Kurs pracy

Dyscyplina Części maszyny

Temat „Obliczanie skrzyni biegów”

Wstęp

1. Wykres kinematyczny i dane początkowe

2. Obliczenia kinematyczne i dobór silnika elektrycznego

3. Obliczanie biegów reduktora

4. Wstępne obliczenia wałów skrzyni biegów i dobór łożysk

5. Wymiary konstrukcyjne przekładni i koła

6. Wymiary konstrukcyjne obudowy skrzyni biegów

7. Pierwszy etap układu skrzyni biegów

8. Sprawdzenie trwałości łożyska

9. Drugi etap aranżacji. Sprawdzanie siły połączeń kluczowanych

10. Zmienione obliczenia wałów

11. Rysowanie skrzyni biegów

12. Podwozie, koło zębate, łożysko

13. Wybór gatunku oleju

14. Montaż skrzyni biegów

Wstęp

Skrzynia biegów to mechanizm składający się z przekładni lub przekładni ślimakowej, wykonany w postaci oddzielnego zespołu i służący do przenoszenia obrotów z wału silnika na wał maszyny roboczej. Schemat kinematyczny napędu może obejmować, oprócz skrzyni biegów, otwarte napędy zębate, łańcuchowe lub pasowe. Te mechanizmy są najczęstszym tematem projektowania kursów.

Zadaniem skrzyni biegów jest zmniejszenie prędkości kątowej i tym samym zwiększenie momentu obrotowego wału napędzanego w stosunku do napędzającego. Mechanizmy zwiększania prędkości kątowej, wykonane w postaci oddzielnych jednostek, nazywane są akceleratorami lub mnożnikami.

Skrzynia biegów składa się z korpusu (żeliwnego lub spawanego), w którym umieszczone są elementy przekładni – koła zębate, wały, łożyska itp. pompa oleju przekładniowego) lub urządzenia chłodzące (np. wężownica wody chłodzącej w obudowie przekładni ślimakowej ).

Skrzynia biegów jest zaprojektowana albo do napędu konkretnej maszyny, albo do określonego obciążenia (moment obrotowy na wale wyjściowym) i przełożenia bez określenia konkretnego przeznaczenia. Drugi przypadek jest typowy dla wyspecjalizowanych fabryk organizujących seryjną produkcję skrzyń biegów.

Schematy kinematyczne i ogólne widoki najpopularniejszych typów skrzyń biegów pokazano na ryc. 2.1-2.20 [L.1]. Na schematach kinematycznych litera B oznacza wał wejściowy (szybkoobrotowy) skrzyni biegów, litera T - wał wyjściowy (niskoobrotowy).

Skrzynie biegów są klasyfikowane według następujących głównych cech: rodzaj przekładni (przekładnia, ślimak lub przekładnia-ślimak); liczba etapów (jednoetapowa, dwuetapowa itp.); typ - koła zębate (cylindryczne, stożkowe, stożkowo-cylindryczne itp.); względne położenie wałów skrzyni biegów w przestrzeni (poziome, pionowe); osobliwości schematu kinematycznego (rozmieszczony, współosiowy, ze stopniem rozwidlonym itp.).

Możliwości uzyskania dużych przełożeń przy niewielkich gabarytach dają przekładnie planetarne i falowe.

1. Schemat kinematyczny skrzyni biegów

Wstępne dane:

Moc wału napędowego przenośnika

Prędkość kątowa wału reduktora

Przełożenie reduktora

Odchylenie od przełożenia

Czas pracy skrzyni biegów

1 - silnik elektryczny;

2 - napęd pasowy;

3 - elastyczne sprzęgło rękaw-palec;

4 - reduktor;

5 - przenośnik taśmowy;

I - wał silnika elektrycznego;

II - wał napędowy skrzyni biegów;

III - napędzany wał skrzyni biegów.

2. Obliczenia kinematyczne i dobór silnika elektrycznego

2.1 Zgodnie z tabelą 1,1 sprawność pary kół walcowych η 1 = 0,98; współczynnik uwzględniający utratę pary łożysk tocznych, η 2 = 0,99; Sprawność przekładni pasowej η 3 = 0,95; Sprawność przekładni pasowej w łożyskach bębna napędowego η 4 = 0,99

2.2 Ogólna sprawność napędu

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

2.3 Wymagana moc silnika

gdzie P III jest mocą wału wyjściowego napędu,

h to całkowita sprawność napędu.

2.4 Zgodnie z GOST 19523-81 (patrz tabela P1 w załącznikach [L.1]), zgodnie z wymaganą mocą P dv = 1,88 kW, wybieramy trójfazowy asynchroniczny silnik klatkowy serii 4A zamknięty, dmuchany , o prędkości synchronicznej 750 obr/min 4A112MA8 o parametrach P dv = 2,2kW i poślizgu 6,0%.

Prędkość znamionowa

n dv. = n c (1-s)

gdzie n c jest częstotliwością synchronicznego obrotu,

s- poślizg

2.5 Prędkość kątowa

2.6 Prędkość

2.7 Przełożenie

gdzie w I to prędkość kątowa silnika,

w III - prędkość kątowa napędu wyjściowego

2.8 Planujemy dla skrzyni biegów u = 1,6; następnie dla przekładni z paskiem klinowym

2.9 Moment obrotowy generowany na każdym wale.

Moment obrotowy na 1. wale M I = 0,025 kN × m.

P II = P I × h p = 1,88 × 0,95 = 1,786 N × m.

Moment obrotowy na 2. wale M II = 0,092 kN × m.

Moment obrotowy na trzecim wale M III = 0,14 kN × m.

2.10 Sprawdźmy:

Określ prędkość obrotową na 2. wale:

Częstotliwości obrotowe i prędkości kątowe wałów

3. Obliczanie biegów reduktora

Dobieramy materiały na koła zębate tak samo jak w § 12.1 [L.1].

Do kół zębatych, stal 45, obróbka cieplna - ulepszanie, twardość HB 260; do stali felgowej 45, obróbka cieplna - uszlachetnianie, twardość HB 230.

Dopuszczalne naprężenie stykowe dla kół walcowych wykonanych ze wskazanych materiałów określa się według wzoru 3.9, s. 33:

gdzie s kończyna H jest granicą wytrzymałości kontaktowej; Dla koła

Dopuszczalne napięcie kontaktowe

Akceptuję stosunek szerokości korony ψ bRe = 0,285 (według GOST 12289-76).

Współczynnik K nβ, biorąc pod uwagę nierównomierny rozkład obciążenia na szerokości korony, przyjmuje się zgodnie z tabelą. 3.1 [L.1]. Pomimo symetrycznego rozmieszczenia kół względem podpór przyjmiemy wartość tego współczynnika, podobnie jak w przypadku asymetrycznego rozmieszczenia kół, gdyż od strony przekładni pasowej działa siła nacisku na napęd wał, powodując jego odkształcenie i pogorszenie kontaktu zębów: K nβ = 1,25.

