Lucru de curs

Disciplina Piese de mașină

Temă "Calculul cutiei de viteze"

Introducere

1. Diagrama cinematică și date inițiale

2. Calculul cinematic și selectarea unui motor electric

3. Calculul vitezelor reductorului

4. Calculul preliminar al arborilor cutiei de viteze și selecția rulmenților

5. Dimensiunile structurale ale angrenajului și roții

6. Dimensiunile constructive ale carcasei cutiei de viteze

7. Prima etapă a aspectului cutiei de viteze

8. Verificarea durabilitatii rulmentului

9. A doua etapă a aspectului. Verificarea rezistenței conexiunilor cu cheie

10. Calcul rafinat al arborilor

11. Desenarea cutiei de viteze

12. Tren de aterizare, roată dințată, rulment

13. Alegerea gradului de ulei

14. Asamblarea cutiei de viteze

Introducere

O cutie de viteze este un mecanism format din angrenaje sau roți melcate, realizate sub forma unei unități separate și care servește la transferul rotației de la arborele motorului la arborele mașinii de lucru. Schema cinematică a transmisiei poate include, pe lângă cutia de viteze, transmisii cu angrenaje deschise, transmisii cu lanț sau curea. Aceste mecanisme sunt subiectul cel mai comun al designului cursului.

Scopul cutiei de viteze este de a reduce viteza unghiulară și, în consecință, de a crește cuplul arborelui antrenat în comparație cu cel de antrenare. Mecanismele de creștere a vitezei unghiulare, realizate sub formă de unități separate, se numesc acceleratori sau multiplicatori.

Cutia de viteze constă dintr-o carcasă (fontă sau oțel sudat), în care sunt amplasate elemente de transmisie - roți dințate, arbori, rulmenți etc. o pompă de ulei de angrenaj) sau dispozitive de răcire (de exemplu, o bobină de apă de răcire într-o carcasă a angrenajului melcat). ).

Cutia de viteze este proiectată fie pentru acționarea unei anumite mașini, fie pentru o anumită sarcină (cuplu pe arborele de ieșire) și raport de transmisie, fără a specifica un scop specific. Al doilea caz este tipic pentru fabricile specializate care organizează producția în serie a cutiilor de viteze.

Diagramele cinematice și vederile generale ale celor mai comune tipuri de cutii de viteze sunt prezentate în Fig. 2.1-2.20 [L.1]. Pe diagramele cinematice, litera B indică arborele de intrare (de mare viteză) al cutiei de viteze, litera T - arborele de ieșire (de viteză mică).

Cutiile de viteze se clasifică după următoarele caracteristici principale: tip de transmisie (dintate, melc sau angrenaj-melc); numărul de etape (într-o etapă, în două etape etc.); tip - roți dințate (cilindrice, conice, conic-cilindrice etc.); locația relativă a arborilor cutiei de viteze în spațiu (orizontal, vertical); particularitățile schemei cinematice (desfășurat, coaxial, cu o etapă bifurcată etc.).

Posibilitățile de obținere a unor rapoarte mari de transmisie cu dimensiuni reduse sunt asigurate de reductoarele planetare și ondulatorii.

1. Schema cinematică a cutiei de viteze

Date inițiale:

Puterea arborelui de antrenare a transportorului

Viteza unghiulară a arborelui reductor

Raportul de transmisie al reductorului

Abatere de la raportul de transmisie

Timp de funcționare al cutiei de viteze

1 - motor electric;

2 - transmisie prin curea;

3 - cuplare elastică mânecă-deget;

4 - reductor;

5 - transportor cu bandă;

I - axul motorului electric;

II - arborele de antrenare al cutiei de viteze;

III - arborele antrenat al cutiei de viteze.

2. Calculul cinematic și selectarea unui motor electric

2.1 Conform tabelului 1,1 randamentul unei perechi de angrenaje cilindrice η 1 = 0,98; coeficient ținând cont de pierderea unei perechi de rulmenți, η 2 = 0,99; Eficiența transmisiei curelei trapezoidale η 3 = 0,95; Eficiența unei transmisii cu curele plate în rulmenții tamburului de antrenare, η 4 = 0,99

2.2 Eficiența generală a conducerii

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

2.3 Puterea motorului necesară

unde P III este puterea arborelui de ieșire de antrenare,

h este randamentul general al unității.

2.4 Conform GOST 19523-81 (a se vedea tabelul P1 din anexele [L.1]), în funcție de puterea necesară P dv = 1,88 kW, alegem un motor electric trifazat asincron în scurtcircuit din seria 4A, închis , suflat, cu o turatie sincrona de 750 rpm 4A112MA8 cu parametrii P dv = 2,2kW si alunecare 6,0%.

Viteza nominală

n dv. = n c (1-s)

unde n c este frecvența de rotație sincronă,

s- alunecare

2.5 Viteza unghiulară

2.6 Viteza

2.7 Raportul de transmisie

unde w I este viteza unghiulară a motorului,

w III - viteza unghiulară a unității de ieșire

2.8 Planificăm pentru cutia de viteze u = 1.6; apoi pentru transmisia cu curele trapezoidale

2.9 Cuplul generat pe fiecare arbore.

Cuplul pe primul arbore M I = 0,025 kN × m.

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

Cuplul pe al 2-lea arbore M II = 0,092 kN × m.

Cuplul pe al 3-lea arbore M III = 0,14 kN × m.

2.10 Să verificăm:

Determinați viteza de rotație pe al 2-lea arbore:

Frecvențele de rotație și vitezele unghiulare ale arborilor

3. Calculul vitezelor reductorului

Selectăm materialele pentru angrenaje la fel ca în § 12.1 [L.1].

Pentru angrenaj, oțel 45, tratament termic - îmbunătățire, duritate HB 260; pentru roată oțel 45, tratament termic - îmbunătățire, duritate HB 230.

Efortul de contact admisibil pentru roți dințate drepte din materialele indicate se determină folosind formula 3.9, p. 33:

unde s H limb este limita rezistenței la contact; Pentru o roată

Tensiune de contact acceptabilă

Accept raportul dintre lățimea coroanei ψ bRe = 0,285 (conform GOST 12289-76).

Coeficientul K nβ, ținând cont de distribuția neuniformă a sarcinii de-a lungul lățimii coroanei, luăm conform tabelului. 3.1 [L.1]. În ciuda dispoziției simetrice a roților față de suporturi, vom accepta valoarea acestui coeficient, ca și în cazul unei aranjamente asimetrice a roților, deoarece asupra arborelui de antrenare acționează o forță de presiune din partea laterală a curelei trapezoidale. transmisie, determinând deformarea acesteia și înrăutățirea contactului dinților: K nβ = 1,25.

În această formulă pentru roți dințate drepte K d = 99;

Raportul de transmisie U = 1,16;

M III - cuplu pe al 3-lea arbore.

Acest articol oferă informații detaliate despre selectarea și calcularea unui motorreductor. Sperăm că veți găsi aceste informații utile.

Atunci când alegeți un model specific de motorreductor, sunt luate în considerare următoarele caracteristici tehnice:

• tip cutie de viteze;
• putere;
• rotații de ieșire;
• raportul de transmisie al reductorului;
• proiectarea arborilor de intrare și de ieșire;
• tipul de instalare;
• funcții suplimentare.

Tip reductor

Prezența unei scheme de antrenare cinematică va simplifica alegerea tipului de cutie de viteze. Cutiile de viteze sunt împărțite structural în următoarele tipuri:

• Angrenaj melcat cu o singură treaptă cu arbore de intrare/ieșire încrucișat (unghi de 90 de grade).
• Angrenaj melcat în două trepte cu dispunerea perpendiculară sau paralelă a axelor arborelui de intrare/ieșire. În consecință, axele pot fi situate în diferite planuri orizontale și verticale.
• Cilindrică orizontală cu dispunerea paralelă a arborilor de intrare/ieșire. Axele sunt în același plan orizontal.
• Coaxial cilindric la orice unghi... Axele arborilor sunt situate în același plan.
• V conic-cilindricÎn cutia de viteze, axele arborelui de intrare/ieșire se intersectează la un unghi de 90 de grade.

Important! Amplasarea arborelui de ieșire în spațiu este critică pentru o serie de aplicații industriale.

• Designul cutiilor de viteze melcate le permite să fie utilizate în orice poziție a arborelui de ieșire.
• Utilizarea modelelor cilindrice și conice este adesea posibilă în plan orizontal. Cu aceleași caracteristici de masă și dimensionale ca la cutiile de viteze melcate, funcționarea unităților cilindrice este fezabilă din punct de vedere economic datorită creșterii sarcinii transmise de 1,5-2 ori și eficienței ridicate.

Tabelul 1. Clasificarea cutiilor de viteze în funcție de numărul de trepte și tipul transmisiei

Raport de transmisie [I]

Raportul de transmisie al cutiei de viteze este calculat prin formula:

I = N1 / N2

Unde
N1 - viteza de rotație a arborelui (număr de rpm) la intrare;
N2 - viteza de rotație a arborelui (rpm) la ieșire.

Valoarea calculată este rotunjită la valoarea specificată în datele tehnice pentru un anumit tip de cutie de viteze.

Tabelul 2. Gama de rapoarte de transmisie pentru diferite tipuri de cutii de viteze

Important! Viteza de rotație a arborelui motorului electric și, în consecință, a arborelui de intrare al cutiei de viteze nu poate depăși 1500 rpm. Regula se aplică tuturor tipurilor de cutii de viteze, cu excepția cutiilor de viteze cilindrice coaxiale cu o viteză de rotație de până la 3000 rpm. Producătorii indică acest parametru tehnic în rezumatul caracteristicilor motoarelor electrice.

Cuplul cutiei de viteze

Cuplul de ieșire- cuplul pe arborele de iesire. Sunt luate în considerare puterea nominală, factorul de siguranță [S], timpul estimat de funcționare (10 mii de ore), randamentul cutiei de viteze.

Cuplul nominal- cuplu maxim asigurand o transmisie sigura. Valoarea sa este calculată luând în considerare factorul de siguranță - 1 și durata de funcționare - 10 mii de ore.

Cuplu maxim- cuplul limitator pe care il poate suporta cutia de viteze la sarcini constante sau variabile, functionare cu porniri/opriri frecvente. Această valoare poate fi interpretată ca o sarcină de vârf instantanee în modul de funcționare al echipamentului.

Cuplul necesar- cuplu care corespunde criteriilor clientului. Valoarea sa este mai mică sau egală cu cuplul nominal.

Cuplul calculat- valoarea necesară pentru selectarea cutiei de viteze. Valoarea calculată se calculează folosind următoarea formulă:

Mc2 = Mr2 x Sf<= Mn2

Unde
Mr2 este cuplul necesar;
Sf - factor de serviciu (factor de operare);
Mn2 este cuplul nominal.

factor de serviciu (factor de serviciu)

Factorul de serviciu (Sf) este calculat experimental. Calculul ține cont de tipul de sarcină, timpul zilnic de funcționare, numărul de porniri/opriri pe oră de funcționare a motorreductorului. Factorul de serviciu poate fi determinat folosind datele din tabelul 3.

Tabelul 3. Parametrii de calcul al factorului de serviciu

Puterea de antrenare

Puterea de antrenare calculată corect ajută la depășirea rezistenței mecanice la frecare care apare în timpul mișcărilor drepte și rotative.

Formula elementară pentru calcularea puterii [P] este calculul raportului dintre forță și viteză.

