Введение

Редуктором называют механизм, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для понижения частоты вращения и повышения крутящего момента на выходе.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колёса, валы,

Лист

Лист

подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания подшипников и зацеплений (например, внутри корпуса редуктора может быть помещён шестеренный масляный насос или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Работа выполнена в рамках дисциплины «Теория механизмов и машин и детали машин» на основании задания кафедры механики. Согласно заданию, необходимо сконструировать соосный двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоением мощности для привода

к исполнительному механизму с мощностью на выходе 3.6 кВт и частотой вращения 40 об/мин.

Редуктор выполняется в закрытом варианте, срок службы неограничен. Разработанный редуктор должен быть удобным в эксплуатации, должны максимально использоваться стандартизированные элементы, а также редуктор должен иметь как можно меньшие габариты и вес.

1. Подбор электродвигателя и энерго-кинематический расчёт редуктора.

Привод исполнительного механизма может быть представлен следующей схемой (Рис.1.1.).

Рис. 1.1 - Схема передачи

Рис.1.2. - Кинематическая схема редуктора.

Заданная передача представляет собой двухступенчатый редуктор. Соответственно, рассматриваем 3 вала: первый – входной с угловой скоростью , моментом, мощностью, частотой вращения; второй – промежуточный с,,
,, и третий – выходной,,,

1 Энерго-кинематический расчет редуктора.

Согласно исходным данных,
об/мин,
КВт,

.

Крутящий момент на третьем валу:

Коэффициент полезного действия редуктора:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес

,

- КПД подшипников качения (см. таблица 1.1) ,

Требуемая мощность электродвигателя:

Зная общее КПД и мощность N 3 на выходом валу, находим требуемую мощность двигателя, который сидит на первом валу:

.

Находим частоту вращения двигателя:

n дв =n 3 *u max: .

Принимаем по ГОСТу 19523-81 электродвигатель:

Тип 112МВ6, с параметрами:

;
;
%. (смотри табл. П.1- 1),

где s,% - скольжение.

Частота вращения ведущего вала редуктора:

Теперь можем заполнить первую строку таблицы: n 1 =n дв,
, величину мощности оставляем равной требуемой, момент определяем по формуле:

Взяв его частоту вращения за n 1 , находим общее передаточное отношение.

Передаточное отношение редуктора:

.

Передаточное отношение ступеней редуктора:

Первая ступень

.

Частота вращения промежуточного вала:

;

Угловые скорости валов:

входящего:

;

промежуточного:

.

Определение вращающих моментов валов редуктора:

входящего:

промежуточного:

Проверка:

;

;

Результаты вычислений приведены в таблице 1.3.

Таблица 1.3. Значение параметров нагрузки валов редуктора

	,	,

2. Расчёт зубчатых колес редуктора

Для редуктора РЦД расчет зубчатых передач необходимо начинать с более нагруженой - второй ступени.

II ступень:

Выбор материала

Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл.3.3 ): для шестерни: сталь 30ХГС до 150 мм, термическая обработка – улучшение, твёрдость по Бринелю НВ 260.

Для колеса: сталь 40Х свыше 180 мм, термическая обработка – улучшение, твердость по Бринелю НВ 230.

Допускаемое контактное напряжение для зубчатых колёс [формула(3.9) - 1]:

,

где
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов, К Н L - коэффициент долговечности (при длительной эксплуатации K HL =1 )

1,1 – коэффициент безопасности для улучшенной стали .

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

;

Для косозубых колес расчетная допускаемое контактное напряжение определяется

для шестерни ;

для колеса .

Контактное напряжение .

Требуемое условие
выполнено.

Межосевое расстояние определяем по формуле:
.

В соответствии с подберем коэффициенты K Hβ , K a .

Коэффициент K Hβ учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. K Hβ =1.25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию:

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

. u =4,4 – передаточное число.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
(см. стр.36 лит. ).

принимаем по ГОСТ 9563-60*
(см.с.36, лит. ).

Примем предварительно угол наклона зубьев
и определим числа зубьев шестерни и колеса :

шестерни
.

Принимаем
, тогда для колеса

Принимаем
.

Уточненное значение угла наклона зубьев

диаметры делительные:

, где
-- угол наклона зуба по отношению к образующей делительного цилиндра.

;

.

диаметры вершин зубьев:

;

эта величина укладывается в погрешность ±2%, которую мы получили в результате округления числа зубьев до целой величины;

ширина колеса:

ширина шестерни:

.

.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81(см. с. 32 – лит).

Коэффициент нагрузки:

,

где
- коэффициент ширины венца,
- коэффициент типа зубьев,
-

коэффициент зависимости от окружной скорости колес и степени точности их изготовления.(см. стр. 39 – 40 лит.)

По таблице 3.5
.

По таблице 3.4
.

По таблице 3.6
.

Таким образом,

Проверка контактных напряжений по формуле 3.6 лит.:

т.к.
<
- условие выполнено.

Силы, действующие в зацеплении [формулы (8.3) и (8.4) лит.1]:

окружная:

;

радиальная:

;

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(формула (3.25) лит.1),

где ,
- коэффициент нагрузки(см. стр.43 лит1),
-- учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба,
-- коэффициент динамичности,

=0,92.

По таблице 3.7,
.

По таблице 3.8,
,

.

- учитывает форму зуба и зависит от эквивалентного числа зубьев [формула (3.25 лит.1)]:

у шестерни
;

у колеса
.

Для колеса принимаем
=4.05, для шестерни
=3.60 [см. стр.42 лит. 1].

Допускаемое напряжение по формуле (3.24 лит. 1):

По табл. 3.9 лит. 1 для сатали 45 улучшеной при твердости НВ ≤ 350

σ 0 F lim b =1.8HB.

Для шестерни σ 0 F lim b =1.8·260=486 МПа;

для колеса σ 0 F lim b =1.8·230=468 МПа.

= " "" – коэффициент безопасности [см.пояснения к формуле(3.24)лит. 1], где " =1.75 (по табл.3.9 лит. 1), "" =1 (для поковок и штамповок). Следовательно = 1.75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ F1 ]=
;

для колеса [σ F2 ]=
.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, т.к. для них данное отношение меньше.

Определяем коэффициенты
и[см.гл III, лит. 1].

;

(для 8-ой степени точности).

Проверяем прочность зуба колеса [формула (3.25), лит 1]

;

Условие прочности выполнено.

I ступень:

Выбор материала

Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками.

Для шестерни: сталь 30ХГС до 150 мм, термическая обработка - улучшение, твёрдость НВ 260.

Для колеса: сталь 30ХГС свыше 180 мм, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 230.

Нахождение межосевого расстояния:

Т.к. рассчитывается двухступенчатый соосный цилиндрический редуктор с раздвоением мощности, то принимаем:
.

Нормальный модуль зацепления принимают по следующим рекомендациям:

принимаем по ГОСТ 9563-60* =3мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β=10 о

Определим число зубьев шестерни и колеса:

Уточним угол наклона зубьев:

, тогда β=17.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные находим по формуле:

;

;

;

диаметры вершин зубьев:

Проверка межосевого расстояния: a w =
, эта величина укладывается в погрешность ±2%, которую мы получили в результате округления числа зубьев до целой величины, а так же округления значения тригонометрической функции.

Ширина колеса:

ширина шестерни:

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колёс и степень точности передачи:

.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81.

Коэффициент нагрузки:

,

где
- коэффициент ширины венца,
- коэффициент типа зубьев,
- коэффициент зависимости от окружной скорости колес и степени точности их изготовления.

По таблице 3.5
;

По таблице 3.4
;

По таблице 3.6
.Таким образом,.

Проверка контактных напряжений по формуле:

<
- условие выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:[формулы (8.3) и (8.4) лит.1]

окружная:

;

радиальная:

;

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [формула (3.25) лит.1]:

,

где
- коэффициент нагрузки(см. стр.43 ),
- учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба,
- коэффициент динамичности,
- учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. В учебном расчете принимаем величину
=0,92.

По таблице 3.7
;

По таблице 3.8
;

Коэффициент следует выбирать по эквивалентному числу зубьев (см. с.46 ):

у колеса
;

у шестерни
.

- коэффициент учитывающий форму зуба. Для колеса принимаем
=4,25 для шестерни
=3.6 (см. с.42 лит.1);

Допускаемые напряжения:

[ F ]= (формула (3.24), 1).

По табл. (3.9), лит 1 для стали 30ХГС улучшенной при твердости НВ ≤ 350

σ 0 F lim b =1.8HB.

Для шестерни σ 0 F lim b =1.8·260=468 МПа; для колеса σ 0 F lim b =1.8·250=450 МПа.

= " "" – коэффициент безопасности [см.пояснения к формуле(3.24),1],где " =1.75 (по табл.3.9 лит. 1), "" =1(для поковок и штамповок). Следовательно= 1.75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ F3 ]=
;

для колеса [σ F4 ]=
.

Находим отношения :

для колеса:
;

для шестерни:
.

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, т.к. для них данное отношение меньше.

Определяем коэффициенты
и[см.гл III, лит. 1]:

;

(для 8-ой степени точности).

Проверяем прочность зуба шестерни [формула (3.25), лит 1]

;

Условие прочности выполнено.

Любое подвижное соединение, передающее усилие и меняющее направление движения, имеет свои технические характеристики. Основным критерием, определяющим изменение угловой скорости и направления движения, является передаточное число. С ним неразрывно связано изменение силы – . Оно вычисляется для каждой передачи: ременной, цепной, зубчатой при проектировании механизмов и машин.

Перед тем как узнать передаточное число, надо посчитать количество зубьев на шестернях. Затем разделить их количество на ведомом колесе на аналогичный показатель ведущей шестерни. Число больше 1 означает повышающую передачу, увеличивающую количество оборотов, скорость. Если меньше 1, то передача понижающая, увеличивающая мощность, силу воздействия.

Общее определение

Наглядный пример изменения числа оборотов проще всего наблюдать на простом велосипеде. Человек медленно крутит педали. Колесо вращается значительно быстрее. Изменение количества оборотов происходит за счет 2 звездочек, соединенных в цепь. Когда большая, вращающаяся вместе с педалями, делает один оборот, маленькая, стоящая на задней ступице, прокручивается несколько раз.

Передачи с крутящим моментом

В механизмах используют несколько видов передач, изменяющих крутящий момент. Они имеют свои особенности, положительные качества и недостатки. Наиболее распространенные передачи:

• ременная;
• цепная;
• зубчатая.

Ременная передача самая простая в исполнении. Используется при создании самодельных станков, в станочном оборудование для изменения скорости вращения рабочего узла, в автомобилях.

Ремень натягивается между 2 шкивами и передает вращение от ведущего в ведомому. Производительность низкая, поскольку ремень скользит по гладкой поверхности. Благодаря этому, ременной узел является самым безопасным способом передавать вращение. При перегрузке происходит проскальзывание ремня, и остановка ведомого вала.

Передаваемое количество оборотов зависит от диаметра шкивов и коэффициента сцепления. Направление вращения не меняется.

Переходной конструкцией является ременная зубчатая передача.

На ремне имеются выступы, на шестерне зубчики. Такой тип ремня расположен под капотом автомобиля и связывает звездочки на осях коленвала и карбюратора. При перегрузе ремень рвется, так как это самая дешевая деталь узла.

Цепная состоит из звездочек и цепи с роликами. Передающееся число оборотов, усилие и направление вращения не меняются. Цепные передачи широко применяются в транспортных механизмах, на конвейерах.

Характеристика зубчатой передачи

В зубчатой передаче ведущая и ведомая детали взаимодействуют непосредственно, за счет зацепления зубьев. Основное правило работы такого узла – модули должны быть одинаковыми. В противном случае механизм заклинит. Отсюда следует, что диаметры увеличиваются в прямой зависимости от количества зубьев. Одни значения можно в расчетах заменить другими.

Модуль – размер между одинаковыми точками двух соседних зубьев.

Например, между осями или точками на эвольвенте по средней линии Размер модуля состоит из ширины зуба и промежутка между ними. Измерять модуль лучше в точке пересечения линии основания и оси зубца. Чем меньше радиус, тем сильнее искажается промежуток между зубьями по наружному диаметру, он увеличивается к вершине от номинального размера. Идеальные формы эвольвенты практически могут быть только на рейке. Теоретически на колесе с максимально бесконечным радиусом.

Деталь с меньшим количеством зубьев называют шестерней. Обычно она ведущая, передает крутящий момент от двигателя.

Зубчатое колесо имеет больший диаметр и в паре ведомое. Оно соединено с рабочим узлом. Например, передает вращение с необходимой скоростью на колеса автомобиля, шпиндель станка.

Обычно посредством зубчатой передачи уменьшается количество оборотов и увеличивается мощность. Если в паре деталь, имеющая больший диаметр, ведущая, на выходе шестерня имеет большее количество оборотов, вращается быстрее, но мощность механизма падает. Такие передачи называют понижающими.

При взаимодействии шестерни и колеса происходит изменение сразу нескольких величин:

• количества оборотов;
• мощности;
• направление вращения.

Зубчатое зацепление может иметь различную форму зуба на деталях. Это зависит от исходной нагрузки и расположения осей сопрягаемых деталей. Различают виды зубчатых подвижных соединений:

• прямозубая;
• косозубая;
• шевронная;
• коническая;
• винтовая;
• червячная.

Самое распространенное и простое в исполнении прямозубое зацепление. Наружная поверхность зуба цилиндрическая. Расположение осей шестерни и колеса параллельное. Зуб расположен под прямым углом к торцу детали.

Когда нет возможности увеличить ширину колеса, а надо передать большое усилие, зуб нарезают под углом и за счет этого увеличивают площадь соприкосновения. Расчет передаточного числа при этом не изменяется. Узел становится более компактным и мощным.

Недостаток косозубых зацеплений в дополнительной нагрузки на подшипники. Сила от давления ведущей детали действует перпендикулярно плоскости контакта. Кроме радиального, появляется осевое усилие.

Компенсировать напряжение вдоль оси и еще больше увеличить мощность позволяет шевронное соединение. Колесо и шестерня имеют 2 ряда косых зубьев, направленных в разные стороны. Передающее число рассчитывается аналогично прямозубому зацеплению по соотношению количества зубьев и диаметров. Шевронное зацепление сложное в исполнении. Оно ставится только на механизмах с очень большой нагрузкой.

В многоступенчатом редукторе все зубчатые детали, находящиеся между ведущей шестерней на входе в редуктор и ведомым зубчатым венцом на выходном валу, называются промежуточными. Каждая отдельная пара имеет свое передающееся число, шестерню и колесо.

Редуктор и коробка скоростей

Любая коробка скоростей с зубчатым зацеплением является редуктором, но обратное утверждение неверно.

Коробка скоростей представляет собой редуктор с подвижным валом, на котором расположены шестерни разного размера. Смещаясь вдоль оси, он включает в работу то одну, то другую пару деталей. Изменение происходит за счет поочередного соединения различных шестерен и колес. Они отличаются диаметром и передающимся количеством оборотов. Это дает возможность изменять не только скорость, но и мощность.

Трансмиссия автомобиля

В машине поступательное движение поршня преобразуется во вращательное коленвала. Трансмиссия представляет собой сложный механизм с большим количеством различных узлов, взаимодействующих между собой. Ее назначение — передать вращение от двигателя на колеса и регулировка количества оборотов – скорости и мощности автомобиля.

В состав трансмиссии входит несколько редукторов. Это, прежде всего:

• коробка передач – скоростей;
• дифференциал.

Коробка передач в кинематической схеме стоит сразу за коленвалом, изменяет скорость и направление вращения.

Дифференциал представляет собой с двумя выходными валами, расположенными в одной оси напротив друг друга. Они смотрят в разные стороны. Передаточное число редуктора – дифференциала небольшое, в пределах 2 единиц. Он меняет положение оси вращения и направление. Благодаря расположению конических зубчатых колес напротив друг друга, при зацеплении с одной шестерней они крутятся в одном направлении относительно положения оси автомобиля, и передают вращательный момент непосредственно на колеса. Дифференциал изменяет скорость и направление вращения ведомых коничек, а за ними и колес.

Как рассчитать передаточное число

Шестерня и колесо имеют разное количество зубов с одинаковым модулем и пропорциональный размер диаметров. Передаточное число показывает, сколько оборотов совершит ведущая деталь, чтобы провернуть ведомую на полный круг. Зубчатые передачи имеют жесткое соединение. Передающееся количество оборотов в них не меняется. Это негативно сказывается на работе узла в условиях перегрузок и запыленности. Зубец не может проскользнуть, как ремень по шкиву и ломается.

Расчет без учета сопротивления

В расчете передаточного числа шестерен используют количество зубьев на каждой детали или их радиусы.

u 12 = ± Z 2 /Z 1 и u 21 = ± Z 1 /Z 2 ,

Где u 12 – передаточное число шестерни и колеса;

Z 2 и Z 1 – соответственно количество зубьев ведомого колеса и ведущей шестерни.

Обычно положительным считается направление движения по часовой стрелке. Знак играет большую роль при расчетах многоступенчатых редукторов. Определяется передаточное число каждой передачи отдельно по порядку расположения их в кинематической цепи. Знак сразу показывает направление вращения выходного вала и рабочего узла, без дополнительного составления схем.

Вычисление передаточного числа редуктора с несколькими зацеплениями – многоступенчатого, определяется как произведение передаточных чисел и вычисляется по формуле:

u 16 = u 12 ×u 23 ×u 45 ×u 56 = z 2 /z 1 ×z 3 /z 2 ×z 5 /z 4 ×z 6 /z 5 = z 3 /z 1 ×z 6 /z 4

Способ расчета передаточного числа позволяет спроектировать редуктор с заранее заданными выходными значениями количества оборотов и теоретически найти передаточное отношение.

Зубчатое зацепление жесткое. Детали не могут проскальзывать относительно друг друга, как в ременной передаче и менять соотношение количества вращений. Поэтому на выходе обороты не изменяются, не зависят от перегруза. Верным получается расчет скорости угловой и количества оборотов.

КПД зубчатой передачи

Для реального расчета передаточного отношения, следует учитывать дополнительные факторы. Формула действительна для угловой скорости, что касается момента силы и мощности, то они в реальном редукторе значительно меньше. Их величину уменьшает сопротивление передаточных моментов:

• трение соприкасаемых поверхностей;
• изгиб и скручивание деталей под воздействием силы и сопротивление деформации;
• потери на шпонках и шлицах;
• трение в подшипниках.

Для каждого вида соединения, подшипника и узла имеются свои корректирующие коэффициенты. Они включаются в формулу. Конструктора не делают расчеты по изгибу каждой шпонки и подшипника. В справочнике имеются все необходимые коэффициенты. При необходимости их можно рассчитать. Формулы простотой не отличаются. В них используются элементы высшей математики. В основе расчетов способность и свойства хромоникелевых сталей, их пластичность, сопротивление на растяжение, изгиб, излом и другие параметры, включая размеры детали.

Что касается подшипников, то в техническом справочнике, по которому их выбирают, указаны все данные для расчета их рабочего состояния.

При расчете мощности, основным из показателей зубчатых зацепления является пятно контакта, оно указывается в процентах и его размер имеет большое значение. Идеальную форму и касание по всей эвольвенте могут иметь только нарисованные зубья. На практике они изготавливаются с погрешностью в несколько сотых долей мм. Во время работы узла под нагрузкой на эвольвенте появляются пятна в местах воздействия деталей друг на друга. Чем больше площадь на поверхности зуба они занимают, тем лучше передается усилие при вращении.

Все коэффициенты объединяются вместе, и в результате получается значение КПД редуктора. Коэффициент полезного действия выражается в процентах. Он определяется соотношением мощности на входном и выходном валах. Чем больше зацеплений, соединений и подшипников, тем меньше КПД.

Передаточное отношение зубчатой передачи

Значение передаточного числа зубчатой передачи совпадает передаточным отношением. Величина угловой скорости и момента силы изменяется пропорционально диаметру, и соответственно количеству зубьев, но имеет обратное значение.

Чем больше количество зубьев, тем меньше угловая скорость и сила воздействия – мощность.

При схематическом изображении величины силы и перемещения шестерню и колесо можно представить в виде рычага с опорой в точке контакта зубьев и сторонами, равными диаметрам сопрягаемых деталей. При смещении на 1 зубец их крайние точки проходят одинаковое расстояние. Но угол поворота и крутящий момент на каждой детали разный.

Например, шестерня с 10 зубьями проворачивается на 36°. Одновременно с ней деталь с 30 зубцами смещается на 12°. Угловая скорость детали с меньшим диаметром значительно больше, в 3 раза. Одновременно и путь, который проходит точка на наружном диаметре имеет обратно пропорциональное отношение. На шестерне перемещение наружного диаметра меньше. Момент силы увеличивается обратно пропорционально соотношению перемещения.

Крутящий момент увеличивается вместе с радиусом детали. Он прямо пропорционален размеру плеча воздействия – длине воображаемого рычага.

Передаточное отношение показывает, насколько изменился момент силы при передаче его через зубчатое зацепление. Цифровое значение совпадает с переданным числом оборотов.

Передаточное отношение редуктора вычисляется по формуле:

U 12 = ±ω 1 /ω 2 =±n 1 /n 2

где U 12 – передаточное отношение шестерни относительно колеса;

Имеет самый высокий КПД и наименьшую защиту от перегруза – ломается элемент приложения силы, приходится делать новую дорогостоящую деталь со сложной технологией изготовления.

Покупка моторного редуктора – инвестиции в технико-технологические бизнес-процессы, которые должны быть не только обоснованными, но и окупаемыми. А окупаемость во многом зависит от выбора мотор-редуктора для конкретных целей. Осуществляется он на основе профессионального расчета мощности, размерности, производительной эффективности, требуемого уровня нагрузки для конкретных целей использования.

Во избежание ошибок, которые могут привести к раннему износу оборудования и дорогостоящим финансовым потерям, расчет мотор-редуктора должны производить квалифицированные специалисты. При необходимости его и другие исследования для выбора редуктора могут провести эксперты компании ПТЦ «Привод».

Выбор по основным характеристикам

Длительный срок службы при обеспечении заданного уровня работы оборудования, с которым работает , – ключевая выгода при правильном выборе привода. Наша многолетняя практика показывает, что при определении требований исходить стоит из следующих параметров:

• минимум 7 лет безремонтной работы для червячного механизма;
• от 10–15 лет для цилиндрического привода.

В ходе определения данных для подачи заказа на производство мотор-редуктора ключевыми характеристиками являются:

• мощность подключенного электродвигателя,
• скорость вращения подвижных элементов системы,
• тип питания мотора,
• условия эксплуатации редуктора – режим работы и загрузки.

При расчете мощности электродвигателя для мотор-редуктора за основу берут производительность техники, с которой он будет работать. Производительность редукторного мотора во многом зависит от выходного момента силы и скоростью его работы. Скорость, как и КПД, может меняться при колебаниях напряжения в системе питания двигателя.

Скорость моторного редуктора – это зависимая величина, на которую влияют две характеристики:

• передаточное число;
• частота вращательных движений мотора.

В нашем каталоге есть редукторы с разными скоростными параметрами. Имеются модели с одним или несколькими скоростными режимами. Второй вариант предусматривает наличие системы регулирования скоростных параметров и применяется в случаях, когда во время эксплуатации редуктора необходима периодическая смена скоростных режимов.

Питание двигателя – осуществляется через подачу постоянного или переменного тока. Моторные редукторы постоянного тока рассчитаны на подключение к сети с 1 или 3 фазами (под напряжением 220 и 380В соответственно). Приводы переменного тока работают с напряжением 3, 9, 12, 24 или 27В.

Профессиональный в зависимости от эксплуатационных условий требует определения характера и частоты/интенсивности будущей эксплуатации. В зависимости от характера нагруженной деятельности, на которую рассчитан редуктор, это может быть устройство:

• для работы в безударном режиме, с умеренными или сильными ударами;
• с плавной системой пуска для уменьшения разрушительных нагрузок при запуске и остановке привода;
• для продолжительной эксплуатации с частыми включениями (по количеству запусков в час).

По режиму работы мотор-редуктор может быть рассчитан на продолжительную работу двигателя без перегрева в особо тяжелом, тяжелом, среднем, легком режиме.

Выбор по типу редуктора для привода

Профессиональный расчет с целью выбора редуктора всегда начинается с проработки схемы привода (кинематической). Именно она лежит в основе соответствия выбранного оборудования условиях будущей эксплуатации. Согласно данной схеме, вы можете выбрать класс мотор-редуктора. Варианты следующие.

• :
  • одноступенчатая передача, входной вал под прямым углом к выходному валу (скрещенное положение входного вала и выходного вала);
  • двухступенчатый механизм с расположением входного вала параллельно или перпендикулярно выходному валу (оси могут располагаться вертикально/горизонтально).
• :
  • с параллельным положением входного вала и выходного вала и горизонтальным размещением осей (выходной вал с органом на входе находятся в одной плоскости);
  • с размещением осей входного вала и выходного в одной плоскости, но соосно (расположены под любым углом).
• Конически-цилиндрический. В нем ось входного вала пересекается с осью выходного вала под углом 90 градусов.

Ключевое значение при выборе мотор-редуктора имеет положение выходного вала. При комплексном подходе к подбору устройства следует учитывать следующее:

• Цилиндрический и конический моторный редуктор , имея аналогичные червячному приводу вес и размеры, демонстрирует более высокий КПД.
• Передаваемая цилиндрическим редуктором нагрузка в 1,5–2 раза выше, чем у червячного аналога.
• Использование конической и цилиндрической передачи возможно только при размещении по горизонтали.