W tym wzorze dla kół walcowych K d = 99;

Przełożenie U = 1,16;

M III - moment obrotowy na 3 wale.

Ten artykuł zawiera szczegółowe informacje na temat doboru i doboru motoreduktora. Mamy nadzieję, że ta informacja jest dla Ciebie przydatna.

Przy wyborze konkretnego modelu motoreduktora brane są pod uwagę następujące parametry techniczne:

• typ skrzyni biegów;
• moc;
• obroty wyjściowe;
• przełożenie reduktora;
• konstrukcja wału wejściowego i wyjściowego;
• rodzaj instalacji;
• dodatkowe funkcje.

Typ reduktora

Obecność schematu kinematycznego napędu uprości wybór typu skrzyni biegów. Skrzynie biegów są strukturalnie podzielone na następujące typy:

• Przekładnia ślimakowa jednostopniowa ze skrzyżowanym wałem wejściowym / wyjściowym (kąt 90 stopni).
• Przekładnia ślimakowa dwustopniowa z prostopadłym lub równoległym układem osi wału wejściowego / wyjściowego. W związku z tym osie mogą znajdować się w różnych płaszczyznach poziomych i pionowych.
• Cylindryczny poziomy z równoległym ułożeniem wałów wejściowych / wyjściowych. Osie leżą w tej samej płaszczyźnie poziomej.
• Cylindryczny współosiowy pod dowolnym kątem... Osie wałów znajdują się w tej samej płaszczyźnie.
• V stożkowo-cylindryczny W skrzyni biegów osie wału wejściowego / wyjściowego przecinają się pod kątem 90 stopni.

Ważny! Lokalizacja wału wyjściowego w przestrzeni ma kluczowe znaczenie dla wielu zastosowań przemysłowych.

• Konstrukcja przekładni ślimakowych pozwala na ich zastosowanie w dowolnej pozycji wału wyjściowego.
• Zastosowanie modeli cylindrycznych i stożkowych jest często możliwe w płaszczyźnie poziomej. Przy tej samej charakterystyce masy i wymiarów, jak w przypadku przekładni ślimakowych, praca jednostek cylindrycznych jest ekonomicznie bardziej opłacalna ze względu na wzrost przenoszonego obciążenia o 1,5-2 razy i wysoką wydajność.

Tabela 1. Klasyfikacja skrzyń biegów według liczby stopni i rodzaju przekładni

Przełożenie [I]

Przełożenie skrzyni biegów oblicza się ze wzoru:

I = N1 / N2

gdzie
N1 - prędkość obrotowa wału (obr/min) na wejściu;
N2 - prędkość obrotowa wału (obr/min) na wyjściu.

Obliczona wartość jest zaokrąglana w górę do wartości podanej w danych technicznych dla konkretnego typu skrzyni biegów.

Tabela 2. Zakres przełożeń dla różnych typów skrzyń biegów

Ważny! Prędkość obrotowa wału silnika elektrycznego i odpowiednio wału wejściowego skrzyni biegów nie może przekraczać 1500 obr./min. Zasada dotyczy wszystkich typów skrzyń biegów, z wyjątkiem cylindrycznych skrzyń współosiowych o prędkości obrotowej do 3000 obr/min. Producenci wskazują ten parametr techniczny w charakterystyce sumarycznej silników elektrycznych.

Moment obrotowy skrzyni biegów

Wyjściowy moment obrotowy- moment obrotowy na wale wyjściowym. Pod uwagę brana jest moc znamionowa, współczynnik bezpieczeństwa [S], szacowany czas pracy (10 tys. godzin), sprawność przekładni.

Znamionowy moment obrotowy- maksymalny moment obrotowy zapewniający bezpieczną transmisję. Jego wartość jest obliczana z uwzględnieniem współczynnika bezpieczeństwa - 1 i czasu pracy - 10 tysięcy godzin.

Maksymalny moment obrotowy- graniczny moment obrotowy, jaki skrzynia biegów może wytrzymać przy stałym lub zmiennym obciążeniu, praca z częstymi rozruchami/zatrzymaniami. Wartość tę można interpretować jako chwilowe obciążenie szczytowe w trybie pracy urządzenia.

Wymagany moment obrotowy- moment obrotowy spełniający kryteria klienta. Jego wartość jest mniejsza lub równa znamionowemu momentowi obrotowemu.

Obliczony moment obrotowy- wartość wymagana do wyboru skrzyni biegów. Obliczoną wartość oblicza się według następującego wzoru:

Mc2 = Mr2 x Sf<= Mn2

gdzie
Mr2 to wymagany moment obrotowy;
Sf - współczynnik serwisowy (współczynnik operacyjny);
Mn2 to znamionowy moment obrotowy.

Współczynnik serwisowy (współczynnik serwisowy)

Współczynnik obsługi (Sf) jest obliczany eksperymentalnie. Obliczenia uwzględniają rodzaj obciążenia, dzienny czas pracy, liczbę uruchomień/zatrzymań na godzinę pracy motoreduktora. Współczynnik obsługi można określić na podstawie danych w tabeli 3.

Tabela 3. Parametry do obliczania współczynnika serwisowego

Moc napędu

Prawidłowo obliczona moc napędu pomaga przezwyciężyć mechaniczne opory tarcia występujące podczas ruchów prostych i obrotowych.

Podstawowym wzorem do obliczania mocy [P] jest obliczenie stosunku siły do ​​prędkości.

W przypadku ruchów obrotowych moc oblicza się jako stosunek momentu obrotowego do obr/min:

P = (MxN) / 9550

gdzie
M - moment obrotowy;
N to liczba obrotów / min.

Moc wyjściowa obliczana jest ze wzoru:

P2 = P x Sf

gdzie
P - moc;
Sf to współczynnik serwisowy (współczynnik operacyjny).

Ważny! Wartość mocy wejściowej musi być zawsze większa od mocy wyjściowej, co jest uzasadnione stratami na zazębieniu: P1> P2

Obliczenia nie mogą być wykonane przy użyciu przybliżonej mocy wejściowej, ponieważ wydajność może się znacznie różnić.

Współczynnik wydajności (COP)

Rozważymy obliczenia sprawności na przykładzie przekładni ślimakowej. Będzie równy stosunkowi mechanicznej mocy wyjściowej do mocy wejściowej:

η [%] = (P2 / P1) x 100

gdzie
P2 - moc wyjściowa;
P1 to moc wejściowa.

Ważny! W przekładni ślimakowej P2< P1 всегда, так как в результате трения между червячным колесом и червяком, в уплотнениях и подшипниках часть передаваемой мощности расходуется.

Im wyższe przełożenie, tym niższa sprawność.

Na sprawność wpływa żywotność i jakość smarów stosowanych do prewencyjnej konserwacji motoreduktora.

Tabela 4. Sprawność jednostopniowej przekładni ślimakowej

Tabela 5. Sprawność reduktora fal

Tabela 6. Sprawność reduktorów przekładni

W sprawie kalkulacji i zakupu motoreduktorów różnych typów prosimy o kontakt z naszymi specjalistami. Katalog motoreduktorów ślimakowych, czołowych, planetarnych i falowych oferowanych przez Techprivod można znaleźć na stronie internetowej.

Romanow Siergiej Anatolijewicz,
kierownik wydziału mechaniki
firma Techprivod

- niełatwe zadanie. Jeden błędny krok w obliczeniach jest obarczony nie tylko przedwczesną awarią sprzętu, ale także stratami finansowymi (zwłaszcza jeśli skrzynia biegów jest w produkcji). Dlatego obliczenia motoreduktora najczęściej powierza się specjaliście. Ale co zrobić, gdy nie masz takiego specjalisty?

Do czego służy motoreduktor?

Motoreduktor - mechanizm napędowy będący połączeniem skrzyni biegów i silnika elektrycznego. W takim przypadku silnik jest przymocowany do skrzyni biegów w linii prostej bez specjalnych sprzęgieł do podłączenia. Ze względu na wysoki poziom wydajności, kompaktowe rozmiary i łatwość konserwacji, tego typu urządzenia znajdują zastosowanie niemal we wszystkich gałęziach przemysłu. Motoreduktory znalazły zastosowanie w prawie wszystkich sektorach przemysłu:

Jak wybrać motoreduktor?

Jeżeli zadaniem jest dobór motoreduktora, to najczęściej wszystko sprowadza się do doboru silnika o wymaganej mocy i ilości obrotów na wale wyjściowym. Istnieją jednak inne ważne cechy, które należy wziąć pod uwagę przy wyborze motoreduktora:

1. Typ motoreduktora

Zrozumienie typu motoreduktora może znacznie uprościć wybór. Według rodzaju przekładni wyróżniamy: motoreduktory planetarne, stożkowe i współosiowo-cylindryczne. Wszystkie różnią się rozmieszczeniem wałów.

1. Obroty wyjściowe

Prędkość obrotowa mechanizmu, do którego przymocowany jest motoreduktor, zależy od liczby obrotów wyjściowych. Im wyższy wskaźnik, tym większa amplituda rotacji. Na przykład, jeśli motoreduktor napędza przenośnik taśmowy, to prędkość jego ruchu będzie zależeć od wskaźnika prędkości.

1. Moc silnika elektrycznego

Moc silnika elektrycznego motoreduktora określana jest w zależności od wymaganego obciążenia mechanizmu przy danej prędkości obrotowej.

1. Cechy działania

Jeśli planujesz używać motoreduktora w warunkach stałego obciążenia, przy jego wyborze koniecznie zapytaj sprzedawcę, na ile godzin nieprzerwanej pracy przeznaczony jest sprzęt. Ważne będzie również ustalenie dopuszczalnej liczby wtrąceń. Dzięki temu będziesz dokładnie wiedział, po jakim czasie będziesz musiał wymienić sprzęt.

Ważne: Okres eksploatacji wysokiej jakości motoreduktorów przy aktywnej pracy 24/7 powinien wynosić co najmniej 1 rok (8760 godzin).

1. Warunki pracy

Przed zamówieniem motoreduktora należy określić jego lokalizację i warunki pracy urządzenia (w pomieszczeniu, pod zadaszeniem lub na wolnym powietrzu). Pomoże Ci to ustawić jaśniejsze zadanie dla sprzedawcy, a on z kolei wybierze produkt, który wyraźnie spełnia Twoje wymagania. Na przykład stosuje się specjalne oleje ułatwiające pracę motoreduktora w bardzo niskich lub bardzo wysokich temperaturach.

Jak obliczyć motoreduktor?

Wzory matematyczne służą do obliczania wszystkich niezbędnych charakterystyk motoreduktora. Określenie rodzaju sprzętu zależy również w dużej mierze od tego, do czego będzie on używany: do mechanizmów podnoszących, mieszania czy do mechanizmów ruchomych. Dlatego do urządzeń dźwigowych najczęściej stosuje się motoreduktory ślimakowe i 2MCH. W takich skrzyniach biegów wykluczona jest możliwość obracania się wału wyjściowego po przyłożeniu do niego siły, co eliminuje konieczność montażu hamulca szczękowego na mechanizmie. Do różnych mechanizmów mieszających, a także do różnych platform wiertniczych stosuje się przekładnie typu 3MP (4MP), ponieważ są w stanie równomiernie rozłożyć obciążenie promieniowe. Jeżeli wymagane są wysokie wartości momentu obrotowego, w mechanizmach ruchu najczęściej stosuje się motoreduktory typu 1MTs2S, 4MTs2S.

Obliczanie głównych wskaźników wyboru motoreduktora:

1. Obliczanie obrotów na wyjściu motoreduktora.

Obliczenia dokonuje się według wzoru:

V = ∏ * 2R * n \ 60

R - promień bębna podnoszącego, m

V - prędkość podnoszenia, m * min

n - obroty na wyjściu motoreduktora, obr/min

1. Wyznaczanie prędkości kątowej obrotu wału motoreduktora.

Obliczenia dokonuje się według wzoru:

ω = ∏ * n \ 30

1. Obliczanie momentu obrotowego

Obliczenia dokonuje się według wzoru:

M = F * R (H * M)

Ważny: Prędkość obrotowa wału silnika elektrycznego i odpowiednio wału wejściowego skrzyni biegów nie może przekraczać 1500 obr./min. Zasada dotyczy wszystkich typów skrzyń biegów, z wyjątkiem cylindrycznych skrzyń współosiowych o prędkości obrotowej do 3000 obr/min. Producenci wskazują ten parametr techniczny w charakterystyce sumarycznej silników elektrycznych.

1. Wyznaczenie wymaganej mocy silnika elektrycznego

Obliczenia dokonuje się według wzoru:

P = ω * M, W

Ważny:Prawidłowo obliczona moc napędu pomaga przezwyciężyć mechaniczne opory tarcia występujące podczas ruchów prostych i obrotowych. Jeśli moc przekroczy wymaganą o więcej niż 20%, skomplikuje to sterowanie prędkością wału i dostosowanie jej do wymaganej wartości.

Gdzie kupić motoreduktor?

Kupić dzisiaj nie jest trudne. Rynek jest przepełniony ofertami różnych zakładów produkcyjnych i ich przedstawicieli. Większość producentów posiada własny sklep internetowy lub oficjalną stronę internetową w Internecie.