Pentru mișcările rotative, puterea este calculată ca raportul dintre cuplu și rpm:

P = (MxN) / 9550

Unde
M - cuplu;
N este numărul de rotații/min.

Puterea de ieșire se calculează folosind formula:

P2 = P x Sf

Unde
P - putere;
Sf este factorul de serviciu (factor de operare).

Important! Valoarea puterii de intrare trebuie să fie întotdeauna mai mare decât valoarea puterii de ieșire, care este justificată de pierderile prin ochiuri: P1> P2

Calculele nu pot fi făcute folosind o putere de intrare aproximativă, deoarece eficiența poate varia semnificativ.

Coeficient de performanță (COP)

Vom lua în considerare calculul eficienței folosind exemplul unui angrenaj melcat. Va fi egal cu raportul dintre puterea mecanică de ieșire și puterea de intrare:

η [%] = (P2 / P1) x 100

Unde
P2 - puterea de iesire;
P1 este puterea de intrare.

Important!În angrenajul melcat P2< P1 всегда, так как в результате трения между червячным колесом и червяком, в уплотнениях и подшипниках часть передаваемой мощности расходуется.

Cu cât raportul de transmisie este mai mare, cu atât eficiența este mai mică.

Eficiența este influențată de durata de viață și de calitatea lubrifianților utilizați pentru întreținerea preventivă a motorreductorului.

Tabelul 4. Eficiența unei cutii de viteze melcate cu o singură treaptă

Tabelul 5. Eficiența reductorului de undă

Tabelul 6. Eficiența reductoarelor de viteză

Pentru calculul si achizitionarea de motoare de diferite tipuri, va rugam sa contactati specialistii nostri. Catalogul motoarelor cu angrenaje melcate, cilindrice, planetare și ondulate oferite de Techprivod poate fi găsit pe site.

Romanov Serghei Anatolevici,
sef sectie mecanica
firma Techprivod

- nu este o sarcină ușoară. Un pas greșit în calcul este plin nu numai de defecțiunea prematură a echipamentului, ci și de pierderi financiare (mai ales dacă cutia de viteze este în producție). Prin urmare, calculul motorductorului este cel mai adesea încredințat unui specialist. Dar ce să faci când nu ai un astfel de specialist?

Pentru ce este un motorreductor?

Motorreductor - un mecanism de antrenare care este o combinație între o cutie de viteze și un motor electric. În acest caz, motorul este atașat la cutia de viteze pe linie dreaptă fără cuplaje speciale pentru conectare. Datorită nivelului ridicat de eficiență, dimensiunilor compacte și ușurinței de întreținere, acest tip de echipamente este utilizat în aproape toate domeniile industriei. Motoarele cu angrenaje au găsit aplicații în aproape toate sectoarele industriale:

Cum să alegi un motorreductor?

Dacă sarcina este de a selecta un motor angrenat, cel mai adesea totul se reduce la alegerea unui motor cu puterea necesară și numărul de rotații pe arborele de ieșire. Cu toate acestea, există și alte caracteristici importante care sunt importante de luat în considerare atunci când alegeți un motorreductor:

1. Tip motorreductor

Înțelegerea tipului de motorreductor poate simplifica foarte mult selecția. După tipul de transmisie, există: motoare cu angrenaje planetare, conice și coaxial-cilindrice. Toate diferă în aranjarea arborilor.

1. Ieșirea se întoarce

Viteza de rotație a mecanismului la care este atașat motorreductorul este determinată de numărul de rotații de ieșire. Cu cât acest indicator este mai mare, cu atât este mai mare amplitudinea de rotație. De exemplu, dacă un motor angrenat antrenează o bandă transportoare, atunci viteza de mișcare a acestuia va depinde de indicatorul de viteză.

1. Puterea motorului electric

Puterea motorului electric al motorductorului este determinată în funcție de sarcina necesară asupra mecanismului la o viteză de rotație dată.

1. Caracteristici de funcționare

Dacă intenționați să utilizați un motorreductor în condiții de sarcină constantă, atunci când îl alegeți, asigurați-vă că verificați cu vânzătorul pentru câte ore de funcționare continuă este proiectat echipamentul. De asemenea, va fi important să aflați numărul permis de incluziuni. Astfel, vei sti exact dupa ce perioada de timp va trebui sa inlocuiesti echipamentul.

Important: Perioada de funcționare a motoareductoarelor de înaltă calitate cu funcționare activă 24/7 trebuie să fie de cel puțin 1 an (8760 de ore).

1. Conditii de lucru

Înainte de a comanda un motorreductor, este necesar să se determine locația și condițiile de funcționare ale echipamentului (în interior, sub baldachin sau în aer liber). Acest lucru vă va ajuta să stabiliți o sarcină mai clară pentru vânzător și pentru acesta, la rândul său, să selectați un produs care îndeplinește în mod clar cerințele dumneavoastră. De exemplu, uleiurile speciale sunt folosite pentru a facilita funcționarea unui motorreductor la temperaturi foarte scăzute sau foarte ridicate.

Cum se calculează un motorreductor?

Formule matematice sunt folosite pentru a calcula toate caracteristicile necesare ale motorului reductor. Determinarea tipului de echipament depinde în mare măsură și de la ce va fi folosit: pentru mecanisme de ridicare, amestecare sau pentru mecanisme de mișcare. Deci, pentru echipamentele de ridicat, se folosesc cel mai des motoare cu angrenaje melcate și 2MCH. În astfel de cutii de viteze, este exclusă posibilitatea de a roti arborele de ieșire atunci când i se aplică o forță, ceea ce elimină necesitatea instalării unei frâne de saboți pe mecanism. Pentru diferite mecanisme de amestecare, precum și pentru diverse instalații de foraj, se folosesc cutii de viteze de tip 3MP (4MP), deoarece sunt capabile să distribuie uniform sarcina radială. Dacă sunt necesare valori mari de cuplu, motoarele de tip 1MTs2S, 4MTs2S sunt cel mai adesea utilizate în mecanismele de mișcare.

