Izbor i proračun motor-reduktora. Proračun i izbor (Ruska metodologija) - pužni mjenjač Online proračun reduktora

kolegij

Proračun reduktora

Početni podaci:

Potrošnja snage pogona -

Brzina izlazne osovine -

Radni resurs -

Koeficijent godišnjeg korištenja - .

Koeficijent dnevne upotrebe - .

Kinematički dijagram pogona

Uvod

Pogon mehanizma služi za prijenos rotacije s osovine motora na aktuator.

1. Određivanje početnih podataka za proračun mjenjača

1.1 Izbor i ispitivanje motora

Prvo odredimo učinkovitost pogona.

Općenito govoreći, učinkovitost prijenos se određuje formulom:

gdje - učinkovitost pojedinačni pogonski elementi.

Za pogon ovog dizajna, učinkovitost određuje se formulom:

gdje - učinkovitost kotrljajući ležajevi; ;

učinkovitost pužni zupčanik; ;

učinkovitost lančani prijenos; ;

učinkovitost spojke; .

Izračunajte potrebnu snagu motora:

Biramo motor serije AIR nazivne snage P ne m = 5,5 kW, koristeći četiri varijante tipa motora za izračun (vidi tablicu 1.1)

Tablica 1.1

1.2 Određivanje prijenosnog omjera pogona i njegovih stupnjeva

Pronalazimo ukupni omjer prijenosa za svaku od opcija:

u = n nom / n out = n nom / 70.

Rastavljamo ukupni prijenosni omjer, uzimajući za sve opcije prijenosni omjer mjenjača u np = 20:

U rp \u003d u / u cp \u003d u / 20.

Podatke izračuna sažimamo u tablici 1.2

Tablica 1.2

Od četiri razmatrane opcije odabiremo prvu (u=2,04; n nom = 3000 o/min).

1. 3 Kinematički proračun mjenjača

Prema zadatku, ukupni prijenosni omjer pogona je:

Frekvencija rotacije vratila motora i ulaznog vratila mjenjača.

Izlazna brzina reduktora

Brzina transportne osovine

Postotak stvarnog omjera prijenosa u odnosu na nazivni:

Budući da je uvjet zadovoljen pri , zaključujemo da je kinematički proračun izveden na zadovoljavajući način.

Snage koje prenose pojedini dijelovi pogona:

Kutne brzine zupčanika:

Zakretni momenti:

Rezultati proračuna sažeti su u tablici 1.3.

Tablica 1.3

Rezultati kinematičkog proračuna.

Odredite vrijeme rada pogona:

Sati.

2 . Proračun zatvorenog pužnog prijenosnika

2.1 Izbor materijala

Za puž prihvaćamo čelik 40X s kaljenjem na tvrdoću H RC 45 i naknadno brušenje.

Uzmimo preliminarno brzinu klizanja u zahvatu

m/s.

Za krunu pužnog kotača prihvaćamo broncu Br010F1N1 (centrifugalno lijevanje).

Tablica 2.1

Materijali zupčanika

2.2 Određivanje dopuštenih naprezanja

Za kotače izrađene od materijala grupe I /1, c. 31/:

gdje je 0,9 za puže s tvrdoćom na površini svitaka > 45H RC

MPa

MPa.

Dopušteno naprezanje na savijanje

gdje su T i BP granica razvlačenja i vlačna čvrstoća bronce; N F.E. ekvivalentan broj ciklusa opterećenja zuba u smislu izdržljivosti na savijanje.

Ekvivalentni broj ciklusa punjenja:

Proračun dopuštenog naprezanja na savijanje:

2.3 Određivanje geometrije prijenosa

središnja udaljenost

Prihvaćamo i w \u003d 160 mm.

Za prijenosni omjer U =20 prihvaća Z 1 =2.

Odakle dolazi broj zubaca pužnog kotača Z 2 \u003d U Z 1 \u003d 20 2 \u003d 40.

Definirajmo modul veze.

Prihvaćamo m = 6,3 mm.

Faktor promjera puža q \u003d (0,212 ... 0,25) Z 2 \u003d 8,48 ... 10.

Prihvaćamo q = 10.

Središnja udaljenost pri standardnim vrijednostima i:

Glavne dimenzije crva:

promjer koraka puža

promjer vrhova zavoja puža

promjer šupljina zavoja puža

duljina odsječenog dijela mljevene gliste

prihvatiti

kut nagiba

Glavne dimenzije krune pužnog kotača:

promjer koraka pužnog kotača

promjer vrha zuba pužnog kotača

promjer korijena zuba pužnog kotača

najveći promjer pužnog kotača

širina prstena pužnog kotača

2.4 Proračuni provjere za prijenos napona

Periferna brzina puža

Provjera kontaktnog napona.

Određujemo učinkovitost pužnog zupčanika:

Koeficijent trenja, kut trenja pri određenoj brzini klizanja.

Prema GOST 3675-81 dodjeljujemo 8. stupanj točnosti prijenosa.

Dinamički faktor

Koeficijent raspodjele opterećenja: , gdje je koeficijent deformacije puža pomoćni koeficijent.

Odavde:

faktor opterećenja

Provjera kontaktnog napona

Provjera čvrstoće zuba pužnog kotača na savijanje:

Ekvivalentni broj zuba

Faktor oblika zuba

Napon savijanja, koji je niži od prethodno izračunatog.

