Рисунок 3.1 Схема зубчатой передачи.
Основу передачи составляет планетарный механизм с передаточным отношением
Uпл = U1-н(3) = 7
Открытая зубчатая передача z4—z5 имеет передаточное отношение
U4-5 = 1,81
Синтез (подбор числа зубьев) планетарной ступени производим на основе следующих четырёх условий:
1.Условие выполнения требуемого передаточного отношения:
U1-н(3) = 1- U1-3(н), (1.1)
где передаточное отношение от 1-го колеса к водилу H при закреплённом колесе 3 U1-н(3)=7,а передаточное отношение обращённого механизма
U1-3(н) = -Z3/Z1
На основании этого из (1.1) получаем
Z3 = (U1-н(3)-1)·Z1 Z3=6·Z1
2.Условие правильности зацепления, по которому
Zmin >=17 Принимаем Z1=18, получаем
Z3 = 6·18=108 зубьев
3. Условие соосности:
Z1+2·Z2 = Z3
Откуда
Z2 = ½ ·(Z3-Z1)
Z2 = ½ ·(108-18)=45
По условию правильности зацепления:
Z3 – Z2 =108-45=63 >8
4. Условие соседства
Sin π/k >=(Z2+2)/(Z1+Z2)
Sin π/k = (45+2)/(18+45)=0,746
из которого число саттелитов
к<=π/arcsin(0,746)=3,73
Т.е. число саттелитов может быть к=1,к=2,либо к=3. С целью обеспечения уравновешенности механизма и более равномерной передачи сил принимаем к=3.
Проверяем возможность сборки полученного механизма:
, где Ц—целое число
Принимаем П =0.
42=Ц
Окончательно принимаем для планетарного механизма
Z1 =18, Z2 =45, Z3 =108, k = 3.
Для открытой зубчатой передачи находим уточненное значение передаточного отношения:
U4-5 = Uпер /Uпл = 12,72/7 = 1,81
Приняв Z4 = 19, найдём Z5 =Z4·U4-5
Z5 =19·1,81=34 зубьев
Модуль зубчатых колёс планетарного редуктора определяем по максимальному моменту в зубчатом механизме, который имеет место на выходном его валу (на валу-водила). Момент на этом валу
, где ηпл=0,86,а номинальная угловая скорость двигателя
ωдв=π·2945/30=308,2 с-1
Мн =(33240·0,86·7)/308,2 = 649,27 Н·м
Модуль
m=4,02мм
Больший ближайший модуль первого ряда по СТ СЭВ 310-76 m=5 мм.
Модуль зубчатых колёс открытой передачи рассчитываем по моменту на валу кривошипа:
Mкр = Mн·U4-5
Mкр =649,27·1,81=1175,18 Н·м
Тогда
m1=4,9 мм
Учитывая повышенный износ при работе без смазки, принимаем для открытой уравнительной передачи
m1=6 мм
Определяем делительные диаметры колёс:
d1 =m·Z1=5·18=90 мм
d2 =m·Z2 =5·45=225 мм
d3 =m·Z3 = 5·108 = 540 мм
d4 =m1·Z4 = 6·19 = 114 мм
d5 =m1·Z5 = 6·34 = 204 мм
Диаметр водила H:
dH >d1+2·d2 /2=90+235=325 мм
Принимаем dH =325 мм.
СИНТЕЗ НЕСУЩЕГО МЕХАНИЗМА.
Определим угол перекрытия θ: 
1. По углу θ выбираем из таблиц вариант четырехзвенника с оптимальным интервалом угла давления. Выписываем значения угла размаха коромысла 
, номер расчетной точки 
и значение 
: 
, 
, 
.
2. Вычисляем 
: 
3. Находим относительные размеры звеньев по следующим формулам:
получаем при 
м, 
м, 
м, 
= 0,629м.
4. Уточняем углы давления:
, где 
т.е. 
,а 
.
5. Определим угол β: 
6. Определяем истинные размеры звеньев:
Окончательно получаем:
