4.4. Рекомендации по проектрованию элементов редуктора.

Рекомендации оптимизации приводят к противоречивы рекомендациям. Так для получения минимальных габаритов редуктора необходимо выби­рать минимально допустимое для выбранного типа зацепления число зубьев, а для обеспечения минимальных погрешностей - максимально допустимое ПО, так как будет наименьшее число пар колес, следовательно, наименьшее число деталей и суммарная погрешность, зависящая от коли­чества деталей, уменьшатся.

В приборостроении приняты следующие ре­комендации (табл. 5.1).(2)

Таблица 5.1(2)

Вид зацепления	zmin	umax
1.Эвольвентное пррямозубое	13	15
2. Эвольвентной косозубое	12*	20
3. Часовое, циклоидное	6**	60
4. Новикова	2	40
5. Червячное	1	До 500

Пример 2. Для эвольвентного косозубого зацепления в [9] приведено описание двигателя, совместно с осью которого выполнено колесо (триб), модуль m =0,2; z =12; угол наклона равен 18.

Для определения передаточных отношений отдельных ступеней можно воспользоваться номограммой, представленной на рис. 3.7 (6) [65]. Порядок пользования номограммой состоит в следующем. После определения оптимального числа ступеней n_опт на номограмме проводят прямую, соединяющую деление, соответствующее общему передаточному отношению Up, на правой вертикальной шкале, и точку, соответствующую выбранному числу ступеней. Продолжение этой прямой покажет на левой вертикальной шкале передаточное отношение первой ступени U1. Дробь Up/u_t даст значение передаточного отношения оставшихся ступеней n-1. Проделав аналогичные построения, полупим значений передаточного отношения второй ступени и₂. Аналогично определяются передаточные отношения остальных пар.

В примере 3.1 [т.1, с.57, О.Тищенко] показано, как для 6-сти ступенчатого редуктора пользоваться приведенными графиками и номограммой.

Рис.3.7. Номограмма выбора передаточного числа ступеней передачи

На рис.3.8. Представлена номограмма, на которой одновременно изображены три зависимости: 1) – для выбора передаточного числа ступеней исходя из условия минимума массы, 2) – исходя из минимальных габаритов, 3) - исходя из минимальной погрешности. Погрешности кинематической передачи связанные с кинематическими и циклическими погрешностями.

Рис. 3.8. Рекомендации для проектирования количества пар передач

5. Расчет зубчатых колес на прочность

5.1. Определение числа зубьев колес.

Для пары колес z₁ и z₂, передаточное отношение которых известно и равно

u₁₂ = z₂/z₁ при расчете на изгибную прочность необходимо назначить число зубьев малого колеса z_l тогда, число зубьев второго колеса найдется из соотношения

z₂=z₁·u₁₂

Определяя величину z₂, надо помнить, что в силовых передачах для уменьшения износа рекомендуется применять числа зубьев z₁ и z₂, которые не имеют общих множителей. Так, если u₁₂ = 3, то назначая z₁ = 20, надо принять z₂=61 или 59, но не кратное число 60.

В точных отсчетных передачах или в передачах, требующих повышенной плавности хода (уменьшения циклических погрешностей), для лучшей приработки колес рекомендуется применять колеса с кратными числами зубьев.

Из технологических соображений желательно избегать назначение чисел зубьев более 100.

При назначении числа зубьев на меньшем колесе необходимо руководствоваться следующими соображениями. Неоправданно завышенное число зубьев z₁ ведет к возрастанию габаритов передачи и увеличению массы колес. Снижение числа зубьев ведет к уменьшению коэффициента перекрытия, к. п. д., плавности и точности работы. Для прямозубых колес со стандартным исходным контуром, нарезаемых инструментом реечного типа, при уменьшении числа зубьев (z₁ < I7) происходит подрезание ножки зуба.

Рекомендуемое минимальное число зубьев на малом колесе для эвольвентного зацепления рекомендуется в пределах 17<z₁<28, причем, в точных отсчетных передачах необходимо приближаться к. верхнему пределу. Для корригированных колес можно принимать 8 < z_min< 17.

Для коcозубых и конических колес рекомендуемое значение относится к приведенному числу зубьев.

Для червячного колеса число зубьев z₂ = u₁₂·z_1, где число заходов червяка z1 рекомендуется принимать равным z₁=1 при u₁₂>30 и z₁ = 2 или 4 при 10< и₁₂ <30. Минимальное число зубьев червячного колеса принимают 26...28. Если необходимо обеспечить большую компактность передачи с звольвентным зацеплением, применяют передачу с кор­ригированным зацеплением.

При расчете цилиндрических зубчатых колес на контактную прочности число зубьев шестерни z1 определяют расчетом как функцию найденного межосевого расстояния а , модуля m_n= m и угла наклона линии зубьев по

ГОСТ 9567- 68; 13755 – 68

. ( )

: