Reduktionsberegning. Blog af virksomheden "GlobalProm"

Tilstedeværelsen af ​​et kinematisk drivsystem vil forenkle valget af gearkassetype. Strukturelt er gearkasser opdelt i følgende typer:

Gearforhold [I]

Gearkassens gearforhold beregnes ved formlen:

I = N1/N2

hvor
N1 - akselrotationshastighed (antal rpm) ved indgangen;
N2 - akselrotationshastighed (antal rpm) ved udgangen.

Værdien opnået under beregningerne rundes op til værdien angivet i de tekniske egenskaber for en bestemt type gearkasse.

Tabel 2. Udveksling af gearforhold for forskellige typer gearkasser

VIGTIG!
Omdrejningshastigheden af ​​motorakslen og følgelig gearkassens indgangsaksel må ikke overstige 1500 rpm. Reglen gælder for alle typer gearkasser, undtagen for cylindriske koaksiale med en rotationshastighed på op til 3000 rpm. Producenter angiver denne tekniske parameter i de sammenfattende egenskaber for elektriske motorer.

Reduktionsmoment

Moment på udgangsakslen er drejningsmomentet på udgangsakslen. Den nominelle effekt tages i betragtning, sikkerhedsfaktoren [S], den anslåede varighed af drift (10 tusinde timer), gearkassens effektivitet.

Nominelt drejningsmoment– maksimalt drejningsmoment for sikker transmission. Dens værdi beregnes under hensyntagen til sikkerhedsfaktoren - 1 og driftens varighed - 10 tusinde timer.

Maksimalt drejningsmoment (M2max]- det maksimale drejningsmoment, som gearkassen kan modstå under konstante eller varierende belastninger, drift med hyppige start/stop. Denne værdi kan fortolkes som en øjeblikkelig spidsbelastning i udstyrets driftstilstand.

Påkrævet moment– moment, der opfylder kundens kriterier. Dens værdi er mindre end eller lig med det nominelle drejningsmoment.

Anslået drejningsmoment- den værdi, der kræves for at vælge gearkassen. Den beregnede værdi beregnes ved hjælp af følgende formel:

Mc2 = Mr2 x Sf ≤ Mn2

hvor
Mr2 er det nødvendige drejningsmoment;
Sf - servicefaktor (operationel faktor);
Mn2 er det nominelle drejningsmoment.

Service Factor (Service Factor)

Servicefaktoren (Sf) beregnes eksperimentelt. Belastningstypen, den daglige driftsvarighed, antallet af start/stop pr. driftstime af gearmotoren tages i betragtning. Du kan bestemme servicefaktoren ved hjælp af dataene i tabel 3.

Tabel 3. Parametre til beregning af servicefaktoren

Belastningstype	Antal start/stop, time	Gennemsnitlig varighed af drift, dage
		<2	2-8	9-16 timer	17-24
Blød start, statisk drift, moderat masseacceleration	<10	0,75	1	1,25	1,5
	10-50	1	1,25	1,5	1,75
	80-100	1,25	1,5	1,75	2
	100-200	1,5	1,75	2	2,2
Moderat startbelastning, variabel drift, medium masseacceleration	<10	1	1,25	1,5	1,75
	10-50	1,25	1,5	1,75	2
	80-100	1,5	1,75	2	2,2
	100-200	1,75	2	2,2	2,5
Kraftig drift, variabel drift, høj masseacceleration	<10	1,25	1,5	1,75	2
	10-50	1,5	1,75	2	2,2
	80-100	1,75	2	2,2	2,5
	100-200	2	2,2	2,5	3

Drivkraft

Korrekt beregnet drivkraft hjælper med at overvinde den mekaniske friktionsmodstand, der opstår under retlinede og roterende bevægelser.

Den elementære formel for beregning af effekt [P] er beregningen af ​​forholdet mellem kraft og hastighed.

I rotationsbevægelser beregnes effekt som forholdet mellem drejningsmoment og antallet af omdrejninger pr. minut:

P = (MxN)/9550

hvor
M er drejningsmoment;
N er antallet af omdrejninger/min.

Udgangseffekten beregnes med formlen:

P2 = PxSf

hvor
P er magt;
Sf - servicefaktor (driftsfaktor).

VIGTIG!
Værdien af ​​indgangseffekten skal altid være højere end værdien af ​​udgangseffekten, hvilket er begrundet i tabene under indgreb:

P1 > P2

Det er ikke muligt at foretage beregninger med en tilnærmet værdi af indgangseffekten, da virkningsgraden kan variere betydeligt.

Effektivitetsfaktor (COP)

Overvej beregningen af ​​effektivitet ved at bruge eksemplet med et snekkegear. Det vil være lig med forholdet mellem mekanisk udgangseffekt og indgangseffekt:

ñ [%] = (P2/P1) x 100

hvor
P2 - udgangseffekt;
P1 - indgangseffekt.

VIGTIG!
I snekkegear P2< P1 всегда, так как в результате трения между червячным колесом и червяком, в уплотнениях и подшипниках часть передаваемой мощности расходуется.

Jo højere gearforhold, jo lavere effektivitet.

Effektiviteten påvirkes af driftens varighed og kvaliteten af ​​de smøremidler, der anvendes til forebyggende vedligeholdelse af gearmotoren.

Tabel 4. Virkningsgrad af en et-trins snekkegearkasse

Gearforhold	Virkningsgrad ved a w , mm
	40	50	63	80	100	125	160	200	250
8,0	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95	0,96
10,0	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95
12,5	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94
16,0	0,82	0,84	0,86	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93
20,0	0,78	0,81	0,84	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91
25,0	0,74	0,77	0,80	0,83	0,84	0,85	0,86	0,87	0,89
31,5	0,70	0,73	0,76	0,78	0,81	0,82	0,83	0,84	0,86
40,0	0,65	0,69	0,73	0,75	0,77	0,78	0,80	0,81	0,83
50,0	0,60	0,65	0,69	0,72	0,74	0,75	0,76	0,78	0,80

Tabel 5. Effektivitet af bølgereduceren

Tabel 6. Gearreduktionsgears effektivitet

Eksplosionssikre versioner af gearmotorer

Gearmotorer i denne gruppe er klassificeret efter typen af ​​eksplosionssikkert design:

• "E" - enheder med en høj grad af beskyttelse. De kan bruges i enhver driftsform, inklusive nødsituationer. Forstærket beskyttelse forhindrer muligheden for antændelse af industrielle blandinger og gasser.
• "D" - flammesikkert kabinet. Enhedernes hus er beskyttet mod deformation i tilfælde af eksplosion af selve motorreduceren. Dette opnås på grund af dets designfunktioner og øget tæthed. Udstyr med eksplosionsbeskyttelsesklasse "D" kan bruges i ekstremt høje temperaturer og med enhver gruppe af eksplosive blandinger.
• "I" - egensikkert kredsløb. Denne type beskyttelse sikrer opretholdelsen af ​​eksplosionssikker strøm i det elektriske netværk under hensyntagen til de specifikke forhold ved industrielle applikationer.

Pålidelighedsindikatorer

Pålidelighedsindikatorer for gearmotorer er angivet i tabel 7. Alle værdier er angivet for langtidsdrift ved en konstant nominel belastning. Motorreduceren skal levere 90% af den ressource, der er angivet i tabellen, selv i tilstanden med kortvarige overbelastninger. De opstår, når udstyret startes og det nominelle drejningsmoment overskrides mindst to gange.

Tabel 7. Ressource for aksler, lejer og gearkasser

For beregning og køb af motorreduktionsgear af forskellige typer, kontakt venligst vores specialister. du kan stifte bekendtskab med kataloget over snekke-, cylindriske, planet- og bølgegearmotorer, der tilbydes af Techprivod.

Romanov Sergey Anatolievich,
leder af afdelingen for mekanik
Techprivod selskab.

Andre nyttige ressourcer:

1. Motorvalg

Kinematisk diagram af gearkassen:

1. Motor;

2. Reducer;

3. Drivaksel;

4. Sikkerhedskobling;

5. Koblingen er elastisk.

Z 1 - orm

Z 2 - snekkehjul

Bestemmelse af drivkraft:

Først og fremmest vælger vi en elektrisk motor, til dette bestemmer vi kraften og hastigheden.

Drevets strømforbrug (W) (udgangseffekt) bestemmes af formlen:

transmission elektrisk motordrev

Hvor Ft er den periferiske kraft på båndtransportørens tromle eller forklædets kædehjul (N);

V er hastigheden af ​​kæden eller båndet (m/s).

Motorkraft:

Hvor stotal er drevets samlede effektivitet.

s i alt \u003d s m? ch.p s m s pp;

hvor h.p - effektivitet af snekkegearet;

c m - koblingseffektivitet;

z p3? Effektivitet af lejer på den 3. aksel

stot = 0,98 0,8 0,98 0,99 = 0,76

Jeg bestemmer elmotorens effekt:

2. Bestemmelse af drivakslens hastighed

tromle diameter, mm

I henhold til tabellen (24.8) vælger vi den elektriske motor af mærket "air132m8"

med fart

med magt

drejningsmoment t max / t = 2,

3. Bestemmelse af det samlede gearforhold og dets opdeling efter trin

Vælg fra et standardsortiment

Acceptere

Tjek: Velegnet

4. Bestemmelse af effekt, hastighed og moment for hver aksel

5. Bestemmelse af tilladte spændinger

Jeg bestemmer glidehastigheden:

(Fra afsnit 2.2 beregning af gear) accepterer vi V s >= 2 ... 5 m/s II tinfri bronze og messing, taget ved hastighed

Samlet køretid:

Samlet antal spændingsændringscyklusser:

Orm. Stål 18 KhGT kassehærdet og hærdet til НRC (56…63). Spoler slebet og poleret. ZK profil.

Snekkehjul. Snekkeparrets dimensioner afhænger af værdien af ​​den tilladte spænding [y] H for materialet i snekkehjulet.

Tilladte spændinger til beregning af styrken af ​​arbejdsflader:

Gruppe 2 materiale. Bronze Br AJ 9-4. støbning i jorden

yin = 400 (MPa); yt = 200 (MPa);

Fordi begge materialer er velegnede til fremstilling af en tandhjul, så vælger vi en billigere, nemlig Br AZh 9-4.

Jeg accepterer en orm med antallet af indtastninger Z 1 = 1, og et ormehjul med antallet af tænder Z 2 = 38.

Jeg bestemmer de indledende tilladte spændinger til beregning af snekkehjulets tænder for styrken af ​​arbejdsfladerne, grænsen for bøjningsudholdenhed for tændernes materiale og sikkerhedsfaktoren:

ved F o \u003d 0,44?

SF = 1,75; KFE = 0,1;

N FE \u003d K FE N ? =0,1 34200000=3420000

Jeg bestemmer de maksimalt tilladte spændinger:

[y] F max \u003d 0,8?y t \u003d 0,8 200 \u003d 160 (MPa).

6. Belastningsfaktorer

Jeg bestemmer den omtrentlige værdi af belastningsfaktoren:

k I = k v I k i I ;

k i I \u003d 0,5 (k i o +1) \u003d 0,5 (1,1 + 1) \u003d 1,05;

k I \u003d 1 1,05 \u003d 1,05.

7. Bestemmelse af designparametrene for snekkegearet

Foreløbig værdi for centerafstand:

Ved en konstant belastningsfaktor K I = 1,0 K hg = 1;

T ikke \u003d K ng PT 2;

K I \u003d 0,5 (K 0 I +1) \u003d 0,5 (1,05 + 1) \u003d 1,025;

Tinfri bronze (materiale II)

Ved K er han med løsningen af ​​belastning I lig med 0,8

jeg accepterer en" w = 160 (mm).

Jeg definerer aksemodulet:

Jeg accepterer modulet m= 6,3 (mm).

Snekkediameterkoefficient:

jeg accepterer q = 12,5.

Ormeforskydningsfaktor:

Jeg bestemmer elevationsvinklerne for ormespolen.

Delingsvinklen for svinget:

8. Verifikationsberegning af snekkegearet for styrke

Belastningskoncentrationsfaktor:

hvor I - deformationskoefficienten af ​​ormen;

X er en koefficient, der tager højde for transmissionens driftstilstands indflydelse på indkøringen af ​​snekkehjulets tænder og snekkesvingene.

for den 5. indlæsningstilstand.

Belastningsfaktor:

k \u003d k v k i \u003d 1 1,007 \u003d 1,007.

Glidende hastighed i indgreb:

Tilladt spænding:

Nominel spænding:

200,08 (MPa)< 223,6 (МПа).

Den beregnede spænding på tændernes arbejdsflader overstiger ikke det tilladte, derfor kan de tidligere indstillede parametre tages som endelige.

Effektivitet:

Jeg angiver effektværdien på snekkeakslen:

Jeg bestemmer kræfterne i indgrebet af ormeparret.

Periferisk kraft på hjulet og aksial kraft på snekken:

Periferisk kraft på snekken og aksial kraft på hjulet:

Radial kraft:

F r = F t2 tgb = 6584 tg20 = 2396 (N).

Bøjningsspænding i snekkegears tænder:

hvor U F \u003d 1,45 er en koefficient, der tager højde for formen af ​​tænderne på ormehjulene.

18,85 (MPa)< 71,75 (МПа).

Transmissionstest for kortvarig spidsbelastning.

Maksimalt drejningsmoment på snekkehjulets aksel:

Maksimal kontaktbelastning på tændernes arbejdsflader:

316,13 (MPa)< 400 (МПа).

Maksimal bøjningsspænding af snekkegears tænder:

Kontrol af gearkassen for opvarmning.

Opvarmningstemperatur monteret på reduktionens metalramme i frikøling:

hvor t o - omgivelsestemperatur (20 ° C);

k t - varmeoverførselskoefficient, k t \u003d 10;

A er arealet af køleoverfladen af ​​gearkassehuset (m 2);

A \u003d 20 a 1,7 \u003d 20 0,16 1,7 \u003d 0,88 (m 2).

56,6 (ca. C)< 90 (о С) = [t] раб

Da reduktionens opvarmningstemperatur under naturlig afkøling ikke overstiger den tilladte værdi, er kunstig køling ikke nødvendig for reduktionsventilen.

9. Bestemmelse af snekkegearets geometriske dimensioner

Delingsdiameter:

d 1 \u003d m q \u003d 6,3 12,5 \u003d 78,75 (mm).

Startdiameter:

d w1 \u003d m (q + 2x) \u003d 6,3 (12,5 + 2 * 0,15) \u003d 80,64 (mm).

Diameteren af ​​toppen af ​​svingene:

d a1 \u003d d 1 + 2m \u003d 78,75 + 2 6,3 \u003d 91,35 \u003d 91 (mm).

Diameteren af ​​viklingernes hulrum:

d f1 \u003d d 1 -2t * f m \u003d 78,75-2 1,2 6,3 \u003d 63,63 (mm).

Længden af ​​den gevindskårne del af ormen:

c \u003d (11 + 0,06 z 2) m + 3 m \u003d (11 + 0,06 38) 6,3 + 3 6,3 \u003d 102,56 (mm).

Vi accepterer i = 120 (mm).

Snekkehjul.

Opdeling og startdiameter:

d 2 \u003d d w2 \u003d z 2 m \u003d 38 6,3 \u003d 239,4 (mm).

Tandspidsens diameter:

d a2 \u003d d 2 +2 (1 + x) m \u003d 239,4 + 2 (1 + 0,15) 6,3 \u003d 253,89 \u003d 254 (mm).

Tandhulens diameter:

d f2 \u003d d 2 - (h * f + x) 2m \u003d 239,4 - (1,2 + 0,15) 26,3 \u003d 222,39 (mm).

Krone bredde

i 2? 0,75 d a1 = 0,75 91 = 68,25 (mm).

Vi accepterer i 2 \u003d 65 (mm).

10. Bestemmelse af akseldiametre

1) Diameteren af ​​højhastighedsakslen er accepteret

Vi accepterer d=28 mm

Størrelsen af ​​skaftets affasninger.

Diameter af lejesæde:

Acceptere

Acceptere

2) Langsom akseldiameter:

Vi accepterer d=45 mm

Vælg værdierne for den fundne skaftdiameter:

Omtrentlig perlehøjde

Maksimal affasningsradius for lejet,

Størrelsen af ​​skaftets affasninger.

Bestem diameteren af ​​lejets siddeflade:

Acceptere

Kravediameter til lejestop:

Acceptere: .

10. Valg og afprøvning af rullelejer for dynamisk belastning

1. Til højhastigheds gearkasseakslen vælger vi medium serie 36307 enkeltrækkede vinkelkontaktkuglelejer.

Til ham har vi:

indre ring diameter,

ydre ring diameter,

lejebredde,

Lejet er underlagt:

aksial kraft,

radial kraft.

Rotationsfrekvens:.

Nødvendig arbejdsressource:.

Sikkerhedsfaktor

Temperaturkoefficient

Rotationsforhold

Lad os tjekke tilstanden:

2. Til lavhastighedsgearkasseakslen vælger vi let-serie enkeltrækkede vinkelkontaktkuglelejer.

Til ham har vi:

indre ring diameter,

ydre ring diameter,

lejebredde,

dynamisk belastningskapacitet,

statisk belastningskapacitet,

Maksimal hastighed med fedtsmøring.

Lejet er underlagt:

aksial kraft,

radial kraft.

Rotationsfrekvens:.

Nødvendig arbejdsressource:.

Sikkerhedsfaktor

Temperaturkoefficient

Rotationsforhold

Aksial belastningsfaktor:.

Lad os tjekke tilstanden:

Vi bestemmer værdien af ​​den radiale dynamiske lastfaktor x=0,45 og den aksiale dynamiske lastfaktor y=1,07.

Bestem den ækvivalente radiale dynamiske belastning:

Beregn ressourcen for det accepterede leje:

som opfylder kravene.

12. Beregning af drivakslen (mest belastet) aksel for træthedsstyrke og udholdenhed

Driftsbelastninger:

radial kraft

Moment -

Øjeblik på tromlen

Lad os bestemme reaktionerne af støtterne i det lodrette plan.

Lad os tjekke:

Derfor findes de lodrette reaktioner korrekt.

Lad os bestemme reaktionerne af støtterne i det vandrette plan.

det får vi.

Lad os tjekke rigtigheden af ​​at finde horisontale reaktioner: , - højre.

Momenterne i den farlige sektion vil være lig med:

Beregningen foretages i form af kontrol af sikkerhedsfaktoren, hvis værdi kan accepteres. I dette tilfælde skal betingelsen være opfyldt, hvor er den designmæssige sikkerhedsfaktor, og er sikkerhedsfaktorerne for normal- og forskydningsspændinger, som vi vil bestemme nedenfor.

Find det resulterende bøjningsmoment som

Lad os bestemme de mekaniske egenskaber af akselmaterialet (Stål 45): - trækstyrke (ultimativ trækstyrke); og - udholdenhedsgrænser for glatte prøver med en symmetrisk cyklus af bøjning og torsion; - følsomhedskoefficient for materialet over for asymmetrien i stresscyklussen.

Lad os definere forholdet mellem følgende mængder:

hvor og - effektive spændingskoefficienter - indflydelseskoefficient for tværsnittets absolutte dimensioner. Lad os finde værdien af ​​indflydelseskoefficienten for ruhed og indflydelseskoefficienten for overfladehærdning.

Lad os beregne værdierne af spændingskoncentrationsfaktorer og for en given akselsektion:

Lad os bestemme akslens udholdenhedsgrænser i det betragtede afsnit:

Beregn de aksiale og polære modstandsmomenter for akselsektionen:

hvor er akslens beregnede diameter.

Vi beregner bøjnings- og forskydningsspændingen i den farlige sektion ved hjælp af formlerne:

Lad os bestemme sikkerhedsfaktoren for normale spændinger:

For at finde sikkerhedsfaktoren for forskydningsspændinger definerer vi følgende størrelser. Stress cyklus asymmetri indflydelseskoefficient for en given sektion. Gennemsnitlig cyklus stress. Beregn sikkerhedsfaktoren

Lad os finde den beregnede værdi af sikkerhedsfaktoren og sammenligne den med den tilladte: - betingelsen er opfyldt.

13. Beregning af nøgleforbindelser

Beregningen af ​​nøgleforbindelser består i at kontrollere tilstanden af ​​nøglematerialets knusestyrke.

1. Nøgle på lavhastighedsakslen til hjulet.

Vi accepterer nøglen 16x10x50

Styrketilstand:

1. Nøgle på lavhastighedsakslen til koblingen.

Drejningsmoment på akslen, - akseldiameter, - nøglebredde, - nøglehøjde, - akselrilledybde, - navrilledybde, - tilladt knusespænding, - flydespænding.

Bestem nøglens arbejdslængde:

Vi accepterer nøglen 12x8x45

Styrketilstand:

14. Valg af koblinger

For at overføre drejningsmoment fra motorakslen til højhastighedsakslen og forhindre akselforskydning, vælger vi en kobling.

For at drive en båndtransportør er en elastisk kobling med en ringformet skal i henhold til GOST 20884-82 bedst egnet.

Koblingen vælges afhængigt af drejningsmomentet på lavhastighedsgearkassens aksel.

Toroidale skalkoblinger har høj torsions-, radial- og vinkeloverensstemmelse. Koblinger er installeret på både cylindriske og koniske akselender.

Tilladte forskydningsværdier for denne type koblinger af hver type (forudsat at forskydningerne af andre typer er tæt på nul): aksial mm, radial mm, vinkel. De belastninger, der virker på akslerne, kan bestemmes ud fra litteraturskemaer.

15. Snekkegear og lejesmøring

Et krumtaphussystem bruges til at smøre transmissionen.

Lad os bestemme omkredshastigheden af ​​toppen af ​​hjulets tænder:

For et lavhastighedstrin, her - rotationsfrekvensen af ​​snekkehjulet, - diameteren af ​​omkredsen af ​​toppen af ​​ormehjulet

Lad os beregne det maksimalt tilladte niveau for nedsænkning af gearhjulet på gearkassens lavhastighedstrin i oliebadet: , her er diameteren af ​​cirklerne på toppen af ​​tænderne på gearet på højhastighedstrinnet

Vi bestemmer den nødvendige mængde olie ved hjælp af formlen: , hvor er højden af ​​oliepåfyldningsområdet, og er henholdsvis længden og bredden af ​​oliebadet.

Lad os vælge mærket af olie I-T-S-320 (GOST 20799-88).

I - industriel,

T - tungt belastede noder,

C - olie med antioxidanter, anti-korrosion og anti-slid additiver.

Lejerne smøres med samme olie ved sprøjtning. Ved samling af gearkassen skal lejerne først olieres.

Bibliografi

1. P.F. Dunaev, O.P. Lelikov, "Design af enheder og dele af maskiner", Moskva, "Higher School", 1985.

2. D.N. Reshetov, "Detaljer om maskiner", Moskva, "Engineering", 1989.

3. R.I. Gzhirov, "Constructor's Brief Reference", "Engineering", Leningrad, 1983.

4. Atlas over strukturer "Detaljer om maskiner", Moskva, "Mashinostroenie", 1980.

5. L.Ya. Perel, A.A. Filatov, opslagsbog "Rolling Bearings", Moskva, "Engineering", 1992.

6. A.V. Boulanger, N.V. Palochkina, L.D. Chasovnikov, retningslinjer for beregning af gear af gearkasser og gearkasser med hastigheden "Maskindele", del 1, Moskva, Moskva State Technical University. N.E. Bauman, 1980.

