Расчет параметров рядовой цилиндрической передачи

 

Рядовая зубчатая цилиндрическая передача согласно кинематической схемы, приведенной в задании на проектирование соединяет выходной вал планетарного редуктора и вал кривошипа рычажного механизма глубинного насоса. Исходные данные для ее геометрического расчета приведены в табл. 8.

Т а б л и ц а  8 – Исходные данные для расчета параметров передачи

Параметр
Колесо	4,5	19	1	0,25
Колесо	4,5	42	1	0,25

 

Геометрический расчет рядовой цилиндрической эвольвентной зубчатой передачи (, ) внешнего зацепления начинаем с определения передаточного отношения по следующей зависимости:

.                                                                                                (5.11)

.

Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес по зависимости (5.9):

 мм;                                                              (5.12)

 мм.                                                               (5.13)

Назначаем коэффициенты смещения исходного контура  и проектируем «нулевую» зубчатую передачу, для которой:

- угол зацепления равен углу : .

- делительное межосевое расстояние равно начальному межосевому расстоянию и определяется по зависимости:

;                                                                      (5.14)

- диаметры начальных окружностей равны делительным диаметрам

, .                                                                              (5.15)

Диаметры основных окружностей определяем по формуле:

.                                                                                        (5.16)

;

.

Диаметры окружностей вершин зубьев определяем по формуле:

.                                                                                     (5.17)

;

.

 

 

Диаметры окружностей впадин зубьев определяем по формуле:

.                                                                                  (5.18)

;

.

Шаг зубьев по делительной окружности определяем по зависимости:

.                                                                                             (5.19)

Толщину зубьев по делительной окружности определяем по зависимости:

.                                                                                             (5.20)

Высота зубьев зубчатых колес определяется по зависимости:

.                                                                                           (5.21)

 мм.

Результаты вычислений по зависимостям (5.11) … (5.20) сводим в табл. 9.

 

Т а б л и ц а  9 – Результаты вычислений параметров передачи

Параметр	, мм	, мм	,  мм	, мм	,  мм	, мм		, мм	, мм
Колесо	14,14	80,35	85,5	85,5	94,5	74,25	-2,21	137,25	7,07
Колесо		177,61	189	189	198	177,75

 

Общее передаточное число сложного зубчатого механизма определяется выражением:

.                                                                                       (5.22)

.

Частоту вращения ведущего вала планетарного редуктора находим с учетом известной частоты вращения вала кривошипа по формуле:

.                                                                                           (5.23)

 об/мин.

 

Построение эвольвентных профилей цилиндрических зубчатых колес

 

На третьем листе графической части курсового проекта приведена схема внешнего эвольвентного зубчатого зацепления зубчатых колес  и . Построение эвольвентного зацепления ведем по методике, описанной в [4]. Масштаб построения выбираем таким образом, чтобы высота зубьев на чертеже была не менее 40…50 мм.

.                                                                                         (5.24)

.

Все рассчитанные предыдущем разделе геометрические параметры изображаем на 3 листе графической части курсового проекта в выбранном масштабе  согласно результатам вычислений представленным в табл. 10.

Т а б л и ц а  10 – Геометрические параметры передачи  в масштабе

Параметр на чертеже	, мм	,  мм	, мм	,  мм	, мм	, мм	, мм	, мм	, мм
Колесо	357,11	380	380	420	330	45	610	62,83	31,41
Колесо	789,39	840	840	880	790

 

Заключение

 

В результате проведенного исследования рычажного механизма глубинного насоса произведен структурный, кинематический и силовой анализ механизма. установлены скорости и ускорения различных точек механизма. В силовом исследовании определены силы, действующие на звенья механизма, реакции в кинематических парах. Полученные значения реакций позволяют составить расчетные схемы нагружения деталей рычажного механизма и, пользуясь методами сопротивления материалов и деталей машин произвести расчет на прочность этих деталей, а также произвести расчет – выбор подшипников для соединений: поршень – шатун, шатун – кривошип, кривошип – стойка, коромысло – шатун, коромысло – стойка. Найденное значение уравновешивающего момента Мур позволило определить мгновенную мощность на валу кривошипа  для заданного положения механизма.

Проведен синтез зубчатого механизма. Определены числа зубьев планетарного редуктора и геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи.

Выполненные расчеты позволили получить исходные данные для конструирования механизма рычажного механизма глубинного насоса, а также приводящего его в движение зубчатого механизма.

Результаты вычислений и построений можно посмотреть в таблицах 1-10 пояснительной записки и на листах графической части курсового проекта.