Меню

Мощность передаваемая редуктором формула

Мощность передаваемая редуктором формула

Цель настоящих методических указаний – ознакомится с методикой расчета редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами. Расчет редукторов выполняется студентами специальности 1202 после изучения первой части курса для закрепления практических навыков, наиболее часто встречающихся, деталей строительных машин.

Исходные данные:

-мощность на ведущем валу, кВт;

-частота вращения ведущего вала, об/мин;

-частота вращения ведомого вала, об/мин;

Вращающий момент Т, , на валу определяется через мощность N и частоту вращения этого вала n

Порядок расчета редукторов:

1.Определение передаточного числа редуктора
2.Разбивка передаточного числа редуктора на передаточные числа отдельных пар

Где — передаточное число первой (быстроходной) пары;

— передаточное число второй (тихоходной) пары;

По ГОСТ 2185-66 установлены значения передаточных чисел редукторов; причем при допускается отклонение расчетного значения от стандартного на .

Разбивку общего передаточного числа редуктора на передаточные числа отдельных пар можно также производить с учетом зависимости

В сносных редукторах

3.Расчет зубчатого зацепления первой пары редуктора.

А. Определение межцентрового расстояния (по контактным напряжениям), мм:

Где — межцентровое расстояние;

— передаточное число рассчитываемой пары;

— знаки для передачи с наружным и внутренним зацеплением(“+”- наружное зацепление, “-”- внутреннее зацепление);

— вращающий момент на ведущем валу, ;

— 1…1,5- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца(для приближенной оценки величины рекомендуют графики, разработанные на основе расчетов и практики эксплуатации. Для предварительных расчетов можно принимать =1,2)

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

Где — рабочая ширина венца.

Ориентировочно можно принимать:

0,1…0,3 – для легких редукторов;

0,4…0,6 – для средних редукторов;

0,7…1,2 – для тяжелых редукторов;

Меньшее значение применяют для прямозубых колес, больше – для косозубых и шевронных.

Где — коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

— коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

— коэффициент динамической нагрузки, учитывающий влияние динамики на прочность зубьев по контактным напряжениям:

490 МПа1/3 – для стальных прямозубых колес;

430 МПа1/3 – для стальных косозубых колес;

— допустимое контактное напряжение, МПа, определяется по формулам соответственно для прямозубых и косозубых передач, раздельно для шестерни и колеса.

Например, для прямозубых передач

Где — предел контактной выносливости поверхностей зубьев;

— коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

— коэффициент, учитывающий окружную скорость;

— коэффициент, учитывающий влияние смазки;

-коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

Для предварительных расчетов можно принимать для наиболее слабого материала зубчатой пары. Исходя из ( ) предела прочности:

— для прямозубых колес;

— для косозубых колес;

— предел выносливости материала зубьев при симметричном цикле изгиба.

— для углеродистой стали;

+ (70…120) МПа – для легированной стали.

— предел прочности (МПа)

Найденное расчетное значение межцентрового расстояния округляют до величины, кратной 5, или стандартного значения по гост ГОСТ 2185-66.

Б. Определение модуля зацепления при прямозубых колесах

При косозубых колесах

Где Z – число зубьев зубчатых колес;

20…30 при расчете первой пары;

17…24 при расчете последующих колес;

Где -угол наклона зубьев к образующей цилиндра,

Число принимают стандартное значение ,cos =0,99.

Если определенные расчетом значения m и оказались нестандартными, их необходимо округлить до значений по ГОСТ 9563-60; при этом нужно определить действительное межцентровое расстояние:

В. Проверка зубчатого зацепления из условия выносливости зубьев при изгибе (производится обычно для шестерни), мм:

— вспомогательный коэффициент; ориентировочно можно принимать:

1,4 – для прямозубых передач;

1,12 – для косозубых и шевронных передач;
— вращающий момент на ведущем валу, Нм;

— число зубьев ведущей шестеренки ;

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зуба.

Ориентировочное значение определяют по графику в зависимости от схемы передачи ширины вала.

Для проверочных расчетов можно принимать = 1,2.

— безразмерный коэффициент, зависящий от формы зубьев, определяется по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев и величины смещения инструмента “X”, которую можно принимать ( при предварительных расчетах) равной Х=0 (рис.1)

image066_8b6bb6b27aa6f82906730cacf2082c5e Расчет редуктора

— коэффициент ширины колеса относительно диаметра,

Где — рабочая ширина венца;

— диаметр начальной окружности.

Коэффициенты и связаны зависимостью:

Где U – передаточное число;

— допускаемое изгибное напряжение, определяют по формуле, МПа;

Где — базовый предел выносливости зубьев;

Для предварительных расчетов можно определить исходя из значения по формулам:

При нереверсивной работе

При реверсивной работе

Где — предел выносливости при изгибе с симметричным циклом;

n – запас прочности для зубчатых колес, n = 2…2,5;

— коэффициент концентрации напряжений у основания зуба, = 1,2…1,5.

Значения n и принимаются в зависимости от материала зубчатых колес и вида термической обработки.

Если величина модуля при проверочном расчете окажется больше, чем при расчете на контактную выносливость, следует увеличить модуль зацепления и длину зуба или принять более прочный материал и пересчитать.

4. Расчет зубчатого зацепления второй пары редуктора производится по тем же формулам, что и первой пары, соответственно используются:

— передаточное число второй пары;

— вращающий момент на ведущем валу второй пары, Нм:

— число зубьев ведущей шестеренки второй пары.

5. Определение основных элементов зубчатых колес

Параметры

С прямыми

зубьями

С косыми

зубьями

Рабочая ширина зубчатого

Рабочая ширина зубчатого

Высота головки зуба

Высота ножки зуба

Диаметр начальной окружности

Диаметр вершин зубьев

Диаметр впадины зубьев

6. Определение предварительных значений диаметров валов

Диаметры валов можно определить по приблизительной формуле ,см:

Где N – мощность на валу, кВт,

n — чистота вращения вала, об/мин.

Мощность и чистота вращения для третьего вида :

Полученное значение диаметров округляют до стандартных

Значений по ГОСТ 6626-69 “ Нормальные диаметры и длины в машиностроении ”.

7.Определение предварительных значений диаметров шипов и шёёк валов

По предварительным значениям диаметров валов можно определить предварительные значение шипов и шёёк, на которые устанавливаются подшипники:

Получение значение диаметров шипов округляют до стандартных (по ГОСТ 6636-69) и затем, пользуясь ГОСТами на шариковые и роликовые подшипники, подбирают (предварительное) подшипники средних серии.

Из Гостовских таблиц выписывают условное обозначения подшипника, его размеры,массу, предельное число оборотов в минуту и значение.

8. Вычерчивание схемы редуктора

Предварительно выписывают значение величин, необходимых для схемы.

Читайте также:  Пушка гаусса от чего зависит мощность

Диаметры каждого зубчатого колеса

Ширина обода каждого зубчатого колеса ;

Выполнять схему удобнее на миллиметровке, с начиная с проведения осевых линий редуктора. На основе осей вычерчивают зубчатые колеса первой пары, затем на расстоянии вычерчивают вторую пару.

После этого проводят контур внутренних стенок редуктора на расстоянии мм от шестерен и изображают очертание подшипников и валов (рис 2.)

image106_0ceacbede9cc27566a65d04311e4eedc Расчет редуктора

9.Расчет валов цилиндрического прямозубого двухступенчатого редуктора

За расчетную длину может быть принято расстояние между серединами подшипников ведомого вала редуктора.

Для выполнения схемы

Для расчета валов потребуется также расстояние от опор до точек приложения нагрузок x и y:

Где — ширина подшипника третьего вала;

— ширина ведущего зубчатого колеса первой пары;

и — расстояние между элементами редукторов;

— ширина ведущего зубчатого колеса второй пары.

Расчет валов определяется по формуле, см:

Где — приведенный момент на валу, Нм.

— по теории наибольших касательных напряжений (3 теории прочности;

— по энергетической теории (4 теории прочности);

— максимальный изгибающий момент на валу, Нм;

Т – вращающий момент на валу, Нм

— допускаемое напряжение на изгиб, МПа, для расчета валов и осей дифференцируется для различных материалов. Можно принимать

Расчет первого (ведущего) вала

Действующее по линии зацепления усилие изгибает и скручивает вал. Усилие от первой пары на первый вал (рис. 3)

image121_0 Расчет редуктора

Где — окружное усилие на начальной окружности ведущего зубчатого колеса первой пары;

Где — вращающий момент на первом валу, Нм.

— диаметр начальной окружности первого зубчатого колеса, м.

Изгибающий момент, Нм:

Приведенный момент, Нм:

Диаметр вала, см:

Найденное значение увеличивают на 8…10% (если первая шестерня устанавливается на валу на шпонке) и округляют до стандартного по ГОСТ 6636-69.

Расчет второго (промежуточного) вала

На второй вал действуют усилия от ведомого зубчатого колеса первой пары и от ведущего зубчатого колеса второй пары . Так как эти условия действуют в различных плоскостях, их следует разложить на составляющие и рассчитывать изгибающие моменты, действующий в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

На рис. 4 показана схема к определению нагрузок на промежуточный вал редуктора.

image136_1 Расчет редуктора

В вертикальной плоскости усилия действуют в одну сторону, в горизонтальной — в противоположные.

Усилия от первой пары (определено ранее).

Усилия от второй пары .

Окружное усилие на начальной окружности ведущего зубчатого колеса второй пары, Н:

Где — вращающий момент на втором валу, Нм;

— диаметр начальной окружности третьего зубчатого колеса, м.

Изгиб вала в вертикальной плоскости

Реакции опоры (рис. 5):

image141_6b6d2d0ba0b680a177738f91d10399c6 Расчет редуктора

Изгибающие моменты под вторым и тратим зубчатым колесами, Нм:

Изгиб вала в горизонтальной плоскости

Реакции опор (рис.6):

image147_0255bd252c17bf0c0f0aa425b403037e Расчет редуктора

Изгибающие моменты в точках 2 и 3, Нм:

Направление реакций на схему дано условное. Эпюра изгибающих моментов может иметь и другой вид.

Суммарные изгибающие моменты в сечениях 2 и 3, Нм:

При дальнейшем расчете используется большее из полученных значений изгибающего момента.

Приведенный момент на втором валу, Нм:

Диаметр второго вала

Полученное значение увеличивают на 8…10% и округляют до стандартного значения по ГОСТ 6636-69.

Расчет третьего вала

image157 Расчет редуктора

Расчет третьего вала ( как видно из схемы) аналогичен расчету первого вала (рис. 7).

Если на консольный конец вала устанавливается не соединительная муфта, а элемент какой-нибудь передачи, в расчете учитывается действие консольной нагрузки. Так как в этом случаи силы будут действовать в различных плоскостях, для удобства расчета нужно рассматривать изгиб вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях (рис. 7). После определения изгибающих моментов, действующих в различных сечениях, берут больший из них и определяют приведенный момент, по которому производят расчет диаметра вала.

Расчет валов двухступенчатых редукторов с цилиндрическими косозубыми колесами аналогичен расчету валов цилиндрического прямозубого двухступенчатого редуктора с учетом особенностей действующих усилий в косозубой передачи.

image158 Расчет редуктора

В зубчатых передачах с косыми зубьями на вал действуют, кроме окружного и радиального , еще осевое усилие, создающее дополнительный изгибающий момент (рис. 8).

Сжимающим усилием, которое относительно наибольшее значение, обычно пренебрегают

Где — вращающий момент на валу, Нм;

— диаметр начальной окружности, м;

— угол наклона зубьев;

— угол зацепления ( обычно )

10. Подбор подшипников

В цилиндрических редукторах применяются шариковые роликовые и радиально-упорные подшипники.

