1. Выбор электродвигателя

Кинематическая схема редуктора:

1. Двигатель;

2. Редуктор;

3. Вал приводной;

4. Муфта предохранительная;

5. Муфта упругая.

Z 1 - червяк

Z 2 - червячное колесо

Определение мощности привода:

В первую очередь выбираем электродвигатель, для этого определяем мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (Вт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

передача электродвигатель приводной

Где Ft - окружная сила на барабане ленточного конвеера или звездочке пластинчатого конвейера (Н);

V - скорость движения цепи или ленты (м/с).

Мощность электродвигателя:

Где з общ - общий КПД привода.

з общ =з м?з ч.п з м з пп;

где з ч.п - КПД червячной передачи;

з м - КПД муфты;

з п3 ?КПД подшипников 3-го вала

з общ =0,98 0,8 0,98 0,99 = 0,76

Определяю мощность электродвигателя:

2. Определение частоты вращения приводного вала

диаметр барабана, мм.

По таблице (24.8) выбираем электродвигатель марки «аир132м8»

с частотой вращения

с мощность

крутящим моментом т мах /т=2,

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Выбираем из стандартного ряда

Принимаем

Проверка: подходит

4. Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

5. Определение допускаемых напряжений

Определяю скорость скольжения:

(Из параграфа 2.2 расчет передач) принимаем V s >=2…5 м/с II безоловянные бронзы и латуни, принимаемые при скорости

Суммарное время работы:

Суммарное число циклов перемены напряжений:

Червяк. Сталь 18 ХГТ цементированная и закаленная до НRC (56…63). Витки шлифованные и полированные. Профиль ZK.

Червячное колесо. Размеры червячной пары зависят от значения допускаемого напряжения [у] H для материала червячного колеса.

Допускаемые напряжения для расчета на прочность рабочих поверхностей:

Материал 2 группы. Бронза Бр АЖ 9-4. Отливка в землю

у в = 400 (МПа); у т = 200 (МПа);

Т.к. для изготовления зубчатого венца подходят оба материала, то выбираем более дешевый, а именно Бр АЖ 9-4.

Принимаю червяк с числом заходов Z 1 = 1, и червячное колесо с числом зубьев Z 2 = 38.

Определяю исходные допускаемые напряжения для расчёта зубьев червячного колеса на прочность рабочих поверхностей, предел изгибной выносливости материала зубьев и коэффициент безопасности:

у F о = 0,44?у т +0,14?у в = 0,44 200+0,14 400 = 144 (МПа);

S F = 1,75; К FE =0,1;

N FE = К FE N ? =0,1 34200000=3420000

Определяю максимальные допускаемые напряжения:

[у] F max = 0,8?у т = 0,8 200 = 160 (МПа).

6. Коэффициенты нагрузки

Определяю ориентировочное значение коэффициента нагрузки:

k I = k v I k в I ;

k в I = 0,5 (k в о +1) = 0,5 (1,1+1)=1,05;

k I = 1 1,05 = 1,05.

7. Определение расчётных параметров червячной передачи

Предварительное значение межосевого расстояния:

При постоянном коэффициенте нагрузки K Я =1,0 К hg =1;

Т не =К нg ЧT 2 ;

K Я =0,5 (K 0 Я +1)=0,5 (1,05+1)=1,025;

Безоловянные бронзы (материал II)

При К he при решение нагружения I равен 0,8

Принимаю а" w = 160 (мм).

Определяю осевой модуль:

Принимаю модуль m = 6,3 (мм).

Коэффициент диаметра червяка:

Принимаю q = 12,5.

Коэффициент смещения червяка:

Определяю углы подъёма витка червяка.

Делительный угол подъёма витка:

8. Проверочный расчёт червячной передачи на прочность

Коэффициент концентрации нагрузки:

где И - коэффициент деформации червяка;

Х - коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.

для 5-го режима нагружения.

Коэффициент нагрузки:

k = k v k в = 1 1,007 = 1,007.

Скорость скольжения в зацеплении:

Допускаемое напряжение:

Расчётное напряжение:

200,08 (МПа) < 223,6 (МПа).