7. V.N. Ivanov, V.S. Barinova, "Udvælgelse og beregninger af rullelejer", retningslinjer for kursusdesign, Moskva, Moskva State Technical University. N.E. Bauman, 1981.

8. E.A. Vitushkina, V.I. Strelov. Beregning af gearaksler. MSTU im. N.E. Bauman, 2005.

9. Atlas over "design af enheder og dele af maskiner", Moskva, forlag af MSTU im. N.E. Bauman, 2007.

Der er 3 hovedtyper af gearmotorer - disse er planet-, snekke- og spiralgearmotorer. For at øge drejningsmomentet og yderligere reducere hastigheden ved gearmotorens udgang findes der forskellige kombinationer af ovennævnte typer gearmotorer. Vi foreslår, at du bruger lommeregnere til en omtrentlig beregning af motorreducerens effekt af mekanismerne til LØFTNING af lasten og mekanismerne til at flytte lasten.

Til løftemekanismer.

1. Vi bestemmer den nødvendige hastighed ved udgangen af ​​gearmotoren ud fra den kendte løftehastighed

V= π*2R*n, hvor

R- radius af løftetromlen, m

V-løftehastighed, m*min

n - omdrejninger ved udgangen af ​​motorreduceren, rpm

2. Bestem motorreduktionsakslens rotationsvinkelhastighed

3. Bestem den nødvendige indsats for at løfte lasten

m er vægten af ​​lasten,

g- frit faldsacceleration (9,8m*min)

t- friktionskoefficient (et sted 0,4)

4. Bestem drejningsmomentet

5. beregn elmotorens effekt

Baseret på beregningen vælger vi den ønskede gearmotor fra de tekniske specifikationer på vores hjemmeside.

Til lastbevægelsesmekanismer

Alt er det samme, bortset fra formlen for kraftberegning

a - acceleration af belastningen (m * min)

T er den tid, det tager for varerne at køre langs for eksempel en transportør

Til lastløftningsmekanismer er det bedre at bruge gearmotorer MCH, MRC, da de udelukker muligheden for at rulle udgangsakslen, når der påføres kraft på den, hvilket eliminerer behovet for at installere en skobremse på mekanismen.

Til blandings- eller boremekanismer anbefaler vi planetgearmotorer 3Mp, 4MP, da de oplever en ensartet radial belastning.

Denne artikel indeholder detaljerede oplysninger om valg og beregning af en gearmotor. Vi håber, at de angivne oplysninger vil være nyttige for dig.

Når du vælger en specifik model af en gearmotor, tages der hensyn til følgende tekniske egenskaber:

• gearkasse type;
• strøm;
• output hastighed;
• gearforholdet i gearkassen;
• design af input og output aksler;
• installationstype;
• ekstra funktioner.

Reducer type

Tilstedeværelsen af ​​et kinematisk drivsystem vil forenkle valget af gearkassetype. Strukturelt er gearkasser opdelt i følgende typer:

• Snekkegear enkelttrin med krydset indgangs-/udgangsakselarrangement (90 graders vinkel).
• Orm to-trins med et vinkelret eller parallelt arrangement af indgangs-/udgangsakslens akser. Følgelig kan akserne placeres i forskellige vandrette og lodrette planer.
• Cylindrisk vandret med parallelle ind-/udgangsaksler. Akserne er i samme vandrette plan.
• Cylindrisk koaksial i enhver vinkel. Akslernes akser er placeret i samme plan.
• PÅ konisk-cylindrisk I gearkassen skærer indgangs-/udgangsakslens akser i en vinkel på 90 grader.

Vigtig! Placeringen af ​​udgangsakslen i rummet er af afgørende betydning for en række industrielle anvendelser.

• Designet af snekkegearkasser gør det muligt at bruge dem i enhver position på udgangsakslen.
• Brugen af ​​cylindriske og koniske modeller er oftere mulig i et vandret plan. Med samme vægt og størrelsesegenskaber som snekkegearkasser er driften af ​​cylindriske enheder mere økonomisk gennemførlig på grund af en stigning i den overførte belastning med 1,5-2 gange og høj effektivitet.

Tabel 1. Klassificering af gearkasser efter antal trin og transmissionstype

Reducer type	Antal trin	Transmissionstype	Aksel arrangement
Cylindrisk		En eller flere cylindriske	Parallel
			Parallel/koaksial
			Parallel
Konisk		konisk	krydsende
Konisk-cylindrisk		konisk	Krydset/Krydset
Orm		Orm (en eller to)	Krydsning
			Parallel
Cylindrisk-orm eller orm-cylindrisk		Cylindrisk (en eller to) Orm (en)	Krydsning
Planetarisk		To centrale gear og satellitter (for hvert trin)
Cylindrisk-planetarisk		Cylindrisk (en eller flere)	Parallel/koaksial
konisk planetarisk		Konisk (en) Planetarisk (en eller flere)	krydsende
Orm planetarisk		Orm (en) Planetarisk (en eller flere)	Krydsning
Bølge		Bølge (en)

Gearforhold [I]

Gearkassens gearforhold beregnes ved formlen:

I = N1/N2

hvor
N1 - akselrotationshastighed (antal rpm) ved indgangen;
N2 - akselrotationshastighed (antal rpm) ved udgangen.

Værdien opnået under beregningerne rundes op til værdien angivet i de tekniske egenskaber for en bestemt type gearkasse.

Tabel 2. Udveksling af gearforhold for forskellige typer gearkasser

Vigtig! Omdrejningshastigheden af ​​motorakslen og følgelig gearkassens indgangsaksel må ikke overstige 1500 rpm. Reglen gælder for alle typer gearkasser, undtagen for cylindriske koaksiale med en rotationshastighed på op til 3000 rpm. Producenter angiver denne tekniske parameter i de sammenfattende egenskaber for elektriske motorer.

Reduktionsmoment

Moment på udgangsakslen er drejningsmomentet på udgangsakslen. Den nominelle effekt tages i betragtning, sikkerhedsfaktoren [S], den anslåede varighed af drift (10 tusinde timer), gearkassens effektivitet.