Rezultati izračuna unose se u tablicu. 2.2.

Tablica 2.2

3. Proračun lančanog prijenosa.

Tablica 3.1.

3.1. Izbor lanca.

Odaberemo pogonski lanac (prema GOST 1356875) i odredimo njegov korak formulom:

Prethodno izračunavamo količine uključene u ovu formulu:

Zakretni moment na osovini pogonskog lančanika

Koeficijent K e \u003d k d k a k n k p k cm k p ;

iz izvora /2/ prihvaćamo: k d \u003d 1,25 (prijenos karakteriziraju umjereni udari);

k a \u003d 1 [jer biste trebali uzeti \u003d (30-50) t];

k n =1(za bilo koji nagib lanca);

k str \u003d 1 (automatska kontrola napetosti lanca);

k cm \u003d 1,5 (periodično podmazivanje lanca);

k str =1(rad u jednoj smjeni).

Dakle, Ke=1,25 1,5=1,875;

Broj zubaca lančanika:

vodeći z 2 \u003d 1-2  u \u003d 31-2  2,04 \u003d 27

vožen z 3 =1  u =27  2,04=54;

Prosječna vrijednost [ str ] prihvatiti približno prema tablici /2/: [ str ]=36MPa; broj redova lanca m=2;

Pronalaženje koraka lanca

22,24 mm.

Prema tablici /2/ uzimamo najbližu veću vrijednost t =25,4 mm; projekcija površine ležaja šarke A op \u003d 359 mm Q \u003d 113,4 kN; q =5,0 kg/m.

3.2. Provjera strujnog kruga.

Provjeravamo krug za dva indikatora:

Po brzini vrtnje dopušteno za lanac s korakom t =25,4 mm brzina [ n 1 ]=800 o/min, stanje n 1 [ n 1 ] je zadovoljeno;

Prema tlaku u zglobovima za ovaj lanac, vrijednost [ str ]=29 MPa, a uzimajući u obzir napomenu, smanjujemo za 15% [ str ]=24,7; proračunski tlak:

Gdje

Uvjet p [ p ] je zadovoljen.

3.3. Broj karika lanca.

Odredite broj karika lanca.

Zaokružite na paran broj Lt =121.

3.4. Pročišćavanje središnje udaljenosti

Za slobodno popuštanje lanca predviđamo mogućnost smanjenja središnje udaljenosti za 0,4%, 1016 0,004=4,064 mm.

3.5. Promjeri diobenih krugova zvijezda.

3.6. Promjeri vanjskih krugova zvijezda.

ovdje d 1 promjer valjka lanca: prema tablici /2/ d 1 \u003d 15,88 mm.

3.7. Određivanje sila koje djeluju na lanac.

obodni F t = 2512 N;

centrifugalni F v \u003d qv 2 \u003d 5  1,629 2 \u003d 13,27 N;

od opuštenosti lanca F f =9,81 kf qa =9,81  1,5  5  1,016=74,75 H ;

3.8. Provjera faktora sigurnosti

Prema tablici /2/ [s]=7,6

Uvjet s [ s ] je zadovoljen.

Tablica 3.2. Rezultati proračuna

4. Opterećenja vratila zupčanika

Određivanje sila u zahvatu zatvorenog zupčanika

a) Okružne snage

b) Radijalne sile

c) Aksijalne sile

Definicija konzolnih sila

Definiramo sile koje djeluju sa strane otvorenog prijenosa:

Strana kvačila

F m = 75  = 75  = 1242 N.

Shema snage opterećenja vratila mjenjača prikazana je na slici 4.1.

Slika 4.1. Shema opterećenja osovina pužnog prijenosnika.

5. Projektni proračun. Skica izgleda mjenjača

5.1 Izbor materijala osovine

5.2 Odabir dopuštenih torzijskih naprezanja

Proračun proračuna provodi se prema torzijskim naprezanjima, uzimajući [ do] = 15 ... 25 N / mm 2.

5.3 Određivanje geometrijskih parametara koraka osovine

Proračunska shema prikazana je na slici 5.1

Slika 5.1 Crv.

Promjer izlaznog kraja pogonskog vratila nalazi se formulom

mm,

gdje je [τ K ] - dopušteno torzijsko naprezanje; [τ K] = 15 MPa.

Usklađivanje s promjerom izlaznog dijela elektromotora ( d izd = 28 mm) ugradnja standardne spojke, prihvaćamo d in1 = 30 mm.

gdje je t visina perle

t (h t 1 )+0,5,

h visina ključa, h =8 mm

t1 dubina utora glavčine, t 1 \u003d 5 mm, zatim t (85) + 0,5, t 3,5, prihvaćamo t \u003d 4.

prihvatiti

mm, prihvatite 45 mm.

gdje je r polumjer zaobljenja unutarnjeg prstena ležaja, r=1,5

prihvatiti.

Puž konstruiramo zajedno s pužnim vratilom osovine.

Na isti način izračunavamo osovinu zupčanika.

Shema za proračun vratila kotača prikazana je na slici 5.2

Slika 5.2 Osovina kotača

Promjer kraja osovine

Prihvatiti

Približna vrijednost promjera ramena osovine:

Visina ključa h =10 mm, dubina utora za klin t 1 \u003d 6 mm,

znači t (106)+0,5, t 4,5, uzimamo t =5.

prihvatiti

promjer osovine za ležajeve:

mm, prihvatite 70 mm.