Расчётное напряжение на рабочих поверхностях зубьев не превышает допускаемого, следовательно, ранее установленные параметры можно принять за окончательные.

Коэффициент полезного действия:

Уточняю значение мощности на валу червяка:

Определяю силы в зацеплении червячной пары.

Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе:

Радиальная сила:

F r = F t2 tgб = 6584 tg20 = 2396 (Н).

Напряжение изгиба в зубьях червячного колеса:

где У F = 1,45 - коэффициент, учитывающий форму зубьев червячных колёс.

18,85 (МПа) < 71,75 (МПа).

Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку.

Пиковый момент на валу червячного колеса:

Пиковое контактное напряжение на рабочих поверхностях зубьев:

316,13 (МПа) < 400 (МПа).

Пиковое напряжение изгиба зубьев червячного колеса:

Проверка редуктора на нагрев.

Температура нагрева, установленного на металлической раме редуктора при естественном охлаждении:

где t o - температура окружающего воздуха (20 о С);

к т - коэффициент теплоотдачи, к т = 10;

А - площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора (м 2);

А = 20 а 1,7 = 20 0,16 1,7 =0,88 (м 2).

56,6 (о С) < 90 (о С) = [t] раб

Так как температура нагрева редуктора при естественном охлаждении не превышает допустимую, то искусственного охлаждения на редуктор не требуется.

9. Определение геометрических размеров червячной передачи

Делительный диаметр:

d 1 = m q = 6,3 12,5 = 78,75 (мм).

Начальный диаметр:

d w1 = m (q+2x) =6,3 (12,5+2*0,15) = 80,64 (мм).

Диаметр вершин витков:

d a1 = d 1 +2m = 78,75+2 6,3 = 91,35=91 (мм).

Диаметр впадин витков:

d f1 = d 1 -2h* f m = 78,75-2 1,2 6,3 = 63,63 (мм).

Длина нарезной части червяка:

в = (11+0,06 z 2) m+3 m = (11+0,06 38) 6,3+3 6,3 = 102,56 (мм).

Принимаем в = 120 (мм).

Червячное колесо.

Делительный и начальный диаметр:

d 2 = d w2 = z 2 m = 38 6,3 = 239,4 (мм).

Диаметр вершин зубьев:

d a2 = d 2 +2 (1+x) m = 239,4+2 (1+0,15) 6,3 = 253,89= 254 (мм).

Диаметр впадин зубьев:

d f2 = d 2 - (h* f +x) 2m = 239,4 - (1,2+0,15) 26,3 = 222,39 (мм).

Ширина венца

в 2 ? 0,75 d a1 = 0,75 91 = 68,25 (мм).

Принимаем в 2 =65 (мм).

10. Определение диаметров валов

1) Диаметр быстроходного вала принимаем

Принимаем d=28 мм

Размер фасок вала.

Диаметр посадочной поверхности подшипника:

Принимаем

Принимаем

2) Диаметр тихоходного вала:

Принимаем d=45 мм

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

Приблизительная высота буртика,

Максимальный радиус фаски подшипника,

Размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Принимаем

Диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

10. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

1. Для быстроходного вала редуктора выберем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники средней серии 36307.

Для него имеем:

Диаметр внутреннего кольца,

Диаметр наружного кольца,

Ширина подшипника,

На подшипник действуют:

Осевая сила,

Радиальная сила.

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы:.

Коэффициент безопасности

Температурный коэффициент

Коэффициент вращения

Проверим условие:

2. Для тихоходного вала редуктора выберем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники легкой серии.

Для него имеем:

Диаметр внутреннего кольца,

Диаметр наружного кольца,

Ширина подшипника,

Динамическая грузоподъёмность,

Статическая грузоподъёмность,

Предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

Осевая сила,

Радиальная сила.

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы:.

Коэффициент безопасности

Температурный коэффициент

Коэффициент вращения

Коэффициент осевого нагружения:.

Проверим условие:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0.45 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=1,07.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

Что удовлетворяет требованиям.