Przy wyborze dostawcy postaraj się porównać nie tylko cenę i charakterystykę motoreduktorów, ale także sprawdź samą firmę. Obecność listów polecających, poświadczonych pieczęcią i podpisem od klientów, a także wykwalifikowanych specjalistów w firmie, pomoże uchronić Cię nie tylko przed dodatkowymi kosztami finansowymi, ale także zabezpieczy działanie Twojej produkcji.

Masz problem z doborem motoreduktora? Skontaktuj się z naszymi specjalistami w celu uzyskania pomocy, kontaktując się z nami telefonicznie lub pozostawiając pytanie autorowi artykułu.

Konstruktor jest twórcą nowej technologii, a tempo postępu naukowo-technicznego w dużej mierze zdeterminowane jest poziomem jego pracy twórczej. Działalność projektanta to jeden z najbardziej złożonych przejawów ludzkiego umysłu. Decydującą rolę sukcesu w tworzeniu nowej technologii wyznacza to, co zapisano w rysunku projektanta. Wraz z rozwojem nauki i techniki problematyczne kwestie są rozwiązywane z uwzględnieniem coraz większej liczby czynników opartych na danych z różnych nauk. Projekt wykorzystuje modele matematyczne oparte na badaniach teoretycznych i eksperymentalnych związanych z wytrzymałością objętościową i kontaktową, materiałoznawstwem, inżynierią cieplną, hydrauliką, teorią sprężystości i mechaniką konstrukcji. Szeroko wykorzystywane są informacje z kursów dotyczących wytrzymałości materiałów, mechaniki teoretycznej, inżynierii mechanicznej itp. Wszystko to przyczynia się do rozwoju samodzielności i kreatywnego podejścia do stawianych problemów.

Przy wyborze rodzaju przekładni do napędu korpusu roboczego (urządzenia) należy wziąć pod uwagę wiele czynników, z których najważniejsze to: wielkość i charakter zmiany obciążenia, wymagana trwałość, niezawodność, sprawność , waga i wymiary, wymagania dotyczące hałasu, koszt produktu, koszty eksploatacji.

Ze wszystkich typów kół zębatych przekładnie mają najmniejsze wymiary, wagę, koszt i straty tarcia. Współczynnik strat jednej pary przekładni, przy starannym wykonaniu i odpowiednim nasmarowaniu, zwykle nie przekracza 0,01. Napędy zębate w porównaniu z innymi przekładniami mechanicznymi charakteryzują się dużą niezawodnością w działaniu, stałym przełożeniem ze względu na brak poślizgu, możliwością zastosowania w szerokim zakresie prędkości i przełożeń. Te właściwości zapewniały szeroki rozkład biegów; są wykorzystywane do pojemności od znikomych (w urządzeniach) do dziesiątek tysięcy kilowatów.

Wady kół zębatych można przypisać wymaganiom wysokiej dokładności wykonania i hałasu podczas pracy ze znacznymi prędkościami.

Koła zębate śrubowe są używane w krytycznych przekładniach przy średnich i dużych prędkościach. Wielkość ich wykorzystania to ponad 30% wielkości wykorzystania wszystkich kół cylindrycznych w maszynach; a odsetek ten stale rośnie. Koła zębate śrubowe z twardymi powierzchniami zębów wymagają zwiększonej ochrony przed zanieczyszczeniami, aby uniknąć nierównomiernego zużycia wzdłuż linii styku i ryzyka wykruszenia.

Jednym z celów zrealizowanego projektu jest rozwój myślenia inżynierskiego, w tym umiejętność wykorzystania dotychczasowych doświadczeń do modelowania za pomocą analogów. W przypadku projektu kursu preferowane są obiekty, które są nie tylko dobrze rozmieszczone i mają duże znaczenie praktyczne, ale także nie ulegają dezaktualizacji w przewidywalnej przyszłości.

Istnieją różne rodzaje przekładni mechanicznych: cylindryczne i stożkowe, z zębami prostymi i śrubowymi, hipoidalne, ślimakowe, globoidalne, jedno- i wielowątkowe itp. Rodzi to pytanie o wybór najbardziej racjonalnej opcji transmisji. Przy wyborze rodzaju przekładni kierują się wskaźnikami, wśród których głównymi są wydajność, gabaryty, waga, płynna praca i obciążenie wibracyjne, wymagania technologiczne oraz preferowana liczba produktów.

Wybierając rodzaje kół zębatych, rodzaj uzębienia, właściwości mechaniczne materiałów, należy pamiętać, że koszt materiałów stanowi znaczną część kosztu produktu: w przekładniach ogólnego przeznaczenia - 85%, w samochody drogowe - 75%, w samochodach - 10% itd.

Poszukiwanie sposobów na zmniejszenie masy projektowanych obiektów jest najważniejszym warunkiem dalszego postępu, warunkiem ochrony zasobów naturalnych. Większość obecnie wytwarzanej energii pochodzi z przekładni mechanicznych, więc ich sprawność w pewnym stopniu determinuje koszty eksploatacji.

Napęd za pomocą silnika elektrycznego i skrzyni biegów z przekładnią zewnętrzną spełnia wymagania w zakresie maksymalnego zmniejszenia masy i gabarytów.

Dobór silnika elektrycznego i obliczenia kinematyczne

Według tabeli. 1.1 przyjmujemy następujące wartości wydajności:

- dla przekładni zębatej zamkniętej: h1 = 0,975

- dla przekładni zębatej zamkniętej: h2 = 0,975

Ogólna wydajność napędu będzie wynosić:

h = h1 ·… · hn · h Sprzęgła 3-godzinne2 = 0,975 0,975 0,993 0,982 = 0,886

gdzie hsubsh. = 0,99 - sprawność jednego łożyska.

hsprzęgło = 0,98 - sprawność jednego sprzęgła.

Prędkość kątowa na wale wyjściowym będzie wynosić:

wout. = 2 V / D = 2 3 103/320 = 18,75 rad / s

Wymagana moc silnika będzie wynosić:

Wst. = F V / h = 3,5 3 / 0,886 = 11,851 kW

W tabeli P. 1 (patrz Załącznik), zgodnie z wymaganą mocą, wybieramy silnik elektryczny 160S4, z prędkością synchroniczną 1500 obr/min, o parametrach: Psilnik = 15 kW i poślizg 2,3% (GOST 19523-81). Prędkość znamionowa neng. = 1500–1500 · 2,3 / 100 = 1465,5 obr./min, prędkość kątowa w = p n silnik / 30 = 3,14 1465,5 / 30 = 153,467 rad / s.