– približna vrijednost promjera ramena za zaustavljanje ležaja:

gdje je r = 2,5

prihvatiti

Pužni kotač je montažni, središte je od sivog lijeva SCH-21-40, a prstenasti zupčanik od bronce Br010F1N1. Prstenasti zupčanik je spojen sa središtem kotača pomoću interferentnog spoja i vijčanog pričvršćivanja.

Definirajmo strukturne elemente središta kotača.

Debljina središnjeg ruba kotača.

mm.

Prihvaćamo mm.

Debljina središnji disk kotača.

Mm.

Prihvaćamo mm.

Promjer središnje rupe kotača

Mm.

Vanjski promjer glavčine kotača

Mm.

Prihvaćamo mm.

Duljina glavčine

mm.

Prihvaćamo mm.

Slika 5.3 Konstrukcija pužnog kotača

Odredite debljinu ruba pužnog kotača na najtanjem mjestu.

Mm.

Prihvaćamo mm.

Promjer spoja prstenastog zupčanika sa središtem kotača

Prihvaćamo mm.

5.4 Predizbor kotrljajućih ležajeva

Preliminarno ocrtavamo kuglične ležajeve s dubokim utorima srednje serije u skladu s GOST 4338-75; dimenzije ležaja se biraju prema promjeru osovine na sjedištu ležaja d p1 = 45 mm i d p2 = 70 mm.

Ležajeve biramo prema katalogu ležajeva.

Tablica 5.1 Karakteristike odabranih ležajeva

5.5 Izgled skice mjenjača

Određujemo dimenzije za izradu skice izgleda.

a) razmak između unutarnje stijenke kućišta i rotirajućeg kotača:

x=8…10 mm, prihvatiti x=10 mm.

b) udaljenost između dna kućišta i pužnog kotača:

y=30 mm

6. Provjerite proračun vratila

6.1 Proračun pužnog vratila

6.1.1 Shema opterećenja puža

Slika 6.1 Shema opterećenja pogonskog vratila

u ravnini xy

u ravnini yz

Ukupni momenti savijanja

6.1.2 Poboljšani dizajn vratila

Provjerite ispravnost određivanja promjera osovine u dijelu ispod puža

Za osovinu prihvaćamo čelik 45 GOST 1050-88. Poboljšanje toplinske obrade HB 240…255

Granice izdržljivosti

d =45 mm

modul presjeka

6.1.3 Proračun zamora vratila

Prosječno naprezanje na savijanje

gdje su faktori razmjera,

gdje se prema tablici.

Kod utora.

Zatim

Napokon dobivamo

6.1.4 Proračun ležaja

gdje je: V V =1 pri rotaciji unutarnjeg prstena.- faktor sigurnosti za mjenjače svih izvedbi. - temperaturni koeficijent, pri t≤100°C

Za oslonac B kao najopterećeniji

Zatim

od tada X=1, Y=0.

6.2. Proračun sporohodnog vratila.

6.2.1 Shema sporog opterećenja osovine

Slika 6.2 Shema opterećenja osovine male brzine.

u ravnini x y.

u ravnini yz

Ukupni momenti savijanja

6.2.2 Poboljšani dizajn vratila

Provjerimo ispravnost određivanja promjera osovine u dijelu ispod pužnog kotača

Ekvivalentni moment savijanja u presjeku

Za osovinu prihvaćamo čelik 45 GOST 1050-88. Poboljšanje toplinske obrade HB 240…255,

Granice izdržljivosti

Dopušteno naprezanje na savijanje

gdje je: faktor razmjera. Na d=70mm

faktor sigurnosti. Prihvatiti

Faktor koncentracije naprezanja, za spoj s ključem

modul presjeka

Naprezanje u presjeku je manje od dopuštene vrijednosti, stoga konačno prihvaćamo promjer osovine na mjestu ugradnje ležaja.

6.2.3 Proračun na zamor osovine

Prihvaćamo da se normalna naprezanja uslijed savijanja mijenjaju u simetričnom ciklusu, a tangente zbog torzije u pulsirajućem.

Najopasniji je odjeljak na mjestu crva.

Modul presjeka

Amplituda i srednje naprezanje ciklusa smičnih naprezanja

Amplituda normalnih naprezanja na savijanje

Prosječno naprezanje na savijanje

Faktori sigurnosti zamora za normalna i posmična naprezanja

gdje su faktori razmjera,

Faktori koncentracije naprezanja uzimajući u obzir učinke hrapavosti površine.

gdje se prema tablici.

Koeficijenti utjecaja hrapavosti površine

Kod utora.

Zatim

U nedostatku otvrdnuća osovine.

Koeficijenti osjetljivosti materijala na asimetriju ciklusa naprezanja.

Napokon dobivamo

Budući da je osovina dovoljno jaka.

6.2.4 Proračun ležaja

Ekvivalentno dinamičko opterećenje ležaja određeno je formulom:

Gdje:Vfaktor rotacije prstena.V=1 dok okrećete unutarnji prsten.

- faktor sigurnosti. za mjenjače svih izvedbi.

- temperaturni koeficijent, pri t≤100°C.

Za podrškuDkao najprometniji

Zatim

Od tada X=1, Y=0.

Procijenjeni vijek trajanja ležaja

Budući da je vijek trajanja mjenjača, ležaj je pravilno odabran.