12. Расчет приводного вала (наиболее нагруженного) вала на усталостную прочность и выносливость

Действующие нагрузки:

Радиальная сила

Крутящий момент -

Момент на барабане

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

Выполним проверку: ,

Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

получаем, что.

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , - верно.

Моменты в опасном сечении будут равны:

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности, значение которого можно принять. При этом должно выполняться условие, что, где - расчётный коэффициент запаса прочности, и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Найдём значение коэффициента влияния шероховатости и коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала:

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

где - расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения. Среднее напряжение цикла. Вычислим коэффициент запаса

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым: - условие выполняется.

13. Расчет шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

1. Шпонка на тихоходном валу для колеса.

Принимаем шпонку 16х10х50

Условие прочности:

1. Шпонка на тихоходном валу для муфты.

Крутящий момент на валу, - диаметр вала,- ширина шпонки, - высота шпонки, - глубина паза вала, - глубина паза ступицы, - допускаемое напряжение на смятие, - предел текучести.

Определяем рабочую длину шпонки:

Принимаем шпонку 12х8х45

Условие прочности:

14. Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту.

Для привода ленточного конвейера наиболее подходит муфта упругая с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82.

Муфта выбирается в зависимости от крутящего момента на тихоходном валу редуктора.

Муфты с торообразной оболочкой обладают большой крутильной, радиальной и угловой податливостью. Полумуфты устанавливают как на цилиндрические, так и на конические концы валов.

Допустимые для данного вида муфт значения смещений каждого вида (при условии, что смещения других видов близки к нулю): осевое мм, радиальное мм, угловое. Нагрузки, действующие на валы, могут быть определены по графикам из литературы .

15. Смазка червячной передачи и подшипников

Для смазывания передачи применена картерная система.

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:

Для тихоходной ступени, здесь - частота вращения червячного колеса, - диаметр окружности вершин червячного колеса

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну: , здесь - диаметр окружностей вершин зубьев колеса быстроходной ступени.

Определим необходимый объём масла по формуле: , где - высота области заполнения маслом, и - соответственно длина и ширина масляной ванны.

Выберем марку масла И-Т-С-320 (ГОСТ 20799-88).

И - индустриальное,

Т - тяжелонагруженные узлы,

С - масло с антиокислителями, антикоррозионными и противоизносными присадками.

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

Список используемой литературы

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, «Конструирование узлов и деталей машин», Москва, «Высшая школа», 1985 год.

2. Д.Н. Решетов, «Детали машин», Москва, «Машиностроение», 1989 год.

3. Р.И. Гжиров, «Краткий справочник конструктора», «Машиностроение», Ленинград, 1983 год.

4. Атлас конструкций «Детали машин», Москва, «Машиностроение», 1980 год.

5. Л.Я. Перель, А.А. Филатов, справочник «Подшипники качения», Москва, «Машиностроение», 1992 год.

6. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу «Детали машин», часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 год.

7. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, «Выбор и расчёты подшипников качения», методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 год.

8. Е.А. Витушкина, В.И. Стрелов. Расчёт валов редукторов. МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005 год.

9. Атлас «конструкций узлов и деталей машин», Москва, издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2007 год.

Описание программы

Программа написана в Exsel, очень проста в пользовании и в освоении. Расчет производится по методике Чернаского .
1. Исходные данные:
1.1. Допускаемое контактное напряжение, Мпа ;
1.2. Принятое передаточное отношение, U ;
1.3. Вращающий момент на валу шестерни t1, кН*мм ;
1.4. Вращающий момент на валу колеса t2, кН*мм ;
1.5. Коэффициент;
1.6. Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

2. Стандартный окружной модуль, мм :
2.1. допустимое мин;
2.2. Допустимое макс;
2.3 Принимаемое по ГОСТ.

3. Расчет количество зубьев :
3.1. Принятое передаточное отношение, u;
3.2. Принятое межосевое расстояние, мм;
3.3. Принятый модуль зацепления;
3.4. Количество зубьев шестерни (принятое);
3.5. Количество зубьев колеса (принятое).

4. Расчет диаметров колес ;
4.1. Расчет делительных диаметров шестерни и колеса, мм;
4.2. Расчет диаметров вершин зубьев, мм.