Nominelt drejningsmoment- maksimalt drejningsmoment for sikker transmission. Dens værdi beregnes under hensyntagen til sikkerhedsfaktoren - 1 og driftens varighed - 10 tusinde timer.

Max drejningsmoment- det begrænsende drejningsmoment, som gearkassen kan modstå under konstante eller varierende belastninger, drift med hyppige start/stop. Denne værdi kan fortolkes som en øjeblikkelig spidsbelastning i udstyrets driftstilstand.

Påkrævet moment- moment, der opfylder kundens kriterier. Dens værdi er mindre end eller lig med det nominelle drejningsmoment.

Anslået drejningsmoment- den nødvendige værdi for at vælge reduktionsgear. Den beregnede værdi beregnes ved hjælp af følgende formel:

Mc2 = Mr2 x Sf<= Mn2

hvor
Mr2 er det nødvendige drejningsmoment;
Sf - servicefaktor (operationel faktor);
Mn2 - nominelt drejningsmoment.

Service Factor (Service Factor)

Servicefaktoren (Sf) beregnes eksperimentelt. Belastningstypen, den daglige driftsvarighed, antallet af start/stop pr. driftstime af gearmotoren tages i betragtning. Du kan bestemme servicefaktoren ved hjælp af dataene i tabel 3.

Tabel 3. Parametre til beregning af servicefaktoren

Belastningstype	Antal start/stop, time	Gennemsnitlig varighed af drift, dage
Blød start, statisk drift, moderat masseacceleration
Moderat startbelastning, variabel drift, medium masseacceleration
Kraftig drift, variabel drift, høj masseacceleration

Drivkraft

Korrekt beregnet drivkraft hjælper med at overvinde den mekaniske friktionsmodstand, der opstår under retlinede og roterende bevægelser.

Den elementære formel for beregning af effekt [P] er beregningen af ​​forholdet mellem kraft og hastighed.

I rotationsbevægelser beregnes effekt som forholdet mellem drejningsmoment og antallet af omdrejninger pr. minut:

P = (MxN)/9550

hvor
M - drejningsmoment;
N - antallet af omdrejninger / min.

Udgangseffekten beregnes med formlen:

P2 = PxSf

hvor
P - magt;
Sf - servicefaktor (driftsfaktor).

Vigtig! Værdien af ​​indgangseffekten skal altid være højere end værdien af ​​udgangseffekten, hvilket er begrundet i tabene under indgreb: P1 > P2

Det er ikke muligt at foretage beregninger med en tilnærmet værdi af indgangseffekten, da virkningsgraden kan variere betydeligt.

Effektivitetsfaktor (COP)

Overvej beregningen af ​​effektivitet ved at bruge eksemplet med et snekkegear. Det vil være lig med forholdet mellem mekanisk udgangseffekt og indgangseffekt:

η [%] = (P2/P1) x 100

hvor
P2 - udgangseffekt;
P1 - indgangseffekt.

Vigtig! I snekkegear P2< P1 всегда, так как в результате трения между червячным колесом и червяком, в уплотнениях и подшипниках часть передаваемой мощности расходуется.

Jo højere gearforhold, jo lavere effektivitet.

Effektiviteten påvirkes af driftens varighed og kvaliteten af ​​de smøremidler, der anvendes til forebyggende vedligeholdelse af gearmotoren.

Tabel 4. Virkningsgrad af en et-trins snekkegearkasse

Gearforhold	Virkningsgrad ved a w , mm
	40	50	63	80	100	125	160	200	250
8,0	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95	0,96
10,0	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94	0,95
12,5	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93	0,94
16,0	0,82	0,84	0,86	0,88	0,89	0,90	0,91	0,92	0,93
20,0	0,78	0,81	0,84	0,86	0,87	0,88	0,89	0,90	0,91
25,0	0,74	0,77	0,80	0,83	0,84	0,85	0,86	0,87	0,89
31,5	0,70	0,73	0,76	0,78	0,81	0,82	0,83	0,84	0,86
40,0	0,65	0,69	0,73	0,75	0,77	0,78	0,80	0,81	0,83
50,0	0,60	0,65	0,69	0,72	0,74	0,75	0,76	0,78	0,80

Tabel 5. Effektivitet af bølgereduceren

Tabel 6. Gearreduktionsgears effektivitet

For beregning og køb af motorreduktionsgear af forskellige typer, kontakt venligst vores specialister. Kataloget over snekke-, spor-, planet- og bølgegearmotorer, der tilbydes af Techprivod, kan findes på hjemmesiden.

Romanov Sergey Anatolievich,
leder af afdelingen for mekanik
Techprivod selskab

Enhver bevægelig forbindelse, der overfører kraft og ændrer bevægelsesretningen, har sine egne tekniske egenskaber. Det vigtigste kriterium, der bestemmer ændringen i vinkelhastigheden og bevægelsesretningen, er gearforholdet. En ændring i styrke er uløseligt forbundet med det -. Det beregnes for hver transmission: rem, kæde, gear ved design af mekanismer og maskiner.

Før du kender gearforholdet, skal du tælle antallet af tænder på gearene. Derefter divideres deres nummer på det drevne hjul med det for drivhjulet. Et tal større end 1 betyder overdrev, hvilket øger antallet af omdrejninger, hastighed. Hvis mindre end 1, så skifter transmissionen ned, hvilket øger kraften, kraften af ​​stød.

Generel definition

Et tydeligt eksempel på en ændring i antallet af omdrejninger er nemmest at observere på en simpel cykel. Manden træder langsomt i pedalerne. Hjulet drejer meget hurtigere. Ændringen i antallet af omdrejninger opstår på grund af 2 tandhjul forbundet i en kæde. Når den store, der roterer sammen med pedalerne, laver én omdrejning, ruller den lille, der står på bagnavet, flere gange.