Различают подбор подшипников:

1) по статической грузоподъемности, предупреждающей остаточные деформации;

2) по динамической грузоподъемности, предупреждающей усталостные разрушения (выкрошивание).

Подбор подшипников по статической грузоподъемности выполняют при частоте вращения об/мин по условию ,

Где — статическая грузоподъемность, Н (кгс);

— эквивалентная статическая нагрузка, Н (кгс).

Подбор подшипников по динамической грузоподъемности (по

Заданному ресурсу или сроку службы) выполняют при об/мин.

С (расчетная) С (нормальная — каталожная)

Номинальная динамическая грузоподъемность и нормальны срок службы связаны эмпирической зависимостью:
,

Где L – нормальная долговечность, млн. оборотов;

С – нормальная динамическая грузоподъемность, Н (кгс) (дается в каталогах);

Р – эквивалентная нагрузка, Н (кгс);

р – показатель корня;

р = 3 – для шариковых подшипников;

р = 3/10 = 3,33 – для роликовых подшипников (для определения L при таких значениях р в каталогах предусмотрены таблицы).

Номинальная долговечность, ч:

Где — заданная долговечность, ч;

8000 ч – механизмы, работающие с перерывами (лифты);

12000 ч – механизмы для односменной работы при переменном режиме нагрузки;

20000 ч – механизмы, работающие с полной нагрузкой в одну смену;

40000 ч – механизмы при круглосуточной работе и среднем режиме нагрузки.

Эквивалентная нагрузка Р для радиальных и радиально-упорных подшипников

Где , — радиальная и осевая нагрузки, Н (кгс);

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (указываются в каталоге);

V – коэффициент вращения, зависит от того, какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V = 1, наружного V = 1,2);

— коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (спокойная нагрузка = 1, с умеренными толчками =1,3…1,8, ударная =2…3);

— температурный коэффициент (для стали 15 при температуре до 120 =1, при t = 125…250 =1,05…1,4 соответственно).

Подбор подшипников производится с учетом диаметра шейки (шипа) вала по таблицам ГОСТ 18855-73.

11. Подбор и проверка шпонок

Закрепление деталей вращательного на валах наиболее часто осуществляется с помощью призматических шпонок. Размеры сечения шпонок подбираются в зависимости от диаметра вала в данном сечении по ГОСТ 23360-78.

Читайте также:  Печь для хлебопекарни мощность

Длинная шпонка принимается по ГОСТ 23360-78 на 5…15 мм короче ступицы закрепляемой детали.

Рассчитывают призматические шпонки на смятие и срез:

Где Т – вращающий момент на валу, Нм;

-диаметр вала в месте установки шпонки, см;

K, t – размер шпонки из таблицы ГОСТ 23360-78, см;

l – длинна шпонки, см;

— допускаемое напряжение на смятие, МПа, выбираемое для более слабого материала сопрягаемых деталей;

100…120 МПа – при стальной ступице;

50…70 МПа – при чугунной ступице.

Где в – ширина шпонки, см;

— допускаемое напряжение на срез, МПа;

90…120 МПа – для материала шпонок.

После расчета основных деталей редуктора на основе выполненной схемы приступают к конструктивному оформлению оборочного чертежа редуктора.

Источник



Выбор мотор-редуктора

В данной статье содержится подробная информация о выборе и расчете мотор-редуктора. Надеемся, предлагаемые сведения будут вам полезны.

При выборе конкретной модели мотор-редуктора учитываются следующие технические характеристики:

  • тип редуктора;
  • мощность;
  • обороты на выходе;
  • передаточное число редуктора;
  • конструкция входного и выходного валов;
  • тип монтажа;
  • дополнительные функции.

Тип редуктора

Наличие кинематической схемы привода упростит выбор типа редуктора. Конструктивно редукторы подразделяются на следующие виды:

Червячный одноступенчатый со скрещенным расположением входного/выходного вала (угол 90 градусов).