5. Расчет прочих параметров:
5.1. Расчет ширины шестерни и колеса, мм;
5.2. Окружная скорость шестерни.

6. Проверка контактных напряжений ;
6.1. Расчет контактных напряжений, Мпа;
6.2. Сравнение с допустимым контактным напряжением.

7. Силы в зацеплении;
7.1. Расчет окружной силы, Н;
7.2. Расчет радиальной силы, Н;
7.3. Эквивалентное число зубьев;

8. Допустимое напряжение изгиба :
8.1. Выбор материала шестерни и колеса;
8.2. Расчет допустимого напряжения

9. Проверка по напряжениям изгиба;
9.1. Расчет напряжения изгиба шестерни и колеса;
9.2. Выполнения условий.

Краткая характеристика прямозубой цилиндрической передачи

Прямозубая цилиндрическая передача является самой распространенной механической передачей с непосредственным контактом. Прямозубая передача менее вынослива, чем другие подобные и менее долговечна. В такой передаче при работе нагружается только один зуб, а также создается вибрация при работе механизма. За счет этого использовать такую передачу при больших скоростях невозможно и нецелесообразно. Срок службы прямозубой цилиндрической передачи гораздо ниже, чем других зубчатых передач (косозубых, шевронные, криволинейные и т.д.). Основными преимуществами такой передачи являются легкость изготовления и отсутствие осевой силы в опорах, что снижает сложность опор редуктора, а соответственно, снижает стоимость самого редуктора.

– задача не из простых. Один неправильный шаг при расчете чреват не только преждевременным выходом из строя оборудования, но и финансовыми потерями (особенно если редуктор стоит на производстве). Поэтому расчет мотор-редуктора чаще всего доверяют специалисту. Но что делать, когда такого специалиста у вас нет?

Для чего необходим мотор-редуктор?

Мотор-редуктор – приводной механизм, который представляет собой комбинацию из редуктора и электродвигателя. При этом двигатель крепится на редуктор на прямую без специальных муфт для соединения. За счет высокого уровня КПД, компактных размеров и простоты обслуживания такой тип оборудования применяют практически во всех областях промышленности. Мотор-редукторы нашли применения практически во всех производственных отраслях:

Как подобрать мотор редуктор?

Если стоит задача подбора мотор-редуктора, чаще всего все сводится к выбору двигателя необходимой мощности и количеству оборотов на выходном валу. Однако есть и другие немаловажные характеристики, которые важно учитывать при выборе мотор-редуктора:

1. Тип мотор-редуктора

Понимание типа мотор-редуктора может значительно упростить его выбор. По типу передачи различают: , планетарные, конические и соосно-цилиндрические мотор-редукторы. Все они различаются расположением валов.

1. Обороты на выходе

Скорость вращения механизма, к которому крепится мотор-редуктор определяется количеством оборотов на выходе. Чем выше этот показатель, тем больше будет амплитуда вращения. К примеру, если мотор-редуктор является приводом конвейерной ленты, то скорость ее передвижения будет зависеть от показателя оборотов.

1. Мощность электродвигателя

Мощность электродвигателя мотор-редуктора определяться в зависимости от необходимой нагрузки на механизм при заданной скорости вращения.

1. Особенности эксплуатации

Если вы планируете использовать мотор-редуктор в условиях постоянной нагрузки, при его выборе обязательно уточните у продавца на сколько часов непрерывной работы рассчитано оборудования. Также немаловажным будет узнать допустимое количество включений. Таким образов вы точно будет знать через какой период времени вам придется заменить оборудование.

Важно: Период эксплуатации качественных мотор-редукторов при активной работе в режиме 24/7 должен составлять не менее 1 года (8760 часов).

1. Условия работы

До заказа мотор-редуктора необходимо определится с местом его размещения и условиями работы оборудования (в помещении, под навесом или под открытым воздухом). Это поможет вам поставить перед продавцом более четкую задачу, а ему в свою очередь подобрать товар, четко соответствующий вашим требованиям. Например, для облегчения процесса работы мотор-редуктора при очень низких или очень высоких температурах применяют специальные масла.

