2. Разбивка передаточного отношения между ступенями редуктора

От того, как распределено общее передаточное отношение редуктора между ступенями, зависят его масса и габариты. Лучшие показатели имеют редук-

торы, у которых диаметры колес (а не шестерен) всех ступеней близки между собой. При картерной смазке зацеплений колесо быстроходной ступени погружается в масло не более, чем на двойную высоту зуба, колеса тихоходных ступеней допускается погружать не более, чем на одну треть их радиуса. Для обеспечения указанных условий при разбивке общего передаточного отношения цилиндрических редукторов внешнего зацепления, выполненных по развернутой схеме, можно воспользоваться рекомендациями [1, с.198],[4, с.8] или принимать для двухступенчатых редукторов

В соосных цилиндрических редукторах внешнего зацепления для обеспечения одинакового уровня погружения колес в масло передаточные отношения и тихоходной ступени вычисляют по формулам,

или

В соосных редукторах с тихоходной ступенью внутреннего зацепления рекомендуется принимать i_т>5, как и для одноступенчатых редукторов с внутренним зацеплением, а для быстроходной ступени внешнего зацепления i_б = i_т-2 или i_б = .

Для коническо-цилиндрических редукторов: ,

для трехступенчатых i_б > i_пр> i_т примерно на 30%.

Номинальные передаточные числа для отдельных ступеней по возможности должны быть приняты из стандартного ряда, но допускается принимать к проектированию и нестандартные редукторы.

Частоту вращения выходных валов коробок передач выбирают по геометрическому ряду со знаменателем прогрессии ∆= 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 2, тогда n₂=n₁∙∆; n₁=n₂∆;… n_n=n_n-1∙∆.

Обычно несколько зубчатых пар, в том числе пары скользящего блока, имеют одинаковый модуль. Учитывая, что расстояния между опорами в коробках передач больше, чем в редукторах, рекомендуется в начале кинематической цепи принимать меньшие передаточные числа, а к концу – большие. Это обеспечивает не резкое, а постепенное увеличение габаритов передач, валов и опор.

Передаточное отношение червячной передачи следует выбирать с учетом числа заходов червяка и ограничения максимального числа зубьев колеса. Для повышения КПД и уменьшения нагрева червячной передачи рекомендуется принимать 2-х или 4-х заходные червяки.

Наименьшее допускаемое число зубьев для цилиндрических передач принимается из условия неподрезания зубьев. Для скользящих блоков цилиндрических прямозубых коробок передач выбирают одинаковый модуль в постоянную сумму зубьев:

∑z=z₁+z₂= z₃+z₄= z₅+z₆ и т.д.

Для конических зубчатых передач минимальное число зубьев прямозубой шестерни z_min>15. Число зубьев червячного колеса должно удовлетворять условию28 < z₂ < 80.

Библиографический список

1. Курсовое проектирование деталей машин /Под ред. С.А. Чернавского. М.: Машиностроение, 1988.

2. Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 1985.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 2000.-336 с.

4. Детали машин и ПТУ. Методические указания к разработке и оформлению курсовых проектов, сост. В.Я. Баранцов, Т.Г. Зайцева. Липецк, 2002.

5. Методические указания к разработке и оформлению курсовых проектов и работ по дисциплинам «Механика», «Прикладная механика», «Детали машин и основы конструирования», сост. В.Я. Баранцов, Т.Г. Зайцева. Липецк.-2002.

Задание № 1

Электропривод цепного конвейера обогатительной фабрики