Исходные данные

Требуется спроектировать двухступенчатый редуктор, в котором:

первая ступень: рядовая передача с цилиндрическими прямозубыми колёсами с

внутренним зацеплением, с параллельными осями;

вторая ступень: червячная передача с нижним расположением червяка.

• частота вращения вала двигателя n_дв = 6000 об/мин;

• частота вращения выходного вала n₄ = 25 об/мин;

• крутящий момент на выходном валу Т₄=0,2 Н∙м

• мощность двигателя ДСП-10 = 10 Вт

Детали:

1. Ведущее колесо

2. Ведомое колесо

3. Червяк

4. Червячное колесо

1. Кинематический расчет

1. Определение мощности двигателя и его параметров.

Необходимая мощность двигателя:

где мощность на выходе:

;

КПД редуктора складывается из КПД передачи с внутренним зацеплением

η₁₂=0,95;

КПД червячной передачи η_чер=0,6;

КПД 4-х пар подшипников η_подш=0,99⁴=0,96:

подбираем двигатель ДСП-10 с основными параметрами:

напряжение питания U_п=36;номинальная выходная мощность P_{2 ном}=10 Вт;

номинальная частота вращения вала n_ном=6000 об/мин;

номинальный крутящий момент M_ном=1,58 Н∙см.

Конструкция двигателя

1.2. Определение передаточного отношения и разбивка по ступеням.

Передаточное отношение - это отношение угловых скоростей или частот вращения двух звеньев. Передаточное отношение редуктора:

Передаточное отношение редуктора разбиваем на ступени таким образом, чтобы получить наименьшие размеры.

Для передачи с внутренним зацеплением по ГОСТу i₁₂=1,5÷10, берём i₁₂=4.

Для червячной передачи по ГОСТу i_чер⁼8÷80, берём:

1.3. Аналитический способ определения оборотов на валах.

Число оборотов двигателя и, следовательно, на быстроходном валу редуктора

n₁=6000 об/мин.

Число оборотов на втором валу:

n₃=n₂, т.к. колесо в цилиндрической передаче и червяк находятся на одном валу.

Число оборотов на выходном валу:

1.4. Определение чисел зубьев.

Передаточное отношение и число зубьев цилиндрических зубчатых и

червячных передач связаны зависимостью

Зададим число зубьев шестерни в цилиндрической передаче 21→(17÷30)=18,

тогда на колесе:

Возьмём червяк однозаходный z₃=1, тогда на червячном колесе:

5. Определение моментов на валах.

Если в механизме все звенья вращаются, то крутящие моменты относительно оси вращения определяются по рекуррентной формуле [4,48] :

На выходном валу момент задан Т₄=0,2 Н∙м=200 Н∙мм.

На втором валу:

Т₂=Т₃, т.к. это один вал. На первом валу:

2. Расчет цилиндрической передачи

Т.к. в цилиндрической передаче шестерни имеют выпуклый профиль, а колеса вогнутый, то нагрузочная способность передачи внутреннего зацепления больше, чем при внешнем зацеплении. Кроме того, при прочих равных условиях передача с внутренним зацеплением обладает большей плавностью и обеспечивает лучшие условия образования слоя смазки между зубьями.

2.1. Выбор материала шестерни и зубчатого колеса.

Выбор материала для изготовления зубчатых колес обусловлен особенностями их работы. Повышение долговечности зубчатых передач, особенно при значительных силовых нагрузках, может быть достигнуто, если шестерни (зубья малого колеса), нагружаемые чаще, выполнить с более высокой твердостью рабочих поверхностей по сравнению с колесом. С этой целью для изготовления шестерни выбирают более качественный материал или предусматривают упрочнение зубьев.

Деталь	Материал	напряжения		НВ
		σв	σт
Шестерня	Сталь 45 ГОСТ 1050-88	610	360	229
Колесо	Сталь 10 ГОСТ 1050-88	420	210	114
Н<350 НВ - зубчатые колеса улучшенные

Твердость материала Н<350 НВ позволяет проводить чистовую нарезку зубьев после термообработки. При этом можно получить высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках.