Модуль вращательного привода мехатронной системы, страница 3

Расчетное число зубьев гибкого колеса:

zpF=Dгп/m-5.88+1.96(h*a+c*)=300/0.8-5.88+1.96(1+0.35)=371.77

Округляем до ближайшего меньшего целого числа zF=370.

Число зубьев гибкого колеса:     zС=zF+j=370+2=372,  

где j – число волн деформации (зон зацепления).

Передаточное отношение волнового механизма:

uв=zC/(zC-zF)=372/(372-370)=186.

Момент нагружающий генератор волн деформаций:

Мгвых/(uв·ηв)=1558/(186·0.8)=10.47 Н·м.

Частота вращения генератора: nг=nвых·uв=7·186=1302 об/мин

nг≤[nгп], 1302≤1600 условие работы гибкого подшипника выполнено.

Расчет геометрических размеров зубчатых
венцов гибкого и жесткого колес.

Коэффициенты смещения исходного контура (необходимы для исключения интерференции головок зубьев):

для гибкого колеса с внешними зубьями:

xF=3+0.01·zF=3+0.01·370=6.7;

для жесткого колеса с внутренними зубьями:

xC=xF-1+Kw·(1+5·10-5·Kw·zF)=6.7-1+1.2·(1+5·10-5·1.2·370) = 6.927,

где Kw – коэффициент радиальной деформациигибкого колеса.

Диаметры колес:

делительные диаметры:

dF=m·zF=0.8·370=296 мм

dС=m·zС=0.8·372=297.6 мм

диаметры вершин:

daF=dF+2·(xF+KF)·m=296+2·(6.7+0.4)·0.8=307.36 мм

daC=dC+2·(xC-h*a)·m=297.6+2·(6.927-1)·0.8=310.283 мм

диаметры впадин:

dfF=dF+2·(xF-h*a-c*)·m=296+2·(6.7-1-0.35)·0.8=304.56 мм

dfC=daC+2·hC=310.283+2·1.4=313.083 мм,

где hC=(h*a+c*+KF)·m=(1+0.35+0.4)·0.8=1.4 мм – высота зуба жесткого колеса,

KF -·коэффициент, характеризующий глубину захода зубьев колес.

Толщина стенки гибкого колеса под зубьями:

δсз=0.01·dF=0.01·296=2.96 мм – упрощенная зависимость,

δсз=m·[0.5·zF+xF-(h*a+c*)]-0.5·Dгп=0.8·[0.5·370+6.7-(1+0.35)]-0.5·300=2.28 мм – более точная.

Расчет конструктивных размеров гибкого и жесткого колес.

bWF=0.2·dF=0.2·296=59.2 мм – ширина зубчатого венца гибкого колеса;

b=bWF+3=62.2 мм – ширина зубчатого венца жесткого колеса;

lст=0.9·dF=0.9·296=266.4 мм – длина стакана гибкого колеса,

b1=0.054·dF=0.054·296=15.984 мм – ширина пояска , выступающего за край зубчатого венца гибкого колеса (для снижения перекоса зубьев),

δс=0.78·δсз=0.78·2.28=1.778 мм – толщина стенки стакана гибкого колеса,

hоб=0.176·dС=0.176·297.6=52.378 мм – толщина обода жесткого колеса под зубьями.

5.  Проектирование планетарной передачи

Требуемое передаточное отношение планетарного механизма:

uтпл=nвх/nвых=nд/nг=7600/1302=5.837

Ориентировочные значения передаточных отношений быстроходной и тихоходной ступени планетарного механизма:

uag=0.5(uтпл-1)=0.5(5.837-1)=2.418,

ugb=(uтпл-1)/uag=(5.837-1)/2.418=2.

Момент нагрузки  воспринимаемый одним зацеплением на шестерне быстроходной ступени: M=Mвх/nw=1.812/3=0.604 Н·м, где

Мвх = Мвых / hпл×nw = 10.47/ 0.99×3=1.812 – момент на входном валу планетарного механизма, nw – число сателлитов.

Максимальное значение  числа зубьев шестерни для быстроходной ступени:

(zмах)а=c(u+1)/u=35(2.418+1)/2.418=49,475,

где с – коэффициент зависящий от характера работы передачи.

Принимаем zа=49

Диаметр начальной окружности шестерни а:

где ψd – коэффициент ширины зубчатого венца шестерни, [σн] – допускаемое контактное напряжение.

Проектное значение модуля передачи:

m=(dwa)min/za=10.172/ 49=0.208

принимаем m=0.6.

Число зубьев колеса b: zb=za(uTпл-1)=49(5.837-1)=237,013

принимаем zb=237

Число зубьев колеса g: zg=(za-zb)/2=(237-49)/2=94

Габаритные и конструктивные условия.

dа=m·zа=0.6·49=29,4≥2·dдв=25 29.4>25 т.е. на вал электродвигателя можно закрепить центральное колесо а.

Передаточные отношения отдельных ступеней механизма:

uag=94/49=1,918,

ugb=237/94=2.521.

Передаточное отношение всего механизма:u=1,918·2.521=4,835.