7. Strukturni izgled pogona

Debljina stijenke školjke i poklopca

prihvatiti

prihvatiti

Debljina donjeg remena (prirubnica)

Debljina gornjeg pojasa (prirubnica)

Debljina donjeg pojasa kućišta

Debljina rebara baze kućišta

Debljina pokrovne peraje

Promjer vijka temelja

prihvatiti

Širina stopala pri ugradnji vijka sa šesterokutnom glavom

Udaljenost od osi vijka do ruba šape

prihvatiti

Debljina stopala tijela

prihvatiti

Preostale dimenzije uzimaju se konstruktivno prilikom izrade crteža.

8. Provjera spojeva ključeva

Odabiru se dimenzije ključeva, ovisno o promjeru osovine

Prihvaćamo prizmatične tiple u skladu s GOST 23360-78. Materijal ključeva čelik 45 normaliziran. Dopušteno naprezanje bočne površine, duljina ključa je 5 ... 10 mm manja od duljine glavčine.

Stanje čvrstoće

Spoj vratila sa zupčanikom 2, promjer priključka 45 mm.

Presjek ključa, duljina ključa 40 mm.

Izračun preostalih ključeva u mjenjaču prikazan je u obliku tablice

Tablica 8.1 Proračun spojeva s ključevima.

Dakle, svi ključni spojevi osiguravaju zadanu čvrstoću i prenose okretni moment.

9. Podmazivanje zupčanika

Zupčanik se podmazuje umakanjem zupčanika u ulje koje se ulijeva u kućište do razine koja osigurava uronjenost kotača za oko 15 ... 20 mm.

Volumen uljne kupke V, m3 , određeno iz proračuna ulja po 1 kW prenesene snage.

Kod unutarnjih dimenzija kućišta mjenjača: H=415 mm L=145 mm određujemo potrebnu visinu ulja u kućištu mjenjača.

Prihvaćamo industrijsko ulje H100A GOST 20799-75.

Kada je obodna brzina kotača veća od 1 m / s, svi dijelovi zupčanika i unutarnje površine zidova prekriveni su prskanjem ulja, kapljice ulja koje teku iz ovih elemenata padaju u ležajeve.

10. Izbor i proračun spojnice

Na temelju uvjeta rada ovog pogona odabiremo elastičnu spojku rukavac-prst, sa sljedećim parametrima T = 125Nm,d= 30 mm,D= 120 mm,L= 165 mm,l= 82 mm.

Slika 10.1 Skica spojke

Granični pomaci osovina:

- radijalno;

- kutak;

- aksijalni.

10.1. Provjeravamo kolaps elastičnih elemenata, pretpostavljajući ravnomjernu raspodjelu opterećenja između prstiju:

,

gdje je moment, Nm,

- promjer prsta

- duljina elastičnog elementa,

- broj prstiju, = 6, jer< 125 Нм

10.2 Računamo na savijanje prstiju (čelik 45).

s razmak između polovica spojke, s = 3…5 mm.

Odabrana spojka je prikladna za korištenje u ovom pogonu.

Zaključak

Elektromotor pretvara električnu energiju u mehaničku, osovina motora se okreće, ali je broj okretaja osovine motora vrlo velik za brzinu radnog tijela. Za smanjenje broja okretaja i povećanje okretnog momenta služi ovaj mjenjač.

U ovom predmetnom projektu razvijen je jednostupanjski pužni prijenosnik. Svrha rada je naučiti osnove dizajna i steći vještine projektantskog inženjera.

DO važne zahtjeve dizajn uključuje ekonomičnost u proizvodnji i radu, jednostavnost održavanja i popravka, pouzdanost i trajnost mjenjača.

U bilješci s objašnjenjima napravljen je izračun potreban za projektiranje pogona mehanizma.

Popis korištenih izvora

1. Dunaev P.F. Dizajn jedinica i dijelova strojeva - M .: Viša škola, 2008, - 447 str.

2. Kirkach N.F., Balasanyan R.A. Proračun i projektiranje dijelova mAgume - H.: Osnova, 2010., - 276 str.

3. Chernavsky S.A. Dizajn tečaja strojnih dijelova - M .: Mashinostroenie, 2008, - 416 str.

4. Sheinblit A.E. Projektiranje strojnih dijelova: Udžbenik za tehničke škole. M.: Više. škola, 2010. 432str.

Ovaj članak sadrži detaljne informacije o izboru i proračunu motor-reduktora. Nadamo se da će vam pružene informacije biti korisne.

Prilikom odabira određenog modela motora s reduktorom uzimaju se u obzir sljedeće tehničke karakteristike:

• vrsta mjenjača;
• vlast;
• izlazna brzina;
• prijenosni omjer mjenjača;
• dizajn ulaznog i izlaznog vratila;
• vrsta instalacije;
• dodatne funkcije.

Vrsta reduktora

Dostupnost kinematička shema pogon će pojednostaviti izbor vrste mjenjača. Strukturno, mjenjači su podijeljeni u sljedeće vrste:

• Jednostupanjski pužni prijenosnik s ukrštenim rasporedom ulaznih/izlaznih vratila (kut od 90 stupnjeva).
• Crv dvostupanjski s okomitim ili paralelnim rasporedom osi ulazne / izlazne osovine. Sukladno tome, osi se mogu nalaziti u različitim vodoravnim i okomitim ravninama.
• Cilindrična vodoravna s paralelnim ulazno/izlaznim vratilima. Osi su u istoj horizontalnoj ravnini.
• Cilindrični koaksijalni pod bilo kojim kutom. Osi osovina nalaze se u istoj ravnini.
• U stožasto-cilindrični U mjenjaču se osi ulaznih/izlaznih vratila sijeku pod kutom od 90 stupnjeva.