Całkowite przełożenie:

u = w wejście. / wout. = 153,467 / 18,75 = 8,185

Do przekładni wybrano następujące przełożenia:

Obliczone częstotliwości i prędkości kątowe obrotu wałów zestawiono w poniższej tabeli:

Moc na wale:

P1 = Wym. · Hb. H (złącza 1) = 11,851 103 0,99 0,98 = 11497,84 W

P2 = P1 h1 hwsparcie = 11497,84 0,975 0,99 = 11098,29 W

P3 = P2 h2 h = 11098,29 0,975 0,99 = 10393,388 W

Momenty na wałach:

T1 = P1 / w1 = (11497,84 · 103) / 153,467 = 74 920,602 N · mm

T2 = P2 / w2 = (11098,29 103) / 48,72 = 227797,414 N mm

T3 = P3 / w3 = (10393,388 · 103) / 19,488 = 533322,455 N · mm

Zgodnie z tabelą P. 1 (patrz załącznik do podręcznika Czernawskiego) wybrano silnik elektryczny 160S4 o prędkości synchronicznej 1500 obr./min, o mocy Pmotor = 15 kW i poślizgu 2,3% (GOST 19523-81) . Znamionowa prędkość obrotowa z uwzględnieniem poślizgu nsilnik = 1465,5 obr./min.

Przełożenia i sprawność przekładni

Obliczone częstotliwości, prędkości kątowe obrotu wałów oraz momenty na wałach

2. Obliczenie pierwszej przekładni zębatej czołowej

Średnica piasty: dstop = (1,5 ... 1,8) · dwał = 1,5 · 50 = 75 mm.

Długość piasty: Lstup = (0,8 ... 1,5) · dwał = 0,8 · 50 = 40 mm = 50 mm.

5.4 Cylindryczny bieg 2. bieg

Średnica piasty: dstop = (1,5 ... 1,8) · dwał = 1,5 · 65 = 97,5 mm. = 98 mm.

Długość piasty: Lstup = (0,8 ... 1,5) · dwał = 1 · 65 = 65 mm

Grubość obrzeża: dо = (2,5 ... 4) · mn = 2,5 · 2 = 5 mm.

Ponieważ grubość obręczy musi wynosić co najmniej 8 mm, przyjmujemy dо = 8 mm.

gdzie mn = 2 mm to normalny moduł.

Grubość dysku: С = (0,2 ... 0,3) · b2 = 0,2 · 45 = 9 mm

gdzie b2 = 45 mm to szerokość koła koronowego.

Grubość żebra: s = 0,8 C = 0,8 9 = 7,2 mm = 7 mm.

Średnica obręczy wewnętrznej:

Doboda = Da2 - 2 (2 min + do) = 262 - 2 (2 2 + 8) = 238 mm

Średnica koła środkowego:

Otwór DC = 0,5 (Doboda + dkrok.) = 0,5 (238 + 98) = 168 mm = 169 mm

gdzie Doboda = 238 mm to wewnętrzna średnica felgi.

Średnica otworu: D = Doboda - dkrok.) / 4 = (238 - 98) / 4 = 35 mm

Faza: n = 0,5 mn = 0,5 2 = 1 mm

6. Dobór sprzęgieł

6.1 Dobór sprzęgła na wale wejściowym napędu

Ponieważ nie ma potrzeby dużych zdolności kompensacyjnych sprzęgieł, a podczas montażu i eksploatacji obserwuje się dostateczne wyrównanie wałów, można dobrać elastyczne sprzęgło z gumową gwiazdą. Sprzęgła charakteryzują się dużą sztywnością promieniową, kątową i osiową. Doboru sprzęgła elastycznego z gumowym kołem zębatym dokonuje się w zależności od średnic łączonych wałów, obliczonego przenoszonego momentu obrotowego i maksymalnej dopuszczalnej prędkości wału. Łączone średnice wałów:

d (silnik elektryczny) = 42 mm;

d (1. wał) = 36 mm;

Przenoszony moment obrotowy przez sprzęgło:

T = 74,921 Nm

Szacowany moment obrotowy przenoszony przez sprzęgło:

Tr = kr · T = 1,5 · 74,921 = 112,381 N · m

tutaj kp = 1,5 jest współczynnikiem uwzględniającym warunki pracy; jego wartości podano w tabeli 11.3.

Szybkość sprzęgania:

n = 1465,5 obr/min

Wybieramy elastyczne sprzęgło z gumową gwiazdą 250–42–1–36–1-U3 GOST 14084–93 (zgodnie z tabelą K23) Dla projektowego momentu obrotowego większego niż 16 Nm liczba „promieni” gwiazdki będzie być 6.

Siła promieniowa, z jaką sprzęgło elastyczne z gwiazdką działa na wał, jest równa:

Fm = СDr · Dr,

gdzie: СDr = 1320 N / mm jest sztywnością promieniową tego sprzęgła; Dr = 0,4 mm - przemieszczenie promieniowe. Następnie:

Moment obrotowy na wale Tcr. = 227 797,414 wys. mm.

2 sekcje

Średnica wału w tej sekcji wynosi D = 50 mm. Koncentracja naprężeń wynika z obecności dwóch rowków wpustowych. Szerokość wpustu b = 14 mm, głębokość wpustu t1 = 5,5 mm.

sv = Mizg. / Wnet = 256626,659 / 9222,261 = 27,827 MPa,

3,142 503/32 - 14 5,5 (50 - 5,5) 2/50 = 9222,261 mm 3,

sm = Fa / (p D2 / 4) = 0 / (3.142 502/4) = 0 MPa, Fa = 0 MPa - siła wzdłużna,

- ys = 0,2 - patrz str. 164;

- es = 0,85 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8.8;

Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,85 0,97)) 27,827 + 0,2 0) = 5,521.

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 Tcr. / Wk netto = 0,5 227797,414 / 21494,108 = 5,299 MPa,

3.142 503/16 - 14 5,5 (50 - 5,5) 2/50 = 21494.108 mm 3,

gdzie b = 14 mm to szerokość wpustu; t1 = 5,5 mm to głębokość wpustu;

- yt = 0,1 - patrz str. 166;

- et = 0,73 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8.8;

St = 194,532 / ((1,7 / (0,73 0,97)) 5,299 + 0,1 5,299) = 14,68.

S = Ss St / (Ss2 + St2) 1/2 = 5,521 14,68 / (5,5212 + 14,682) 1/2 = 5,168

3 sekcje

Średnica wału w tej sekcji wynosi D = 55 mm. Koncentracja naprężeń wynika z obecności dwóch rowków wpustowych. Szerokość rowka b = 16 mm, głębokość rowka t1 = 6 mm.

Współczynnik bezpieczeństwa dla naprężeń normalnych:

Ss = s-1 / ((ks / (es b)) sv + ys sm), gdzie:

- amplituda cyklu naprężeń normalnych:

sv = Mizg. / Wnet = 187629,063 / 12142,991 = 15,452 MPa,

Wnet = p D3 / 32 - b t1 (D - t1) 2 / D =

3.142 553/32 - 16 6 (55 - 6) 2/55 = 12 142.991 mm 3,

- naprężenia średnie cyklu naprężeń normalnych:

sm = Fa / (p D2 / 4) = 0 / (3.142 552/4) = 0 MPa, Fa = 0 MPa - siła wzdłużna,

- ys = 0,2 - patrz str. 164;

- b = 0,97 - współczynnik uwzględniający chropowatość powierzchni, patrz str. 162;

- ks = 1,8 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8,5;

Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 0,97)) 15,452 + 0,2 0) = 9,592.

Współczynnik bezpieczeństwa dla naprężeń ścinających:

St = t-1 / ((k t / (et b)) tv + yt tm), gdzie:

- amplituda i średnie napięcie cyklu zerowego:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 Tcr. / Wk netto = 0,5 227797,414 / 28476.818 = 4 MPa,

Wk netto = p D3 / 16 - b t1 (D - t1) 2 / D =

3.142 553/16 - 16 6 6 (55 - 6) 2/55 = 28476.818 mm 3,

gdzie b = 16 mm to szerokość wpustu; t1 = 6 mm to głębokość wpustu;

- yt = 0,1 - patrz str. 166;

- b = 0,97 - współczynnik uwzględniający chropowatość powierzchni, patrz str. 162.

- kt = 1,7 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8.5;

St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 0,97)) 4 + 0,1 4) = 18,679.

Wynikowy współczynnik bezpieczeństwa:

S = Ss St / (Ss2 + St2) 1/2 = 9,592 18,679 / (9,5922 + 18,6792) 1/2 = 8,533

Obliczona wartość okazała się większa niż minimalna dopuszczalna [S] = 2,5. Sekcja dotyczy siły.

12.3 Obliczanie trzeciego wału

Moment obrotowy na wale Tcr. = 533322,455 Hmm.

Materiałem wybranym na ten wał jest stal 45. Dla tego materiału:

- wytrzymałość graniczna sb = 780 MPa;

- granica wytrzymałości stali przy symetrycznym cyklu gięcia

s-1 = 0,43 sb = 0,43 780 = 335,4 MPa;

- granica wytrzymałości stali przy symetrycznym cyklu skręcania

t-1 = 0,58 s-1 = 0,58 335,4 = 194,532 MPa.

1 sekcja

Średnica wału w tej sekcji wynosi D = 55 mm. Ta sekcja, przy przekazywaniu momentu obrotowego przez sprzęgło, jest obliczana na skręcanie. Koncentracja naprężeń jest spowodowana obecnością rowka wpustowego.

Współczynnik bezpieczeństwa dla naprężeń ścinających:

St = t-1 / ((k t / (et b)) tv + yt tm), gdzie:

- amplituda i średnie napięcie cyklu zerowego:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 Tcr. / Wk netto = 0,5 533322,455 / 30572,237 = 8,722 MPa,

Wk netto = p D3 / 16 - b t1 (D - t1) 2 / (2 D) =

3.142 553/16 - 16 6 (55 - 6) 2 / (2 55) = 30572,237 mm 3

gdzie b = 16 mm to szerokość wpustu; t1 = 6 mm to głębokość wpustu;

- yt = 0,1 - patrz str. 166;

- b = 0,97 - współczynnik uwzględniający chropowatość powierzchni, patrz str. 162.

- kt = 1,7 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8.5;

- et = 0,7 - znajdujemy go zgodnie z tabelą 8.8;

St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 0,97)) 8,722 + 0,1 8,722) = 8,566.

Siła promieniowa sprzęgła działająca na wał znajduje się w rozdziale Dobór sprzęgieł i jest równa sprzęgłom F. = 225 N

Mizg. = Łącznik T. L/2 = 2160 225/2 = 243000 N mm.

Współczynnik bezpieczeństwa dla naprężeń normalnych:

Ss = s-1 / ((ks / (es b)) sv + ys sm), gdzie:

- amplituda cyklu naprężeń normalnych:

sv = Mizg. / Wnet = 73028,93 / 14238.409 = 17,067 MPa,

Wnet = p D3 / 32 - b t1 (D - t1) 2 / (2 D) =

3.142 553/32 - 16 6 (55 - 6) 2 / (2 55) = 14238.409 mm 3,

gdzie b = 16 mm to szerokość wpustu; t1 = 6 mm to głębokość wpustu;

- naprężenia średnie cyklu naprężeń normalnych:

sm = Fa / (p D2 / 4) = 0 / (3.142 552/4) = 0 MPa, gdzie

Fa = 0 MPa - siła wzdłużna w przekroju,

- ys = 0,2 - patrz str. 164;

- b = 0,97 - współczynnik uwzględniający chropowatość powierzchni, patrz str. 162;

- ks = 1,8 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8,5;

- es = 0,82 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8.8;

Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 0,97)) 17,067 + 0,2 0) = 8,684.

Wynikowy współczynnik bezpieczeństwa:

S = Ss St / (Ss2 + St2) 1/2 = 8,684 8,566 / (8,6842 + 8,5662) 1/2 = 6,098

Obliczona wartość okazała się większa niż minimalna dopuszczalna [S] = 2,5. Sekcja dotyczy siły.

2 sekcje

Średnica wału w tej sekcji wynosi D = 60 mm. Koncentracja naprężeń wynika z pasowania łożyska z gwarantowanym wciskiem (patrz tabela 8.7).

Współczynnik bezpieczeństwa dla naprężeń normalnych:

Ss = s-1 / ((ks / (es b)) sv + ys sm), gdzie:

- amplituda cyklu naprężeń normalnych:

sv = Mizg. / Wnet = 280800 / 21205,75 = 13,242 MPa,

Wnet = p D3 / 32 = 3,142 603/32 = 21 205,75 mm 3

- naprężenia średnie cyklu naprężeń normalnych:

sm = Fa / (p D2 / 4) = 0 / (3.142 602/4) = 0 MPa, Fa = 0 MPa - siła wzdłużna,

- ys = 0,2 - patrz str. 164;

- b = 0,97 - współczynnik uwzględniający chropowatość powierzchni, patrz str. 162;

- ks / es = 3,102 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8.7;

Ss = 335,4 / ((3,102 / 0,97) 13,242 + 0,2 0) = 7,92.

Współczynnik bezpieczeństwa dla naprężeń ścinających:

St = t-1 / ((k t / (et b)) tv + yt tm), gdzie:

- amplituda i średnie napięcie cyklu zerowego:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 Tcr. / Wk netto = 0,5 533322,455 / 42411,501 = 6,287 MPa,

Wk netto = p D3 / 16 = 3,142 603/16 = 42411,501 mm 3

- yt = 0,1 - patrz str. 166;

- b = 0,97 - współczynnik uwzględniający chropowatość powierzchni, patrz str. 162.

- kt / et = 2,202 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8.7;

St = 194,532 / ((2,202 / 0,97) 6,287 + 0,1 6,287) = 13,055.

Wynikowy współczynnik bezpieczeństwa:

S = Ss St / (Ss2 + St2) 1/2 = 7,92 13,055 / (7,922 + 13,0552) 1/2 = 6,771

Obliczona wartość okazała się większa niż minimalna dopuszczalna [S] = 2,5. Sekcja dotyczy siły.

3 sekcje

Średnica wału w tej sekcji wynosi D = 65 mm. Koncentracja naprężeń wynika z obecności dwóch rowków wpustowych. Szerokość rowka b = 18 mm, głębokość rowka t1 = 7 mm.

Współczynnik bezpieczeństwa dla naprężeń normalnych:

Ss = s-1 / ((ks / (es b)) sv + ys sm), gdzie:

- amplituda cyklu naprężeń normalnych:

sv = Mizg. / Wnet = 392181,848 / 20440,262 = 19,187 MPa,

Wnet = p D3 / 32 - b t1 (D - t1) 2 / D = 3,142 653/32 - 18 7 (65 - 7) 2/65 = 20440,262 mm 3,

- naprężenia średnie cyklu naprężeń normalnych:

sm = Fa / (p D2 / 4) = 0 / (3.142 652/4) = 0 MPa, Fa = 0 MPa - siła wzdłużna,

- ys = 0,2 - patrz str. 164;

- b = 0,97 - współczynnik uwzględniający chropowatość powierzchni, patrz str. 162;

- ks = 1,8 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8,5;

- es = 0,82 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8.8;

Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 0,97)) 19,187 + 0,2 0) = 7,724.

Współczynnik bezpieczeństwa dla naprężeń ścinających:

St = t-1 / ((k t / (et b)) tv + yt tm), gdzie:

- amplituda i średnie napięcie cyklu zerowego:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 Tcr. / Wk netto = 0,5 533322,455 / 47401,508 = 5,626 MPa,

Wk netto = p D3 / 16 - b t1 (D - t1) 2 / D =

3.142 653/16 - 18 7 (65 - 7) 2/65 = 47401.508 mm 3,

gdzie b = 18 mm to szerokość wpustu; t1 = 7 mm to głębokość wpustu;

- yt = 0,1 - patrz str. 166;

- b = 0,97 - współczynnik uwzględniający chropowatość powierzchni, patrz str. 162.

- kt = 1,7 - stwierdzono zgodnie z tabelą 8.5;

- et = 0,7 - znajdujemy go zgodnie z tabelą 8.8;

St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 0,97)) 5,626 + 0,1 5,626) = 13,28.

Wynikowy współczynnik bezpieczeństwa:

S = Ss St / (Ss2 + St2) 1/2 = 7,724 13,28 / (7,7242 + 13,282) 1/2 = 6,677

Obliczona wartość okazała się większa niż minimalna dopuszczalna [S] = 2,5. Sekcja dotyczy siły.

13. Konstrukcja termiczna skrzyni biegów

Dla projektowanego gearboxa pole powierzchni oddawania ciepła wynosi A=0,73 mm2 (tu uwzględniono również dolny obszar, ponieważ konstrukcja podpór zapewnia cyrkulację powietrza wokół dna).

Zgodnie ze wzorem 10.1 stan pracy skrzyni biegów bez przegrzania podczas pracy ciągłej:

Dt = tm - tv = Ptr (1 - h) / (Kt A) £,

gdzie Rtr = 11,851 kW to moc wymagana do pracy napędu; tm - temperatura oleju; tv - temperatura powietrza.

Zakładamy, że zapewniona jest normalna cyrkulacja powietrza, a współczynnik przenikania ciepła Kt = 15 W/(m2·oC). Następnie:

Dt = 11851 (1 - 0,886) / (15 0,73) = 123,38o>,

gdzie = 50oС to dopuszczalna różnica temperatur.

W celu zmniejszenia Dt należy odpowiednio zwiększyć powierzchnię wymiany ciepła obudowy przekładni proporcjonalnie do stosunku:

Dt / = 123,38 / 50 = 2,468, dzięki czemu korpus jest użebrowany.

14. Wybór gatunku oleju

Smarowanie elementów przekładni odbywa się poprzez zanurzenie dolnych elementów w oleju, wlanym do obudowy do poziomu zapewniającego zanurzenie przekładni o około 10–20 mm. Objętość kąpieli olejowej V wyznacza się z szybkością 0,25 dm3 oleju na 1 kW przesyłanej mocy:

V = 0,25 11,851 = 2,963 dm3.

Zgodnie z tabelą 10.8 ustalamy lepkość oleju. Przy naprężeniach stykowych sH = 515,268 MPa i prędkości v = 2,485 m/s zalecana lepkość oleju powinna wynosić w przybliżeniu 30 · 10–6 m/s2. Zgodnie z tabelą 10.10 akceptujemy olej przemysłowy I-30A (zgodnie z GOST 20799-75 *).

Wybieramy smar UT-1 do łożysk tocznych zgodnie z GOST 1957-73 (patrz tabela 9.14). Komory łożyskowe są napełniane tym smarem i okresowo uzupełniane.

15. Wybór lądowań

Lądowanie elementów przekładni na wałach - Н7 / р6, co zgodnie z ST SEV 144-75 odpowiada łatwemu pasowaniu wtłaczanemu.

Lądowanie sprzęgieł na wałach zębatych - Н8 / h8.

Czopy wału pod łożyska wykonane są z ugięciem wału k6.

Pozostałe lądowania są przypisywane na podstawie danych z tabeli 8.11.

16. Technologia montażu reduktora

Przed montażem wewnętrzna wnęka obudowy skrzyni biegów jest dokładnie oczyszczona i pokryta farbą olejoodporną. Montaż odbywa się zgodnie z rysunkiem ogólnym skrzyni biegów, zaczynając od zespołów wałów.