Червячный двухступенчатый с перпендикулярным или параллельным расположением осей входного/выходного вала. Соответственно, оси могут располагаться в разных горизонтальных и вертикальных плоскостях.

Цилиндрический горизонтальный с параллельным расположением входного/выходного валов. Оси находятся в одной горизонтальной плоскости.

Цилиндрический соосный под любым углом. Оси валов располагаются в одной плоскости.

В коническо-цилиндрическом редукторе оси входного/выходного валов пересекаются под углом 90 градусов.

ВАЖНО!
Расположение выходного вала в пространстве имеет определяющее значение для ряда промышленных применений.

  • Конструкция червячных редукторов позволяет использовать их при любом положении выходного вала.
  • Применение цилиндрических и конических моделей чаще возможно в горизонтальной плоскости. При одинаковых с червячными редукторами массо-габаритных характеристиках эксплуатация цилиндрических агрегатов экономически целесообразней за счет увеличения передаваемой нагрузки в 1,5-2 раза и высокого КПД.

Таблица 1. Классификация редукторов 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
1 Параллельное
Цилиндрическо-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 [I]

Передаточное число редуктора рассчитывается по формуле:

I = N1/N2

где
N1 – скорость вращения вала (количество об/мин) на входе;
N2 – скорость вращения вала (количество об/мин) на выходе.

Полученное при расчетах значение округляется до значения, указанного в технических характеристиках конкретного типа редукторов.

Таблица 2. Диапазон передаточных чисел для разных типов 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
Коническо-цилиндрический одноступенчатый 6,3-28
Коническо-цилиндрический двухступенчатый 28-180

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

Крутящий момент редуктора

Крутящий момент на выходном валу [M2] – вращающий момент на выходном валу. Учитывается номинальная мощность [Pn], коэффициент безопасности [S], расчетная продолжительность эксплуатации (10 тысяч часов), КПД редуктора.

Номинальный крутящий момент [Mn2] – максимальный крутящий момент, обеспечивающий безопасную передачу. Его значение рассчитывается с учетом коэффициента безопасности – 1 и продолжительность эксплуатации – 10 тысяч часов.

Максимальный вращающий момент – предельный крутящий момент, выдерживаемый редуктором при постоянной или изменяющейся нагрузках, эксплуатации с частыми пусками/остановками. Данное значение можно трактовать как моментальную пиковую нагрузку в режиме работы оборудования.

Необходимый крутящий момент [Mr2] – крутящий момент, удовлетворяющим критериям заказчика. Его значение меньшее или равное номинальному крутящему моменту.

Расчетный крутящий момент [Mc2] – значение, необходимое для выбора редуктора. Расчетное значение вычисляется по следующей формуле:

Mc2 = Mr2 x Sf ≤ Mn2

где
Mr2 – необходимый крутящий момент;
Sf – сервис-фактор (эксплуатационный коэффициент);
Mn2 – номинальный крутящий момент.

Эксплуатационный коэффициент (сервис-фактор)

Сервис-фактор (Sf) рассчитывается экспериментальным методом. В расчет принимаются тип нагрузки, суточная продолжительность работы, количество пусков/остановок за час эксплуатации мотор-редуктора. Определить эксплуатационный коэффициент можно, используя данные таблицы 3.

Таблица 3. Параметры для расчета эксплуатационного коэффициента

Тип нагрузки К-во пусков/остановок, час Средняя продолжительность эксплуатации, сутки
P2

Нельзя делать расчеты, используя приблизительное значение входной мощности, так как КПД могут существенно отличаться.

Коэффициент полезного действия (КПД)

Расчет КПД рассмотрим на примере червячного редуктора. Он будет равен отношению механической выходной мощности и входной мощности:

ñ [%] = (P2/P1) x 100

где
P2 – выходная мощность;
P1 – входная мощность.