Važno! Položaj izlazne osovine u prostoru od odlučujuće je važnosti za brojne industrijske primjene.

• Dizajn pužnih mjenjača omogućuje njihovu upotrebu u bilo kojem položaju izlazne osovine.
• Korištenje cilindričnih i konusnih modela češće je moguće u vodoravnoj ravnini. Uz iste karakteristike težine i veličine kao pužni zupčanici, rad cilindričnih jedinica je ekonomski isplativiji zbog povećanja preneseno opterećenje 1,5-2 puta i visoka učinkovitost.

Tablica 1. Klasifikacija mjenjača prema broju stupnjeva i vrsti prijenosa

Prijenosni omjer [I]

Prijenosni omjer mjenjača izračunava se po formuli:

I = N1/N2

Gdje
N1 - brzina vrtnje osovine (broj okretaja u minuti) na ulazu;
N2 - brzina vrtnje osovine (broj okretaja u minuti) na izlazu.

Vrijednost dobivena tijekom izračuna zaokružuje se na vrijednost navedenu u Tehničke specifikacije određene vrste mjenjača.

Tablica 2. Raspon prijenosnih omjera za različiti tipovi mjenjači

Važno! Brzina rotacije osovine motora i, shodno tome, ulazne osovine mjenjača ne smije biti veća od 1500 o / min. Pravilo vrijedi za sve vrste mjenjača, osim za cilindrične koaksijalne s brzinom vrtnje do 3000 o/min. Ovaj tehnički parametar proizvođači navode u sažetku karakteristika elektromotori.

Moment reduktora

Zakretni moment na izlaznom vratilu je zakretni moment na izlaznom vratilu. Uzima se u obzir nazivna snaga, faktor sigurnosti [S], procijenjeno trajanje rada (10 tisuća sati), učinkovitost mjenjača.

Nazivni zakretni moment- maksimalni okretni moment za siguran prijenos. Njegova vrijednost izračunava se uzimajući u obzir faktor sigurnosti - 1 i trajanje rada - 10 tisuća sati.

Maksimalni okretni moment- granični zakretni moment koji mjenjač može izdržati pod stalnim ili promjenjivim opterećenjima, rad s čestim paljenjem/zaustavljanjem. Ova se vrijednost može protumačiti kao trenutačno vršno opterećenje u načinu rada opreme.

Potreban zakretni moment- okretni moment koji zadovoljava kriterije kupca. Njegova vrijednost je manja ili jednaka nazivnom momentu.

Procijenjeni zakretni moment- vrijednost potrebna za odabir reduktora. Izračunata vrijednost izračunava se pomoću sljedeće formule:

Mc2 = Mr2 x Sf<= Mn2

Gdje
Mr2 je potrebni zakretni moment;
Sf - faktor usluge (faktor rada);
Mn2 - nazivni zakretni moment.

Faktor usluge (Faktor usluge)

Faktor usluge (Sf) izračunava se eksperimentalno. Uzimaju se u obzir vrsta opterećenja, dnevno trajanje rada, broj pokretanja / zaustavljanja po satu rada motora s reduktorom. Faktor usluge možete odrediti pomoću podataka u tablici 3.

Tablica 3. Parametri za izračun servisnog faktora

Pogonska snaga

Ispravno izračunata snaga pogona pomaže u prevladavanju mehaničkog otpora trenja koji se javlja tijekom pravocrtnih i rotacijskih kretanja.

Elementarna formula za izračun snage [P] je izračun omjera sile i brzine.

Kod rotacijskih gibanja snaga se izračunava kao omjer momenta i broja okretaja u minuti:

P = (MxN)/9550

Gdje
M - okretni moment;
N - broj okretaja / min.

Izlazna snaga izračunava se po formuli:

P2 = PxSf

Gdje
P - snaga;
Sf - faktor usluge (faktor rada).

Važno! Vrijednost ulazne snage uvijek mora biti veća od vrijednosti izlazne snage, što se opravdava gubicima pri uključivanju: P1 > P2

Nije moguće napraviti izračune koristeći približnu vrijednost ulazne snage, jer učinkovitost može značajno varirati.

Faktor učinkovitosti (COP)

Razmotrite izračun učinkovitosti na primjeru pužnog zupčanika. Bit će jednak omjeru mehaničke izlazne snage i ulazne snage:

η [%] = (P2/P1) x 100

Gdje
P2 - izlazna snaga;
P1 - ulazna snaga.

Važno! Kod pužnih prijenosnika P2< P1 всегда, так как в результате трения между червячным колесом и червяком, в уплотнениях и подшипниках часть передаваемой мощности расходуется.

Što je veći prijenosni omjer, niža je učinkovitost.

Na učinkovitost utječu trajanje rada i kvaliteta maziva koristi se za preventivno održavanje motora s reduktorom.