Calculul principalilor indicatori pentru alegerea unui motorreductor:

1. Calculul rotațiilor la ieșirea motorreductorului.

Calculul se face dupa formula:

V = ∏ * 2R * n \ 60

R - raza tamburului de ridicare, m

V - viteza de ridicare, m * min

n - rotații la ieșirea motorreductorului, rpm

1. Determinarea vitezei unghiulare de rotație a arborelui motorreductorului.

Calculul se face dupa formula:

ω = ∏ * n \ 30

1. Calculul cuplului

Calculul se face dupa formula:

M = F * R (H * M)

Important: Viteza de rotație a arborelui motorului electric și, în consecință, a arborelui de intrare al cutiei de viteze nu poate depăși 1500 rpm. Regula se aplică tuturor tipurilor de cutii de viteze, cu excepția cutiilor de viteze cilindrice coaxiale cu o viteză de rotație de până la 3000 rpm. Producătorii indică acest parametru tehnic în rezumatul caracteristicilor motoarelor electrice.

1. Determinarea puterii necesare a motorului electric

Calculul se face dupa formula:

P = ω * M, W

Important:Puterea de antrenare calculată corect ajută la depășirea rezistenței mecanice la frecare care apare în timpul mișcărilor drepte și rotative. Dacă puterea depășește cu peste 20% valoarea necesară, acest lucru va complica controlul vitezei arborelui și o va ajusta la valoarea necesară.

De unde să cumpăr un motorreductor?

Să cumperi astăzi nu este dificil. Piața este plină de oferte de la diverse fabrici de producție și reprezentanții acestora. Majoritatea producătorilor au propriul lor magazin online sau site oficial pe internet.

Atunci când alegeți un furnizor, încercați să comparați nu numai prețul și caracteristicile motoarelor, ci și verificați compania însăși. Prezența scrisorilor de recomandare, certificate prin sigiliul și semnătura clienților, precum și a specialiștilor calificați din companie, vă vor ajuta să vă protejați nu numai de costurile financiare suplimentare, ci și să vă asigurați funcționarea producției.

Aveți probleme cu alegerea unui motorreductor? Contactați specialiștii noștri pentru ajutor, contactându-ne telefonic sau lăsând o întrebare autorului articolului.

Inginerul proiectant este creatorul de noi tehnologii, iar rata progresului științific și tehnologic este în mare măsură determinată de nivelul muncii sale creative. Activitatea unui designer este una dintre cele mai complexe manifestări ale minții umane. Rolul decisiv al succesului în crearea de noi tehnologii este determinat de ceea ce este stabilit în desenul designerului. Odată cu dezvoltarea științei și tehnologiei, problemele problematice sunt soluționate ținând cont de un număr tot mai mare de factori bazați pe date din diverse științe. În timpul implementării proiectului, sunt utilizate modele matematice bazate pe studii teoretice și experimentale legate de rezistența volumetrică și de contact, știința materialelor, ingineria termică, hidraulica, teoria elasticității și mecanica structurală. Informațiile de la cursurile de rezistență a materialelor, mecanică teoretică, inginerie mecanică etc. sunt utilizate pe scară largă. Toate acestea contribuie la dezvoltarea independenței și la o abordare creativă a problemelor puse.

Atunci când alegeți tipul de cutie de viteze pentru acționarea corpului de lucru (dispozitiv), este necesar să se țină cont de mulți factori, dintre care cei mai importanți sunt: ​​valoarea și natura modificării sarcinii, durabilitatea necesară, fiabilitatea, eficiența. , greutatea și dimensiunile, cerințele de zgomot, costul produsului, costurile de exploatare.

Dintre toate tipurile de angrenaje, angrenajele au cele mai mici dimensiuni, greutate, cost și pierderi de frecare. Factorul de pierdere al unei perechi de angrenaje, dacă este executat cu atenție și lubrifiat corespunzător, nu depășește de obicei 0,01. Transmisiile cu angrenaje, în comparație cu alte transmisii mecanice, au o mare fiabilitate în funcționare, un raport de transmisie constant datorită absenței alunecării, capacitatea de a fi utilizat într-o gamă largă de viteze și rapoarte de transmisie. Aceste proprietăți asigurau o distribuție largă a angrenajelor; sunt folosite pentru capacități care variază de la neglijabil (în dispozitive) la zeci de mii de kilowați.

Dezavantajele angrenajelor includ cerințele pentru precizie ridicată de fabricație și zgomot atunci când se lucrează la viteze semnificative.

Roțile dințate elicoidale sunt utilizate pentru transmisii critice la viteze medii și mari. Volumul de utilizare a acestora este de peste 30% din volumul de utilizare al tuturor roților cilindrice din mașini; iar acest procent este în continuă creștere. Roțile dințate elicoidale cu suprafețe dure ale dinților necesită protecție sporită împotriva contaminării pentru a evita uzura neuniformă pe lungimea liniilor de contact și riscul de ciobire.

Unul dintre obiectivele proiectului finalizat este dezvoltarea gândirii inginerești, inclusiv capacitatea de a folosi experiența anterioară, pentru a modela folosind analogi. Pentru un proiect de curs se preferă obiectele care nu numai că sunt bine distribuite și de mare importanță practică, dar nici nu sunt supuse perimării în viitorul apropiat.

Există diverse tipuri de transmisii mecanice: cilindrice și teșite, cu dinți drepti și elicoidale, hipoidale, angrenaje melcate, globoide, mono și multifile etc. Acest lucru ridică problema alegerii celei mai raționale opțiuni de transmisie. La alegerea tipului de transmisie, aceștia sunt ghidați de indicatori, printre care principalii sunt eficiența, dimensiunile totale, greutatea, funcționarea lină și sarcina de vibrații, cerințele tehnologice și numărul preferat de produse.

Atunci când alegeți tipurile de angrenaje, tipul de angrenaj, caracteristicile mecanice ale materialelor, trebuie avut în vedere că costul materialelor este o parte semnificativă a costului produsului: în cutiile de viteze de uz general - 85%, în mașini rutiere - 75%, în mașini - 10% etc.

Căutarea modalităților de reducere a masei obiectelor proiectate este cea mai importantă condiție prealabilă pentru continuarea progresului, o condiție prealabilă pentru conservarea resurselor naturale. Cea mai mare parte a energiei generate în prezent provine din transmisii mecanice, astfel încât eficiența acestora determină într-o oarecare măsură costurile de exploatare.

Acționarea cu utilizarea unui motor electric și a unei cutii de viteze cu angrenaj extern îndeplinește cerințele de reducere a greutății și dimensiunilor totale în cea mai mare măsură.

Alegerea motoarelor electrice și calculul cinematic

Conform tabelului. 1.1 luăm următoarele valori ale eficienței:

- pentru o transmisie cu roti dinţate închise: h1 = 0,975

- pentru o transmisie închisă cu roți cilindrice: h2 = 0,975

Eficiența generală a unității va fi:

h = h1 ·… · hn · h 3 h cuplaje2 = 0,975 0,975 0,993 0,982 = 0,886

unde hsubsh. = 0,99 - randamentul unui rulment.

h ambreiaj = 0,98 - randamentul unui ambreiaj.

Viteza unghiulară la arborele de ieșire va fi:

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

Puterea necesară a motorului va fi:

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

În tabelul A. 1 (vezi Anexa), în funcție de puterea necesară, selectăm motorul electric 160S4, cu o turație sincronă de 1500 rpm, cu parametrii: Pmotor = 15 kW și alunecare 2,3% (GOST 19523–81). Viteza nominală neng. = 1500–1500 · 2,3 / 100 = 1465,5 rpm, viteză unghiulară w = p n motor / 30 = 3,14 1465,5 / 30 = 153,467 rad / s.

Raportul de transmisie total:

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

Pentru trepte au fost alese următoarele rapoarte de transmisie:

Frecvențele calculate și vitezele unghiulare de rotație ale arborilor sunt rezumate în tabelul de mai jos:

Puterea arborelui:

P1 = Preq. · CP. H (cuplaje 1) = 11,851 103 0,99 0,98 = 11497,84 W

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

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

Cupluri pe arbori:

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

Conform tabelului P. 1 (vezi anexa manualului lui Chernavsky), este selectat un motor electric 160S4, cu o viteză sincronă de 1500 rpm, cu o putere Pmotor = 15 kW și un alunecare de 2,3% (GOST 19523–81) . Viteza nominală de rotație având în vedere alunecarea nmotor = 1465,5 rpm.

Raportul de transmisie și eficiența transmisiei

Frecvențele calculate, vitezele unghiulare de rotație ale arborilor și momentele pe arbori

2. Calculul transmisiei cu roată dințată primară

Diametru butuc: dstop = (1,5 ... 1,8) · dshaft = 1,5 · 50 = 75 mm.

Lungime butuc: Lstep = (0,8 ... 1,5) · dshaft = 0,8 · 50 = 40 mm = 50 mm.

5.4 Angrenaj cilindric Treapta a 2-a

Diametru butuc: dstop = (1,5 ... 1,8) · dshaft = 1,5 · 65 = 97,5 mm. = 98 mm.

Lungime butuc: Lstup = (0,8 ... 1,5) · dshaft = 1 · 65 = 65 mm

Grosimea jantei: dо = (2,5 ... 4) · mn = 2,5 · 2 = 5 mm.

Deoarece grosimea jantei trebuie să fie de cel puțin 8 mm, atunci luăm dо = 8 mm.

unde mn = 2 mm este modulul normal.

Grosimea discului: С = (0,2 ... 0,3) · b2 = 0,2 · 45 = 9 mm

unde b2 = 45 mm este lățimea inelului.

Grosimea nervurii: s = 0,8 C = 0,8 9 = 7,2 mm = 7 mm.

Diametrul interior al jantei:

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

Diametrul cercului central:

gaură DC = 0,5 (Doboda + dstep.) = 0,5 (238 + 98) = 168 mm = 169 mm

unde Doboda = 238 mm este diametrul interior al jantei.

Diametrul gaurii: D = Doboda - dstep.) / 4 = (238 - 98) / 4 = 35 mm

Teșit: n = 0,5 mn = 0,5 2 = 1 mm

6. Alegerea cuplajelor

6.1 Alegerea cuplajului pe arborele de intrare al antrenării

Deoarece nu este nevoie de capacități mari de compensare ale cuplajelor și, în timpul instalării și funcționării, se observă o aliniere suficientă a arborilor, este posibil să se selecteze un cuplaj elastic cu o stea de cauciuc. Cuplajele au rigiditate radială, unghiulară și axială ridicată. Alegerea unui cuplaj elastic cu pinion din cauciuc se face in functie de diametrele arborilor de conectat, de cuplul transmis calculat si de viteza maxima admisa a arborelui. Diametrele arborilor conectați:

d (motor electric) = 42 mm;

d (axul 1) = 36 mm;

Cuplul transmis prin ambreiaj:

T = 74,921 Nm

Cuplul transmisibil estimat prin cuplaj:

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

aici kр = 1,5 este un coeficient care ține cont de condițiile de funcționare; valorile sale sunt date în tabelul 11.3.

Viteza de cuplare:

n = 1465,5 rpm

Selectăm un ambreiaj elastic cu o stea de cauciuc 250–42–1–36–1-U3 GOST 14084–93 (conform tabelului K23) Pentru un cuplu de proiectare mai mare de 16 Nm, numărul de „raze” asteriscului va fi 6.

Forța radială cu care cuplajul elastic cu asterisc acționează asupra arborelui este egală cu:

Fm = СDr · Dr,

unde: СDr = 1320 N / mm este rigiditatea radială a acestui cuplaj; Dr = 0,4 mm - deplasare radială. Atunci:

Cuplu pe arbore Tcr. = 227 797,414 H mm.

2 sectiune

Diametrul arborelui în această secțiune este D = 50 mm. Concentrarea tensiunilor se datorează prezenței a două căi. Lățimea canelurii este b = 14 mm, adâncimea canalului este 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 - forța longitudinală,

- ys = 0,2 - vezi pagina 164;

- es = 0,85 - găsit conform tabelului 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 net = 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,

unde b = 14 mm este lățimea canalului de cheie; t1 = 5,5 mm este adâncimea canalului de cheie;

- yt = 0,1 - vezi pagina 166;

- et = 0,73 - găsit conform tabelului 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 sectiune

Diametrul arborelui în această secțiune este D = 55 mm. Concentrarea tensiunilor se datorează prezenței a două căi. Lățimea canalului b = 16 mm, adâncimea canalului t1 = 6 mm.

Factorul de siguranță pentru solicitări normale:

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

- amplitudinea ciclului de tensiuni normale:

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,

- stresul mediu al ciclului de tensiuni normale:

sm = Fa / (p D2 / 4) = 0 / (3.142 552/4) = 0 MPa, Fa = 0 MPa - forța longitudinală,

- ys = 0,2 - vezi pagina 164;

- b = 0,97 - coeficient ținând cont de rugozitatea suprafeței, vezi pagina 162;

- ks = 1,8 - găsit conform tabelului 8.5;

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

Factorul de siguranță pentru solicitările de forfecare:

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

- amplitudinea și tensiunea medie a ciclului zero:

tv = tm = tmax / 2 = 0,5 Tcr. / Wk net = 0,5 227797,414 / 28476,818 = 4 MPa,

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

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

unde b = 16 mm este lățimea canalului de cheie; t1 = 6 mm este adâncimea canalului de cheie;

- yt = 0,1 - vezi pagina 166;

- b = 0,97 - coeficient ținând cont de rugozitatea suprafeței, vezi pagina 162.

- kt = 1,7 - găsit conform tabelului 8.5;

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

Factorul de siguranță rezultat:

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

Valoarea calculată s-a dovedit a fi mai mare decât minimul admisibil [S] = 2,5. Secțiunea este din punct de vedere al forței.

12.3 Calculul arborelui al 3-lea

Cuplu pe arbore Tcr. = 533322,455 Hmm.

Materialul selectat pentru acest arbore este oțel 45. Pentru acest material:

- rezistența finală sb = 780 MPa;

- limita de anduranță a oțelului la un ciclu de încovoiere simetric

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

- limita de anduranță a oțelului la un ciclu de torsiune simetric

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

1 sectiune

Diametrul arborelui în această secțiune este D = 55 mm. Această secțiune, când transmite cuplul prin ambreiaj, este calculată pentru torsiune. Concentrarea tensiunilor este cauzată de prezența canalului de cheie.

Factorul de siguranță pentru solicitările de forfecare:

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

- amplitudinea și tensiunea medie a ciclului zero:

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

Wk net = 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

unde b = 16 mm este lățimea canalului de cheie; t1 = 6 mm este adâncimea canalului de cheie;

- yt = 0,1 - vezi pagina 166;

- b = 0,97 - coeficient ținând cont de rugozitatea suprafeței, vezi pagina 162.

- kt = 1,7 - găsit conform tabelului 8.5;

- et = 0,7 - o găsim conform tabelului 8.8;

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

Forța radială a cuplajului care acționează asupra arborelui se găsește în secțiunea Selectarea cuplajelor și este egală cu cuplajele F. = 225 N

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

Factorul de siguranță pentru solicitări normale:

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

- amplitudinea ciclului de tensiuni normale:

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,

unde b = 16 mm este lățimea canalului de cheie; t1 = 6 mm este adâncimea canalului de cheie;

- stresul mediu al ciclului de tensiuni normale:

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

Fa = 0 MPa - forța longitudinală în secțiune,

- ys = 0,2 - vezi pagina 164;

- b = 0,97 - coeficient ținând cont de rugozitatea suprafeței, vezi pagina 162;

- ks = 1,8 - găsit conform tabelului 8.5;

- es = 0,82 - găsit conform tabelului 8.8;

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

Factorul de siguranță rezultat:

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

Valoarea calculată s-a dovedit a fi mai mare decât minimul admisibil [S] = 2,5. Secțiunea este din punct de vedere al forței.

2 sectiune

Diametrul arborelui în această secțiune este D = 60 mm. Concentrarea tensiunilor se datorează ajustării rulmentului cu interferență garantată (vezi tabelul 8.7).

Factorul de siguranță pentru solicitări normale:

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

- amplitudinea ciclului de tensiuni normale:

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

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

- stresul mediu al ciclului de tensiuni normale:

sm = Fa / (p D2 / 4) = 0 / (3.142 602/4) = 0 MPa, Fa = 0 MPa - forța longitudinală,

- ys = 0,2 - vezi pagina 164;

- b = 0,97 - coeficient ținând cont de rugozitatea suprafeței, vezi pagina 162;

- ks / es = 3.102 - găsit conform tabelului 8.7;

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

Factorul de siguranță pentru solicitările de forfecare:

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

- amplitudinea și tensiunea medie a ciclului zero:

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

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

- yt = 0,1 - vezi pagina 166;

- b = 0,97 - coeficient ținând cont de rugozitatea suprafeței, vezi pagina 162.