ВАЖНО!
В червячных редукторах P2 МОСКВА
Огородный проезд, д. 5, стр. 6
+7 (495) 966-07-07

пн-чт 9:00-18:00
пт 9:00-17:00
сб-вс выходной
Москва
(495) 966-07-07
msk@tehprivod.su
Санкт-Петербург
(812) 407-25-58
spb@tehprivod.su
Ростов-на-Дону
(863) 204-25-88
rostov@tehprivod.su
Нижний Новгород
(831) 280-83-24
nn@tehprivod.su
Казань
(843) 203-94-68
kazan@tehprivod.su
Минск
+375 17 552-14-03
minsk@tehprivod.su

Источник

Расчет и выбор (Российская методика) – редуктор червячный

Наклонный с ковшами

Ошибки при расчете и выборе редуктора могут привести к преждевременному выходу его из строя и, как следствие, в лучшем случае к финансовым потерям.

Поэтому работу по расчету и выбору редуктора необходимо доверять опытным специалистам-конструкторам, которые учтут все факторы от расположения редуктора в пространстве и условий работы до температуры нагрева его в процессе эксплуатации. Подтвердив это соответствующими расчетами, специалист обеспечит подбор оптимального редуктора под Ваш конкретный привод.

Практика показывает, что правильно подобранный редуктор обеспечивает срок службы не менее 7 лет — для червячных и 10-15 лет для цилиндрических редукторов.

Выбор любого редуктора осуществляется в три этапа:

1. Выбор типа редуктора

2. Выбор габарита (типоразмера) редуктора и его характеристик.

3. Проверочные расчеты

1. Выбор типа редуктора

1.1 Исходные данные:

Кинематическая схема привода с указанием всех механизмов подсоединяемых к редуктору, их пространственного расположения относительно друг друга с указанием мест крепления и способов монтажа редуктора.

1.2 Определение расположения осей валов редуктора в пространстве.

Цилиндрические редукторы:

Ось входного и выходного вала редуктора параллельны друг другу и лежат только в одной горизонтальной плоскости – горизонтальный цилиндрический редуктор.

Ось входного и выходного вала редуктора параллельны друг другу и лежат только в одной вертикальной плоскости – вертикальный цилиндрический редуктор.

Ось входного и выходного вала редуктора может находиться в любом пространственном положении при этом эти оси лежат на одной прямой (совпадают) – соосный цилиндрический или планетарный редуктор.

Коническо-цилиндрические редукторы:

Ось входного и выходного вала редуктора перпендикулярны друг другу и лежат только в одной горизонтальной плоскости.

Червячные редукторы:

Ось входного и выходного вала редуктора может находиться в любом пространственном положении, при этом они скрещиваются под углом 90 градусов друг другу и не лежат в одной плоскости – одноступенчатый червячный редуктор.

Ось входного и выходного вала редуктора может находиться в любом пространственном положении, при этом они параллельны друг другу и не лежат в одной плоскости, либо они скрещиваются под углом 90 градусов друг другу и не лежат в одной плоскости – двухступенчатый редуктор.

IMG_20170731_100854

1.3 Определение способа крепления, монтажного положения и варианта сборки редуктора.

Способ крепления редуктора и монтажное положение (крепление на фундамент или на ведомый вал приводного механизма) определяют по приведенным в каталоге техническим характеристикам для каждого редуктора индивидуально.

Вариант сборки определяют по приведенным в каталоге схемам. Схемы «Вариантов сборки» приведены в разделе «Обозначение редукторов».

1.4 Дополнительно при выборе типа редуктора могут учитываться следующие факторы

  • наиболее низкий — у червячных редукторов
  • наиболее высокий — у цилиндрических и конических редукторов

2) Коэффициент полезного действия

  • наиболее высокий — у планетарных и одноступенчатых цилиндрических редукторах
  • наиболее низкий — у червячных, особенно двухступенчатых

Червячные редукторы предпочтительно использовать в повторно-кратковременных режимах эксплуатации

3) Материалоемкость для одних и тех же значений крутящего момента на тихоходном валу

  • наиболее высокая — у конических
  • наиболее низкая — у планетарных одноступенчатых

4) Габариты при одинаковых передаточных числах и крутящих моментах:

  • наибольшие осевые — у соосных и планетарных
  • наибольшие в направлении перпендикулярном осям – у цилиндрических
  • наименьшие радиальные – к планетарных.