Классификация по числу ступеней и типу передачи

Тип редуктора	Число ступеней	Тип передачи	Расположение осей
Цилиндрический	1	Одна или несколько цилиндрических	Параллельное
	2		Параллельное/соосное
	3
	4		Параллельное
Конический	1	Коническая	Пересекающееся
Коническо-цилиндрический	2	Коническая Цилиндрическая (одна или несколько)	Пересекающееся/ Скрещивающееся
	3
	4
Червячный	1	Червячная(одна или две)	Скрещивающееся
	2		Параллельное
Цилиндро-червячный или червячно- цилиндрический	2	Цилиндрическая (одна или две) Червячная (одна)	Скрещивающееся
	3
Планетарный	1	Два центральных зубчатых колеса и сателлиты (для каждой ступени)	Соосное
	2
	3
Цилиндрическо-планетарный	2	Цилиндрическая (одна или несколько) Планетарная (одна или несколько)	Параллельное/соосное
	3
	4
Коническо-планетарный	2	Коническая (одна) Планетарная (одна или несколько)	Пересекающееся
	3
	4
Червячно-планетарный	2	Червячная (одна) Планетарная (одна или несколько)	Скрещивающееся
	3
	4
Волновой	1	Волновая (одна)	Соосное

Передаточное число

Определение передаточного отношения выполняют по формуле вида:

U= n вх / n вых

• n вх – обороты входного вала (характеристика электродвигателя) в минуту;
• n вых – требуемое число оборотов выходного вала в минуту.

Полученное частное округляется до передаточного числа из типового ряда для конкретных типов мотор-редукторов. Ключевое условие удачного выбора электродвигателя – ограничение по частоте вращения входного вала. Для всех типов приводных механизмов она не должна превышать 1,5 тыс. оборотов в минуту. Конкретный критерий частоты указывается в технических характеристиках двигателя.

Диапазон передаточных чисел для редукторов

Мощности

При вращательных движениях рабочих органов механизмов возникает сопротивление, которое приводит к трению – истиранию узлов. При грамотном выборе редуктора по показателю мощности он способен преодолевать это сопротивление. Потому этот момент имеет большое значение, когда нужно купить мотор-редуктор с долгосрочными целями.

Сама мощность – Р – считается как частное от силы и скорости редуктора. Формула выглядит так:

• где:
  M – момент силы;
• N – обороты в минуту.

Для выбора нужного мотор-редуктора необходимо сопоставить данные по мощности на входе и выходе – Р1 и Р2 соответственно. Расчет мощности мотор-редуктора на выходе рассчитывается так:

• где:
  P – мощность редуктора;
  Sf – эксплуатационный коэффициент, он же сервис-фактор.

На выходе мощность редуктора (P1 > P2) должна быть ниже, чем на входе. Норма данного неравенства объясняется неизбежными потерями производительности при зацеплении в результате трения деталей между собой.

При расчете мощностей обязательно применять точные данные: из-за разных показателей КПД вероятность ошибки выбора при использовании приблизительных данных близится к 80%.

Расчет КПД

КПД мотор-редуктора является частным деления мощности на выходе и на входе. Рассчитывается в процентах, формула имеет вид:

ñ [%] = (P2/P1) * 100

При определении КПД следует опираться на следующие моменты:

• величина КПД прямо зависит от передаточного числа: чем оно выше, тем выше КПД;
• в ходе эксплуатации редуктора его КПД может снизиться – на него влияет как характер или условия эксплуатации, так и качество используемой смазки, соблюдение графика плановых ремонтов, своевременное обслуживание и т. д.

Показатели надежности

В таблице ниже приведены нормы ресурса основных деталей мотор-редуктора при длительной работе устройства с постоянной активностью.

Ресурс

Купить мотор-редуктор

ПТЦ «Привод» – производитель редукторов и мотор-редукторов с разными характеристиками и КПД, которому не безразличны показатели окупаемости его оборудования. Мы постоянно работаем не только над повышением качества нашей продукции, но и над созданием самых комфортных условий ее приобретения для вас.

Специально для минимизации ошибок выбора нашим клиентам предлагается интеллектуальный . Чтобы воспользоваться этим сервисом, не нужны специальные навыки или знания. Инструмент работает в режиме онлайн и поможет вам определиться с оптимальным типом оборудования. Мы же предложим лучшую цену мотор-редуктора любого типа и полное сопровождение его доставки.

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.

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.