Klucze układane są na wałkach, a elementy zębate skrzyni biegów są dociskane. Pierścienie i łożyska smarujące powinny być zamontowane, podgrzane w oleju do 80-100 stopni Celsjusza, szeregowo z elementami przekładni. Zmontowane wały umieszczane są w podstawie obudowy przekładni i nakładane na pokrywę obudowy, wstępnie pokrywając powierzchnie stykowe pokrywy i obudowy lakierem alkoholowym. Aby wyśrodkować, zainstaluj pokrywę na korpusie za pomocą dwóch stożkowych kołków; dokręcić śruby mocujące pokrywę do korpusu. Następnie do komór łożyskowych umieszczany jest smar, zakładane są pokrywy łożysk z kompletem metalowych uszczelek i regulowana jest szczelina termiczna. Przed ustawieniem pokryw przelotowych w rowkach umieszczane są uszczelki filcowe nasączone gorącym olejem. Sprawdź, obracając wały, czy łożyska nie są zakleszczone (wałki należy obrócić ręcznie) i zamocuj pokrywę śrubami. Następnie wkręć korek spustowy oleju z uszczelką i prętowym wskaźnikiem oleju. Wlej olej do korpusu i zamknij otwór rewizyjny pokrywą z uszczelką, przykręć pokrywę śrubami. Zmontowana skrzynia biegów jest docierana i testowana na stoisku zgodnie z programem ustalonym w warunkach technicznych.

Wniosek

W ramach projektu kursu „Części maszyn” utrwalona została wiedza zdobyta w minionym okresie studiów w takich dyscyplinach jak: mechanika teoretyczna, wytrzymałość materiałów, materiałoznawstwo.

Celem tego projektu jest zaprojektowanie napędu przenośnika łańcuchowego, który składa się zarówno z prostych części znormalizowanych, jak i części, których kształt i wymiary ustalane są na podstawie norm konstrukcyjnych, technologicznych, ekonomicznych i innych.

W trakcie rozwiązywania postawionego mi problemu opanowałem metodę doboru elementów napędowych, nabyłem umiejętności projektowe pozwalające na zapewnienie wymaganego poziomu technicznego, niezawodności i długiej żywotności mechanizmu.

Doświadczenie i umiejętności zdobyte w trakcie projektu kursu będą potrzebne przy realizacji zarówno projektów kursu, jak i projektu dyplomowego.

Można zauważyć, że zaprojektowana skrzynia biegów ma dobre właściwości pod każdym względem.

Zgodnie z wynikami obliczeń wytrzymałości kontaktowej, naprężenia efektywne w zazębieniu są mniejsze niż naprężenia dopuszczalne.

Zgodnie z wynikami obliczeń dla naprężeń zginających, efektywne naprężenia zginające są mniejsze niż naprężenia dopuszczalne.

Obliczenia szybu wykazały, że margines bezpieczeństwa jest większy od dopuszczalnego.

Wymagana nośność dynamiczna łożysk tocznych jest mniejsza niż nominalna.

Przy obliczaniu wybrano silnik elektryczny spełniający określone wymagania.

Lista wykorzystanej literatury

1. Chernavsky S.A., Bokov K.N., Chernin I.M., Itskevich G.M., Kozintsov V.P. „Projektowanie kursu części maszyn”: Podręcznik do nauki dla studentów. M.: Inżynieria mechaniczna, 1988, 416 s.

2. Dunajew P.F., Lelikow O.P. „Projektowanie zespołów i części maszyn”, M.: Centrum wydawnicze „Akademia”, 2003, 496 s.

3. Sheinblit A.E. „Projektowanie kursu części maszyn”: Podręcznik, wyd. 2. poprawiony i dodaj. - Kaliningrad: „Bursztynowy Skaz”, 2004, 454 s.: il., Diabeł. - B.ts.

4. Berezovsky Yu.N., Chernilevsky DV, Pietrow M.S. „Części maszyn”, M .: Inżynieria mechaniczna, 1983, 384 s.

5. Bokov V.N., Chernilevsky D.V., Budko P.P. „Części maszyn: Atlas konstrukcji. M.: Inżynieria mechaniczna, 1983, 575 s.

6. Guzenkov PG, „Części maszyn”. 4 wyd. M.: Szkoła wyższa, 1986, 360 s.

7. Części maszyn: Atlas konstrukcji / Wyd. DR. Reszetowa. Moskwa: Inżynieria mechaniczna, 1979, 367 s.

8. Druzhinin N.S., Tsylbov P.P. Wykonanie rysunków wg ESKD. M .: Wydawnictwo norm, 1975, 542 s.

9. Kuzmin A.V., Chernin I.M., Kozintsov B.P. „Obliczenia części maszyn”, wyd. - Mińsk: Szkoła Wyższa, 1986, 402 s.

10. Kuklin NG, Kuklina GS, „Części maszyn” wyd. M.: Szkoła Wyższa, 1984, 310 s.

11. „Silniki i przekładnie”: Katalog. M.: Wydawnictwo norm, 1978, 311 s.

12. Perel L. Ya. „Łożyska toczne”. M .: Inżynieria mechaniczna, 1983, 588 s.

13. „Łożyska toczne”: Katalog-katalog / Wyd. R.V. Korostaszewski i V.N. Naryszkina. Moskwa: Inżynieria mechaniczna, 1984, 280 s.

Istnieją 3 główne typy motoreduktorów - motoreduktory planetarne, ślimakowe i walcowe. Aby zwiększyć moment obrotowy i jeszcze bardziej zmniejszyć prędkość na wyjściu motoreduktora, istnieją różne kombinacje powyższych typów motoreduktorów. Proponujemy Państwu użycie kalkulatorów do przybliżonego obliczenia mocy motoreduktora mechanizmów PODNOSZENIA ładunku i mechanizmów PRZESUWANIA ładunku.

Do mechanizmów podnoszących.

1. Określ wymaganą prędkość na wyjściu motoreduktora na podstawie znanej prędkości podnoszenia

V = π * 2R * n, gdzie

R- promień bębna podnoszącego, m

Prędkość podnoszenia V, m * min

n- obroty na wyjściu motoreduktora, obr/min

2. określić prędkość kątową obrotu wału motoreduktora

3. określić wymagany wysiłek do podniesienia ładunku

m masa ładunku,

g- przyspieszenie grawitacyjne (9,8m*min)

t- współczynnik tarcia (około 0,4)

4. Określ moment obrotowy

5. oblicz moc silnika elektrycznego;

Na podstawie obliczeń wybieramy wymagany motoreduktor ze specyfikacji technicznych na naszej stronie internetowej.

Do mechanizmów do przenoszenia ładunku

Wszystko jest takie samo, z wyjątkiem wzoru na obliczanie wysiłku

a - przyspieszenie ładunku (m * min)

T to czas, w którym ładunek przemieszcza się np. taśmociągiem

W przypadku mechanizmów podnoszenia ładunku lepiej jest stosować motoreduktory MCH, MRCH, ponieważ wykluczają one możliwość obracania się wału wyjściowego po przyłożeniu do niego wysiłku, co eliminuje konieczność instalowania hamulca szczękowego na mechanizmie.

Do mechanizmów mieszania mieszanek lub wiercenia polecamy motoreduktory planetarne 3Mp, 4MP, ponieważ doświadczają one równomiernego obciążenia promieniowego.