Tablica 4. Učinkovitost jednostupanjskog pužnog mjenjača

Tablica 5. Učinkovitost reduktora valova

Tablica 6. Učinkovitost reduktora zupčanika

Za izračun i kupnju motornih reduktora raznih vrsta obratite se našim stručnjacima. Katalog pužnih, čeličnih, planetarnih i valnih motora iz ponude Techprivoda možete pronaći na web stranici.

Romanov Sergej Anatolijevič,
pročelnik katedre za mehaniku
Tvrtka Techprivod

Postoje 3 glavne vrste motora zupčanika - to su planetarni, pužni i spiralni motori. Za povećanje okretnog momenta i daljnje smanjenje brzine na izlazu motora s reduktorom postoje različite kombinacije gore navedenih tipova motora s reduktorom. Predlažemo da koristite kalkulatore za okvirni izračun snage motora-reduktora mehanizama za PODIZANJE tereta i mehanizama za pomicanje tereta.

Za mehanizme za podizanje.

1. Potrebnu brzinu na izlazu motora reduktora određujemo na temelju poznate brzine dizanja

V= π*2R*n, gdje je

R- polumjer bubnja za podizanje, m

V-brzina podizanja, m*min

n - okretaji na izlazu motora-reduktora, okr / min

2. odrediti kutnu brzinu vrtnje vratila motora-reduktora

3. odrediti potreban napor za podizanje tereta

m je težina tereta,

g- ubrzanje slobodnog pada (9,8m*min)

t- koeficijent trenja (negdje 0,4)

4. Odredite zakretni moment

5. izračunati snagu elektromotora

Na temelju izračuna odabiremo željeni motorni reduktor iz tehničkih specifikacija na našoj web stranici.

Za mehanizme za pomicanje tereta

Sve je isto, osim formule za izračun sile

a - ubrzanje tereta (m * min)

T je vrijeme potrebno da roba putuje duž, na primjer, pokretne trake

Za mehanizme za podizanje tereta bolje je koristiti motore s reduktorima MCH, MRC, jer isključuju mogućnost pomicanja izlazne osovine kada se na nju primijeni sila, što eliminira potrebu za ugradnjom papučaste kočnice na mehanizam.

Za mehanizme za miješanje ili bušenje preporučamo planetarne reduktore 3Mp, 4MP, jer doživljavaju ravnomjerno radijalno opterećenje.

Pužni prijenosnik je jedna od klasa mehaničkih mjenjača. Mjenjači se klasificiraju prema vrsti mehaničkog prijenosa. Vijak koji je ispod pužnog zupčanika izgleda kao puž, otuda i naziv.

Motor s reduktorom- ovo je jedinica koja se sastoji od mjenjača i elektromotora, koji su u jednoj cjelini. Motor s pužnim prijenosnikomstvorio kako bi radio kao elektromehanički motor u razne strojeve Opća namjena. Važno je napomenuti da ova vrsta opreme savršeno radi pod stalnim i promjenjivim opterećenjima.

U pužnom prijenosniku, povećanje momenta i smanjenje kutna brzina izlaznog vratila je zbog pretvorbe energije sadržane u velikoj kutnoj brzini i niskom momentu na ulaznom vratilu.

Pogreške u proračunu i odabiru mjenjača mogu dovesti do prijevremeni izlazak izvan reda i, kao rezultat, u najboljem slučaju do financijskog gubitka.

Stoga se rad na proračunu i odabiru mjenjača mora povjeriti iskusnim projektantima koji će uzeti u obzir sve čimbenike od položaja mjenjača u prostoru i radnih uvjeta do njegove temperature zagrijavanja tijekom rada. Nakon što to potvrdi odgovarajućim izračunima, stručnjak će osigurati odabir optimalnog mjenjača za vaš specifični pogon.

Praksa pokazuje da pravilno odabran mjenjač osigurava radni vijek od najmanje 7 godina za pužne mjenjače i 10-15 godina za cilindrične mjenjače.

Izbor bilo kojeg mjenjača provodi se u tri faze:

1. Odabir tipa mjenjača

2. Odabir ukupne veličine (veličine) reduktora i njegovih karakteristika.

3. Provjera izračuna

1. Odabir tipa mjenjača

1.1 Početni podaci:

Kinematički dijagram pogona koji prikazuje sve mehanizme spojene na mjenjač, ​​njihov prostorni raspored jedan u odnosu na drugi, označavajući točke pričvršćivanja i načine montaže mjenjača.

1.2 Određivanje položaja osi vratila mjenjača u prostoru.

Spiralni mjenjači:

Osi ulaznog i izlaznog vratila mjenjača međusobno su paralelne i leže u samo jednoj vodoravnoj ravnini - horizontalni čeoni mjenjač.

Os ulaznog i izlaznog vratila mjenjača međusobno su paralelne i leže u samo jednoj vertikalnoj ravnini - vertikalni čelični mjenjač.

Os ulaznog i izlaznog vratila mjenjača može biti u bilo kojem prostornom položaju, dok te osi leže na istoj ravnoj liniji (poklapaju se) - koaksijalni cilindrični ili planetarni mjenjač.

Konusno-zavojni mjenjači:

Os ulaznog i izlaznog vratila mjenjača okomite su jedna na drugu i leže samo u jednoj horizontalnoj ravnini.

Pužni prijenosnici:

Os ulaznog i izlaznog vratila mjenjača može biti u bilo kojem prostornom položaju, dok se međusobno križaju pod kutom od 90 stupnjeva i ne leže u istoj ravnini - jednostupanjski pužni mjenjač.

