Как рассчитать мощность электродвигателя для редуктора

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

=0,97*0,96*0,9=0,679 оп-открытой передачи

1.3 Определяем мощность двигателя

1.4 Выбираем эл. Двигатель из условия

Nн Nдв Nн=1.5 кВт 4А80А2У3 Nн=1.5 кВт nс=3000

Номинальной мощности 1.5 кВт соответствует четыре вида двигателей (таблица 1)

1.5 Определяем передаточное отношение двигателя

, где nдв — синхронная частота вращения, Об/мин;

nвых — частота вращения выходного вала механизма (вал С, см схему 1), Об/мин

1.6 Задаёмся передаточным отношением открытой передачи

1.7 Определяем передаточное отношение редуктора

Передаточное отношение редуктора должно входить в промежуток для конической прямозубой передачи U=23

, где U — передаточное отношение двигателя

Uоп — передаточное отношение открытой

Uр — передаточное отношение редуктора

Остановим свой выбор двигателе N1, и примем следующие передаточные отношения:

uдв = 5,6 uр = 2,8 uоп = 2

Эскиз двигателя в приложении 1.

1.8 Определяем крутящие моменты действующие на валах передаточных меанизмов.

1.9 Определяем угловую скорость на валах передаточного механизма

1.10 Выполняем обратный пересчёт Т3, 3 с учётом выбранного двигателя

В дальнейшем будем вести расчёты с учётом полученных значений

1.11 Определение частоты вращения валов передаточного механизма

n1 = nc = 3000 об/мин

Данные расчётов сведём в таблицу:

2. Геометрический прочностной расчёт закрытой передачи.

2.1 Выбираем материал

Для шестерни и колеса выбираем сталь углеродистую качественную 45; Ст 45, для которой допускаемое напряжение при изгибе для нереверсивных нагрузок 0=122 МПа, допускаемое контактное напряжение =550 МПа

2.2 Определяем внешний делительный диаметр

коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному

1,

где Тр — момент на выходном валу редуктора (табл. 2);

de2 — внешний делительный диаметр, мм;

к — допускаемое контактное напряжение, МПа;

up — передаточное отношение редуктора;

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение

2.3 Принимаем число зубьев на шестерне

2.4 Определяем число зубьев на колесе

Определяем геометрические параметры зубчатой передачи

2.5 Внешний окружной модуль

1

2.6 Угол делительного конуса для

шестерни

колеса

2.7 Определяем внешний диаметр шестерни и колеса

2.8 Определяем внешнее конусное расстояние

1

2.9 Определяем среднее конусное расстояние

, где b — длина зуба

2.10 Определяем средний окружной модуль

2.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса

d=m*Z 1 d1=1.3*22=28.6 мм

2.12 Определяем усилие действующее в зацеплении окружное

, где Т — крутящий

момент на выходном валу; d — средний делительный диаметр

радиальное , где Р — окружное усилие, — угол делительного конуса, = 20

коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

1

средняя окружная скорость колеса

1

степень точности n=7

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициенты нагрузок

1, где КН — коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

КН — коэффициент учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

КНV — коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колёс

1

Проверку контактных напряжений выполним по формуле:

1. Подбор электродвигателя и энерго-кинематический расчёт редуктора.

Привод исполнительного механизма может быть представлен следующей схемой (Рис.1.1.)[1].

Рис. 1.1 — Схема передачи

Нам необходимо рассчитать все эти параметры. Кинематическая схема редуктора приведена на рис. 1.2.

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) [1],

.

Требуемая мощность электродвигателя:

Зная общее КПД и мощность N₃ на выходом валу, находим требуемую мощность двигателя, который сидит на первом валу:

.

Рекомендованное передаточное отношение для редуктора РЦД: u_max=25

Находим частоту вращения двигателя :

n_дв=n₃*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: n₁=n_дв, , величину мощности оставляем равной требуемой, момент определяем по формуле:

.

Взяв его частоту вращения за n₁, находим общее передаточное отношение.

Передаточное отношение редуктора:

.

Передаточное отношение ступеней редуктора:

;

.