5) Относительная стоимость руб/(Нм) для одинаковых межосевых расстояний:

  • наиболее высокая — у конических
  • наиболее низкая – у планетарных

2. Выбор габарита (типоразмера) редуктора и его характеристик

2.1. Исходные данные

Кинематическая схема привода, содержащая следующие данные:

  • вид приводной машины (двигателя);
  • требуемый крутящий момент на выходном валу Ттреб, Нхм, либо мощность двигательной установки Ртреб, кВт;
  • частота вращения входного вала редуктора nвх, об/мин;
  • частота вращения выходного вала редуктора nвых, об/мин;
  • характер нагрузки (равномерная или неравномерная, реверсивная или нереверсивная, наличие и величина перегрузок, наличие толчков, ударов, вибраций);
  • требуемая длительность эксплуатации редуктора в часах;
  • средняя ежесуточная работа в часах;
  • количество включений в час;
  • продолжительность включений с нагрузкой, ПВ %;
  • условия окружающей среды (температура, условия отвода тепла);
  • продолжительность включений под нагрузкой;
  • радиальная консольная нагрузка, приложенная в середине посадочной части концов выходного вала F вых и входного вала F вх;

2.2. При выборе габарита редуктора производиться расчет следующих параметров:

1) Передаточное число

Наиболее экономичной является эксплуатация редуктора при частоте вращения на входе менее 1500 об/мин, а с целью более длительной безотказной работы редуктора рекомендуется применять частоту вращения входного вала менее 900 об/мин.

Передаточное число округляют в нужную сторону до ближайшего числа согласно таблицы 1.

По таблице отбираются типы редукторов удовлетворяющих заданному передаточному числу.

2) Расчетный крутящий момент на выходном валу редуктора

Ттреб — требуемый крутящий момент на выходном валу, Нхм (исходные данные, либо формула 3)

Креж – коэффициент режима работы

При известной мощности двигательной установки:

Ртреб — мощность двигательной установки, кВт

nвх — частота вращения входного вала редуктора (при условии что вал двигательной установки напрямую без дополнительной передачи передает вращение на входной вал редуктора), об/мин

U – передаточное число редуктора, формула 1

КПД — коэффициент полезного действия редуктора

SAM_3023

Коэффициент режима работы определяется как произведение коэффициентов:

Для зубчатых редукторов:

Для червячных редукторов:

К1 – коэффициент типа и характеристик двигательной установки, таблица 2

К2 – коэффициент продолжительности работы таблица 3

К3 – коэффициент количества пусков таблица 4

КПВ – коэффициент продолжительности включений таблица 5

Крев – коэффициент реверсивности , при нереверсивной работе Крев=1,0 при реверсивной работе Крев=0,75

Кч – коэффициент, учитывающий расположение червячной пары в пространстве. При расположении червяка под колесом Кч = 1,0, при расположении над колесом Кч = 1,2. При расположении червяка сбоку колеса Кч = 1,1.

3) Расчетная радиальная консольная нагрузка на выходном валу редуктора

F вых — радиальная консольная нагрузка, приложенная в середине посадочной части концов выходного вала (исходные данные), Н

Креж — коэффициент режима работы (формула 4,5)

3. Параметры выбираемого редуктора должны удовлетворять следующим условиям:

Тном – номинальный крутящий момент на выходном валу редуктора, приводимый в данном каталоге в технических характеристиках для каждого редуктора, Нхм

Трасч — расчетный крутящий момент на выходном валу редуктора (формула 2), Нхм

Fном – номинальная консольная нагрузка в середине посадочной части концов выходного вала редуктора, приводимая в технических характеристиках для каждого редуктора, Н.

Fвых.расч — расчетная радиальная консольная нагрузка на выходном валу редуктора (формула 6), Н.

Источник