Как рассчитать мотор-редуктор?

Для расчета всех необходимых характеристик мотор-редуктора используют математические формулы. Определение типа оборудования также во многом зависит от того, для чего он будет применяться: для механизмов подъема груза, смешивания или для механизмов перемещения. Так для грузоподъемного оборудования чаще всего применяются мотор-редукторы червячного и 2МЧ. В таких редукторах исключена возможность прокручивания выходного вала при приложении к нему усилия, что избавляет от необходимости устанавливать на механизм колодочный тормоз. Для различных перемешивающих механизмов, а также для различных буровых установок применяют редукторы типа 3МП (4МП), так как они способны равномерно распределять радиальную нагрузку. При необходимости высоких показателей крутящего момента в механизмах перемещения чаще всего применяют мотор-редукторы типа 1МЦ2С, 4МЦ2С.

Расчет основных показателей для выбора мотор-редуктора:

1. Вычисление оборотов на выходе мотор-редуктора.

Расчет производят по формуле:

V=∏*2R*n\60

R – радиус подъёмного барабана, м

V – скорость подъема, м*мин

n – обороты на выходе мотор-редуктора, об\мин

1. Определение угловой скорости вращения вала мотор-редуктора.

Расчет производят по формуле:

ω=∏*n\30

1. Расчет крутящего момента

Вычисление производят по формуле:

M=F*R (Н*М)

Важно: Скорость вращения вала электродвигателя и, соответственно, входного вала редуктора не может превышать 1500 об/мин. Правило действует для любых типов редукторов, кроме цилиндрических соосных со скоростью вращения до 3000 об/мин. Этот технический параметр производители указывают в сводных характеристиках электрических двигателей.

1. Выявление необходимой мощности электродвигателя

Расчет производят по формуле:

P=ω*M, Вт

Важно: Правильно рассчитанная мощность привода помогает преодолевать механическое сопротивление трения, возникающее при прямолинейных и вращательных движениях. Если мощность будет превышать необходимую больше чем на 20% это усложнит контроль частоты вращения вала и подгон ее под необходимое значение.

Где купить мотор-редуктор?

Купить на сегодняшний день не составляется никакого труда. Рынок переполнен предложениями от разных заводов-производителей и их представителей. Большая часть производителей имеют свой интернет-магазин или официальный сайт в сети интернет.

При выборе поставщика старайтесь сравнивать не только цену и характеристики мотор-редукторов, но и проверять саму компанию. Наличие рекомендательных писем, заверенных печатью и подписью от клиентов, а также квалифицированных специалистов в компании поможет защитить вас не только от дополнительных финансовых затрат, но и обезопасит работу вашего производства.

Возникли проблемы с подбором мотор-редуктора? Обратитесь за помощью к нашим специалистам, связавшись с нами по телефону или оставим вопрос автору статьи.

Курсовая работа

Дисциплина Детали машин

Тема «Расчёт редуктора»

Введение

1. Кинематическая схема и исходные данные

2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

3. Расчет зубчатых колес редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

5. нструктивные размеры шестерни и колеса

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Проверка долговечности подшипника

9. Второй этап компоновки. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Вычерчивание редуктора

12. Посадки шестерни, зубчатого колеса, подшипника

13. Выбор сорта масла

14. Сборка редуктора

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Кинематические схемы и общие виды наиболее распространенных типов редукторов представлены на рис. 2.1-2.20 [Л.1]. На кинематических схемах буквой Б обозначен входной (быстроходный) вал редуктора, буквой Т – выходной (тихоходный).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу – зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

1. Кинематическая схема редуктора

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу транспортера

;

Угловая скорость вала редуктора

;

Передаточное число редуктора

;

Отклонение от передаточного числа

;

Время работы редуктора

.

1 – электромотор;

2 – ременная передача;

3 – муфта упругая втулочно-пальцевая;

4 – редуктор;

5 – ленточный транспортёр;

I – вал электромотора;

II – ведущий вал редуктора;

III – ведомый вал редуктора.