Частота вращения промежуточного вала:

;

Угловые скорости валов:

;

.

Определение вращающих моментов валов редуктора:

;

.

;

;

;

.

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.

Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл.3.3 [1]): 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_НL— коэффициент долговечности (при длительной эксплуатации K_HL=1)

[S_H]= 1,1 – коэффициент безопасности для улучшенной стали [1 — c.34].

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

;

Для косозубых колес расчетная допускаемое контактное напряжение определяется [1 — формула (3.10)]

для шестерни ;

для колеса .

Контактное напряжение .

Требуемое условие выполнено.

Межосевое расстояние определяем по формуле: .

В соответствии с [2] 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[1 — формула 3.7]

. u=4,4 – передаточное число .

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 (см. стр.36 лит. [1]).

Нормальный модуль зацепления принимают по следующим рекомендациям:

;

принимаем по ГОСТ 9563-60* (см.с.36, лит. [1]).

Примем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса [1 — формула 3.16] :

шестерни .

Принимаем , тогда для колеса

Принимаем .

Уточненное значение угла наклона зубьев

.

Основные размеры шестерни и колеса:

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

;

.

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;

;

.

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(см. с. 32 – лит[1]).

,

где — коэффициент ширины венца,— коэффициент типа зубьев,—

коэффициент зависимости от окружной скорости колес и степени точности их изготовления.(см. стр. 39 – 40 лит.[1])

По таблице 3.5.

По таблице 3.4 .

По таблице 3.6 .

.

Проверка контактных напряжений по формуле 3.6 лит.[1]:

,

т.к. — условие выполнено.

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

;

;

.

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,— учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. В учебном расчете принимаем величину=0,92.

По таблице 3.7, [1] .

По таблице 3.8, [1] ,

.

— 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):

[_F]=

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

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

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]

;

,≤ 278МПа.

Условие прочности выполнено.

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:

,

тогда .

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.

;

.

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.

,

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

По таблице 3.5 [1];

По таблице 3.4 ;

По таблице 3.6 .Таким образом,.

Проверка контактных напряжений по формуле:

, т.к.

< — условие выполнено.

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

;

;

.

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

,

где — коэффициент нагрузки(см. стр.43 [1]),— 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 [1];

По таблице 3.8 ;

. Коэффициент следует выбирать по эквивалентному числу зубьев (см. с.46 [1]):

у колеса ;

у шестерни .

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

[_F]= (формула (3.24), 1).

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

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

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

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]

;

≤267МПа.

Условие прочности выполнено.

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И СТАНДАРТНОГО РЕДУКТОРА

P’_эд = ,

где Р – мощность на выходном валу; – общий КПД привода.

= _цп• 3 _подш• 2 _зп• _м ,

где _цп = 0,92. 0,95 – КПД цепной открытой передачи; _подш = 0,99 – КПД, учитывыющий потери в первой паре подшипников качения; _зп = 0,96. 0,98 – КПД закрытой косозубой передачи; _м = 0,99 – КПД соединительной муфты.

Принемаем _цп = 0,95, _зп = 0,98

= 0,95• 0,99 3 • 0,98 2 • 0,99 = 0,88

P’_эд = = 11,4 кВт

Определяем ориентировочную частоту вращения вала электродвигателя

где n_вых – частота вращения на выходном валу; u_общ – общее передаточное число привода.

где u_цп = (1,5. 4,0) – передаточное число цепной передачи; u_ред = (8. 40) – передаточное число редуктора.

u_общ = (1,5. 4,0)•(8. 40) = (12 – 160)

n_эд = 6• (12. 160) = 72. 960

где n_с = 750 – синхронная частота вращения; S = 25 % – скольжение.

n_а = 750• (1 – 0,025) = 731 мин -1

По расчетной мощности электродвигателя и диапазона значений частоты вращения вала выбираем электродвигатель мощностью 11 кВт, и сводим технические данные в сравнительную таблицу [2, табл.2.3]

Тип электродвигателя	P’эд, кВт	nа, мин -1	Тпуск/Тном	Тмакс/Тном	, %	Диаметр вала, мм
4А160М8УЗ	11	730	1,4	2,2	87	48

Определяем кинематические и силовые параметры на каждом из валов привода:

Вал А (вал электродвигателя)

– число оборотов n_а = n_эд = 730 мин -1

– крутящий момент Т_а = 9550• = 9550• = 149,1 Н•м

Вал В (вал редуктора)

Р_в = Р_а• _м = 11,4• 0,99 = 11,3 кВт

Вал С (тихоходный вал редуктора)

Р_с = Р_в• 3 _подш• 2 _зп = 11,3• 0,99 3 • 0,98 2 = 10,5 кВт

n_с= n_в / u_ред = = 23,2 мин -1

Т_с = 9550• (Р_с / n_с) = 9550• = 4322,2 Н•м

u_общ = n_{а эд} / n_вых = = 121,7

u_цп = u_общ / u_ред = = 3,9

Вал D (выходной вал)

Р_д = Р_с• _цп = 10,5• 0,95 = 10,0 кВт

n_д = n_c / u_цп = = 6,0 мин -1

Т_д = 9550• (Р_д / n_д) = 9550• = 15916,7 Н•м

Данные кинематического расчета сводим в табл.2

Параметры Вал	Р, кВт	n, мин -1	Т, Н•м
А	11,4	730	149,1
В	11,3	730	149,1
С	10,5	23,2	4322,2
D	10,0	6,0	15916,7

Редуктор выбирается последующим параметрам:

1. Передаточное отношение точно соответствует кинематическому расчету;

2. Расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора Т_с, с учетом режима работы, не должен превышать допустимый крутящий момент на валу стандартного редуктора

Т_р = (Т_ном• К_реж ) [Т]

Для тяжелого режима работы К_реж = 2,0. 3,0

Т_р = 40322,2• (2,0. 3,0) = 8644,4. 12966,6 Н•м

3. Величина консольной нагрузки на тихоходном и быстроходном валах редуктора не должна превышать допустимых значений.

По номинальному передаточному числу частоты вращения быстроходного вала, а также используя Т_ном, подбираем редуктор [3, табл.74]:

Радиальные консольные нагрузки на концах валов [3, табл.73]:

2. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

Расчитаем цепную передачу привода шнекового пресса от двухступенчатого редуктора при следующих исходных данных:

– частота вращения ведущей звездочки n₁ = 23,2 мин -1 ;

– мощность Р = 10,5 кВт;

– передаточное число цепной передачи u_цп = 3,9

Выбор роликовых цепей

1. Согласно условиям эксплуатации передачи принимаем [2, стр.42]:

К₁ = 1,25 (нагрузка толчками)

К₂ = 1,25 (нерегулируемое (постоянное) межосевое расстояние)

К₃ = 1 (с учетом зависимости 2,39 [2] принимаем а = 40 t)

К₄ = 1 (передача расположена под углом 40° к горизонту)

К₅ = 1 (смазка окунанием)

К₆ = 1,25 (работа в две смены)

Коэффициент эксплуатации передачи

К_э = К₁• К₂• К₃• К₄• К₅• К₆ 3

К_э = 1,25• 1,25•1 •1• 1• 1,25 = 1,95 3

2. Коэффициент S_t = 0,28 – для цепи ПР по ГОСТ 13568 – 75

При n₁ = 23,2 мин -1 выбираем предварительный шаг цепи t = 50,7 мм.

По шагу t = 50,7 мм, n₁ = 23,2 мин -1 допускаемое удельное давление в шарнирах принимаем [P] = 35 MПа.

По таблице 2.25 [2] при u = 3,9 принимаем число зубьев ведущей звездочки z = 23.

Коэффициент, учитывающий число рядов цепи К_т = 1,7 (при числе рядов z_p = 2.)

Расчетный шаг цепи [2]

t = 183•

t = 183• = 49,36 мм

По стандарту принимаем цепь 2 ПР – 50,8 – 45,360 с параметрами:

Q_разр = 45360 Н; S_оп = 2• 0,28 • (50) 2 = 1445,2 мм 2 ; масса 1 метра цепи 19,1 кг [3, стр.131, табл.8.1].

