10. Выбор редуктора.

Схему редукторов выбирают в зависимости от функционального назначения, условий эксплуатации и передаточного отношения механизма, а также от компоновки прибора или машины.

Найдем передаточное отношение от двигателя к выходному валу:

При передаточных отношениях от 50 до 250 применяют одноступенчатые волновые зубчатые редукторы (ВЗР): КПД η = 0,9 0,7

Особенностями волновых зубчатых редукторов (ВЗР) являются большие передаточные отношения от 50 до 50000, соосное расположение ведущего и рабочего (выходного) валов, малые габариты и масса, высокая точность и технологичность.

Выбираем волновой зубчатый редуктор 3В-125.

Основные параметры взр 3в-125

Внутр. диаметр гибк. колеса	Номин. крутящ. мом. на вых. валу, Н м	Передаточ-ное отношение редуктора	Номин. частота вращ. вых. вала, об/мин	Допуск. радиальная косольная нагр., прилож. к серед. посад. части вала, Н		КПД редук-тора, %	Масса, кг		Двигатель мот – ред.
				Вых.	Вх.		Ред.	Мот-ред.		Р, кВт	n, об/мин
120	320	50	28	6700	355	59	30	45		1,1	3000

Выбор шарикоподшипников.

Так как осевой нагрузки нет, то выберем радиальные подшипники. Такие подшипники способны воспринимать только радиальную нагрузку или радиальную и небольшую осевую.

Коэффициент работоспособности которых определяем по формуле:

С = [R·K_k + m(А₁ – S₁ + S₂)]·K_б·K_т(nh)^0,3,

где А = 0; S₁ = 0; S₂ = 0 т.к. отсутствуют осевые нагрузки; m = 1, тогда

С = R·K_k·K_б·K_т(nh)^0,3.

Выбор коэффициентов:

K_k = 1 – вращается внутреннее кольцо;

K_б = 1,2 – нагрузка с легкими толчками;

K_т = 1 – т.к. температура эксплуатации менее 100˚;

n = об/час – частота вращения;

h – 20000 – количество часов работы.

R=100Н

Тогда

С = 100·1·1,2·1(1620·20000)^0,3 = 21кН.

Выберем подшипник 207 (рис.6) легкой серии диаметром 2, узкой серии ширины 0 ( ГОСТ 8338-75 ), имеем:

d = 30 мм – номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца;

D = 72 мм – номинальный диаметр цилиндрической поверхности наружного кольца;

В = 17мм – номинальная ширина подшипника;

r =2 мм – номинальная координата монтажной фаски;

С = 21,5кН – коэффициент работоспособности.

Момент трения шарика подшипника определим по формуле:

М_тр = 0,5(0,06d + 0,0012R)d = 0,5(0,06·35 + 0,0012·100)·35 = 39 Н·мм

Выбор и расчет муфты

Из конструкций фрикционных муфт наиболее распространены дисковые муфты.  Фрикционные муфты (рис. 7) обеспечивают передачу крутящего момента от ведущего к ведомому валу за счёт сил трения. Они допускают плавное включение и выключение при любой скорости вращения валов.

Крутящий момент Мк, который может передавать дисковая фрикционная муфта, определяется из равенства:

С*Мк< N*fm*Rcp = 0,25*π*( D²- Dо²)*[р]* f *Rcp. [4, стр. 307],

Где С= 1,25... 1,5 - коэффициент запаса сцепления.

N - нормальная сила прижатия дисков.

f=0,08 - коэффициент трения между дисками [табл 20.1,3].

m — число поверхностей трения m = 5.

[р]=0,6-0,8 МПа - допустимое удельное давление [табл 20.1,3].

Rcp = (D + D₀) / 4 - средний радиус рабочих поверхностей дисков.

Пусть D=55мм D₀=85мм

Rcp=(85 + 55)/4 = 35 мм.

Mк = Mдв =2 Н*м

Условия нормальной работы:

N = (C*Mк)/(m*f*Rcp)

N = (1,5*2)/(5* 0,08* 35) = 214 Н

Р = 4N/ π*( D²- Dо²)= 4*214/3,14(85² -55²)=0,065МПа Р = 0,065 МПа. Р< [р], 0,065 < 0,6... 0,8 - удовлетворяет условию