Momenttransmissioner

Mekanismerne bruger flere typer gear, der ændrer momentet. De har deres egne karakteristika, positive egenskaber og ulemper. Mest almindelige overførsler:

• bælte;
• lænke;
• takket.

Remtræk er det nemmeste at implementere. Det bruges til at skabe hjemmelavede maskiner, i værktøjsmaskiner til at ændre arbejdsenhedens rotationshastighed, i biler.

Remmen trækkes mellem 2 remskiver og overfører rotation fra master til slave. Produktiviteten er lav, fordi bæltet glider på en glat overflade. På grund af dette er bælteknuden den sikreste måde at overføre rotation på. Ved overbelastning glider remmen, og den drevne aksel stopper.

Det overførte antal omdrejninger afhænger af remskivernes diameter og friktionskoefficienten. Rotationsretningen ændres ikke.

Overgangsdesignet er et bælteudstyr.

Der er fremspring på bæltet, tænder på gearet. Denne type bælte er placeret under motorhjelmen på bilen og forbinder kædehjulene på krumtapakslens og karburatorens akser. Ved overbelastning knækker remmen, da dette er den billigste del af samlingen.

Kæden består af tandhjul og en kæde med ruller. Den overførte hastighed, kraft og rotationsretning ændres ikke. Kædetransmissioner er meget udbredt i transportmekanismer, på transportører.

Gearkarakteristik

I et geartog interagerer de drivende og drevne dele direkte på grund af tændernes indgreb. Den grundlæggende regel for driften af ​​en sådan node er, at modulerne skal være ens. Ellers vil mekanismen sætte sig fast. Det følger heraf, at diametrene stiger i direkte forhold til antallet af tænder. Nogle værdier kan erstattes af andre i beregningerne.

Modul - størrelsen mellem de samme punkter på to tilstødende tænder.

For eksempel mellem akser eller punkter på evolventet langs midtlinjen Modulstørrelsen består af tandens bredde og mellemrummet mellem dem. Det er bedre at måle modulet i skæringspunktet mellem basislinjen og tandens akse. Jo mindre radius, jo mere forvrænget er afstanden mellem tænderne langs den ydre diameter, den øges mod toppen fra den nominelle størrelse. Ideelle evolvente former kan praktisk talt kun være på en skinne. Teoretisk set på et hjul med en maksimal uendelig radius.

En del med færre tænder kaldes et tandhjul. Normalt er det førende, overfører drejningsmoment fra motoren.

Tandhjulet har en større diameter og drives i par. Den er forbundet til arbejdsknuden. For eksempel overfører den rotation med den nødvendige hastighed til hjulene på en bil, maskinspindelen.

Normalt reduceres antallet af omdrejninger ved hjælp af et geartog, og effekten øges. Hvis i et par en del med en større diameter leder, har gearet et større antal omdrejninger ved udgangen, det roterer hurtigere, men mekanismens kraft falder. Sådanne gear kaldes nedgearinger.

Når gear og hjul interagerer, ændres flere mængder på én gang:

• antal omgange;
• strøm;
• omdrejningsretning.

Gearingen kan have en anden tandform på delene. Det afhænger af den indledende belastning og placeringen af ​​akserne af de parrende dele. Der er typer af gear bevægelige led:

• spore;
• spiralformet;
• chevron;
• konisk;
• skrue;
• orm.

Den mest almindelige og nemmeste at udføre ansporeindgreb. Den ydre overflade af tanden er cylindrisk. Arrangementet af gearets og hjulets akser er parallelt. Tanden er placeret i en ret vinkel til endefladen af ​​delen.

Når det ikke er muligt at øge hjulets bredde, men det er nødvendigt at overføre en stor kraft, skæres tanden i en vinkel, og på grund af dette øges kontaktarealet. Beregningen af ​​gearforholdet ændres ikke. Noden bliver mere kompakt og kraftfuld.

Manglende spiralgear i ekstra belastning på lejer. Kraften fra trykket af den forreste del virker vinkelret på kontaktplanet. Ud over radialen er der en aksial kraft.

For at kompensere for stress langs aksen og yderligere øge kraften tillader sildebensforbindelse. Hjulet og gearet har 2 rækker af skrå tænder rettet i forskellige retninger. Gearforholdet beregnes på samme måde som cylindrisk gearing ved forholdet mellem antallet af tænder og diametre. Chevron gearing er svær at udføre. Den er kun placeret på mekanismer med en meget stor belastning.

I en flertrins gearkasse kaldes alle geardele placeret mellem drivgearet ved gearkassens indgang og den drevne tandkrans ved udgangsakslen mellemliggende. Hvert enkelt par har sit eget transmissionsnummer, gear og hjul.

Reducer og gearkasse

Enhver gearkasse er en gearkasse, men det modsatte er ikke sandt.

Gearkassen er en gearkasse med en bevægelig aksel, hvorpå der er placeret tandhjul i forskellige størrelser. Han skifter langs aksen og drejer på det ene eller det andet par dele. Ændringen sker på grund af den alternative tilslutning af forskellige gear og hjul. De adskiller sig i diameter og det transmitterede antal omdrejninger. Dette gør det muligt at ændre ikke kun hastigheden, men også kraften.

bil transmission

I maskinen omdannes stemplets translationsbevægelse til en roterende krumtapaksel. Transmissionen er en kompleks mekanisme med et stort antal forskellige noder, der interagerer med hinanden. Dens formål er at overføre rotation fra motoren til hjulene og justere antallet af omdrejninger - bilens hastighed og kraft.

Transmissionen består af flere gearkasser. Dette er først og fremmest:

• gearkasse - hastigheder;
• differential.

Gearkassen i det kinematiske skema står umiddelbart bag krumtapakslen, ændrer hastigheden og rotationsretningen.

Differentialet er med to udgangsaksler placeret i samme akse modsat hinanden. De kigger i forskellige retninger. Gearkassens gearforhold - differentiale er lille, inden for 2 enheder. Det ændrer rotationsaksens position og retning. På grund af arrangementet af koniske gear modsat hinanden, når de er indkoblet med et gear, roterer de i samme retning i forhold til positionen af ​​køretøjets aksel og overfører drejningsmoment direkte til hjulene. Differentialet ændrer hastigheden og rotationsretningen af ​​de drevne spidser, og bag dem hjulene.