2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2.1 По табл. 1.1 коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес η 1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η 2 = 0,99; КПД клиноременной передачи η 3 = 0,95; КПД плоскоременной передачи в опорах приводного барабана, η 4 = 0,99

2.2 ОбщийКПДпривода

η = η 1 η2 η 3 η 4 = 0,98∙0,99 2 ∙0,95∙0,99= 0,90

2.3 Требуемая мощность электродвигателя

= =1,88 кВт.

где P III -мощность выходного вала привода,

h-общий КПД привода.

2.4 По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложениях [Л.1]) по требуемой мощности Р дв = 1,88кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А112МА8с параметрами Р дв = 2,2кВт и скольжением 6,0%.

Номинальная частота вращения

n дв.= n c (1-s)

где n c -синхронная частота вращения,

s- скольжение

2.5 Угловая скорость

= = 73,79рад/с.

2.6 Частота вращения

= = 114,64об/мин

2.7Передаточное отношение

= = 6,1

где w I -угловая скорость двигателя,

w III -угловая скорость выходного привода

2.8 Намечаем для редуктора u =1,6; тогда для клиноременной передачи

= =3,81– что находиться в пределах рекомендуемого

2.9 Крутящий момент, создаваемый на каждом валу.

кН×м.

Крутящий момент на 1-м валу М I =0,025кН×м.

P II =P I ×h p =1,88×0,95=1,786 Н×м.

рад/с кН×м.

Крутящий момент на 2-м валу М II =0,092 кН×м.

кН×м.

Крутящий момент на 3-м валу М III =0,14 кН×м.

2.10 Выполним проверку:

Определим частоту вращения на 2-м валу:

Частоты вращения и угловые скорости валов

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для зубчатых колес такие же, как в § 12.1 [Л.1].

Для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 260; для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 230.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых колес из указанных материалов определим с помощью формулы 3.9, , стр.33:

где s H limb – предел контактной выносливости;Для колеса

= МПа.

Допускаемое контактное напряжение принимаю

= 442 МПа.

Принимаю коэффициент ширины венца ψ bRe = 0,285 (по ГОСТ 12289-76).

Коэффициент К нβ , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1 [Л.1]. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К нβ = 1,25.

В этой формуле для прямозубых передач К d = 99;

Передаточное число U=1,16;

М III -крутящий момент на 3-м валу.

Существуют 3 основных вида мотор-редукторов - это планетарные, червячные и цилиндрические мотор-редукторы. Для увеличения крутящего момента и еще большего уменьшения величины оборотов на выходе мотор-редуктора существуют и различные комбинации вышеуказанных типов мотр-редукторов. Предлагаем Вам воспользоваться калькуляторами для приблизительного расчета мощности мотор-редуктора механизмов ПОДЪЁМА груза и механизмов ПЕРЕМЕЩЕНИЯ груза.

Для механизмов подъема груза.

1. Определяем требуемые обороты на выходе мотор-редуктора исходя из известной скорости подъема

V= π*2R*n, где

R- радиус подъмного барабана, м

V-скорость подъема, м*мин

n- обороты на выходе мотор-редуктора, об/мин

2.определяем угловую скорость вращения вала мотор-редуктора

3. определяем требуемое усилие для поднятия груза

m- масса груза,

g- ускорение свободного падения(9,8м*мин)

t- коэффициент трения (где то 0,4)

4. Определяем крутящий момент

5. расчитываем мощность электродвигателя

Исходя из расчета выбираем требуемый мотор-редуктор из технических характеристик на нашем сайте.

Для механизмов перемещения груза

Все то же самое, кроме формулы вычисления усилия

а- ускорение груза (м*мин)

Т — время за которое груз проходит путь по, например, конвейеру

Для механизмов подъема груза лучше применять Мотор-редукторы МЧ, МРЧ , так как в них исключена возможность прокручивания выходного вала при приложении к нему усилия, что избавляем от необходимости устанавливать на механизм колодочный тормоз.

Для механизмов перемешивания смесей или бурения рекомендуем Мотор-редукторы планетарные 3Мп, 4МП так как они испытывают равномерную радиальную нагрузку.