- kt / et = 2,202 - găsit conform tabelului 8.7;

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

Factorul de siguranță rezultat:

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

Valoarea calculată s-a dovedit a fi mai mare decât minimul admisibil [S] = 2,5. Secțiunea este din punct de vedere al forței.

3 sectiune

Diametrul arborelui în această secțiune este D = 65 mm. Concentrarea tensiunilor se datorează prezenței a două căi. Lățimea canalului b = 18 mm, adâncimea canalului t1 = 7 mm.

Factorul de siguranță pentru solicitări normale:

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

- amplitudinea ciclului de tensiuni normale:

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,

- stresul mediu al ciclului de tensiuni normale:

sm = Fa / (p D2 / 4) = 0 / (3.142 652/4) = 0 MPa, Fa = 0 MPa - forța longitudinală,

- ys = 0,2 - vezi pagina 164;

- b = 0,97 - coeficient ținând cont de rugozitatea suprafeței, vezi pagina 162;

- ks = 1,8 - găsit conform tabelului 8.5;

- es = 0,82 - găsit conform tabelului 8.8;

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

Factorul de siguranță pentru solicitările de forfecare:

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

- amplitudinea și tensiunea medie a ciclului zero:

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

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

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

unde b = 18 mm este lățimea canalului de cheie; t1 = 7 mm este adâncimea canalului de cheie;

- yt = 0,1 - vezi pagina 166;

- b = 0,97 - coeficient ținând cont de rugozitatea suprafeței, vezi pagina 162.

- kt = 1,7 - găsit conform tabelului 8.5;

- et = 0,7 - o găsim conform tabelului 8.8;

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

Factorul de siguranță rezultat:

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

Valoarea calculată s-a dovedit a fi mai mare decât minimul admisibil [S] = 2,5. Secțiunea este din punct de vedere al forței.

13. Design termic al cutiei de viteze

Pentru cutia de viteze proiectată, aria suprafeței de disipare a căldurii este A = 0,73 mm 2 (aici a fost luată în considerare și zona inferioară, deoarece designul picioarelor de sprijin asigură circulația aerului în jurul fundului).

Conform formulei 10.1, starea funcționării cutiei de viteze fără supraîncălzire în timpul funcționării continue:

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

unde Rtr = 11,851 kW este puterea necesară pentru funcționarea unității; tm - temperatura uleiului; tv - temperatura aerului.

Presupunem că circulația normală a aerului este asigurată și luăm coeficientul de transfer termic Kt = 15 W / (m2 · oC). Atunci:

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

unde = 50oС este diferența de temperatură admisă.

Pentru a scădea Dt, suprafața de transfer termic a carcasei cutiei de viteze ar trebui mărită în mod corespunzător proporțional cu raportul:

Dt / = 123,38 / 50 = 2,468, făcând corpul nervurat.

14. Alegerea gradului de ulei

Ungerea elementelor cutiei de viteze se realizează prin scufundarea elementelor inferioare în ulei, turnat în carcasă până la un nivel care asigură imersarea cutiei de viteze cu aproximativ 10–20 mm. Volumul băii de ulei V este determinat la o rată de 0,25 dm3 de ulei la 1 kW de putere transmisă:

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

Conform tabelului 10.8, setăm vâscozitatea uleiului. La tensiunile de contact sH = 515,268 MPa și viteza v = 2,485 m / s, vâscozitatea recomandată a uleiului ar trebui să fie aproximativ egală cu 30 · 10–6 m / s2. Conform tabelului 10.10, acceptăm ulei industrial I-30A (conform GOST 20799-75 *).

Selectăm unsoare UT-1 pentru rulmenți în conformitate cu GOST 1957–73 (a se vedea tabelul 9.14). Camerele lagărelor sunt umplute cu această unsoare și completate periodic.

15. Alegerea aterizărilor

Aterizarea elementelor angrenajului pe arbori - Н7 / р6, care conform ST SEV 144–75 corespunde unei potriviri ușor de presare.

Aterizarea cuplajelor pe arborii de viteză - Н8 / h8.

Coloane de arbore pentru rulmenți sunt realizate cu deformare a arborelui k6.

Restul aterizărilor sunt atribuite folosind datele din Tabelul 8.11.

16. Tehnologia de asamblare a reductorului

Înainte de asamblare, cavitatea interioară a carcasei cutiei de viteze este curățată temeinic și acoperită cu vopsea rezistentă la ulei. Montarea se realizează conform desenului general al cutiei de viteze, începând cu ansamblurile arborelui.

Cheile sunt așezate pe arbori și elementele de viteză ale cutiei de viteze sunt apăsate. Inelele și rulmenții trebuie montați, preîncălziți în ulei la 80-100 de grade Celsius, în serie cu elementele angrenajului. Arborele asamblat se așează în baza carcasei cutiei de viteze și se pun pe capacul carcasei, acoperind în prealabil suprafețele de îmbinare ale capacului și carcasei cu lac alcoolic. Pentru centrare, instalați capacul pe corp folosind doi știfturi conici; strângeți șuruburile care fixează capacul pe corp. După aceea, se pune grăsime în camerele lagărelor, se pun capace de rulment cu un set de garnituri metalice și se reglează distanța termică. Înainte de montarea capacelor de trecere, în caneluri se pun garnituri de pâslă înmuiate în ulei fierbinte. Verificati prin rotirea arborilor ca rulmentii sa nu fie blocati (arborele trebuie rotiti manual) si fixati capacul cu suruburi. Apoi înșurubați dopul de scurgere a uleiului cu o garnitură și un indicator de ulei de tijă. Turnați ulei în corp și închideți orificiul de inspecție cu un capac cu o garnitură, fixați capacul cu șuruburi. Cutia de viteze asamblata se ruleaza si se testeaza la stand conform programului stabilit de conditiile tehnice.