Sådan beregnes gearforholdet

Tandhjulet og hjulet har et forskelligt antal tænder med samme modul og en proportional størrelse af diametrene. Gearforholdet viser, hvor mange omdrejninger den drivende del vil lave for at dreje den drevne del gennem en hel cirkel. Gearene er stift forbundet. Det overførte antal omdrejninger i dem ændres ikke. Dette påvirker driften af ​​knudepunktet negativt under forhold med overbelastning og støv. Tanden kan ikke glide, som en rem på en remskive og knækker.

Beregning uden modstand

Ved beregning af gearets udvekslingsforhold anvendes antallet af tænder på hver del eller deres radier.

u 12 \u003d ± Z 2 / Z 1 og u 21 \u003d ± Z 1 / Z 2,

Hvor u 12 er gearforholdet mellem gear og hjul;

Z 2 og Z 1 - henholdsvis antallet af tænder på det drevne hjul og drivhjul.

Generelt er bevægelsesretningen med uret. Skiltet spiller en vigtig rolle i beregningen af ​​flertrins gearkasser. Gearforholdet for hvert gear bestemmes separat i den rækkefølge, de er placeret i den kinematiske kæde. Skiltet viser øjeblikkeligt omdrejningsretningen for udgangsakslen og arbejdsenheden uden yderligere opstilling af diagrammer.

Beregningen af ​​gearforholdet for en multigear gearkasse - flertrins, bestemmes som produktet af gearforhold og beregnes ved formlen:

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

Metoden til at beregne gearforholdet giver dig mulighed for at designe en gearkasse med forudbestemte outputværdier for antallet af omdrejninger og teoretisk finde gearforholdet.

Gearingen er stiv. Dele kan ikke glide i forhold til hinanden, som i et remtræk, og ændre forholdet mellem antallet af omdrejninger. Derfor ændres udgangshastigheden ikke, afhænger ikke af overbelastning. Beregningen af ​​vinkelhastigheden og antallet af omdrejninger er korrekt.

gear effektivitet

For en reel beregning af gearforholdet skal der tages højde for yderligere faktorer. Formlen gælder for vinkelhastighed, da de for kraft- og kraftmomentet er meget mindre i en rigtig gearkasse. Deres værdi reducerer modstanden af ​​transmissionsmomenterne:

• friktion af kontaktflader;
• bøjning og vridning af dele under påvirkning af kraft og modstand mod deformation;
• tab på nøgler og slots;
• friktion i lejer.

Hver type forbindelse, leje og samling har sine egne korrektionsfaktorer. De er inkluderet i formlen. Designere laver ikke beregninger for bøjningen af ​​hver nøgle og leje. Håndbogen indeholder alle de nødvendige koefficienter. Om nødvendigt kan de beregnes. Formlerne er ikke enkle. De bruger elementer fra højere matematik. Beregningerne er baseret på chrom-nikkel ståls evne og egenskaber, deres duktilitet, trækstyrke, bøjning, brud og andre parametre, herunder delens dimensioner.

Hvad angår lejerne, indeholder den tekniske håndbog, ifølge hvilken de er valgt, alle data til beregning af deres arbejdstilstand.

Ved beregning af kraften er hovedindikatoren for gearing kontaktlappen, den er angivet som en procentdel, og dens størrelse er af stor betydning. Kun tegnede tænder kan have en ideel form og berøring over hele evolventet. I praksis er de lavet med en fejl på et par hundrededele mm. Under driften af ​​samlingen under belastning opstår der pletter på evolventet på de steder, hvor delene interagerer med hinanden. Jo mere areal på tandens overflade de optager, jo bedre overføres kraften under rotation.

Alle koefficienter er kombineret, og resultatet er gearkassens effektivitetsværdi. Effektivitetsfaktoren er udtrykt i procent. Det bestemmes af forholdet mellem effekt på indgangs- og udgangsaksler. Jo flere gear, forbindelser og lejer, jo lavere effektivitet.

gearforhold

Værdien af ​​gearets udvekslingsforhold falder sammen med gearforholdet. Værdien af ​​vinkelhastigheden og kraftmomentet varierer i forhold til diameteren og følgelig med antallet af tænder, men har den modsatte værdi.

Jo større antal tænder, jo lavere er vinkelhastigheden og slagkraften - kraft.

Med en skematisk fremstilling af kraftens og forskydningens størrelse kan tandhjulet og hjulet repræsenteres som en løftestang med støtte i kontaktpunktet for tænderne og siderne svarende til diametrene af de sammenkoblede dele. Når de er forskudt med 1 tand, rejser deres ekstreme punkter den samme afstand. Men rotationsvinklen og drejningsmomentet på hver del er forskellig.

For eksempel drejer et tandhjul med 10 tænder 36°. Samtidig forskydes delen med 30 tænder 12°. Vinkelhastigheden af ​​en del med en mindre diameter er meget højere, med en faktor på 3. Samtidig har stien, som punktet passerer på den ydre diameter, et omvendt proportionalt forhold. På gearet er bevægelsen af ​​den ydre diameter mindre. Kraftmomentet stiger omvendt med forskydningsforholdet.

Drejningsmomentet øges med delens radius. Den er direkte proportional med løftestangens størrelse - længden af ​​den imaginære løftestang.

Gearforholdet viser, hvor meget kraftmomentet har ændret sig, når det overføres gennem gearingen. Den digitale værdi svarer til den transmitterede hastighed.

Gearkassens gearforhold beregnes ved formlen:

U 12 \u003d ±ω 1 / ω 2 \u003d ± n 1 / n 2

hvor U12 er gearets udvekslingsforhold i forhold til hjulet;

Den har den højeste effektivitet og den mindste overbelastningsbeskyttelse - kraftpåføringselementet går i stykker, du skal lave en ny dyr del med kompleks fremstillingsteknologi.