Os ulaznog i izlaznog vratila mjenjača može biti u bilo kojem prostornom položaju, pri čemu su međusobno paralelne i ne leže u istoj ravnini ili se međusobno križaju pod kutom od 90 stupnjeva i ne leže u istoj ravnini - dvostupanjski mjenjač.

1.3 Određivanje načina montaže, položaja montaže i mogućnosti montaže prijenosnika.

Način pričvršćivanja mjenjača i položaj montaže (montaža na temelj ili na pogonsku osovinu pogonskog mehanizma) određuju se prema tehničkim karakteristikama danim u katalogu za svaki mjenjač pojedinačno.

Opcija montaže određena je prema shemama danim u katalogu. Sheme "Mogućnosti montaže" dane su u odjeljku "Oznaka mjenjača".

1.4 Osim toga, pri odabiru vrste mjenjača mogu se uzeti u obzir sljedeći čimbenici

1) Razina buke

• najniži - za pužne zupčanike
• najviši - za cilindrične i konusne zupčanike

2) Učinkovitost

• najviši - za planetarne i jednostupanjske zupčaste mjenjače
• najniža - u crvu, posebno dvostupanjskom

Poželjno je da se pužni prijenosnici koriste u isprekidanom radu

3) Potrošnja materijala za iste vrijednosti zakretnog momenta na vratilu niske brzine

• najniži - za planetarne jednostupanjske

4) Dimenzije s istim prijenosnim omjerima i momentima:

• najveći aksijalni - kod koaksijalnih i planetarnih
• najveća u smjeru okomitom na osi – za cilindrične
• najmanji radijalni – do planetarnog.

5) Relativna cijena rub/(Nm) za iste središnje udaljenosti:

• najviši - u stožasti
• najniži - u planetarnom

2. Odabir ukupne veličine (veličine) reduktora i njegovih karakteristika

2.1. Početni podaci

Kinematički dijagram pogona koji sadrži sljedeće podatke:

• pogled pogonski stroj(motor);
• potrebni zakretni moment na izlaznom vratilu T potreban, Nxm, ili potrebna snaga pogonskog sustava P, kW;
• frekvencija rotacije ulaznog vratila mjenjača n in, o/min;
• frekvencija rotacije izlazne osovine mjenjača n out, o/min;
• priroda opterećenja (jednoliko ili neravnomjerno, reverzibilno ili nepovratno, prisutnost i veličina preopterećenja, prisutnost udaraca, udaraca, vibracija);
• potrebno trajanje rada mjenjača u satima;
• prosječni dnevni rad u satima;
• broj pokretanja po satu;
• trajanje uključivanja s opterećenjem, PV%;
• uvjeti okoline (temperatura, uvjeti odvođenja topline);
• trajanje uključivanja pod opterećenjem;
• radijalno konzolno opterećenje primijenjeno u sredini podiznog dijela krajeva izlazne osovine F van i ulazne osovine F unutra;

2.2. Prilikom odabira veličine mjenjača izračunavaju se sljedeći parametri:

1) Prijenosni omjer

U= n ulaz / n izlaz (1)

Najekonomičniji je rad mjenjača pri ulaznoj brzini manjoj od 1500 o/min, a radi dužeg nesmetanog rada mjenjača preporuča se koristiti brzinu ulazne osovine manju od 900 o/min.

Prijenosni omjer se zaokružuje na najbliži broj prema tablici 1.

U tablici su odabrani tipovi mjenjača koji zadovoljavaju zadani prijenosni omjer.

2) Izračunati moment na izlaznom vratilu mjenjača

T calc \u003d T potreban x K dir, (2)

T potreban - potrebni moment na izlaznom vratilu, Nxm (početni podaci ili formula 3)

K dir - koeficijent načina rada

S poznatom snagom pogonskog sustava:

T potrebno \u003d (P potrebno x U x 9550 x učinkovitost) / n in, (3)

P potreban - snaga pogonskog sustava, kW

n in - frekvencija rotacije ulazne osovine mjenjača (pod uvjetom da osovina pogonskog sustava izravno prenosi rotaciju na ulaznu osovinu mjenjača bez dodatnog zupčanika), okr / min

U - prijenosni omjer mjenjača, formula 1

Učinkovitost - učinkovitost mjenjača

Koeficijent načina rada definiran je kao umnožak koeficijenata:

Za reduktore:

K dir \u003d K 1 x K 2 x K 3 x K PV x K buka (4)

Za pužne prijenosnike:

K dir \u003d K 1 x K 2 x K 3 x K PV x K rev x K h (5)

K 1 - koeficijent tipa i karakteristike pogonskog sustava, tablica 2

K 2 - koeficijent trajanja radnog stola 3

K 3 - koeficijent broja startova tablica 4

K PV - koeficijent trajanja uključivanja tablica 5

K rev - koeficijent reverzibilnosti, s nereverzibilnim radom K rev = 1,0 s obrnutim radom K rev = 0,75

K h - koeficijent koji uzima u obzir položaj para crva u prostoru. Kada se puž nalazi ispod kotača, K h \u003d 1,0, kada se nalazi iznad kotača, K h \u003d 1,2. Kada se puž nalazi na bočnoj strani kotača, K h \u003d 1,1.

