьев колес (с учетом табл. 4.2) по выражениям:

Zk = А(Д - Е)ymin ? 17; zс = В(Д - Е)ymin ? 17; z'c = Е(А + В)ymin - ? 20;

Zn = Д(А + В)уmin ? 85,

И для каждого из наборов А, И, Д, Е рассчитываем условные радиальные габариты первого (Г1 = zk + 2zc) и второго (Г2 = zn) рядов проектируемого планетарного редуктора. За окончательный результат принимаем оптимальное решение с наименьшим габаритом Г1 (если Г1 > Г2) или с наименьшим габаритом Г2 (если Г2 > Г1).

Перебрав все значения х1 и х2 оказывается что оптимальным вариантом будет являться значение х2 = 16.

А = 2, В = 6, Д = 16, Е = 5;

Zk = А(Д - Е)ymin = 2(16 - 5)ymin = 22ymin ? 17;

Zc = В(Д - Е)ymin - = 6(16 - 5)ymin = 66ymin ? 17;

Z'с = Е(А + В)ymin = 5(2 + 6)ymin = 40ymin ? 20;

Zn = Д(А + В)уmin = 16(2+ 6)ymin = 128ymin ? 85,

Ymin = 1; zk = 22; zc = 66; z'c = 40; zn = 128;

Г1 = zk + 2zc = 154; Г2 = zn = 128.

5) Из условия сборки определяем теоретически возможное число сателлитов:

С = 5; k1 = 1, k2 = 2, k3 = 11, k4 = 53...

3. Из условия соседства определяем граничное число сателлитов, (согласно табл. 4.1) :

; kгр = 4;

6) Определяем наибольшее число сателлитов, удовлетворяющее как условию сборки, так и условию соседства:

Kнаиб = k2 = 2.

7) Проверка передаточного отношения спроектированного редуктора аналитическим способом:

.

8) Проверка передаточного отношения спроектированного редуктора графоаналитическим способом:

Результаты передаточного отношения полученный графо-аналитическим и аналитическим способом совпадают с небольшой погрешностью не превышающей 5%, этот результат можно считать удовлетворительным.

Кинематический анализ планетарных механизмов.

Кинематический анализ заключается в определении передаточного отношения конкретного планетарного механизма с известными числами зубьев колес.

Последовательность построений графоаналитическим способом:

    А) в произвольном масштабе строится вектор скорости (зацепления колеса к с сателлитом) и соединяется с центральной осью О - получаем линию распределения скоростей колеса к и измеряем угол ее наклона ; Б) строим линию распределения скоростей сателлита ; В) определяем вектор скорости оси сателлита и соединяя его с центральной осью, получаем линию распределения водила и угол ее наклона к вертикали; Г) определяем передаточное отношение исследуемого планетарного механизма.
Расчет потребной мощности двигателя.

Потребная мощность приводного двигателя рассчитывается, как произведение среднего за цикл момента двигателя на среднюю угловую скорость кривошипа (с учетом КПД планетарного редуктора и КПД шарнирно-рычажного механизма ):

Вт.

Похожие статьи




Синтез и анализ планетарной передачи., Синтез планетарной передачи., Кинематический анализ планетарных механизмов., Расчет потребной мощности двигателя. - Синтез и анализ машинного агрегата

Предыдущая | Следующая