Проверяем условие n₁ < n_{1 макс}, при t = 50,8. Допускаемая частота n_{1 макс} = 300 мин -1 . Условие выполнено.

Окружная скорость цепи [2]

=

V= = 0,53 м / с

Окружное усилие, передаваемое цепью [2]

F_t =

F_t = = 19811,3 H

Среднее удельное давление в шарнирах цепи.

Р = [P]

P = = 13,7 МПа,

что меньше допустимого давления [P] = 35 МПа, принятого при n = 23,2 мм.

Проверочный расчет срока службы цепи

Определяем срок службы цепи

Т = 5200• T₀,

где t 3 % – допустимое увеличение шага цепи [2]; К_с – коэффициент смазки цепи.

К_с =

К_сп = 2,5 – коэффициент способа смазки [2]

К_с = = 3,4

а_t – межосевое расстояние, выраженное в шагах.

а_t = = = 40

Тогда Т = 5200• = 68675,1 ч

Т₀ = 5• 365• К_год• К_сут = 5• 365• 24• 0,8• 0,9 = 31,536 ч

Т Т₀ – условие выполнено

Расчет нагрузок цепной передачи

Натяжение от провисания ведомой ветви от собственной массы [2]

где К_f = 4 – коэффициент провисания [2]; а = 40t = 40• 50,8 = 2032 мм; q = 19,1 кг – масса

1 м цепи; g = 9,81 м / c 2 .

F_f = 4• 2032• 9,81• 19,1 = 1522 19,1 = 1522 Н

Натяжение от центробежных сил при скорости цепи V 12 м / с не учитываются.

Сумарное натяжение вядущей ветви

F _вщ = F_f + (F_t• K₁),

где К₁ = 1,25 [2, стр.42]

F _вщ = 1522 + (19811,3•1,25) = 26286,1 Н

Нагрузка, действующая на валы

R (1,15. 1,2)•F_t = 1,2• 19811,3 = 23773,6 Н

Проверяем цепь по запасу прочности

n = [n],

где Qp = 45360 Н; [n] – допустимый запас прочности цепи

n = = 17,2

По справочным данным n = 17,2 больше допустимого запаса прочности.

Геометрический расчет передачи

а = 40t = 40• 50,8 = 2032 мм

Число зубьев ведомой звездочки

Длина цепи, выражаемая в шагах

L_t = + .

L_t = мм

Делительная окружности звездочек [2, табл 2.32]:

d мм

d мм

Понравилась статья? Добавь ее в закладку (CTRL+D) и не забудь поделиться с друзьями:

Выбор и расчет мотор-редуктора

Unfortunately, you are using an outdated browser. Please update your browser to improve performance, quality of the displayed material, and improve security.

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 мотор-редуктор, – 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.

• 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.

• Червячный механизм:
  • 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).

  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:

  

  • nвх– обороты входного вала (характеристика электродвигателя) в минуту;
  • nвых– 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

  Тип редуктора	Передаточные числа
  Червячный одноступенчатый	8-80
  Червячный двухступенчатый	25-10000
  Цилиндрический одноступенчатый	2-6,3
  Цилиндрический двухступенчатый	8-50
  Цилиндрический трехступенчатый	31,5-200
  Конческо-цилиндрический одноступенчатый	6,3-28
  Конческо-цилиндрический двухступенчатый	28-100

  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:

  

  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

  Показатель	Тип редуктора	Значение, ч
  90% ресурса валов и передач	Цилиндрический, планетарный, конический, коническо-цилиндрический	25000
  90% ресурса подшибников	Червячный, волновой, глобоидный	10000
  	Цилиндрический, планетарный, конический, коническо-цилиндрический	12500
  	Червячный	5000
  	Глобоидный,волновой	10000

  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 конфигуратор. 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.

  Похожие публикации:

  1. Как отформатировать ssd через bios
  2. Какие три прибора нужны для определения работы электрического тока
  3. Какое запирающее напряжение надо подать
  4. Объясните что означает обратимость хода лучей при зеркальном отражении