Concluzie

În cadrul proiectului de curs „Piese de mașini” s-au consolidat cunoștințele acumulate în perioada trecută de studiu în discipline precum: mecanica teoretică, rezistența materialelor, știința materialelor.

Scopul acestui proiect este de a proiecta o acționare a transportorului cu lanț, care constă atât din piese standard simple, cât și din piese, a căror formă și dimensiuni sunt determinate pe baza standardelor de proiectare, tehnologice, economice și de altă natură.

În cursul rezolvării problemei care mi-a fost pusă, am stăpânit metodologia de selectare a elementelor de antrenare, am dobândit abilități de proiectare care îmi permit să ofer nivelul tehnic necesar, fiabilitatea și durata de viață lungă a mecanismului.

Experiența și abilitățile dobândite în cursul proiectului de curs vor fi solicitate atât în ​​implementarea proiectelor de curs, cât și a proiectului de absolvire.

Se poate observa că cutia de viteze proiectată are proprietăți bune în toate privințele.

Conform rezultatelor calculului pentru rezistența la contact, tensiunile efective în angajare sunt mai mici decât tensiunile admisibile.

Conform rezultatelor calculului pentru tensiunile de încovoiere, tensiunile efective de încovoiere sunt mai mici decât tensiunile admise.

Calculul arborelui a arătat că marja de siguranță este mai mare decât cea admisibilă.

Capacitatea de încărcare dinamică necesară a rulmenților este mai mică decât cea nominală.

La calcul, a fost selectat un motor electric care îndeplinește cerințele specificate.

Lista literaturii folosite

1. Chernavsky S.A., Bokov K.N., Chernin I.M., Itskevich G.M., Kozintsov V.P. „Proiectarea cursului de piese de mașini”: un ghid de studiu pentru studenți. M.: Inginerie mecanică, 1988, 416 p.

2. Dunaev P.F., Lelikov O.P. „Proiectarea unităților și a pieselor de mașini”, M .: Centrul de editură „Academie”, 2003, 496 p.

3. Sheinblit A.E. „Curs de proiectare a pieselor de mașini”: Manual, ed. al 2-lea revizuit si adauga. - Kaliningrad: „Amber Skaz”, 2004, 454 p.: ill., Diavol. - B.ts.

4. Berezovsky Yu.N., Chernilevsky D.V., Petrov M.S. „Piese de mașini”, M .: Inginerie mecanică, 1983, 384 p.

5. Bokov V.N., Chernilevsky D.V., Budko P.P. „Piese de mașini: Atlas de structuri. M .: Inginerie mecanică, 1983, 575 p.

6. Guzenkov PG, „Piese de mașini”. a 4-a ed. M .: Şcoala superioară, 1986, 360 p.

7. Piese de maşini: Atlas de structuri / Ed. D.R. Reşetova. Moscova: Inginerie mecanică, 1979, 367 p.

8. Druzhinin N.S., Tsylbov P.P. Executarea desenelor conform ESKD. M .: Editura de standarde, 1975, 542 p.

9. Kuzmin A.V., Chernin I.M., Kozintsov B.P. „Calculele pieselor de mașini”, ed. a III-a. - Minsk: Școala superioară, 1986, 402 p.

10. Kuklin NG, Kuklina GS, „Piese de mașini” ed. a 3-a. M .: Şcoala superioară, 1984, 310 p.

11. „Motoarereductoare și angrenaje”: Catalog. M .: Editura de standarde, 1978, 311 p.

12. Perel L. Ya. „Rulmenți de rulare”. M .: Inginerie mecanică, 1983, 588 p.

13. „Rulmenți”: Director-catalog / Ed. R.V. Korostashevsky și V.N. Naryshkina. Moscova: Inginerie mecanică, 1984, 280 p.

Există 3 tipuri principale de motoare cu angrenaje - motoare cu angrenaje planetare, melcate și elicoidale. Pentru a crește cuplul și a reduce și mai mult viteza la ieșirea motorreductorului, există diferite combinații ale tipurilor de motoare angrenate de mai sus. Vă sugerăm să utilizați calculatoare pentru un calcul aproximativ al puterii motorreductorului mecanismelor de ridicare a sarcinii și mecanismelor de deplasare a sarcinii.

Pentru mecanisme de ridicare.

1. Determinați viteza necesară la ieșirea motorreductorului pe baza vitezei de ridicare cunoscute

V = π * 2R * n, unde

R- raza tamburului de ridicare, m

Viteza de ridicare în V, m * min

n- rotații la ieșirea motorreductorului, rpm

2.determină viteza unghiulară de rotație a arborelui motorreductorului

3.determină efortul necesar pentru a ridica sarcina

m este masa încărcăturii,

g- accelerație datorată gravitației (9,8 m * min)

t- coeficientul de frecare (undeva 0,4)

4. Determinați cuplul

5.calculați puterea motorului electric

Pe baza calculului, selectăm motorreductorul necesar din specificațiile tehnice de pe site-ul nostru.

Pentru mecanisme de deplasare a mărfurilor

Totul este la fel, cu excepția formulei de calcul a efortului

a - accelerația sarcinii (m * min)

T este timpul în care mărfurile se deplasează de-a lungul, de exemplu, un transportor

Pentru mecanismele de ridicare a sarcinii, este mai bine să utilizați motoare angrenate MCH, MRCH, deoarece exclud posibilitatea derulării arborelui de ieșire atunci când i se aplică forță, ceea ce elimină necesitatea instalării unei frâne de pantof pe mecanism.

Pentru mecanismele de amestecare a amestecurilor sau găurire, recomandăm motoarele planetare 3Mp, 4MP deoarece suferă o sarcină radială uniformă.