3) Izračunato radijalno konzolno opterećenje na izlaznom vratilu mjenjača

F out. izračunato = F out x K dir, (6)

F out - radijalno konzolno opterećenje primijenjeno u sredini sletnog dijela krajeva izlazne osovine (početni podaci), N

K dir - koeficijent načina rada (formula 4.5)

3. Parametri odabranog mjenjača moraju ispunjavati sljedeće uvjete:

1) T nom > T calc, (7)

T nom - nazivni moment na izlaznom vratilu mjenjača, dat u ovom katalogu u tehničkim specifikacijama za svaki mjenjač, ​​Nxm

T calc - procijenjeni moment na izlaznom vratilu mjenjača (formula 2), Nxm

2) F nom > F out calc (8)

F nom - nazivno konzolno opterećenje na sredini podvoznog dijela krajeva izlazne osovine mjenjača, dano u tehničkim specifikacijama za svaki mjenjač, ​​N.

F out.calc - izračunato radijalno konzolno opterećenje na izlaznoj osovini mjenjača (formula 6), N.

3) R ulaz kalk< Р терм х К т, (9)

R in.calc - procijenjena snaga elektromotora (formula 10), kW

P termin - toplinska snaga, čija je vrijednost navedena u tehničkim karakteristikama mjenjača, kW

K t - temperaturni koeficijent, čije su vrijednosti dane u tablici 6

Nazivna snaga elektromotora određena je:

R in.calc \u003d (T out x n out) / (9550 x učinkovitost), (10)

T out - procijenjeni moment na izlaznom vratilu mjenjača (formula 2), Nxm

n out - brzina izlazne osovine mjenjača, o / min

Učinkovitost - učinkovitost mjenjača,

A) Za čelične mjenjače:

• jednostupanjski - 0,99
• dvostupanjski - 0,98
• trostupanjski - 0,97
• četverostupanjski - 0,95

B) Za konusne zupčanike:

• jednostupanjski - 0,98
• dvostupanjski - 0,97

C) Za konusno-zavojne mjenjače - kao umnožak vrijednosti koničnih i cilindričnih dijelova mjenjača.

D) Za pužne mjenjače, učinkovitost je navedena u tehničkim specifikacijama za svaki mjenjač za svaki prijenosni omjer.

Menadžeri naše tvrtke pomoći će vam da kupite pužni mjenjač, ​​saznate cijenu mjenjača, odaberete prave komponente i pomognete vam s pitanjima koja se javljaju tijekom rada.

stol 1

tablica 2

Tablica 3

Tablica 4

Tablica 5

Tablica 6

Opis programa

Program je napisan u Excelu i vrlo je jednostavan za korištenje i učenje. Izračun se vrši prema metodi Chernasky.
1. Početni podaci:
1.1. Dopušteni kontaktni napon, MPa;
1.2. Prihvaćeni prijenosni omjer, U;
1.3. Zakretni moment na osovini zupčanika t1, kN*mm;
1.4. Zakretni moment na osovini kotača t2, kN*mm;
1.5. Koeficijent;
1.6. Koeficijent širine krune prema središnjoj udaljenosti.

2. Standardni okrugli modul, mm:
2.1. dopušteni min;
2.2. Dopušteni max;
2.3 Prihvaćeno prema GOST-u.

3. Izračun broja zuba:
3.1. Prihvaćeni prijenosni omjer, u;
3.2. Prihvaćena središnja udaljenost, mm;
3.3. Usvojen modul angažmana;
3.4. Broj zuba zupčanika (prihvaćen);
3.5. Broj zuba kotača (prihvaćeno).

4. Proračun promjera kotača;
4.1. Izračun promjera koraka zupčanika i kotača, mm;
4.2. Proračun promjera vrhova zuba, mm.

5. Izračun ostalih parametara:
5.1. Izračun širine zupčanika i kotača, mm;
5.2. Periferna brzina zupčanika.

6. Provjera kontaktnih napona;
6.1. Proračun kontaktnih naprezanja, MPa;
6.2. Usporedba s dopuštenim kontaktnim naprezanjem.

7. Snage u zahvatu;
7.1. Proračun obodne sile, N;
7.2. Proračun radijalne sile, N;
7.3. Ekvivalentni broj zuba;

8. Dopušteno naprezanje na savijanje:
8.1. Izbor zupčanika i materijala kotača;
8.2. Proračun dopuštenog naprezanja

9. Ispitivanje naprezanja na savijanje;
9.1. Proračun naprezanja savijanja zupčanika i kotača;
9.2. Ispunjenje uvjeta.

Čelni zupčanik je najčešći mehanički prijenos s izravnim kontaktom. Čelični zupčanik manje je izdržljiv od drugih sličnih zupčanika i manje je izdržljiv. Kod ovakvog prijenosa u radu je opterećen samo jedan zub, a pri radu mehanizma stvaraju se i vibracije. Zbog toga je nemoguće i nepraktično koristiti takav prijenos pri velikim brzinama. Vijek trajanja čeličnog zupčanika znatno je kraći od ostalih zupčanika (helikalni, riblja kost, zakrivljeni itd.). Glavne prednosti takvog prijenosa su jednostavnost izrade i odsutnost aksijalne sile u ležajevima, što smanjuje složenost ležajeva mjenjača i, shodno tome, smanjuje troškove samog mjenjača.